Размещено на http://www.allbest.ru/

ОГЛАВЛЕНИЕ

• ВВЕДЕНИЕ
• 1. РАСЧЕТ И АНАЛИЗ ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК АВТОМОБИЛЯ
• 1.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя
• 1.2 Тяговый баланс автомобиля
• 1.3 Мощностной баланс автомобиля
• 1.4 Динамический паспорт автомобиля
• 1.5 Ускорение автомобиля
• 1.6 Время и путь разгона автомобиля
• 1.7 Топливно-экономическая характеристика
• 2. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ СЦЕПЛЕНИЙ
• 3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ И ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИЙ СЦЕПЛЕНИЯ
• 3.1 Расчёт деталей сцепления на нагрев
• 3.2 Расчёт нажимных пружин
• 3.3 Расчёт элементов ведомого диска
• 3.4 Расчёт элементов ведущего диска
• 3.5 Расчёт гидропривода
• 3.6 Подбор пневмогидравлического усилителя привода сцепления
• ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Выполняя транспортную работу, водитель выбирает скорость движения, исходя из эксплуатационных условий. Этот выбор ограничен диапазоном скоростей от максимальной, определяемой максимальной мощностью двигателя или сцеплением ведущих колес с дорогой, до минимальной по условиям устойчивой работы двигателя. Чем тяжелее дорожные условия, тем более узок этот диапазон и меньше возможные ускорения. В некоторых условиях диапазон снижается до единственно возможного значения скорости -- такие дорожные условия являются предельными. В более тяжелых дорожных условиях движение невозможно.

Методы оценки тягово-скоростных свойств могут быть использованы для решения двух задач: анализа -- определения скоростей, ускорений и предельных дорожных условий, в которых возможно движение автомобиля с заданными конструктивными параметрами, и синтеза -- определения конструктивных параметров, которые могут обеспечить заданные значения скоростей и ускорений в заданных дорожных условиях движения, а также нахождения предельных дорожных условий. Решение первой задачи называют проверочным тяговым расчетом, а второй -- проектировочным тяговым расчетом.

Возможно также сравнение автомобилей по показателям тягово-скоростных свойств и оценка их технического уровня и качества по степени соответствия нормируемым или рекомендуемым значениям этих показателей.

Расчёт курсовой работы состоит из 3 разделов:

1 раздел - "Анализ эксплуатационных свойств автомобиля УРАЛ 53202-01". Здесь мы должны произвести расчёт внешне скоростной характеристики двигателя, тягового баланса автомобиля, мощностного баланса автомобиля, динамической характеристики автомобиля, ускорения автомобиля, времени и пути разгона автомобиля и расчёт топливно-экономической характеристики.

2 раздел - "Анализ конструкции сцепления". Здесь рассматриваем несколько более похожих друг на друга сцеплений, анализируем их и исходя из ряда преимуществ выбираем более подходящее для нашего автомобиля сцепление.

3 раздел - "Проектирование и расчёт сцепления". Здесь мы производим расчёт основных параметров и элементов сцепления таких как: коэффициент запаса сцепления и работа буксования, расчёт деталей на нагрев, расчёт нажимных пружин, расчёт элементов ведомого и ведущего дисков.



1. РАСЧЕТ И АНАЛИЗ ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК АВТОМОБИЛЯ

Исходные данные необходимые для проектного расчёта автомобиля

1	Марка автомобиля: Колесная формула	УРАЛ-43202-01 6*6.1
2	Тип автомобиля:	Грузовой автомобиль
3	Тип двигателя:	Четырёхтактный дизель
4	Максимальная эффективная мощность двигателя:	Nemax	154,0	кВт
5	Частота вращения коленчатого вала при максимальной эффективной мощности двигателя:	nN	2600	1/мин
6	Максимальный эффективный момент двигателя:	Mеmax	637,0	Н м
7	Частота вращения коленчатого вала при максимальном моменте двигателя:	nM	1650	1/мин
8	Снаряженная масса автомобиля, приходящаяся на переднюю ось:	m01	3835	кг
9	Снаряженная масса автомобиля, приходящаяся на заднюю ось(тележку):	m02	4285	кг
10	Максимальная допустимая масса автомобиля, приходящаяся на переднюю ось:	ma1	4345	кг
11	Максимальная допустимая масса автомобиля, приходящаяся на заднюю ось(тележку):	ma2	10830	кг
12	Габаритная высота автомобиля:	Н	2,645	м
13	Габаритная ширина автомобиля:	В	2,500	м
14	Передаточное число коробки передач на 1 передаче:	U1	5,62	-
15	Передаточное число коробки передач на 2 передаче:	U2	2,89	-
16	Передаточное число коробки передач на 3 передаче:	U3	1,64	-
17	Передаточное число коробки передач на 4 передаче:	U4	1,00	-
18	Передаточное число коробки передач на 5 передаче:	U5	0,72	-
19	Передаточное число коробки передач на 6 передаче:	U6	-	-
20	Передаточное число коробки передач на 7 передаче:	U7	-	-
21	Передаточное число коробки передач на 8 передаче:	U8	-	-
22	Число передач:		5	-
23	Передаточное число главной передачи:	Uгп	7,32	-
24	Передаточное число дополнительной коробки передач:	Uдк	1,30	-
25	Передаточное число демультипликатора:	Uдм	-	-
26	К.П.Д. Трансмиссии:	?тр	0,84	-
27	Посадочный диаметр обода шины:	D	20,00	дюйм
28	Высота профиля шины:	b	14,00	дюйм
29	Эффективный расхода топлива при максимальной мощности:	geN	240	г/кВт ч
30	Коэффициент сопротивления качению шины при малых скоростях движения:	f0	0,025	-
31	Коэффициент лобового сопротивления аэродинамической силы:	Cx	0,87	-
32	Коэффициент использования площади Миделя:	KF	0,85	-
33	Коэффициент учёта вращающихся масс:	?вр	0,04	-
34	Время переключения передачи:	tП	10,00	с
35	Плотность топлива:	?т	0,84
36	Коэффициент максимальной частоты вращения:	?_об	1
37	Коэффициент потерь мощность двигателя:	K?р	0,85
38	Максимальная допустимая масса:	ma	15175	кг

