Сцепление автомобиля ЗИЛ-130-76

Введение


Перед автомобильной промышленностью в настоящее время стоят задачи, связанные с увеличением выпуска экономичных автомобилей с дизельными двигателями, позволяющих значительно сократить расход топлива, а следовательно и затраты на него. Одновременно с ростом производства автомобилей особо большой грузоподъемности (110 и 180 тонн) необходимо создавать мощности для выпуска грузовых автомобилей малой грузоподъемности - полтонны. В настоящее время проводятся значительные работы по увеличению выпуска и повышению надежности автомобилей, работающих на сжатом и сжиженном газах. Возрастает производство специализированных автомобилей и прицепов для перевозки различных грузов. Предусматривается уменьшить на 15-20% удельную металлоемкость, увеличить ресурс, снизить трудоемкость технического обслуживания автомобилей, повысить все виды безопасности.

Курсовой проект по дисциплине "Конструирование и расчет автомобилей" является творческой работой, целью которой служит приобретение навыков использования знаний, полученных как в самом курсе, так и в ряде профилирующих дисциплин, на которых базируется этот курс. Получение навыков аналитического определения показателей эксплуатационных свойств и конструктивных параметров автомобиля, закрепление навыков четкого изложения и защиты результатов самостоятельной работы как в рукописных формах, так и при публичном выступлении.

1. Расчёт тягово-динамических параметров автомобиля


1.1 Выбор основных параметров автомобиля


В ходе выполнения курсового проекта выбирается и рассчитывается ряд параметров проектируемого автотранспортного средства и составляется таблица 1.1 основных параметров автомобиля ЗИЛ-130-76.


Таблица 1.1

Основные параметры автомобиля ЗИЛ-130-76

№ п/пПараметрОбозначениеРазмерностьЗначение
1Полная масса

Ма

кг10525
2Грузоподъёмность

Мг

кг6000
3Максимальная мощность двигателя

Nemax

кВт110,3
4Угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальной мощности

N

рад/с335,1
5Максимальный крутящий момент двигателя

Memax

Нм

402
6Угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте

M

рад/с209,4
7

Распределение полной массы:

на переднюю ось

на заднюю ось


Maп

Maз


кг

кг


2625

7900

8

Распределение собственной массы:

на переднюю ось

на заднюю ось

М

Mп

Мз

кг

кг

кг

4300

2120

2180

9

Передаточные числа КПП:

первая передача

вторая передача

третья передача

четвёртая передача

пятая передача


iк1

iк2

iк3

iк4

iк5


-

-

-

-

-


7,44

4,10

2,29

1,47

1,00

10Передаточное число главной передачи

iко

-6,33
11Максимальная скорость

vаmax

км/ч90
12КПД трансмиссии

т

-0,89
13Коэффициент обтекаемостик

Нс24

0,68

1.2 Построение внешней скоростной характеристики


Внешне-скоростной характеристикой двигателя называется зависимость эффективной мощности и эффективного крутящего момента от частоты вращения коленвала двигателя при полной подаче топлива.

Внешняя скоростная характеристика двигателя имеет следующие характерные точки:

1). min – минимально устойчивая угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с.

2). M – угловая частота вращения коленвала двигателя, соответствующая максимальному крутящему моменту, рад/с.

3). N – угловая частота вращения коленвала двигателя, соответствующая максимальной мощности, рад/с.

4). огр – угловая частота вращения коленвала двигателя, при которой срабатывает ограничитель числа оборотов коленвала двигателя, рад/с.

рад/с.

Текущее значение мощности определяется по формуле:

,

где Ne – значение эффективной мощности двигателя, кВт; Nemax – максимальная мощность, кВт; e – угловая частота вращения коленвала двигателя, об/мин; N – угловая частота вращения при максимальной мощности, об/мин; a, b, c – постоянные коэффициенты, зависящие от конструкции двигателя.

Двигатель ЗИЛ-130 снабжён ограничителем частоты вращения коленвала двигателя, поэтому коэффициенты a, b, c вычисляются по формулам:

;; и ,

где К - коэффициент приспособляемости по частоте, ; Мз – запас крутящего момента, %.

,

где МеNкрутящий момент при максимальной мощности, Нм; Меmaxмаксимальный крутящий момент, Нм Нм.

.

, , ,

проверяя, получаем что – расчёты проведены верно.

Крутящий момент двигателя определяется по формуле:

.

Тяговая мощность определяется по формуле:

,

где т – кпд трансмиссии, т=0,89 (табл. 1.1).

Рассчитанные значения мощности записываем в таблицу 1.2.

