Тяговый расчет грузового автомобиля с карбюраторным двигателем

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовая работа на тему:

Тяговый расчёт грузового автомобиля с карбюраторным двигателем

1. Технико-экономическое обоснование

1.1 Краткая характеристика автомобиля-прототипа ЗИЛ -554М

автомобиль двигатель сцепление скоростной

Колесная формула/ведущие колёса - 4x2/задние

Кузов - цельнометаллический с надставными решетчатыми бортами

Кабина - трехместная цельнометаллическая

Грузоподъемность - 5500кг

Двигатель (марка, тип) - ЗИЛ 130,четырёхтактный,бензиновый

Количество и расположение цилиндров - 8,V-образное

Максимальная скорость - 90 км/ч

Трансмиссия - механическая

Сцепление (марка, тип) - ЗИЛ 130,однодисковое, сухое

КПП - механическая

Число передач - 5

Главная передача (марка, тип) - ЗИЛ 130,одноступенчатая, гипоидная

1.2 Определение геометрических и весовых параметров

1. Максимальная скорость автомобиля х_{a max} = 80 км/ч (приложение В)

2. Масса полезной нагрузки: m_t = 5500 кг (приложение А)

Расчет произведен по (1)

3.Коэффициент использования массы:

[1]

4.Собственная масса автомобиля: m₀ = 5125 кг(приложение1)

5.Полная масса автомобилей:

M_a = m₀+m_t = 5125+5500+3·75= 10850 кг[2]

6.Сила тяжести автомобиля:

Ga = Ma·g = 10850·9.8 = 106330 H[3]

7.Коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля с максимальной скоростью:

f = f₀·(1+= 0,018·(1+= 0.024, [4]

где f₀ - коэффициент сопротивления качению при движении со скоростью, меньшей 60-80 км/ч

8.Фактор обтекаемости:

а) лобовая площадь автомобиля:

F = B·H = 1,8·2,4 = 4,32 м[5]

б) К_вF = 0,7·4,32 = 3,024 H·c²/м²[6]

9.Механический КПД трансмиссии: з_m = 0,9

10.Максимальный подъём, преодолеваемый автомобилем на прямой передаче:

Tg б₀ = (3%) = 0,03[7]

б₀ = arctg (0,03) = 1,7

11.Максимальный коэффициент суммарного сопротивления дороги, преодолеваемого автомобилем на прямой передаче:

Ш₀ = f+tgб₀ = 0,024+0,03 = 0,054[8]

12. Максимальный подъём, преодолеваемый автомобилем на первой передаче:

tg б_max = 0,25[9]

arctg (0,025) = 14°

13.Максимальный коэффициент суммарного сопротивления дороги, преодолеваемого на первой передаче:

Ш_max = 0,024+0,25 = 0,274[10]

14.Распределение силы тяжести автомобиля по осям:

G₁%=·100%=27%[11]

G₁%=·100%=73%

Нагрузка на переднюю ось:

G₁ = 0,27·106330 = 28709,1 H[12]

Нагрузка на заднюю ось:

G₂ = 0,73·106330 = 77620,9 H[13]

15.База автомобиля:

L = 3,8 м[14]

16.Координаты центра тяжести в продольной плоскости автомобиля:

в = = =1,026 м[15]

а = = = 2,774 м

17.Координаты центра тяжести по высоте ( высота центра тяжести)

h_g = 1,92 м[16]

18.Наибольшая нагрузка, приходящаяся на одно (переднее) колесо:

G_K1 = = = 14354,55 Н[17]

Наибольшая нагрузка, приходящаяся на одно (заднее) колесо:

G_K1 = = = 19405,225 Н[18]

Наибольшая нагрузка приходиться на одно заднее колесо.

Шины выбираем по прототипу (220-508) [2], имеющие радиус в свободном состоянии:

r₀ = =0,51 м[19]

r_k = л·r₀ = 0,945*0,51 = 0,48м

1.3 Определение внешней скоростной характеристики двигателя по методу Зимелева

Рассчитаем мощность двигателя необходимую для движения автомобиля с максимальной скоростью:

N_{х max} = [20]

P_w = ==1488 H[21]

N_{х max} = =99,75 кВт

Рассчитаем коэффициент оборотности

=35,5[22]

n_Nm=80·35,5=2900 об/мин

Полученную зависимость эффективной мощности от оборотов корректируем с помощью ф. Лейдермана:

N_e = N _max[23]

Далее рассчитывают значения эффективного крутящего момента:

M_e = ;[24]

N_ц0 = [25]

Полученные данные сводим в таблицу 1

Va, км/ч	10	20	30	40	50	60	70	80
ne, об/мин	362,5	725	1087,5	1450	1812,5	2175	2537,5	2900
Ne, кВт	14	30	46	62	77	89	97	100
Me, Нм	364,5	390,2	405,6	410,7	405,6	390,2	364,5	328,6
Nц0, кВт	21,3	42,6	63,9	85,3	106,6	127,9	149,3	170,6

1.4 Определим передаточное число главной передачи

Передаточное число главной передачи рассчитываем по формуле:

I₀ = = =6,5598[26]

1.5 Подбор передаточных чисел коробки передач

Рассчитаем передаточное число главной передачи:

= =5,42[27]

Принимаем i₁ = 6, принятое передаточное число проверяем на отсутствие буксования ведущих колес по формуле:

= = 12,8326 [28]

Принимаем i₁ =7,5

Принимаем число передач в КПП равным 5. Передаточные числа вычисляем по формулам:

= =7,5[29]

= =4,53

= =2,738

= =1,65

= =1

Таким образом, имеем следующие передаточные числа коробки передач:

i₁ =7,5 ; i₂ =4,53 ; i₃ =2,73 ; i₄ =1,65 ; i₅ =1

Произведем расчёт точки на первой передаче i₁=7,5, количество оборотов n_e= 362,5об/мин, момент M_e= 364,567 Н м;

Скорость автомобиля на первой передаче:

== 10 км/ч[30]

Тяговое усилие на ведущих колесах:

Р_к ===32527,8Н [31]

Динамический фактор:

D=[32]

P_w = = =23,26 H

D==0,304

Коэффициент учета вращающихся масс:

д = 1+0,04(1+) = 1+0,04(1+56,2)=3,2[33]

Ускорение автомобиля:

j = = = 0,804 м/с²[34]

Расход топлива на 100 км

Q = = = 104,6 л/100км[35]

Максимальный часовой расход топлива:

Q _max = = =124,32 кг/ч[36]

Дальнейший расчёт проводим при помощи ЭВМ. По данным расчета (приложение1) строим А1 - Эксплуатационные характеристики.

2. Расчёт фрикционного сцепления

Расчёт произведен (2)

2.1 Проектные расчёты

Расчёт ведомых деталей сцепления:

1.Наружний размер фрикционной накладки D_H (м) и число ведомых дисков Z_g определяем в зависимости от крутящего момента двигателя Me max (Н м ) и частоты вращения щ_{e max} (I/с) по ГОСТ 12238-76 [4]. Принимаем наружный диаметр ведомого диска сцепления 0,34м, d_H внутренний диаметр 0,195м, д_H толщина накладки 0,0045м. Оценку выбранных параметров фрикционной накладки производим по удельной работе буксования:

= 2,06 Дж/м²; [37]

1,962,062,45, следовательно размеры фрикционной накладки и число ведомых дисков выбрано правильно.

где W_б - абсолютная работа буксования; Z_f - число поверхностей трения:

Z_f = 2Z_д =2·1 = 2[38]

F - площадь трения одной фрикционной накладки без учета отверстий под заклёпки:

= =0,0608 м²[39]

Находим абсолютную работу трения:

 = = 247321 Дж/м² , [40]

где J_a - момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля; щ_е - расчётная угловая скорость коленчатого вала; М_ш - момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя.

==0,347 кг·м² [41]

= = 34,05 Н·м[42]

где - передаточное число трансмиссии; ш - коэффициент суммарного сопротивления дороги; з_тр - КПД трансмиссии; R_k - радиус качения колеса; g - ускорение свободного падения; G_a - полная масса автомобиля; G_пр - допустимая масса прицепа.

Принимаем: ш = 0,1

= 208,5 I/с

Расчетная угловая скорость коленчатого вала:

= = 226,3 I/с

2.Средний радиус трения:

== 0,137 м[43]

3.Необходимое нажимное давление и значение коэффициента запаса сцепления:

Принимаем величину удельного давления q - 0,14·10⁶ Н/м²

P_H=F·q = 0,0608·0,14·10⁶=8525,6 H[44]

м - коэффициент трения - 0,22

==2,04, [45]

что входит в пределы для грузовых автомобилей 1,60-2,20.

Принимаем: наружный диаметр шлицев D_ш - 0,42м, модуль m_ш - 0,0015м, число шлицев Z_ш - 26

Средний радиус расположения заклепок:

==0,036м[46]

6.Момент трения:

М_т = 0,1М_emax = 0,1·250,9 = 25,09 Н м[47]

Момент преднатяга:

М_п = 0,15М_emax = 0,15·250,9 = 37,6 Н м[48]

Момент замыкания упругой муфты:

М_з = 1,2М_emax = 1.2·250,9 = 301,08 Н м[49]

Жесткость упругой муфты:

С_r = 19М_emax = 19·250,9 = 4767,1 Н м/рад [50]

Расчёт ведущих деталей сцепления

7. Толщина нажимного диска:

h_g = 0,045D_H = 0,045·0,34 = 0,0153м[51]

Масса нажимного диска:

Удельная масса диска - 7800 кг/м³

== 7,26 кг

Повышение средней температуры:

Удельная массовая теплоемкость чугуна с = 482 Дж/(кг К)

= =7,3 К[52]

Площадь контакта:

Z_k - число контактирующих элементов: 4

r_mk - средний радиус расположения контакта

k - коэффициент, учитывающий число и расположение ведущих дисков: 0,5

[д_см] - напряжение смятия: 15·10⁶ Н/м²

= = 0,00004м²[53]

м[54]

Длинна контактирующей поверхности:

t - толщина материала: 2,5·10^-3м

==0,0016м[56]

Расчёт на срез и смятие заклепок:

d_з - диаметр заклепок: 7·10^-3м

д_п - толщина пружины

= =17,5·10⁶Н/м²[57]

= =23,8 ·10⁶ Н/м²[58]

Толщина пружины д_п? 0,1d_з = 0,0007м

Ширина пружины в_п? 3d_з = 0,021м

Длинна пружины l_п? 10d_з = 0,07м

Расчёт на растяжение и изгиб:

Е - модуль упругости первого рода: 2·10¹¹ Н/м²

l_H - величина хода нажимного диска при выключении: 2,4·10^-3м

= = 428·10⁶ Н/м²[59]

= =895·10⁶ Н/м²[60]

Расчёт цилиндрической нажимной пружины:

Число пружин:

Р` - нажимное усилие, приходящееся на одну пружину: 600Н

= 14[61]

Усилие одной пружины во включенном состоянии:

=608,2Н[62]

Рmax=1,2Р=1,2·608,2=730,7Н[63]

Диаметр проволоки пружины:

с - индекс пружины: 7

[ф_к] - допускаемое напряжение при скручивании проволоки: 500·10⁶ Н/м²

= = 0,0051м[64]

Средний диаметр пружины:

D_cp = c·d_п =7·0,0051=0,0357м[65]

Число рабочих витков пружины:

G - модуль упругости второго рода: 8·10¹⁰ Н/м²

= = 9[66]

Величина хода нажимного диска при выключении:

- требуемый зазор между двумя поверхностями трения, обеспечивающий чистоту выключения: 0,5·10^-3 м

m - увеличение толщины ведомого диска при прекращении его сжатия благодаря упругому креплению фрикционных накладок: 0,15·10^-3м

 = =0,025м[67]

Число полных витков пружины:

i₀ = i_p+2=9+2=11

Рабочая и максимальная деформация пружины:

==0,0122м[68]

==0,0147м[69]

Длинна пружины при выключенном сцеплении:

- зазор между витками: 0,5·10^-3м

l_min = i₀d_п+i_p=32·0,0051+0,005·30=0,0178м[70]

Длинна пружины при включенном сцеплении:

l = l_min+l_н=0,0178+0,025=0,042м[71]

Длинна пружины в свободном состоянии:

l_mах = l_min+l_н+f =0,0178+0,025+0,0147=0,0576м[72]

Жёсткость пружины:

=4956,2Н/м[73]

Износ фрикционной накладки:

==0,003 м[74]

Максимальная величина износа для прилепляемых накладок:

l_u=0,5д_н=0,5·0,023=0,011[75]

Коэффициент запаса сцепления:

==0,86[76]

Расчёт деталей механизма выключения:

Длинное плечо рычага:

l_p = r_m-r_n =0,375-0,0875=0,050 м[77]

r_m = (D_Н+d_Н)/4=(0,34+0,195)/4=0,137,5м[78]

r_n = D_Н/4=0,34/4=0,0875м[79]

Короткое плечо рычага:

=12м[80]

=4,17[81]

Ширина рычага

b_p?d_p=0,0135м[82]

Высота рычага:

H_p=1,5d_p=0,0135·1,5=0,020м[83]

==0,135м[84]

Расчёт привода сцепления

Передаточное число механического привода:

(с_в/d_в) - u_в = 1,4

(l_р/f_р) - u_p = 4

u_мп=(а_п/в_п)(с_в/d_в)(l_р/f_р)=6·1,4·4=33,6[85]

Работа включения:

Рабочий ход муфты Х_р принимаем 0,01м

==7,8 Дж[86]

Свободный ход выжимного подшипника Х₀ = 0,005м

Полный ход педали S_п =0,18м

==8,57[87]

Свободный ход педали:

S₀=X₀u_вu_п=0,005·1,4·8,57=0,059м[88]

Максимальное усилие на педали:

КПД привода м_пс = 0,8

==19Н[89]

2.2 Проверочные расчёты

4.Наружний диаметр первичного вала:

==0,0418 м0,042м[90]

Высота зубьев: h_ш = m_ш = 0,0015м;

Средний радиус поверхности контакта зубьев:

R_mш =0,5m_ш·z_ш = 0,0015·26 = 0,0195м;[91]

Внутренний диаметр шлицев:

d_ш = D_ш - 2m_ш = 0,042-2·0,0015 = 0,039м;[92]

Длину ступицы l_ш принимаем равной наружному диаметру шлицев ведущего вала, 0,042м. Напряжение смятия:

= = 34,36·10⁶ Н/м²,

где ш_ш - 0,8; коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки на зубья.

5.Напряжения смятия и среза заклепок:

Ведомый диск изготовлен из стального листа толщиной д_д = 1,3·10^-3 м

k- коэффициент, учитывающий число и расположение ведущих дисков: =0,5

d_з - диаметр расположения: 4·10^-3 м

Z_з - число заклепок: 26

==25,5·10⁶ Н/м²[93]

== 17,22·10⁶ Н/м²[94]

Момент сопротивления опасному сечению рычага выключения сцепления:

= 345,6 МПа[95]

Все расчётные напряжения входят в заданные интервалы.

2.3 Устройство агрегата

Сцепление автомобиля ЗИЛ-ММЗ-554 сухое, однодисковое, состоит из двух основных частей: ведущего диска в сборе (кожух, нажимной диск, нажимная диафрагменная пружина, соединительные пластины, опорные кольца) и ведомого диска в сборе с фрикционными наладками.

Управление сцеплением осуществляется посредством привода выключения сцепления (подвесная педаль) и механизма выключения (вилка выключения сцепления и муфта выключения в сборе).

Располагается сцепление и механизм его выключения в колокообразном алюминиевом картере, крепящемся к фланцу блока двигателя 10-ю болтами. Нижняя часть торца картера сцепления закрыта фланцем усилителя одновременно к блоку двигателя и торцу картера сцепления для обеспечения повышенной жесткости системы блок двигателя - картер сцепления. Центрирование картера сцепления относительно оси коленчатого вала двигателя осуществляется с помощью двух штифтов запрессованных во фланец блока двигателя и входящих в отверстия на картере сцепления.

Ведущий блок. (см. СБ чертеж) Кожух сцепления закреплён на маховике коленчатого вала двигателя 6-ю центрирующими( специальными) болтами. Усилии нажимной диафрагменной пружины создает необходимую силу трения на поверхности фрикционных накладок и обеспечивает передачу крутящего момента от маховик через нажимной диск 8, кожух и соединительные пластины на ведомый диск сцепления и первичный вал коробки передач. Нажимная диафрагменная пружина представляет собой тарельчатый усеченный конус, имеющий за счет прорезей в центральной и внутренней части 12 лепестков, выполняющих роль рычажков выключения сцепления. Наружная неразрезная часть внутренним диаметром зажимается между 2 опорными кольцами 2 за счет загибки 12 усиков, выполненных в кожухе. При их загибке нажимная пружина на специальном приспособлении должна быть зафиксирована в плоском состоянии. Опорные кольца выполняют роль шарнира, относительно которого происходит поворот неразрезной верхней части диафрагменной пружины при нажатии на концы лепестков. Наружным диаметром диафрагменная пружина опирается на кольцевой выступ нажимного диска и отжимает нажимной диск в строну маховика. Соединительные пластины (3группы по 3 пластины в группе) одним концом прилеплены к выступу нажимного диска, а другим - кожуху сцепления. С их помощью происходит передача крутящего момента от кожуха на нажимной диск и отвод нажимного диска в сторону от маховика при выключении сцепления.

Ведущий диск балансируется в сборе путем установки на фланец кожуха специальных балансировочных грузиков или высверливанием во фланце кожуха отверстий диаметром 8 мм. Допустимый дисбаланс - не более 10 г·см.

Ведомый диск сцепления (см. СБ чертеж) имеет 2 фрикционные накладки, прилепленные независимо одна от другой заклепками к пластинчатым пружинам 8. при увеличении нажатия на нажимной диск пластинчатые пружины постепенно распрямляются, обеспечивая более плавное включения сцепления. Пластинчатые пружины прилеплены заклепками 5 к диску, который при помощи пальцев соединен с диском . цилиндрические демпферные пружины. расположенные одновременно в окнах ступицы и дисков и , при передаче крутящего момента от фрикционных накладок к ступице сжимаются в зависимости от его величины и обеспечивают плавную передачи крутящего момента от двигателя к трансмиссии. Поворот фрикционных накладок с дисками относительно ступицы ограничен упором пальцев 10 в края U-образных вырезов.

Для балансировки ведомого диска применяются специальные балансировочные грузики, которые вставляются в отверстия пластины ведомого диска и расклёпывают. Число грузиков должно быть не более 3.

В подшипник выключения заложены специальные смазки, не требующие замены в течении всего срока эксплуатации.

2.4 Возможные неисправности и методы их устранения

Признак неисправности	Причина неисправности	Метод устранения
1. Пробуксовывание сцепления	Отсутствие свободного хода муфты подшипника выключения сцепления.	Отрегулировать свободный ход муфты подшипника выключения сцепления.
	Замасливание поверхности трения сцепления	Устранить попадание масла в картер сцепления, обезжирить поверхности сцепления
2. Неполное выключения сцепления	Износ или разрушение фрикционных накладок	Заменить фрикционные накладки или ведомый диск
	Не обеспечивается свободный ход муфты подшипника выключения сцепления	Проверить исправность привода (попадание воздуха в гидравлическую систему, утечка рабочей жидкости, увеличенный свободный ход, малый полный ход и др).
		Устранить обнаруженные неисправности
3. Запаздывание включения сцепления при трогании с места и включении передач	Застывание рабочей жидкости в системе или неисправность пневматического усилителя	Промыть гидравлическую систему и заполнить чистой рабочей жидкостью: устранить неисправность пневматического усилителя
4. Течь воздуха через атмосферный клапан корпуса исполнительного цилиндра при нажатии на педаль	Износ или разрушение манжеты пневматического поршня усилителя	Заменить манжету
5. Сцепление не удерживается в выключенном состоянии при нажатии педали	Разрушение резинового уплотнительного кольца толкателя поршня гидравлического цилиндра	Заменить кольцо
6. Непрокачивается гидравлическая система	Отсутствие свободного хода толкателя главного цилиндра: нарушение регулировки свободного хода толкателя; заедание педали	Отрегулировать свободный ход толкателя, устранить заедание педали

2.5 Методы проверки технического состояния сцепления

Проверка состояния деталей сцепления

После разборки детали сцепления тщательно промыть и подвергнуть тщательному осмотру, обратив внимание на надёжность заклёпочных соединений, отсутствие погнутости, изношенности, трещин, забоин и обломов на ведущем и ведомом дисках, пружинных пластинах, кольцах, нажимной пружине, ступице, кожухе, вилке выключения сцепления и других деталей механизма.

Фрикционные накладки ведомого диска необходимо заменить, если на их поверхности имеются следы перегрева, трещины или сильное замасливание, а так же если расстояние от поверхности накладок сцепления до головок заклёпок менее 0,2 мм.

При отсутствии на ведущем диске видимых повреждений, задиров, кольцевых канавок, прожогов на рабочей поверхности нажимного диска, износов конца рычагов выключения сцепления и т.п. Необходимо проверить нажимное усилие. Для этого закрепить ведущий диск на рабочую поверхность маховика, поместив между ними равномерно расположенные шайбы, толщиной 8мм. Размер торца маховика должен быть 42,5±2мм, отклонение от положения в одной плоскости ±0,25мм, при необходимости отрегулировать рычаги.

Проверка состояния привода сцепления заключается во внешнем осмотре и регулировке полного и свободного хода педали сцепления, полный ход должен быть не менее 180мм, свободный ход 35-50мм.

Список используемой литературы

1.Тяговый расчёт автотранспортных средств. Методическое указание по курсовому проектированию. Сост. Б.В.Андреев, Ю.М.Яковлев; КрПИ.- Красноярск, 1986.-43с.

2.Проектирование автомобильных сцеплений. Методические указания для студентов специальности 1609 «Автомобили и автомобильное хозяйство»/ Сост. Ю.М.Яковлев; КрПИ.-Красноярск,1986.-32с.

Размещено на Allbest.ru