1.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Исходными данными для построения внешней скоростной характеристики двигателя является максимальная эффективная мощность Nemax и частота neN. Текущее значение чисел оборотов ne при расчете внешней скоростной характеристики двигателя выбирается в пределах (0,2; 0,4; 0,6; 0,8; 1,0; 1,2) от neN . Тогда neN согласно этим пределам будет (520, 1040, 1560, 2080, 2600, 3120) об/мин. Имеется ряд эмпирических формул, из которых наиболее употребляемой является формула, предложенная С.Р. Лейдерманом. Согласно этой формуле текущее значение мощности Ne, соответствующее частоте ne, определяется [1,с.39]:

, (1)

где a, b, c - эмпирические коэффициенты, для дизельного четырёхтактного двигателя (a= 0,53;b= 1,56; c= 1,09 [1, с.39]);

neN - частота вращения коленчатого вала при максимальной эффективной мощности.



Текущее значение эффективного крутящего момента двигателя Ме, соответствующее текущим значениям частот вращения ne, определяется по формуле [1, с.40]:

, (2)

Номинальный крутящий момент определяется формулой:

(4)

Максимальный момент Me max:

(5)

,



а соответствующая ему частота вращения коленчатого вала двигателя neM - по формуле:

neM = (b/2c)neN (6)

neM = (1,56/21,09)2600 = 1860 об/мин

На внешней скоростной характеристике должны быть изображены не только кривые эффективных значений мощноси и момента , но также мощность и момент на выходном валу двигателя, полученные путем умножения их значений на коэффициент , т.е.

(7)

(8)

При приближенных расчетах коэффициент можно брать в пределах 0,80-0,95. Его значение зависит от типа автомобиля, принимаем [1, с.39]. Удельный расход топлива рассчитывается по формуле [1, с.40].



, (9)

где d, е, f1 - эмпирические коэффициенты. Для дизельных двигателей принимаем d=1,55, e=1,55, f1=1 [1, с.41];

geN - удельный расход топлива двигателя при Nemax, удельный эффективный расход топлива при максимальной эффективной мощности двигателя, который может быть принят равным 220-240 г/(кВт?ч) для дизельных двигателей. В расчетах принимаем г/(кВт?ч).

Внешняя скоростная характеристика автомобиля приведена на рис. 1.

Результаты расчета внешней скоростной характеристики на ЭВМ даны в Приложении 1.

По скоростной характеристике определяем коэффициент приспособляемости по моменту , представляющий собой отношение максимального крутящего момента к крутящему моменту при номинальной мощности:



(10)

Этот коэффициент служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки и характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки

Также определяют коэффициент приспособляемости по частоте характеризующий диапазон устойчивой работы двигателя, представляющий собой отношение номинальной частоты вращения вала двигателя к частоте вращения вала двигателя при максимальном моменте :

(11)

Пределы изменения нагрузки на двигатель, соответствующей его устойчивой работе, т.е. способности автоматически приспосабливаться к изменениям нагрузки на колесах оценивают запасом крутящего момента (%)

(12)



По проведенным расчетам внешней скоростной характеристики определили зависимости изменения различных параметров двигателя при изменении частоты вращения вала двигателя. Двигатель автомобиля УРАЛ-43202-01 имеет приспособляемость к изменению внешней нагрузки, равную 1,09 при рекомендуемых пределах для дизельного двигателя 1,1-1,5 [2]. И запас крутящего момента, равный 8,8% при рекомендуемых пределах для дизельного двигателя 10-20% [2]. Двигатель имеет заниженные показатели, вследствие чего может неустойчиво работать при резких небольших изменениях нагрузки. Также по коэффициенту приспособляемости по частоте, равному 1,39 при рекомендуемых значениях для дизельного двигателя 1,45-2,00, можно судить о малом диапазоне устойчивой работы двигателя.

1.2 Тяговый баланс автомобиля

Тяговый баланс представляет собой совокупность тяговой характеристики автомобиля и сил сопротивления движению. Тяговая характеристика строится в координатах "тяговая сила-скорость" на различных передачах.

Уравнение тягового баланса выводится из основного уравнения движения и имеет вид [1, с.42]:

топливный автомобиль сцепление двигатель

(13)

где - сила тяги на ведущих колесах автомобиля, Н; - сила сопротивления воздуха, Н; - сила сопротивления дороги, Н; - сила инерции, Н.

Тяговая сила на колесах автомобиля рассчитывается по формуле:



(14)

где - КПД трансмиссии, для грузовых полноприводных автомобилей. Принимаем ; - динамический радиус колеса.

Скорость автомобиля рассчитывается по формуле

(15)

где - текущий момент и частота вращения коленчатого вала двигателя по внешней скоростной характеристике при отношении , Н?м и мин-1; - передаточные числа коробки передач, дополнительной коробки передач и главной передачи; - кинематический радиус колеса, м.

Радиус качения колеса может быть определен по эмпирической формуле

(16)

где dШ и bШ - соответственно диаметр обода и ширина профиля шины, дюйм. dШ=20 дюймов, bШ=14 дюймов.

Тогда: rК = 0,0127(20+1,714) =0,556 м.

Динамический радиус колеса определяется по типу и размеру шин по формуле:



(17)

где dШ и bШ - соответственно посадочный диаметр колеса и ширина профиля шины, метр. dШ=0,508 м, bШ=0,356 м.

ш - коэффициент деформации шины равный 0,09-0,14. Для шин с регулируемым давлением на Урал-43202-01 принимаем ш =0,1.

Силы сопротивления дороги и воздуха рассчитываем по формулам:

(18)

(19)

где - суммарный коэффициент дорожного сопротивления; СХ - коэффициент лобового сопротивления аэродинамической силы; - площадь Миделева сечения автомобиля, м2; - полная масса автомобиля, м2; - ускорение свободного падения.

, при (горизонтальная дорога).

(20)

- коэффициент сопротивления качению шины при малых скоростях.

Площадь Миделева сечения автомобиля определяем по формуле:



(21)

где и - габаритная ширина и высота автомобиля, м; - коэффициент использования площади Миделя. Для Урал-43202-1 принимаем .

Суммарная сила сопротивления воздуха и дороги определяется как их сумма

(22)

Сила сопротивления разгону (приведенная сила инерции) РИ рассчитывается по формуле:

(23)

где jA - линейное ускорение автомобиля, м/с2; ВР - коэффициент учета вращающихся масс колес автомобиля и двигателя;

Коэффициент учета вращающихся масс рассчитывается по формуле:

(24)

где у1, у2 - эмпирические коэффициенты принимаем по [1, с.43] 1=2=0,04.

Тогда для первой передачи сила тяги:



Для первой передачи скорость автомобиля будет:

Сила сопротивления дороги зависит от массы автомобиля и коэффициента сопротивления качения, по этому она постоянна.

Сила сопротивления воздуха рассчитывается для каждой передачи, но для построения тягового баланса используются значения для высшей передачи.

Суммарная сила сопротивления воздуха и дороги определяется как их сумма

Сила сопротивления разгону (приведенная сила инерции) РИ рассчитывается по формуле:



Результаты расчета тягового баланса на ЭВМ даны в Приложении 1.

По данным расчетов строим тяговый баланс автомобиля (Рис.2).

По графику тягового баланса автомобиля определяют максимально возможную скорость при данном сопротивлении воздуха. На графике ищем точку пересечения кривой суммарного сопротивления воздуха и дороги и кривой тяговой силы на колесах автомобиля. Скорость соответствующая этой точке и будет максимально возможной при данном сопротивлении дороги при полной загрузке автомобиля. Для рассчитываемого автомобиля максимально возможной скоростью является 19 м/с (68,4 км/ч). Так как автомобиль при расчетных условиях не развивает максимальной скорости по паспорту(Vmax=80км/ч), то можно говорить о полной использовании мощности двигателя при езде на высшей передаче, но при этом автомобиль будет иметь малый силовой запас на преодоление сил инерции при разгоне автомобиля.

1.3 Мощностной баланс автомобиля

Характеристика мощностного баланса автомобиля представляют собой кривые изменения мощности на колесах автомобиля NT от скорости движения VA на различных передачах.

Уравнение мощностного баланса [1, с.41]:

(23)

где NT - полная тяговая мощность на колесах, кВт; NД - мощность сопротивления дороги, кВт; NВ - мощность сопротивления воздуха, кВт; NИ - мощность затрачиваемая на разгон и вращательное движение масс, кВт.

Эти мощности рассчитываются по формулам [1, с.44]:



(24)

(25)

(26)

(27)

Суммарная мощность сопротивления воздуха и дороги определяется как их сумма

(28)

Пример для первой передачи:

Коэффициент использования мощности двигателя [1, с.45]:

(28)



где Nе - эффективная мощность двигателя;Кр - коэффициент учитывающий потери мощности двигателя;тр - КПД трансмиссии.

Тогда подставляя известные величины получаем:

Результаты заносим в таблицу.

Из графика мощностного баланса видно, что при нанесении на кривые NТ = f(VA) кривой NД+В = f(VA) они пересекаются в точке характеризующейся как VA =19 м/с, т.е. дальнейшее увеличение скорости в данных условиях невозможно.

По заводским данным УРАЛ-43202-01 должен обеспечить скорость 22,2 м/с при полной нагруженности, что незначительно отличается от наших результатов.

1.4 Динамический паспорт автомобиля

Метод тягового баланса недостаточно удобен для сравнительной оценки тяговых свойств АТС, обладающих различной массой при одинаковых значениях свободной силы тяги, такие АТС будут иметь на одной и той же дороге различные максимальные скорости, ускорения, преодолевать неодинаковые предельные подъемы и другое. Более удобно пользоваться безразмерной величиной ДА, представляющей собой отношение свободной силы тяги к силе веса АТС. Это отношение называют динамическим фактором и рассчитывают по формуле [1, с.45]:

(29)



где Рсв = Рт - Рв - свободная сила тяги на ведущих колесах автомобиля, Н.

Графическую зависимость динамического фактора от скорости называют динамической характеристикой. Исходя из уравнения тягового баланса (13), можно записать равенство:

(30)

Подставив в выражение (30) правую часть этого равенства и заменив Рд и Ри их расчетными формулами (18) и (23) получим:

(31)

где jA - линейное ускорение автомобиля, м/с2.

1.5 Ускорение автомобиля

Определяется по формуле [1]:

(32)

где ВР - коэффициент учета вращающихся масс автомобиля и двигателя:

(33)



Динамический фактор для первой передачи:

По подобной методике проводится дальнейший расчет, результаты которого сводим в таблицу. При анализе динамических свойств автомобилей удобно дополнять динамическую характеристику номограммой нагрузок и графиком контроля буксования. Он позволяет решать уравнение движения с учетом нагрузки на автомобиль U%, коэффициента сцепления колес с дорогой х и другими. Динамическую характеристику строят для автомобилей с полной нагрузкой. С уменьшением массы автомобиля с грузом от m0 до mа динамический фактор изменяется и его можно определить по формуле

(34)

где Да - динамический фактор порожнего автомобиля, Н/Н; m0 - собственная масса порожнего автомобиля с водителем, кг;

Величину масштаба а0, для шкалы Д0 определяют по формуле



(35)

где аА - масштаб шкалы динамического фактора для автомобиля с полной нагрузкой.

Тогда ао = 0,1*8120/15175 = 0,053

График контроля буксования представляет собой выраженную графически зависимость динамического фактора по сцеплению от нагрузки и позволяет определить возможность буксования ведущих колес. Сначала рассчитываем по формуле динамический фактор по сцеплению для автомобиля с полной нагрузкой ДАСЦ и без нее ДОСЦ для различных коэффициентов сцепления Х начиная с Х = 0.1:

(36)

(37)

где - коэффициент перераспределения реакций при трогании автомобиля. Приближенно можно принять для грузового автомобиля с задними ведущими колесами mР = 1.

Затем значение Дасц откладывают по оси Да динамической характеристики, а значение Досц по оси До номограммы нагрузок и полученные точки соединяем прямой линией, на которой указываем величину коэффициента Х = 0,1 . Так же определяем положение точек и наносим штриховые линии для других значений Х (0,2; 0,3; 0,4 и т.д.).

Анализируя полученный динамический паспорт автомобиля можно выделить основные параметры динамической характеристики и номограммы нагрузок, по которым можно судить о тяговых свойствах АТС. Автомобиль имеет максимальный динамический фактор на первой передаче ДImax = 0,273; на высшей - ДVmax = 0,027. При сравнении с требуемыми значениями динамического фактора ДImax = 0,3 - 0,4 и ДVmax = 0,03 - 0,04 можно сделать вывод, что автомобиль обладает плохими тяговыми свойствами.

Из динамического паспорта автомобиля видно, что при скоростях движения от VA =2,25 м/c до VA = 3м/c на первой передаче, двигатель работает на устойчивой ветви внешней скоростной характеристике и любое, сколь угодно увеличение дорожного сопротивления приведет к падению скорости, сопровождающемуся увеличением момента двигателя, а следовательно и динамического фактора. После уменьшения скорости ниже критической двигатель заглохнет, если не перейти на низшую передачу.

1.6 Время и путь разгона автомобиля

Оценочными параметрами динамичности автомобиля при разгоне является путь и время разгона. При этом расчет проводят при движении автомобиля по грунтовой дороге (i = 0) с твердым покрытием хорошего качества при работе двигателя с полной подачей топлива. Для определения пути и времени разгона кривую ускорений на каждой передаче разбивают на интервалы и считают, что в каждом интервале скоростей автомобиль разгоняется с постоянным ускорением jср. Его величину определяют по формуле [1, стр.49]

(38)

где j1 и j2 - ускорения соответственно в начале и в конце интервала скоростей, м/с2.

Для повышения точности расчета интервал скоростей берут равным 0,5 - 1,0 м/с на первой передаче, 2 - 3 м/с на промежуточных и 3 - 5 м/с на высшей.

При изменении скорости от V1 до V2 среднее ускорение рассчитывается по формуле [1, стр.49]:

(39)

Следовательно, время разгона в этом интервале скоростей будет равно:

(40)

Время переключения передач у карбюраторных автомобилей с коробкой передач с синхронизатором равна по табл.17 [1, стр.50] tп = 0,5 с.

Приращение пути в каждом интервале скоростей равно по [1, стр.50]

(41)

Путь Sп, пройденный автомобилем за время переключения передач, определяем по формуле [1,стр.51]

(42)

где Vп - средняя скорость автомобиля за время переключения передач, м/с; tп - время переключения передач.

Параметры	Номер интервала	tр, с; Sр, м
	1	2	3	4	5	6	7	8
Vср1, м/с	0,240	0,609	1,107	1,846	2,584	3,138	3,507	4,061	-
Дt1, с	0,000	0,497	1,173	0,994	0,942	0,477	0,499	1,137	0,981
ДS1, м	0,000	0,303	1,299	1,834	2,433	1,496	1,748	4,618	3,258
ДVп1, м/с	-0,282	-
ДSп1, м	3,373	-
Vср2, м/с	0,467	1,184	2,154	3,589	5,025	6,102	6,820	7,896	-
Дt2, с	0,000	1,392	3,159	2,610	2,465	1,258	1,331	3,148	3,148
ДS2, м	0,000	1,649	6,803	9,366	12,388	7,674	9,079	24,854	24,854
ДVп2, м/с	-0,289	-
ДSп2, м	10,162	-
Vср3, м/с	0,822	2,087	3,795	6,325	8,855	10,752	12,017	13,915	-
Дt3, с	0,000	5,846	11,959	9,410	9,064	4,858	5,494	15,948	15,948
ДS3, м	0,000	12,202	45,383	59,519	80,259	52,235	66,018	221,913	221,913
ДVп3, м/с	-0,309	-
ДSп3, м	18,029	-
Vср4, м/с	1,348	3,423	6,224	10,373	14,522	17,634	19,708	22,820	-
Дt4, с	0,000	250,069	117,179	80,321	153,632	0,000	0,000	0,000	0
ДS4, м	0,000	856,000	729,289	833,165	2231,047	0,000	0,000	0,000	0
ДVп4, м/с	-0,359	-
ДSп4, м	29,656	-
Vср5, м/с	1,863	4,728	8,596	14,327	20,058	24,356	27,222	31,520	-
Дt5, с	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0
ДS5, м	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0
ДVп5, м/с	-0,432	-
ДSп5, м	41,000	-

Графики, построенные как для разгона автомобиля на каждой отдельной передаче, так и с переключением передач с низшей до высшей, являются оценочными характеристиками по ГОСТ 22576-77

В качестве оценочных параметров динамических качеств АТС этот ГОСТ предусматривает время разгона до 60 км/ч (16,67 м/с) для грузовых автомобилей.

По технической характеристике выбег автомобиля с 14,3 м/с составляет 550 м, а время разгона автомобиля до 16,67 м/с составляет 45 сек., по нашему графику выбег автомобиля с 14,3 м/с составляет 783,3 м, а время разгона автомобиля до 16,67 м/с составляет 335 сек. Это связано с тем, что при увеличении скорости автомобиль не в силах преодолеть силу сопротивления дороги и воздуха, т.е. низкие аэродинамические свойства автомобиля.



1.7 Топливно-экономическая характеристика

Основным измерителем топливной экономичности в эксплуатации является путевой расход топлива gП, измеряемый в л/100км.

Контрольный расход топлива определяют при движении АТС на высшей передаче, в нашем случае на 4 передаче, по горизонтальной дороге с постоянной скоростью, установленной для каждого типа автотранспортных средств. На основании данных тягового расчета и графика gЕ производится расчет топливно-экономической характеристики по формуле:

(43)

где geN = 240 г/кВт·ч - эффективный удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя:

Кn - коэффициент, учитывающий зависимость удельного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала двигателя:

(44)

где nД - действующее значение мощности при данной скорости:

(45)

где КN - коэффициент, учитывающий зависимость удельного расхода топлива от степени использования мощности двигателя:

(46)



где а1 = 1,7; b1 = 2,63 и с1 = 1,92 - эмпирические коэффициенты; И - степень использования мощности:

(47)

где сТ = 0,84 кг/л - плотность топлива.

Параметры	Значения параметров при скорости автомобиля Vа, м/с
	1,95	3,00	6,00	9,00	12,00	13,49	14,99	17,99
nДi/nn	0,13	0,2	0,4	0,6	0,8	0,9	1,0	1,2
Кn	1,137	1,094	1,003	0,956	0,955	0,971	0,998	1,086
РД, Н	3020,73	3045,19	3172,24	3383,98	3680,42	3860,41	4061,56	4527,40
РВ, Н	39,25	92,91	371,64	836,19	1486,55	1881,42	2322,74	3344,74
NД, кВт	12,2	20,9	51,3	84,3	113,1	123,8	130,9	130,8
И, %	9	15	35	57	76	83	89	93
КN	1,476	1,345	1,012	0,826	0,810	0,842	0,880	0,913
gn, л/100км	327,7	307,2	261,6	235,2	228,0	231,6	240,0	271,2

Из полученного графика видно, что при скорости автомобиля Va = 16,67 м/с путевой расход топлива минимальный gnmin = 42,5 л/100 км, а максимальный расход топлива при Vamax = 33 м/с gnmax = 94л/100 км. По технической характеристике контрольный расход топлива при 16,67 м/с составляет 23 л/100 км, а по нашему графику контрольный расход топлива при 16,67 м/с составляет 42,5 л/100 км. Следовательно, наш автомобиль обладает плохой топливной экономичностью.

2. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ СЦЕПЛЕНИЙ

При анализе и оценке конструкций сцеплений, как и других механизмов следует руководствоваться предъявляемыми к ним требованиями:

· надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии

· плавность и полнота включения

· чистота выключения

· минимальный момент инерции ведомых частей

· хороший отвод теплоты от поверхностей трения

· предохранение трансмиссии от динамических нагрузок

· поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации

· минимальные затраты физических усилий на управление

· хорошая уравновешенность

Классификация сцеплений:

1. По характеру работы.

- постоянно замкнутое

-постоянно разомкнутое

2. По характеру связи между ведущими и ведомыми элементами:

- гидравлическое

- электромагнитное

- фрикционное

3. Фрикционное:

по форме элементов трения

- дисковое

- специальное

по способу создания нажимного усилия

- центробежное - полуцентробежное - электромагнитное

- пружинное( с центральной и периферийными пружинами)

4. Дисковое:

- однодисковое

- двухдисковое

- многодисковое

5. По типу привода:

- с механическим

- с гидравлическим

- с комбинированным

6. По способу управления:

- неавтоматическое

- автоматическое

с усилителем и без него.

Надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии.

Сцепление автомобиля должно обеспечивать возможность передачи крутящего момента, превышающего крутящий момент двигателя. При износе фрикционных пар, когда сила нажатия пружин ослабевает, сцепление может пробуксовывать, что приводит к выходу его из строя.

Плавность и полнота включения.

В однодисковых и двухдисковых сцеплениях плавность включения достигается рядом мероприятий: применением фрикционных материалов обеспечивающих плавное нарастание силы трения, использование упругих ведомых дисков, созданием упругих элементов в системе выключения.

Для обеспечения полноты включения предусматривают специальные регулировки. Эти регулировки предназначены для создания необходимого зазора между подшипником муфты выключения и концами рычагов, а следовательно и холостому ходу педали сцепления.

Чистота выключения.

Полное разъединение двигателя и трансмиссии в двух дисковых сцеплениях предусматриваются для принудительного отвода внутреннего диска специальное устройство. Оно предназначено для установки внутреннего нажимного диска в положение при котором оба ведомых диска находятся в свободном состоянии, когда наружный нажимной диск принудительно отводится при выключении сцепления. Чистота выключения поддерживается монтажной и эксплуатационной регулировкой. Первая предусматривает установку концов рычагов сцепления в одну плоскость, чтобы предотвратить перекос нажимного диска при включении и выключении сцепления. Вторая - регулировка привода, ее правильность определяется свободным ходом педали сцепления который находится в пределах 20-40мм.

Минимальный момент инерции ведомых частей.

Он необходим для уменьшения ударных нагрузок зубчатых колес и работы трения в синхронизаторах при переключении передач. Его можно уменьшить снижением диаметра диска и массы фрикционных накладок. Толщину накладок в соответствии с ГОСТ 1786-88 принимают в пределах 3,3-4,7мм.

Хороший отвод теплоты от поверхностей трения.

Поддержание постоянного теплового режима обуславливает стабильность работы сцепления При 200 С коэффициент трения падает в 2 раза. Для отвода теплоты предусматриваются: вентиляция картера сцепления через окна или ажурный кожух, направление воздуха специальными щитами, поглощение теплоты массивными дисками, удаление продуктов износа.

Предохранение трансмиссии от динамических нагрузок.

Динамические нагрузки могут быть пиковыми и периодическими. Пиковые нагрузки возникают в следующих случаях: при резком изменении скорости движения, при резком включении сцепления, при наезде на неровность. Включение в трансмиссию упругого звена способствует уменьшению инерционного момента. Это или упругий полукарданный шарнир или пружины демпфера.

Периодические нагрузки - результат неравномерности крутящего момента двигателя для их гашения устанавливают демпфер - гаситель крутильных колебаний. Наряду с основной функцией гаситель уменьшает вероятность возникновения резонансных крутильных колебаний значительной амплитуды.

Поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации.

Применение сцеплений с регулируемым в эксплуатации нажимным усилием, установка сцеплений с диафрагменными пружинами, уменьшение жесткости нажимных пружин - все это позволяет поддержать нажимное усилие в расчетных пределах.

Минимальные затраты физических усилий на управление.

Выполнение этого требования обеспечивается как конструкцией механизма сцепления, так и конструкцией его привода. При управлении сцеплением физические усилия затрачиваются в три этапа: выключение сцепления, удержание сцепления в выключенном состоянии, включение сцепления. Работа, затрачиваемая на управление сцеплением, не должна превышать определенных значений. Чрезмерно большое усилие приводит к профессиональным заболеваниям водителя. Для грузового автомобиля эта работа не должна превышать 30Дж. Можно отметить следующие реальные пути снижения усилия на педали: уменьшение коэффициента запаса, увеличение коэффициента трения, увеличение КПД привода сцепления. Облегчают управление усилители, установленные в приводе сцепления. Полностью освобождают водителя от усилий на управление автоматические приводы сцеплений.

Хорошая уравновешенность.

Фрикционное сцепление должно уравновешиваться. В большинстве случаев сцепление уравновешивают в сборе с маховиком. В сцеплениях с периферийными пружинами они деформируются под действием центробежных сил, в результате чего снижается усилие.

Механизм сцепления КамАЗ моделей 14 и 142

Особенностями механизма сцепления (Рис. 1) являются наличие устройства (не требующего регулировки в процессе эксплуатации) для автоматической установки среднего ведущего диска в среднее положение при выключении сцепления; термостойкая накладка ведомого диска с большим сроком службы; определенная форма кожуха, обеспечивающая фиксацию нажимных пружин.

Ведущие диски: нажимной 4 и средний 2, имеют на наружной поверхности по четыре шипа, которые входят в специальные пазы маховика и передают крутящий момент двигателя на поверхности трения ведомых дисков 1 с фрикционными накладками 22, ступицы которых установлены на шлицах первичного вала коробки передач. Штампованный кожух 17 сцепления установлен на маховике 21 с помощью втулок 3 и закреплен десятью болтами М10 и двумя М8. Между кожухом и нажимным диском размещены нажимные пружины 16, под действием которых ведомые диски зажимаются между нажимным и средним ведущими дисками и маховиком.

Средний ведущий диск 2 имеет рычажный механизм 27. Он автоматически устанавливает диск 2 в среднее положение при выключении сцепления.

Выключающее устройство сцепления состоит из установленных на нажимном диске 4 отжимных рычагов 6 с упорным кольцом 14, муфты 12 выключения сцепления с подшипником 10, смонтированной на крышке подшипника первичного вала коробки передач, и вилки 13 выключения сцепления, размещенной на валу 15 в картере сцепления.

С августа 2001 года механизм автоматической установки среднего диска на автомобилях не ставится.

Наличие сдвоенных силовых пружин и пружин демпфера на ведомых дисках сцепления мод. 142, является отличительной особенностью от сцепления мод. 14.



Рисунок 1 - Механизм сцепления КамАЗ модели 14

1 - ведомый диск; 2 - ведущий средний диск; 3 - установочная втулка; 4 - нажимной диск; 5 - вилка отжимного рычага; 6 - отжимной рычаг; 7 - пружина упорного кольца; 8 - шланг смазывания муфты; 9 -петля пружины; 10 - выжимной подшипник; 11 - отжимная пружина; 12 - муфта выключения сцепления; 13 - вилка выключения сцепления; 14 - упорное кольцо; 15 - вал вилки; 16 - нажимная пружина; 17 - кожух сцепления; 18 - теплоизолирующая шайба; 19 - болт крепления кожуха; 20 - картер сцепления; 21 - маховик; 22 - фрикционная накладка; 23 - первичный вал; 24 - диск гасителя крутильных колебаний; 25 - пружина гасителя крутильных колебаний; 26 - кольцо ведомого диска; 27 - механизм автоматической регулировки положения среднего ведущего диска.



Рисунок 2 - Сцепление ЯМЗ - 238.

1- отжимная пружина, которая отводит средний ведущий диск при отключении сцепления что обеспечивает чистоту выключения, 2 - контргайка для периодической регулировки величины отвода среднего диска, 3 - регулировочный винт, 4 - оттяжной рычаг для отключения сцепления, 5 - вилка оттяжного рычага, 6 - регулировочная гайка, 7 - стопорная шайба, 8 - опорная пластина, 9 - болт крепления опорной пластины, 10 - петля пружины оттяжного рычага, 11 - муфта выключения сцепления,12 - шланг подачи смазки к муфте выключения сцепления, 13 - вилка выключения сцепления, 14 - упорное кольцо, 15 - вал вилки выключения, 16 - рычаг вала вилки, 17 - палец, 18 - крышка люка картера сцепления, 19 - кожух сцепления имеет окна для охлаждения дисков сцепления, 20 - нажимная пружина, которая обеспечивает нажимное усилие в заданных пределах и надежно передает крутящий момент от двигателя к трансмиссии, число пружин кратно числу рычагов выключения, что исключает перекос нажимного диска и обеспечивает чистоту выключения, 21 - термоизолирующая прокладка пружины, для сохранения работоспособности пружин при нагреве, 22 - нажимной диск, 23 - крышка люка картера маховика, 24 - маховик, 25 - ведомые диски с фрикционными накладками которые обеспечивают передачу момента от двигателя к трансмиссии, 26 - средний ведущий диск.

Данное сцепление имеет гаситель крутильных колебаний с регулируемым моментом трения, который предохраняет трансмиссию от динамических нагрузок.

Рисунок 3 - Сцепление ЯМЗ - 236К

1 - отжимная пружина, которая отводит средний ведущий диск при отключении сцепления, что обеспечивает чистоту выключения, 2 - контргайка для периодической регулировки величины отвода среднего диска, 3 - регулировочный винт, 4 - оттяжной рычаг для отключения сцепления, 5 - вилка оттяжного рычага, 6 - регулировочная гайка, 7 - стопорная шайба, 8 - опорная пластина, 9 - болт крепления опорной пластины, 10 - петля пружины оттяжного рычага, 11 - муфта выключения сцепления,12 - шланг подачи смазки к муфте выключения сцепления, 13 - вилка выключения сцепления, 14 - упорное кольцо, 15 - вал вилки выключения, 16 - крышка люка картера сцепления, 17 - кожух сцепления имеет окна для охлаждения дисков сцепления, 18 - нажимная пружина, которая обеспечивает нажимное усилие в заданных пределах и надежно передает крутящий момент от двигателя к трансмиссии, число пружин кратно числу рычагов выключения, что исключает перекос нажимного диска и обеспечивает чистоту выключения, 19 - термоизолирующая прокладка пружины, для сохранения работоспособности пружин при нагреве, 20 - нажимной диск, 21 - крышка люка картера маховика, 22 - маховик, 23 - ведомые диски с фрикционными накладками которые обеспечивают передачу момента от двигателя к трансмиссии, 24 - средний ведущий диск.

Данное сцепление имеет гаситель крутильных колебаний с регулируемым моментом трения, который предохраняет трансмиссию от динамических нагрузок.

Сцепление ЯМЗ -236К отличается от сцепления ЯМЗ - 238 меньшим числом нажимных пружин 24 вместо 28, отсутствует палец и рычаг вала вилки, а так же отжимная пружина имеет большее число витков, что обеспечивает дольшую работу данного узла.

Рисунок 4 - Сцепление ЗИЛ-157 КДВ.

1- отжимная пружина, которая отводит средний ведущий диск при отключении сцепления, что обеспечивает чистоту выключения, 2 - оттяжной рычаг для отключения сцепления, 3 - вилка оттяжного рычага, 4 - муфта выключения сцепления, 5 - шланг подачи смазки к муфте выключения сцепления, 6 - вилка выключения сцепления, 7 - вал вилки выключения, 8 - кожух сцепления имеет окна для охлаждения дисков сцепления, 9 - нажимная пружина, которая обеспечивает нажимное усилие в заданных пределах и надежно передает крутящий момент от двигателя к трансмиссии, число пружин кратно числу рычагов выключения, что исключает перекос нажимного диска и обеспечивает чистоту выключения, 10 - термоизолирующая прокладка пружины, для сохранения работоспособности пружин при нагреве, 11 - нажимной диск, 12 - крышка люка картера маховика, 13 - маховик, 14 - ведомые диски с фрикционными накладками которые обеспечивают передачу момента от двигателя к трансмиссии, 15 - средний ведущий диск, 16 -пружинная пластина, 17 - паз в маховике.

Данное сцепление имеет гаситель крутильных колебаний момент трения, которого установлен при сборке, гаситель предохраняет трансмиссию от динамических нагрузок.

Сцепление ЗИЛ-157 КДВ отличается от других рассмотренных сцеплений установкой нажимных пружин. Из конструктивных особенностей можно отметить установку среднего ведущего диска в выключенном положении с помощью отжимных пружин которые приклепаны с обеих сторон этого диска. Кроме того, в этом сцеплении под соединительные болты между кожухом и маховиком ставятся регулировочные прокладки, которые удаляются при невозможности восстановления свободного хода муфты. Муфта воздействует непосредственно на внутренние концы отжимных рычагов.

Очевидно, что среди рассмотренных конструкций сцеплений сцепление КамАЗ 14 наиболее подходящее для данного автомобиля, так как оно полностью удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к сцеплению.

- надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии обеспечивается высоким коэффициентом запаса сцепления, сцепление имеет большую износостойкость по сравнению с другими сцеплениями за счет меньшей работы буксования

-плавность и полнота включения обеспечивается наличием двух разрезных ведомых дисков и регулировкой зазора между подшипником выключения и рычагами

-предохранение трансмиссии от динамических нагрузок осуществляется демпфером пружинно-фрикционного типа

-минимальные затраты физических усилий на управление обеспечиваются большим передаточным числом и наличием гидравлического привода с пневмогидравлическим усилителем со следящим устройством.



3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ И ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИЙ СЦЕПЛЕНИЯ

Исходные данные:

Mд max = 637 Н·м - максимальный момент двигателя;

R = 0,35 м - наружный радиус фрикционной накладки;

r = 0,2 м - внутренний радиус фрикционной накладки;

rК = 0,556 м- кинематический радиус колеса равен; мм

ц = 0,02 - коэффициент сопротивления дороги [3];

зтр = 0,84 - КПД трансмиссии;

nN = 2930 с-1 -частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя;

РУ = 10560 Н - суммарное усилие 12 пружин;

µ = 0,21 - коэффициент трения;

mA + mП = 15175 кг - полная масса автомобиля.

Высчитываем коэффициент запаса сцепления [2]:

(48)

где Мд max = 637 Н·м - максимальный момент двигателя; Мс max - максимальный момент передаваемый сцеплением:

(49)

где µ = 0,21 - коэффициент трения; РУ = 10560 Н - суммарное усилие пружин; Rср - радиус приложения сил трения:



(50)

где R = 0,35 м; r = 0,2 м - наружный и внутренний радиусы фрикционных накладок.

z - число пар трения:

(51)

где nвд = 2 - количество ведомых дисков.

Работу буксования сцепления высчитываем по формуле:

(52)

где IA - момент инерции:

(53)



где mA + mП = 15175 кг - полная масса автомобиля; rК = 0,556 м - кинематический радиус колеса; UТР - передаточное число трансмиссии.

(54)

где U1 = 5,62 - передаточное число на первой передаче; UГП = 7,32 - передаточное число на главной передаче.

Мц - приведенный момент сопротивления движению:

(55)

где GA + GП = (mA + mП) · 9,8 = 148866,75 Н - вес автомобиля; ц = 0,02 - коэффициент сопротивления дороги [2]; зТР = 0,84 - КПД трансмиссии.

щ0 - угловая скорость [3]:

(56)

где щN - угловая скорость при максимальной мощности двигателя:

(57)



где nN = 2600 c-1 - частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя.

Оценочным параметром буксования служит величина удельной работы буксования, которая отражает также износостойкость сцепления [2]:

(58)

где FУ - суммарная площадь накладок сцепления:

(59)

3.1 Расчёт деталей сцепления на нагрев

Расчёт на нагрев ведётся по формуле [2]:

(60)

где г - коэффициент перераспределения теплоты между деталями, г = 0,25 - для нажимного диска; г = 0,5 - для среднего диска; с = 482 Дж/кг·К - теплоёмкость детали; mнд = 5,5 кг - масса нажимного диска [3], mсд = 13,8 кг - масса среднего диска [3].

3.2 Расчёт нажимных пружин

Напряжение цилиндрической пружины:

(61)

где К - коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины:

(62)

(63)

где Dср = 38,5 мм - средний диаметр пружины; d = 5,5 мм - диаметр проволоки.

Рпр = 10560 / 12 = 880 Н - усилие одной пружины.

Деформация пружины:



(64)

где nпр = 7,5 - число рабочих витков пружины; G = 8,5·104 - модуль упругости второго рода для стали.

Максимальная деформация:

(65)

Длина пружины в свободном состоянии:

Величина отвода нажимного диска при выключенном сцеплении:

(66)

Произведя расчёт нажимной пружины получили, что пружина со средним диаметром 38,5 мм, с диаметром проволоки 5,5 мм и рабочим числом витков равным 7,5, имеет длину в свободном состоянии 102 мм, максимальная деформация пружины 36,53 мм, а при нагрузки 620,21 МПа деформируется на 30,44 мм.



Рисунок 5 - Характеристика пружины

3.3 Расчёт элементов ведомого диска

Шлицы испытывают напряжения среза и смятия, расчёт ведем по этим напряжениям.

Определяем средний диаметр шлицев:

(67)

Принимаем прямобочные шлицы: dср = 38 мм; Dнар = 42 мм; dвн = 34 мм; B = 6 мм. Сталь 40Х. Шлицы по ГОСТ 1139 - 80.

Напряжение смятия:

(68)



где б = 0,75 - коэффициент точности прилегания шлиц; P - сила смятия:

(69)

где i = 10 - число шлицев.

F - площадь на которую действует сила:

(70)

где l принимаем равным Dнар = 42 мм;

Напряжение среза [1]:

(71)

Расчёт демпфера:

Максимальное усилие, сжимающее одну пружину гасителя:



(72)

где R = 0,062 м - радиус приложения усилия к пружине; z = 6 - число пружин в демпфере; Мд - крутящий момент демпфера:

(73)

где Мпр = 127,4 Н·м - крутящий момент пружины, составляющий 20% от Мд max.

Напряжение кручения пружины гасителя:

(74)

где Dв = 8 мм - средний диаметр витка; d = 4 мм - диаметр проволоки.



Расчёт заклёпочного соединения:

Заклёпки испытывают напряжения среза и смятия, расчёт ведем по этим напряжениям:

Напряжение смятия:

(75)

где P - сила смятия:

(76)

где n = 10 - число заклёпок.

F - площадь смятия:

(77)

где д = 0,0025 м - толщина диска демпфера; d = 0,008 м - диаметр заклёпки;

Напряжение среза:



(78)

где S - площадь сечения заклёпки:

(79)

3.4 Расчёт элементов ведущего диска

Расчёт рычагов выключения:

Рисунок 6 - Расчётная схема

Напряжение изгиба:

(80)

где l = 0,07 м - расстояние до опасного сечения; Uр = 4,85 - передаточное число рычагов; nр = 4 - количество рычагов; Wz - суммарный момент сопротивления изгиба:



(81)

(82)

где bi и hi - ширина и высота прямоугольного сечения.

3.5 Расчёт гидропривода

Рисунок 7 - Схема гидропривода с пневматическим усилителем

Исходные данные:

c2= 20см; c1= 4,5см; b2= 25см; b1= 8см; a2= 6,5см; a1= 3,5см; d1= 2,8см; d2= 2,8см;

Lн.д. = 6,09 мм - величина отвода нажимного диска при выключенном сцеплении;

д = 2 мм - величина зазора между рычагами выключения и выжимным подшипником [3];

з = 0,94 - КПД гидравлического привода.

Общее передаточное число привода сцепления рассчитываем по формуле [2]:

(83)

где U1 - передаточное число педального привода [3]:

(84)

U2 - передаточное число рычагов выключения сцепления [2]:

(85)

Ход педали сцепления рассчитываем по формуле:

(86)

где Lн.д. = 6,09 мм - величина отвода нажимного диска при выключенном сцеплении; д = 2 мм - величина зазора между рычагами выключения и выжимным подшипником [3].

Рассчитываем ход подшипника муфты выключения сцепления:

(87)

Усилие на педаль рассчитываем по формуле:

(88)

где зпр = 0,94 - КПД гидравлического привода.

Т. к. Pпед > [Pпед], то выбираем параметры усилителя, необходимого для установки в приводе ФС.

3.6 Подбор пневмогидравлического усилителя привода сцепления

Общее максимальное усилие, развиваемое на штоке гидропневмоусилителя [3]:

(89)

Диаметр цилиндра пневмоусилителя [3]:

(90)

где pp = 8 кгс/см2 - давление в ресивере.

Диаметр цилиндра пневмоусилителя принимаем d3 = 50 мм.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе курсового проекта были проведены технико-экономические расчеты характеристик автомобиля.

По результатам были построены 7 графиков, в их числе внешняя скоростная характеристика, тяговый баланс, мощностной баланс, график ускорений, время и путь разгона, топливно-экономическая характеристика и динамический паспорт, включающий в себя номограмму нагрузок график контроля буксования.

Каждый из этих графиков проанализирован нами отдельно в соответствующих разделах.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Проектный расчёт основных параметров и тягово-экономических характеристик автомобиля с использованием ЭВЦМ / Сост. Е. В. Волков - Хабаровск: Изд-во ХПИ, 1986. - 72 с.

2. Автомобиль анализ конструкций элементов расчета / Осепчугов В. В.-М.: Машиностроение, 1989. - 304с.: ил.

3. Сцепления транспортных и тяговых машин / И. Б. Барский, С. Г. Борисов, В. А. Галягин и др.; Под ред. Ф. Р. Геккера и др.-М.: Машиностроение, 1989. - 344 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru