Конструирование и расчет автомобилей

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

Степень нагружения и износостойкость накладок сцепления принято оценивать двумя основными параметрами:

удельным давлением на фрикционные поверхности

удельной работой буксования сцепления;

Расчёт удельного давления на фрикционные поверхности:

, Н/м2,

где pпр - сила нормального сжатия дисков, Н; F - площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,

м2;

[p0]0,20,25 МПа - допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.

Определение силы нормального сжатия:

Н,

где Мдmax - максимальный момент двигателя, Нм; 2,25 - коэффициент запаса сцепления; 0,27 - коэффициент трения; Rср - средний радиус фрикционной накладки, м, т.о. кН, а МПа - потребный ресурс накладок обеспечен.

Расчёт удельной работы буксования сцепления:

,

где Lуд - удельная работа буксования; L - работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; Fсум - суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м2;

Дж,

где Jа - момент инерции автомобиля, приведённый к входному валу коробки передач, Нм,

где mа10525 кг - полная масса автомобиля; mп0 кг - полная масса прицепа; iк и i0 -передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (iк4,10, i06,32); 1,05 - коэффициент учёта вращающихся масс.

Нм2;

- расчётная угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с: для автомобиля с карбюраторным двигателем: рад/с, где М182 рад/с - угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте; b - коэффициент, равный 1,23 для автомобилей с карбюраторными двигателями; Мт - момент сопротивления движению при трогании с места, Нм,

где 0,016 - коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); т0,82 - к.п.д. трансмиссии.

Нм.

МДж.

МДж/м2

Lуд2,5985 МДж/м2<[Lуд]4 МДж/м2,

следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

2.6.2 Оценка теплонапряжённости сцепления

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

С,

где 0,5 - доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с482 Дж/(кгК) - теплоёмкость детали; mд16 кг - масса детали; [t]1015 С.

, т.о.

Потребная теплонапряженность обеспечена.

2.7 Расчёт деталей сцепления на прочность

Определение усилия, развиваемого одной пружиной:

Н,

где Z18 - число пружин.

Н.

Принимаем, что отношение диаметров , тогда потребный диаметр проволоки для пружин сцепления определим по формуле:

,

где y - коэффициент концентраций напряжений, при m6 y1,25; [пр]700900 МПа - допускаемое напряжение кручения.

мм.

Принимаем значение d4,5 мм.

Определяем диаметр витка пружины по известным d и m: мм.

Число рабочих витков пружины:

,

где G9104 МПа - модуль упругости при кручении; с - жёсткость пружины, ,

где Н - приращение сил сопротивления пружины выключения сцепления; - приращение сжатия пружины при выключении сцепления,

где i - число пар трения; 1,01,5 мм - осевая деформация ведомого диска, тогда

мм.

Н/мм<5090 Н/мм.

.

2.7.2 Расчёт пружин демпфера сцепления

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

z8 - число пружин;

d4 мм - диаметр проволоки;

Dср16 мм - средний диаметр витка;

nп5 - полное число витков;

С300 Н/мм - жёсткость пружины;

Мтр100200 Нм - момент трения фрикционных элементов демпфера.

Момент предварительной затяжки пружин:

Нм

Максимальное напряжение пружины демпфера определяется по формуле:

,

где n - число ведомых дисков сцепления, т.о. Нм.

Усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

,

где R0,08 м - радиус приложения усилия к пружине; z - число пружин.

Н.

Принимая во внимание большую жёсткость пружин демпфера, напряжение вычисляем по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

, МПа

где К - коэффициент, учитывающий форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы на прочность; []=700900 МПа.

,

где , тогда , а МПа, т.о. - условие прочности выполняется.

2.7.3 Расчёт ступицы ведомого диска

Напряжение смятия шлицов ступицы определяется по формуле:

, МПа

где , а dн40 мм - наружный диаметр шлицов; dв30 мм - внутренний диаметр шлицов; ; l60 мм длина шлицов; z10 число шлицов; 0,75 - коэффициент точности прилегания шлицов; [см]1530 МПа - допустимое напряжение смятия.

мм,

мм2,

Н, тогда

МПа,

т.о. 22,97 МПа<30 МПа - условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы определяется по формуле:

,

где b8 мм - ширина шлицов; [срmax]515 МПа - допустимое напряжение среза.

МПа,

т.о. 14,36 МПа<15 МПа - условие выполняется.

Материал ступицы - Сталь 35, 40Х.

Материал ведомого диска - Сталь 50, 65Г.

2.7.4 Расчет вала сцепления

Вал сцепления рассчитывается на скручивание по диаметру впадин шлицевой части. Задав допустимое напряжение кручения [max]70 МПа, находим:

м.

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

, МПа

где - средний радиус приложения окружной силы, м; h, l - высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

, МПа

где b8 мм - ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

[см]1530 МПа, [срmax]515 МПа

, - условие прочности выполняется.

2.8 Привод сцепления

Усилие на педали выключения вычисляем с учётом увеличения силы нажимных пружин при включении на 20%:

,

где Рпр12125 Н - сила давления пружины; u - общее передаточное число привода; т0,8 - кпд привода.

,

где u1 и u2 - передаточное число соответственно педального привода и механизма выключения сцепления. Для механического привода:

,

где а400; b85; с110; d60; l88; f17, откуда ; ;

, тогда

Н.

На проектируемом автомобиле сила давления на педаль не должна превышать 200 Н. Следовательно, необходимо предусмотреть установку в приводе сцепления усилителя. Свободный ход педали должен составлять 3550 мм, а полный ход - не менее 180 мм.

Рис. 2.1. Механический привод сцепления.

2.9 ТО сцепления в процессе эксплуатации

1. Автомобиль (учебник водителя третьего класса). Калисский В.С., Манзон А.И. и др. - М.: Транспорт, 1970.- 384с.

2. Автотранспортные средства: Методические указания к выполнению курсового проекта. - Вологда: ВПИ, 1986, 36с.

3. Баринов А.А. Элементы расчёта агрегатов автомобиля: Учебное пособие. - Вологда: ВоПИ, 1994. - 132 с.

4. Краткий автомобильный справочник.-10-е изд., перебран. и доп. - М.: Транспорт, 1984.-220с., ил., табл.

5. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчёта: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». - М.: Машиностроения, 1989. - 304с.: ил.

6. Теория эксплуатационных свойств АТС. Тягово-скоростные свойства. Методические указания к практическим занятиям для студентов специальности 150200. - Вологда: ВоГТУ. - 2000. - 46 с.

Размещено на Allbest.ru