Таблица 1.2.

Результаты расчета внешней скоростной характеристики

e

рад/с68106144182220258296335

Ne

кВт22,839,156,373,188,3100,4108,2110,3

Me

Нм

334,7368,6391,0401,9401,3389,1365,5329,3

NT

кВт20,334,850,165,178,689,496,398,2

По результатам расчётов (табл. 1.2) строим графики Ne=f(e), Nt=f(e), Me=f(e) (рис. 1.1).

Интервал от N до М характеризует устойчивость работы двигателя.


1.3 Построение лучевой диаграммы


Перед построением мощностного баланса следует найти связь между угловой частотой вращения коленвала двигателя и скоростью транспортного средства на всех передачах. Для этого строится лучевая диаграмма.

Лучевой диаграммой называется зависимость скорости автомобиля от частоты вращения коленчатого вала двигателя при постоянном значении передаточного числа. Лучевая диаграмма строится для каждой передачи.

Диаграмму строят исходя из условия:

м/с,

где е– частота вращения коленвала двигателя, рад/с; rк – радиус качения колеса, rк=0,471 м; iк- передаточное число передачи; iо- передаточное число главной передачи;

Графики скоростей на различных передачах в зависимости от угловой частоты выходят из начала координат, представляют собой прямые, поэтому в качестве е удобно принять еN.

Расчёт скорости при еN335,1 рад/с на пятой (прямой – iк51) передаче:

км/ч.

Таблица 1.3.

Результаты расчета лучевой диаграммы

Передача

I

II

III

IV

V

iк

7,444,102,291,471

iо

6,32

е, рад/с

335,1

rк, м

0,471

vmax, км/ч

1222396190

По результатам расчётов (табл. 1.3) строим лучевую диаграмму (1.2).


1.4 Построение тяговой характеристики автомобиля


Тяговая характеристика или мощностной баланс показывает распределение мощности на всех передачах по отдельным видам сопротивлений:

кВт,

где N – мощность, затрачиваемая на преодоление суммарного дорожного сопротивления, кВт; Nw – мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, кВт; Nj - мощность, затрачиваемая на преодоление инерции, кВт; Nтр – потери мощности в трансмиссии, кВт.

Составляющие мощностного баланса зависят от скорости автомобиля. Связь между частотой вращения коленвала двигателя и скоростью автомобиля можно найти по лучевой диаграмме.

Разность между мощностью двигателя и мощностью на ведущих колёсах представляет собой мощность механических потерь.

Величину мощности суммарного дорожного сопротивления можно найти по формуле:

кВт,

где Rа – полный вес транспортного средства; v – скорость транспортного средства, м/с; – суммарный коэффициент дорожного сопротивления; i – коэффициент сопротивления подъему (при построении мощностного баланса принимаем i=0, т.к. рассматриваем движение по горизонтальному участку дороги); f– коэффициент сопротивления качению , где f0=0,02– коэффициент сопротивления качению при малой скорости.

Н.

Таким образом, кВт.

Значения N при различных скоростях заносим в таблицу 1.4.

Потери мощности на преодоление сопротивления воздуха определяем по формуле:

кВт,

где к – коэффициент обтекаемости, для ЗИЛ-130-76 к0,5; v – скорость транспортного средства, м/с; F – лобовое сечение автомобиля, м2, где В1,8 м – колея автомобиля; Н2,4 м – высота автомобиля, т.о. м2.

Расчёт мощности сопротивления воздуха при скорости v12 км/ч:

кВт.

Значения NW при различных скоростях заносим в таблицу 1.4.

Таблица 1.4.

Результаты расчета мощностного баланса

iПараметрЕд. изм12345678
рад/с68106144182220258296335
7,44

v1

км/ч2457891112

Ne1

Н22,839,156,373,188,3100,4108,2110,3

1

Н20,334,850,165,178,689,496,398,2
4,1

v2

км/ч4791214171922

Ne2

Н22,839,156,373,188,3100,4108,2110,3

2

Н20,334,850,165,178,689,496,398,2
2,29

v3

км/ч812172126303539

Ne3

Н22,839,156,373,188,3100,4108,2110,3

3

Н20,334,850,165,178,689,496,398,2
1,47

v4

км/ч1219263340475461

Ne4

Н22,839,156,373,188,3100,4108,2110,3

4

Н20,334,850,165,178,689,496,398,2
1

v5

км/ч1828394959697990

Ne5

Н22,839,156,373,188,3100,4108,2110,3

5

Н20,334,850,165,178,689,496,398,2

ПараметрЕд. изм.12345678

v

км/ч1224364860728490

N

кВт7,0514,2821,8930,0638,9848,8459,8165,78

N

0,080,642,165,1210,0017,2827,4433,75

По результатам расчётов (табл. 1.4) строим график мощностного баланса (рис. 1.3).


1.5 Построение графика силового баланса


Силовой баланс показывает распределение полной окружной силы на ведущих колёсах по отдельным видам сопротивлений:

Н,

где Pw – сила сопротивления воздуха, Н; P – сила суммарного дорожного сопротивления, Н; Pj – сила сопротивления инерции, Н.

Полная окружная сила на всех передачах определяется по формуле:

Н,

где Ме – крутящий момент, определённый по табл. 1.2, Нм; rк0,471 м – статический радиус колеса; т0,89 – кпд трансмиссии.

Расчёт полной окружной силы для движения на первой передаче: iк17,44 при е62,8 рад/с.

Н.

Силу суммарного дорожного сопротивления определяют по формуле:

Н,

где Ra=103250 Н– полный вес автомобиля; - коэффициент сопротивления качению; i=0 – коэффициент сопротивления подъему (горизонтальный участок дороги).

Расчёт силы суммарного дорожного сопротивления при v12 км/ч:

Н.

Силу сопротивления воздуха находят по формуле:

Н,

где к=0,68 – коэффициент обтекаемости; v – скорость автомобиля, м/с; F4,32 м2 – площадь поперечного сечения.

Расчёт силы сопротивления воздуха при v12 км/ч:

Н.

Рассчитанные значения сил Рк, РW, Р заносим в табл. 1.5.

Максимально возможная скорость автомобиля определяется точкой пересечения графика Рк для 5-ой передачи с кривой суммарного сопротивления.

Таблица 1.5.

Результаты расчета силового баланса

iПараметрЕд. изм12345678
рад/с68106144182220258296335
7,4

v1

км/ч2457891112

1

Н29781,632800,434794,735764,435709,534630,132526,229301,5
4,1

v2

км/ч4791214171922

2

Н16411,918075,519174,519708,919678,619083,817924,416147,3
2,3

v3

км/ч812172126303539

3

Н9166,710095,810709,711008,110991,210659,010011,49018,9
1,5

v4

км/ч1219263340475461

4

Н5884,36480,76874,87066,47055,56842,26426,55789,4

Продолжение таблицы 1.5.

1

v5

км/ч1828394959697990

5

Н4002,94408,74676,74807,04799,74654,64371,83938,4

v

км/ч2,014,627,139,752,364,977,490,0

Pw

Н0,735,4122,8262,9455,6701,1999,21350,0

P

Н2065,32078,52112,02165,52239,22333,12447,12581,2

P

Н2065,92113,92234,72428,42694,93034,23446,33931,2

По данным таблицы 1.5 строим график силового баланса (рис. 1.4).


1.6 Построение динамической характеристики


Динамическая характеристика представляет собой зависимость динамического фактора D от скорости автомобиля:

.

Динамический фактор определяется по формуле:

,

где Рк – полная окружная сила, Н; РW – сила сопротивления воздуха, Н; – свободная сила тяги, Н; Ra103250 Н – суммарная нормальная опорная реакция всех колёс автомобиля.

Расчёт значения динамического фактора ведём для е62,8 рад/с, v1min2 км/ч. Определяем по лучевой диаграмме скорость автомобиля, затем по графику силового баланса находим значение Рсв28397,2 Н, тогда .

При равномерном движении D, в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление, которое может преодолеть транспортное средство на соответствующей передаче при определённой скорости: , где i – коэффициент, сопротивления подъёму (в расчётах принимаем i0); – коэффициент сопротивления качению.

Расчёт коэффициента сопротивления качения f при v12 км/ч:

.

Расчетные значения f заносим в таблицу 1.6.

Таблица 1.6.

Результаты расчета динамического фактора

ПараметрЕд. изм12345678
рад/с68106144182220258296335
7,44

v1

км/ч2457891112

D1

-0,2880,3180,3370,3460,3460,3350,3150,284
4,1

v2

км/ч4791214171922

D2

-0,1590,1750,1860,1910,1910,1850,1740,156
2,29

v3

км/ч812172126303539

D3

-0,0890,0980,1030,1060,1050,1020,0950,085
1,47

v4

км/ч1219263340475461

D4

-0,0570,0620,0650,0670,0660,0630,0580,050
1

v5

км/ч1828394959697990

D5

-0,0380,0410,0430,0430,0410,0370,0320,025

Таблица 1.7.

Результаты расчета коэффициента сопротивления качения

v, км/ч

21224364860728490
f0,020,02010,02040,02080,02140,02220,02320,02440,025

По данным табл. 1.7 строим график ff(v) (рис. 1.5), где пересечение кривой ff(v) с кривой D=f(v) даст максимальную скорость автомобиля.


1.7 Определение ускорения автомобиля


Величину ускорения на каждой передаче можно определить по формуле:

м/с2,

где величину (D-) можно определить графически по динамической характеристике: ; g – ускорение свободного падения, м/с2; – коэффициент учёта вращающихся масс, его величину определяют по эмпирическоё формуле: .

Расчёт на первой передаче (iк17,44):

.

Расчётные значения на различных передачах заносим в табл. 1.8.

Расчёт ускорения автомобиля на первой передаче при е68 рад/с. Находим значение (D-f) по графику динамической характеристики при скорости v, соответствующей е68 рад/с: .

м/с2.

Расчётные значения j заносим в табл. 1.8.

Таблица 1.8.

Результаты расчета ускорения

ПараметрЕд. изм.12345678
рад/с68106144182220258296335
7,443,254

v1

км/ч2457891112

j1

м/с2

0,8080,8960,9540,9830,9810,9490,8880,793
4,11,712

v2

км/ч4791214171922

j2

м/с2

0,7950,8870,9480,9770,9760,9420,8780,779
2,291,250

v3

км/ч812172126303539

j3

м/с2

0,5380,6070,6520,6710,6660,6370,5820,501
1,471,126

v4

км/ч1219263340475461

j4

м/с2

0,3190,3650,3920,4000,3890,3590,3110,241
11,080

v5

км/ч1828394959697990

j5

м/с2

0,1640,1900,1990,1930,1700,1310,0750,001

По значениям табл. 1.8 строим графики ускорения (рис. 1.6).


1.8 Построение графиков обратного ускорения


Время и путь разгона следует определять графоаналитическим методом. Для определения времени разгона строиться график величин, обратных ускорению. Поскольку величина, обратная ускорению, при скорости, близкой к максимальной имеет большое значение, построение следует ограничить скоростью км/ч.

По данным табл. 1.7 считаем значения обратных ускорений 1/j, с2/м и заносим их в табл. 1.9.


Таблица 1.9.

Результаты расчета обратных ускорений

iк

ПараметрЕд. изм.12345678
7,43,254

v1

км/ч2457891112

1/j1

с2

1,2371,1161,0481,0181,0191,0531,1261,260
4,11,712

v2

км/ч4791214171922

1/j2

с2

1,2581,1271,0551,0231,0251,0611,1391,284
2,31,250

v3

км/ч812172126303539

1/j3

с2

1,8581,6471,5351,4901,5011,5711,7171,995
1,51,126

v4

км/ч1219263340475461

1/j4

с2

3,1372,7412,5522,5002,5692,7823,2174,146
11,080

v5

км/ч1828394959697172

1/j5

с2

6,1145,2755,0185,1905,8917,66112,213,333

По данным табл. 1.8. аналогично ускорению строится график обратного ускорения (рис. 1.7).


1.9 Определение времени и пути разгона автомобиля


Для определения времени разгона график обратных ускорений разбивается на ряд интервалов скоростей, в каждом из которых определяется площадь, заключённая между кривой величин, обратных ускорению и осью абсцисс, эта площадь Fi времени движения.

Время движения в каждом интервале определяется по формуле:

с,

где i – порядковый номер интервала; Fi – площадь, заключённая между кривой и осью абсцисс, мм2; а20 мм в с2/м – масштабный коэффициент, показывающий количество мм на графике 1/j в с2/м; b6 мм в м/с – масштабный коэффициент скорости, показывающий количество мм на графике скорости в 1 м/с.

При расчёте условно считается, что разгон на каждой передаче определяется при максимальной частоте вращения коленвала двигателя. Время переключения передач для карбюраторного двигателя с коробкой передач, оснащённой синхронизаторами равно 11,5 с. Падение скорости за время переключения передач определяется по формуле:

м/с,

где tп11,5 с – время переключения передач; – коэффициент суммарного дорожного сопротивления (при малых скоростях 0,02); '1,04 – коэффициент, учёта вращающихся масс автомобиля, когда двигатель автомобиля отсоединён от колёс.

Падение скорости за время переключения передач очень мало:

м/с, поэтому оно не учитывается.

Время разгона на 15-ти метровом интервале:

с.

Расчётные значения времени разгона на различных интервалах заносим в табл. 1.10.1, а на графике t=f(v) время разгона откладывается нарастающим итогом.

Таблица 1.9.1.

Результаты расчета времени разгона

Интервал123456789101112131415

Fi

мм2

1251131041201041111302813484109107051000120017778
tс1,040,940,8710,870,931,082,342,93,427,585,888,331014,6

Для определения пути разгона график времени разгона разбиваем на интервалы и подсчитываем площади, заключённые между кривой и осью ординат.

Путь разгона на каждом интервале определяем по формуле:

м,

где Si – путь разгона на i-том интервале скоростей, м; Fi – площадь между кривой t=f(v) и осью ординат, мм2; с – масштабный коэффициент времени, показывающий количество мм на графике t=f(v) в 1 с, с=3,33 мм в 1 с.

Расчёт пути разгона на первом интервале:

м.

Значения Si заносим в табл. 1.10.2. Найденный в каждом интервале путь разгона последовательно суммируем и строим график S=f(v) (рис. 1.8).

Таблица 1.9.2.

Результаты расчета пути разгона

Интервал123456789101112

Fi

мм2

308812518540555291013501615180540955750

Si

м0,451,321,882,786,088,2813,720,324,227,161,486,3

Все полученные графики при расчёте тягово-динамических параметров автомобиля ЗИЛ-130-76 представлены на первом листе.

2. Расчёт сцепления и анализ конструкции


2.1 Назначение сцепления. Требования к сцеплению


Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простота конструкции, высокая надёжность и т.п.) необходимо обеспечить следующее:

  • надёжную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;

  • плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;

  • полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;

  • минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;

  • необходимый отвод теплоты от поверхности трения;

  • предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.


2.2 Классификация сцеплений


1). По способу передачи крутящего момента сцепление бывает: фрикционное, гидравлическое, электромагнитное.

2). По способу управления различают сцепление с принудительным управлением, с усилителем и без усилителя, а также с автоматическим управлением.

3). По способу создания давления на нажимной диск сцепления делят на пружинные, полуцентробежные и центробежные.

4). По форме поверхностей трения различают дисковые, конусные и барабанные сцепления.

5). По числу ведомых дисков сцепления бывают одно-, двух- и многодисковые.


2.3 Анализ использования различных видов конструкций


На современных автомобилях обычно устанавливают одно- или двухдисковые фрикционные сцепления с принудительным управлением. Такие конструкции позволяют обеспечить основные требования, предъявляемые к сцеплениям.

Однодисковые сцепления просты в изготовлении и обслуживании, обеспечивают хороший отвод теплоты от пар трения, имеют небольшую массу и высокую износостойкость.

Двухдисковые сцепления вызывают необходимость использования повышенного усилия выключения, имеют большие габариты, значительный момент инерции ведомых деталей и увеличенный ход выключения.

На многих современных автомобилях и автобусах устанавливают автоматические сцепления для обеспечения плавного трогания с места и переключения передач автоматически.


2.4 Выбор конструктивной схемы


Исходя из известной грузоподъёмности автомобиля, его максимальной скорости и передаваемого крутящего момента получаем, что для автомобиля ЗИЛ-130-76 подходит такой вариант: однодисковое фрикционное сцепление в сухом картере с цилиндрическими нажимными пружинами, с механическим приводом.


2.5 Материалы, применяемые для изготовления основных деталей сцепления


Рабочие пружины изготавливаются из стали Сталь 65Г.

Ведущий диск изготавливают из серого чугуна СЧ 28-48, СЧ 32-52, обладающего хорошими противозадирными и фрикционными свойствами при работе в сочетании с фрикционными накладками.

Ведомый диск изготавливают из стали, обладающей повышенной упругостью.

Ступица ведомого диска изготавливают из стали марок Сталь 40 и Сталь 40Х.

Фрикционные накладки ранее изготавливались из асбеста, металлических наполнителей и связующего вещества (синтетические смолы, каучук), теперь из-за токсичности асбест заменён другими веществами.

Рычаг выключения сцепления, их оси и опорные вилки изготавливаются из мало- или среднеуглеродистой стали и подвергают цианированию до твёрдости HRC 56-60.

Кожух сцепления изготавливают из стали Сталь 10.


2.6 Расчёт сцепления


Выбираем наружный диаметр ведомого диска из условия, что Мдmax402 Нм и максимальной частоты вращения коленвала двигателя max335,1 рад/с:

Dн342 мм – наружный диаметр накладки,

dв186 мм – внутренний диаметр накладки,

5 мм – толщина фрикционной накладки,

i2 – число пар поверхностей трения.


2.6.1 Оценка износостойкости сцепления


Степень нагружения и износостойкость наклад

Подобные работы:

Актуально: