Характеристики автомобиля, проектирование сцепления

Размещено на http://www.allbest.ru/

Характеристики автомобиля, проектирование сцепления

1. Определение тягово-скоростных свойств автомобиля

1.1 Внешнескоростные характеристики двигателя

Внешними называются характеристики двигателя полученные при полной подаче топлива. Независимой переменной является угловая скорость коленчатого вала щ_e. В курсовом проекте строятся графики четырех внешних скоростных характеристик двигателя, примерный вид которых показан на Рис. 1…4.

Загрузка двигателя при работе его по внешней характеристике - полная (N_e = N_100% во всем диапазоне угловой скорости коленчатого вала) и степень загрузки двигателя в таком случае равна единице - р = 1,0, поскольку:

(1)

В формуле (1): N_e - мощность двигателя в любом режиме движения, кВт, при текущем значении угловой скорости коленчатого вала щ_e; N_100% - мощность двигателя при полной подаче топлива и том же значении угловой скорости коленчатого вала щ_e.

Первой строится внешняя характеристика мощности двигателя (Рис. 1), в зависимости от угловой скорости коленчатого вала по формуле Лейдермана:

, (2)

где N_{e max} - максимальная мощность двигателя, кВт; при скорости вращения коленчатого вала щ_N , рад/с (щ_N - в задании на проектирование); N_e - мощность двигателя, кВт, при текущем значении угловой скорости коленчатого вала щ_e, рад/с и полной подаче топлива; a, b, c - коэффициенты формулы (в исходных данных).

N_{e max} - определяется по мощностному балансу при максимальной скорости движения груженого автомобиля по горизонтальной асфальтированной дороге (студенты заочной формы обучения берут N_{e max} из задания на проект).

Двигатель легкового автомобиля в таком режиме тратит всю мощность на преодоление: сопротивления качению N_f , сопротивления воздуха N_w и на трение в трансмиссии N_з. Определив эти три составляющие можно найти мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля N_Vmax, кВт:

, (3)

где V_max - максимальная скорость автомобиля, км/ч; 3,6 и 46,7 - коэффициенты, переводящие скорость из км/ч в м/с; 1000 - деление на тысячу переводит ватты в киловатты; - полный вес автомобиля, Н; - коэффициент сопротивления качению (в данном случае он равен коэффициенту сопротивления качению ), который находится по формуле (V, км/ч):

; (4)

- коэффициент сопротивления воздуха (см. п. 9 на стр. 10); - лобовая площадь автомобиля, принимается, как 80% от произведения ширины автомобиля (без учета выступающих малогабаритных деталей) на высоту; f₀ = 0,015; - КПД трансмиссии (см. п. 8).

Далее, из формулы Лейдермана (2) для данного режима движения (движение с максимальной скоростью):

можно определить максимальную мощность N_{e max} бензинового двигателя легкового автомобиля. У такого двигателя частота вращения коленчатого вала: .

У двигателей грузовых автомобилей из-за срабатывания ограничителя оборотов и у всех дизельных двигателей кривая мощности непрерывно растет до максимального значения при максимальной частоте вращения коленчатого вала, т.е. (см. формулу (3)).

Кроме того, из-за срабатывания ограничителя оборотов у двигателя грузового автомобиля, в отличие от легкового, остается запас мощности . Поэтому, его максимальная мощность определяется по формуле:

, (5)

где N_f и N_w определяются так же, как в формуле (3).

Рис. 1. Мощность двигателя.

Далее строится характеристика крутящего момента двигателя (Рис. 2). Известно, что при вращательном процессе мощность считается по формуле , где М - крутящий момент; щ - угловая скорость вращения под действием момента. Тогда крутящий момент двигателя М_е (Н·м) можно рассчитать по формуле:

, (6)

где N_e - мощность двигателя по графику Рис. 1, кВт; 1000 - коэффициент для перевода мощности из кВт в Вт.

Характеристика удельного расхода топлива (Рис. 3) строится по формуле:

, (7)

где g_N - удельный расход топлива при N_{e max} , г/кВт·ч (берется в исходных данных, стр. 6); К_щ - коэффициент, учитывающий скоростной режим работы двигателя, определяется по эмпирической зависимости:

; (8)

К_N - коэффициент, учитывающий степень загрузки двигателя. Для дизельного двигателя:

, (9)

для, бензинового:

; (10)

р - степень загрузки двигателя, определяется по формуле (1). Для внешней скоростной характеристики р = 1,0, поэтому - К_N = 1,0 (при построении графика часового расхода топлива Рис. 17 будут также использоваться значения р отличные от единицы).



Рис. 2. Крутящий момент двигателя

Рис. 3. Удельный расход топлива

Часовой расход топлива (Рис. 4) определяется по формуле:

. (11)

В формуле (11) размерность N_e - кВт, часовой расход топлива G_t - кг/ч, а удельный расход топлива g_e- г/кВт·ч. Коэффициент 1000 переводит граммы g_e в килограммы G_t.

В дальнейшем на основании скоростных характеристик двигателя строятся характеристики автомобиля с учетом следующих зависимостей:

Скорость движения автомобиля, км/ч:

; (12)

Сила тяги на ведущих колесах, Н:

; (13)

Мощность на ведущих колесах, кВт:

, (14)

или, что то же самое:

. (15)

где N_з - мощность потерь на трение в трансмиссии, кВт.

Рис. 4. Часовой расход топлива

2.2 Построение силового баланса

На Рис. 5 стрелками показаны силы, действующие на автомобиль в общем случае движения (разгон в гору c углом подъема б).

Стрелки на рисунке обозначают следующие величины: V - скорость автомобиля, км/ч; j - ускорение автомобиля, м/с²; P_f - сила сопротивления качению, Н:

; (16)

R_z - полный вес автомобиля, Н, (см. п. 3, стр. 9).

В формуле (16) коэффициент сопротивления качению f зависит от скорости движения и определяется по формуле (4).

Сила сопротивления уклона (в данном случае подъема), Н:

. (17)

Здесь sin б ? tg б = i - величина уклона дороги (указана на дорожных знаках в процентах).

Рис. 5. Движение автомобиля с ускорением на подъем

Сила сопротивления воздуха, Н:

, (18)

В формуле (18) к·F - фактор обтекаемости (см. п. 9 на стр. 9)

Сила сопротивления инерции (в данном случае при разгоне), Н:

. (19)

Здесь: М - масса автомобиля, кг, j - ускорение автомобиля, м/с², д - коэффициент учета вращающихся масс (см. п. 10 на стр. 9).

Р_к - сила тяги на ведущих колесах (см. формулу (13)) преодолевает сумму сил сопротивления движению, что отражено в формуле силового баланса:

(20)

График силового баланса (Рис. 6) в курсовом проекте строится для движения по горизонтальной асфальтированной дороге, поэтому сила сопротивления уклона на нем отсутствует. На график наносятся: характеристика силы тяги (13) при соответствующей скорости движения автомобиля (12); силы сопротивления качению (16) (откладываются от оси абсцисс); силы сопротивления воздуха (18) (откладываются вверх от характеристики силы сопротивления качению).

Скорости движения автомобиля при построении P_f и P_w рекомендуется брать те же, что и при построении силы тяги P_к.

Пример построения графика силового баланса показан на Рис. 6.



Рис. 6. Силовой баланс автомобиля

2.3 Построение мощностного баланса автомобиля

Мощность при линейном движении можно определить по формуле:

. (21)

Перемножив все силы в формуле (20) на скорость движения автомобиля получим мощностной баланс автомобиля, приведенный к ведущим колесам:

N_к = N_f + N_i + N_w + N_j. (22)

Однако, источником мощности (энергии) в автомобиле является двигатель и поэтому в левой части мощностного баланса должна располагаться его мощность. Тогда, заменив мощность на ведущих колесах N_к выражением (15) не сложно получить мощностной баланс автомобиля в виде:

N_e = N_f + N_i + N_w + N_j + N_з. (23)

N_e - мощность двигателя (кВт) отображенная на внешней скоростной характеристике (Рис. 1).

N_з - мощность расходуемая на трение в трансмиссии. Ее можно определить из системы двух уравнений (14) и (15). Тогда:

. (24)

Другие мощности сопротивлений определяются путем перемножения соответствующих сил (формулы с (16) по (19)) на скорость движения автомобиля:

, (25)

, (26)

, (27)

. (28)

В знаменателях формул стоят коэффициенты, переводящие скорость автомобиля из км/ч в м/с и мощность из Вт в кВт.

График мощностного баланса (Рис. 7) в курсовом проекте строится с учетом движения автомобиля по горизонтальной дороге, т.е.

N_i = 0. Скорость, как и в силовом балансе, находится по формуле (12).

Значения N_w - так же, как в силовом балансе откладываются вверх от уже построенной характеристики N_f так, чтобы их значения суммировались.

Значения N_з откладываются вниз от характеристики N_e.

Мощность N_j на графике строить не нужно. Она получается сама собой между кривыми и .

Чтобы определить численное значение мощностного баланса на любой скорости движения автомобиля (Рис. 7) и любой включенной передаче, надо:

1) провести вертикальную линию при этой скорости движения до пересечения с кривой N_e на данной передаче (отрезок от оси абсцисс до точки пересечения численно равен мощности двигателя N_e);

2) указанный отрезок N_e будет разбит на меньшие четыре отрезка кривыми N_f, N_w, N_з. Эти четыре отрезка и будут показывать численное значение четырех мощностей сопротивления движению: N_f, N_w, N_j, N_з.

Рис. 7. Мощностной баланс автомобиля

2.4 Построение динамической характеристики

На динамической характеристике (Рис. 9) отображается зависимость динамического фактора груженого автомобиля от скорости его движения.

Динамический фактор:

, (29)

где R_z - полный вес автомобиля, Н.

Чтобы знать динамический фактор при любой частичной загрузке автомобиля, к графику динамической характеристики слева (на расстоянии 40…50 мм) достраивается шкала динамического фактора порожнего автомобиля D₀, которая соединяется с основной шкалой D наклонными линиями равных значений.

Проградуировать шкалу D₀ (Рис. 8) можно, используя отношение:

, (30)

где R_z0 - вес порожнего автомобиля (вес при собственной массе), Н.

Подставив в правую часть уравнения (30) значения параметров при любом D (например, при D = 0,1), получим величину D_0у , которую нужно отложить на шкале D₀ напротив принятого в формуле (30) значения D. Далее шкала D₀ градуируется пропорционально отложенной на ней величине D_0у, и соответствующие значения на обеих шкалах соединяются линиями равных значений (0,1; 0,2; 0,3 и т.д.).

Рис. 8. Правила построения дополнительной шкалы.

Для определения динамического фактора при любой загрузке автомобиля достаточно провести вертикальную шкалу на этой загрузке D_x и новая шкала автоматически проградуируется линиями равных значений (0,1; 0,2; 0,3 и т.д.). Чтобы определить динамический фактор по шкале D₀ или D_x надо любую точку с кривой динамического фактора перенести по горизонтали непосредственно на эти шкалы и посмотреть по шкале величину.

На график динамической характеристики (Рис. 9) автомобиля наносятся коэффициенты суммарного дорожного сопротивления: ш₁ = f - при движении по горизонтальному асфальту и ш₂ = f + i - при движении в гору с установленным уклоном (см. п. 34 стр. 11).

Рис. 9. Динамическая характеристика автомобиля

2.5 Построение графика ускорения

График ускорения (Рис. 10) строится на основе динамической характеристики по формуле:

, (31)

где D и ш берутся из динамической характеристики для груженого автомобиля и горизонтальной дороги; g - ускорение свободного падения, ? 9,81м/с²; д - см. п. 10 стр. 10.

2.6 Построение графиков времени и пути разгона

Для определения времени (Рис. 12) и пути (Рис. 13) разгона используется график ускорения (Рис.10). Пример обработки графика ускорения показан на Рис. 11.

Кривая ускорения на первой передаче j₁ используется полностью от минимально устойчивой скорости до максимальной на этой передаче. Она разбивается примерно на три интервала (Рис. 11). В каждом интервале определяется (на примере первого интервала): скорость в начале интервала V₁, скорость в конце интервала V₂, приращение скорости в интервале ДV = V₂ - V₁, средняя скорость в интервале V_cp1 = (V₁ + V₂)/2, среднее ускорение при средней скорости j_cp1.

Рис. 10. График ускорения автомобиля

Затем находится время прохождения интервала:

Дt = ДV / (3,6 · j_cp) (32)

и путь, который проделал автомобиль за время прохождения интервала:

ДS = V_cp · Дt / 3,6 (33)

Скорость в формулы подставляется в км/ч, поэтому в знаменателях применяется переводной коэффициент - 3,6.

Таким же способом обрабатываются все кривые графика ускорения.

Рис. 11. Обработка графика ускорения

Далее строится график времени разгона (Рис. 12), для чего каждое значение Дt откладывается при скорости в конце обрабатываемого интервала. Дt откладывается вверх от времени предыдущего интервала. Таким образом, время от одного интервала к другому будет нарастать с ростом скорости автомобиля, что отражается на графике времени разгона (Рис. 12).

Разгон на каждой передаче происходит до максимальной скорости на данной передаче, после чего наступает процесс переключения передачи. При переключении скорость движения автомобиля падает (Рис. 11) на величину:

, (34)

где t_п - время переключения передачи, с (см. п. 24…27, стр. 11); ш - коэффициент суммарного дорожного сопротивления (можно ш = 0,015); д_в - коэффициент учета вращающихся масс при выбеге (принять д_в = 1,03).

Разгон на следующей передаче начинается не сначала кривой ускорения на этой передаче, а со скорости соответствующей максимальной на предыдущей передаче за вычетом падения скорости при переключении (на примере Рис. 11 - со скорости V₅). Участок кривой ускорения левее этой точки не обрабатывается, поскольку не участвует в разгоне.

Рис. 12. Время разгона автомобиля



Рис. 13. Путь разгона автомобиля

График пути разгона автомобиля (Рис. 13), строится аналогичным образом с той разницей, что в конце каждого интервала надо к предыдущему значению пути прибавлять ДS данного интервала. Путь, проходимый автомобилем за время переключения передач также определяется по формуле (33) (вместо Дt надо подставить t_п).

Графики времени и пути разгона достаточно построить до скорости автомобиля равной 0,8 V_max.

3. Определение топливной экономичности автомобиля

Чтобы обеспечить равномерное движение автомобиля при данной скорости, двигателю требуется развить мощность, которая называется потребной и определяется:

. (35)

Степень загрузки двигателя при этом может быть разной, в зависимости от выбранной передачи в коробке передач. Степень загрузки двигателя в свою очередь влияет на расход топлива.

Для определения расхода топлива требуется увязать между собой потребную мощность двигателя и его степень загрузки.

3.1 Построение графика потребной мощности

В курсовом проекте исследуются два участка дороги: сначала автомобиль движется в гору с уклоном i = 0,07, затем выходит на горизонтальный участок (i = 0). На графике (Рис. 14) соответственно отображаются две кривых потребной мощности N_{е потр2} и N_{е потр1}.

При построении графика используются формулы: (35), (25), (26), (27).

3.2 Линии связи

Этот вспомогательный график (Рис. 15) необходим для перевода линейной скорости движения автомобиля V в угловую скорость коленчатого вала двигателя щ_е на выбранной передаче.

По оси абсцисс откладывается линейная скорость движения автомобиля. По оси ординат - угловая скорость коленчатого вала двигателя.

Суть построения графика заключается в том, что при максимальной скорости движения автомобиля на любой передаче коленчатый вал вращается с максимальной угловой скоростью.

Рис. 14. Потребная мощность двигателя

Рис. 15. Линии связи

Из максимальной угловой скорости двигателя (Рис. 15) проводится горизонтальная линия. На нее поднимаются перпендикуляры из максимальных значений линейных скоростей движения автомобиля на всех передачах. Точки пересечения соединяются с началом координат линиями связи. Теперь, зная любую скорость движения автомобиля через линии связи можно определить угловую скорость коленчатого вала на любой передаче, как показано стрелками.

3.3 Построение графика загрузки двигателя

Мощность полностью загруженного двигателя уже отображалась на графике (Рис. 1). Степень загрузки двигателя в таком случае по формуле (1) равнялась единице: = 1,0. При частичной подаче топлива мощность двигателя уменьшается и степень загрузки по формуле (1) будет меньше единицы.

Для построения графика загрузки двигателя (Рис. 16) берется график внешней скоростной характеристики (Рис. 1). Затем, по преобразованной формуле (1): на том же поле строятся кривые частичной загрузки двигателя при р = 0,8, 0,6, 0,4, 0,2.

3.4 Построение графика часового расхода топлива

Характеристики часового расхода топлива (Рис. 17) строятся с использованием формулы (11). В эту формулу значения мощности подставляются из графика (Рис. 16). Значения удельного расхода топлива g_e рассчитываются по формуле (7) с учетом того, что степень загрузки двигателя р берется также из графика (Рис. 16) и поэтому коэффициенты К_N (формула (9) или (10)) будут соответственно меняться.

3.5 Определение часового расхода топлива графическим способом

Графическим способом расход топлива по представленным четырем графикам определяется с некоторой погрешностью.

При равномерном движении задается скорость автомобиля. Потребная мощность двигателя определяется по Рис 14.

По линиям связи (рис. 15) находится угловая скорость двигателя.

Рис. 16. Загрузка двигателя

Рис. 17. Часовой расход топлива при различной загрузке двигателя

Отложив угловую скорость двигателя и его потребную мощность на графике (Рис. 16) ставится точка пересечения и определяется степень загрузки двигателя пропорционально по отношению к ближайшим кривым.

На графике (Рис. 17) при такой же угловой скорости и в такой же пропорции по расстоянию до соответствующих кривых (кривых с той же степенью загрузки) часового расхода топлива ставится точка, проекция которой на ось Y показывает часовой расход топлива.

Если автомобиль разгоняется с максимальными ускорениями (как на Рис. 10), степень загрузки двигателя - полная, т.е. р = 1,0. В таком режиме движения, определив по линиям связи угловую скорость двигателя можно сразу найти часовой расход топлива по графику Рис. 17, выбрав верхнюю кривую ( G_t при р = 1,0).

4. Движение на маршруте

Для расчета принимается маршрут, на котором вначале автомобиль движется в гору с уклоном i = 0,07 длиною 1000 метров, а затем, достигнув вершины подъема, разгоняется по горизонтальной части дороги длинной 2000 метров до 0,8V_max.

4.1 График скорости автомобиля на маршруте

В гору автомобиль движется с максимально возможной скоростью, определить которую можно по графику динамической характеристики (Рис. 9). Максимальная скорость движения в гору находится по точке пересечения кривой коэффициента суммарного дорожного сопротивления ш₂ с кривой динамического фактора (в примере - кривая динамического фактора D₃ пересекается с кривой суммарного дорожного сопротивления ш₂ = f + i на скорости V = 51км/ч). Если пересечения нет, то берется максимальная скорость движения по кривой динамического фактора на соответствующей передаче. Через 1000 метров, достигнув вершины подъема, автомобиль разгоняется с предельным ускорением. Изменение скорости автомобиля при разгоне отражено на графике Рис. 13. Достаточно взять соответствующую часть этого графика (в примере - от 51км/ч до 80км/ч) и перенести его на график Рис. 18. По достижении скорости 0,8V_max движение устанавливается равномерным до конца маршрута.

Рис. 18. Изменение скорости движения автомобиля на маршруте

4.2 График часового расхода топлива на маршруте

Часовой расход топлива на маршруте (Рис. 19) можно определить, используя соответствующие графики (Рис. 14, Рис. 15, Рис. 16, Рис. 17) и описание в п.3.5 (стр. 29).

Рис. 19. Часовой расход топлива на маршруте

Надо помнить, что при движении в гору (первые 1000 метров) и после достижения скорости движения 0,8V_max - движение равномерное и необходимо использовать все четыре графика определения расхода топлива. В режиме разгона степень загрузки двигателя р = 1,0 и достаточно использовать только графики Рис. 15 и Рис. 17.

В процессе переключения передач расход топлива не определять.

Для определения дорожного расхода топлива Q_s, литров на 100км, можно использовать формулу:

, (36)

где г - плотность топлива, кг/л (см. п. 15, стр. 10). В данном курсовом проекте дорожный расход не определяется.

5. Проектирование сцепления

Наиболее разнообразным по конструкции узлом автомобильных трансмиссий является сцепление.

Прототип сцепления можно взять из учебников по устройству или расчету автомобиля (например: [2]). После принятия варианта конструкции необходимо выполнить подбор основных параметров, провести проектный и проверочный расчеты основных деталей по предлагаемой ниже методике.

На ватмане формата А1 изображаются: продольный разрез сборочного чертежа; вид со стороны коробки передач (оба вида в масштабе 1:1); схема привода в произвольном масштабе с нанесенными размерами.

Вид со стороны коробки передач выполняют только студенты дневной формы обучения. Этот вид делается с местными вырезами по каждой четверти круга для того, чтобы показать на виде: ведомый диск; нажимной диск; кожух; выжимной подшипник с фрагментом вилки.

Все, не рассчитываемые детали сцепления, переносятся из прототипа (чертеж в учебнике) в определенной пропорции на ватман. Пропорция определяется путем деления рассчитанного значения наружного диаметра ведомого диска на размер наружного диаметра диска в учебнике.

5.1 Выбор основных параметров ведомого диска

Наружный диаметр ведомого диска принимается по рекомендациям ГОСТа с учетом максимального крутящего момента двигателя (Таблица 3).

Таблица 3Выбор диаметра ведомого диска

Наружный диаметр ведомого диска Dд, мм.	Крутящий момент двигателя, не более,Н·м.	Угловая скорость вращения коленчатого вала, не более, рад/с.
	Однодисковое сцепление	Двухдисковое сцепление
180	88	-	800
200	142	-	800
215	186	-	800
240	201	-	700
250	235	-	500
280	255	-	450
300	353	-	450
325	372	-	450
340	402	465	400
350	441	800	400
380	490	930	350
400	685	1080	300
420	1080	1420	300

Таблица 4Выбор накладок ведомого диска

Наружный диаметр накладок, Dн, мм.	Внутренний диаметр накладок, Dв, мм.	Толщина накладок, днакл, мм
180	100	120	125			2,5	3,0	3,5	4,0
200	120	130	140
215	140	150	160
240	160	180				4,5
250	155	180
280	165	180	200
300	165	175	200			3,5	4,0	4,5	6,0
325	185	200	220	230
340	185	195	210			4,0	4,5	4,7	5,0	6,0
350	195	200	210	240	290
380	200	230
400	220	240	280
420	220	240	280			4,0	4,5	5,0	6,0
450	200	240	290			5,0	5,5	6,0

Дополнительным фактором при выборе является максимальная угловая скорость коленчатого вала двигателя. У проектируемого автомобиля она не должна превышать величину, указанную в таблице ГОСТа.

Наружный диаметр фрикционных накладок будет равен выбранному наружному диаметру ведомого диска.

Внутренний диаметр фрикционных накладок и их толщина принимается по таблице 4, взятой также из ГОСТа. Для уменьшения момента инерции ведомого диска вначале берутся больший внутренний диаметр и меньшая толщина накладок. Дальнейшие проверочные расчеты, возможно, приведут к коррекции принятых изначально размеров.

5.2 Определение силы сжатия дисков

Диски (маховик, ведомый, нажимной) должны быть сжаты силой Р_н для создания между ними момента трения М_сц. Этот момент должен превышать максимальный момент двигателя, чтобы избежать пробуксовки дисков. В то же время величина момента трения М_сц должна быть ограничена с целью предотвращения перегрузки трансмиссии. При чрезмерном росте закручивающего момента в трансмиссии (например, экстренное торможение без отсоединения двигателя от трансмиссии) диски в сцеплении должны пробуксовать, предотвращая перегрузку.

Таким образом, момент трения между дисками М_сц превышает максимальный крутящий момент двигателя М_{e max} на величину определяемую коэффициентом запаса сцепления в = М_сц/ М_{e max}.

в = 1,2…1,25 - для легковых автомобилей;

в = 1,5…1,8 - для грузовых автомобилей и автобусов;

в = 2,0…2,5 - для автомобилей повышенной проходимости.

Сила нажатия пружин на диски (сила сжатия дисков) Р_н рассчитывается по формуле:

, (37)

где М_{e max} - берется из тягового расчета курсового проекта, Н·м, м - коэффициент трения между накладками ведомого диска и ведущими дисками ? 0,3; z - число пар трения в сцеплении ( у однодискового - 2, у двухдискового - 4); R_ср - средний радиус фрикционной накладки, м:

. (38)

Рассчитанная по формуле (37) сила Р_н обеспечит необходимый момент трения между дисками, однако, эта же сила может при малой площади накладки создать высокое давление и выдавить из накладок смолу, которая склеит диски. Кроме того, малая площадь накладок во время трогания автомобиля с места приведет к высокой удельной работе буксования на поверхности накладок и вызовет в итоге их повышенный износ.

Чтобы избежать указанных выше недостатков, после расчета силы Р_н производятся проверочные расчеты по давлению и удельной работе буксования.

Максимальное рабочее давление на поверхность накладки q определяется по формуле:

, (39)

где S_н - фактическая рабочая площадь одной накладки с учетом отверстий под заклепки, м²:

; (40)

[q] - предельно допускаемое давление, 0,2…0,25 МПа.

Если расчетное давление превышает допускаемое, необходимо увеличивать площадь накладки S_н, в первую очередь, уменьшая внутренний диаметр накладки.

Удельная работа буксования (МДж/м²):

(41)

где ?Sн - суммарная (с обеих сторон ведомых дисков) площадь рабочих поверхностей накладок, м²; [А_уд] - предельно допускаемая удельная работа буксования (см. Таблицу 5);

А - полная работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места, МДж:

, (42)

где M_{e max} - максимальный момент двигателя (см. тяговый расчет и Рис. 2), Нм; щ_н - угловая скорость коленчатого вала начала трогания с места, рад/с, определяется для бензиновых двигателей по формуле: , для дизельных - . В формулах щ_М и щ_N - угловые скорости коленчатого вала при максимальном моменте двигателя, и максимальной мощности (см. тяговый расчет) соответственно, рад/с; в - коэффициент, равный: 1,23 - для бензиновых, 0,72 - дизельных двигателей; J_а - момент инерции автомобиля, приведенный к ведущему валу коробки передач, кг·м² (определяется применительно к первой передаче для легковых автомобилей и ко второй - для грузовых):

, (43)

где m_а - полная масса автомобиля, кг; r_к - радиус качения колеса (см. п. 7, стр. 9), м; д - коэффициент учета вращающихся масс ? 1,05; i_к, i_рк, i₀ - передаточные числа коробки передач, раздаточной коробки, главной передачи соответственно; M_с - момент сопротивления движению при трогании автомобиля с места, приведенный к ведущему валу коробки передач, Нм:

, (44)

где g - ускорение свободного падения 9,81м/с²; f - коэффициент сопротивления качению по горизонтальному асфальту, 0,015; з - КПД трансмиссии (см. п. 8, стр. 9).

Таблица 5Область применения сцепления

Область применения сцепления	[Ауд] МДж/м2
Легковые автомобили с рабочим объемом двигателя 1,2 л и мощностью менее 45 кВт	2,0
Легковые автомобили 1,2…2,0 л и мощностью до 65 кВт	3,0
Легковые автомобили, малые автобусы и грузовые автомобили с объемом двигателя 2,0…3,5 л и мощностью до 200 кВт	4,0
Прочие грузовые автомобили, самосвалы и автобусы с карбюраторным двигателем. Сцепление однодисковое	4,0
То же. Сцепление двухдисковое	2,0
Дизельные автомобили, самосвалы и автобусы. Сцепление однодисковое	2,0
То же. Сцепление двухдисковое	2,0

Если удельная работа буксования превышает допускаемую, необходимо ее снизить за счет: увеличения рабочей площади накладок путем уменьшения их внутреннего диаметра или перехода на двухдисковое сцепление.

5.3 Расчет размеров нажимного диска

Диаметры нажимного диска можно принять равными диаметрам накладок.

Толщина нажимного диска определяется исходя из теплонапряженности работы сцепления.

Тепловая энергия, выделяемая при буксовании дисков во время трогания автомобиля с места поглощается маховиком и нажимным диском сцепления (двумя нажимными дисками у двухдискового). Температура нажимного диска за одно трогание с места автомобиля не должна увеличиваться более, чем на 10…15⁰С. Тогда, в тяжелых условиях эксплуатации при многократных включениях нагрев дисков не превысит 200…250⁰С, что предельно для материала накладок. Чтобы нажимной диск удовлетворял указанным условиям, он должен иметь достаточную массу, кг:

, (45)

где г - доля от полной работы буксования А (см. формулу (42)), идущая на нагрев нажимного диска. У однодискового сцепления г = 0,5, у двухдискового - г = 0,5 - для среднего диска, г = 0,25 - для крайнего; с - теплоемкость материала нажимного диска (чугун), 482 Дж/кг·градус; Дt = 10…15⁰.

Массу нажимного диска можно вычислить также через его объем и плотность материала (наружный D_н и внутренний D_в диаметры диска приняты такими же, как у накладок). Решая совместно два уравнения, определяющих массу нажимного диска можно получить выражение для толщины нажимного диска, м:

, (46)

где с - плотность материала нажимного диска (чугун) 7,85·10³ кг/м³.

Толщину ведомого диска можно принять без расчетов 1,5…2,0 мм. Толщину фрикционных накладок принимают минимальной из предложенных в таблице 4, если А_уд ? [А_уд]. В противном случае необходимо увеличить толщину фрикционных накладок, умножив минимальную на отношение и прировняв к ближайшему значению из предложенных в Таблице 4.

Заглубление заклепок должно позволить накладке истираться не менее половины своей толщины.

На срез заклепки не рассчитываются из-за высокого трения между накладками и ведомым диском. Расположение заклепок принять, как у прототипа.

5.4 Расчет витых цилиндрических пружин

Нажимные пружины, сжимающие диски между собой обеспечивают силу Р_н (см. формулу (37)) за счет предварительной деформации. При выключении сцепления из-за дополнительного сжатия пружин их реакция увеличивается еще примерно на 20%. На каждую пружину максимальное усилие не должно превышать 800 Н. Таким образом, максимальная расчетная сила, действующая на одну пружину, Н:

, (47)

где z - число пружин (от 6 до 30 кратно числу рычагов).

Далее принимается отношение диаметров пружины (см. Табл. 6):

, (48)

где D - диаметр витка пружины (Рис. 20), м; d - диаметр проволоки, м.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 20. Витая цилиндрическая пружина

Диаметр проволоки рассчитывается по формуле:

, (49)

где к - коэффициент, учитывающий влияние на прочность витка его кривизны (см. Табл. 6); [ф_кр] = 750 ·10⁶ Па - допускаемое напряжение кручения витка; р - коэффициент ? 3,14.

Таблица 6Соотношение между модулем пружины и коэффициентом к

m	5	6	7	8	9
к	1,3	1,25	1,2	1,15	1,1

Полученное значение диаметра проволоки округляется до величины кратной 0,25·10^-3м.

По формуле (48) определяется диаметр витка D , м.

Затем вычисляется жесткость пружины с, Н/м:

Н/м, (50)

где ДР - приращение реакции пружины при выключении (не должно превышать 20% от рабочего значения), ДР = 0,2·, Н; Дf - дополнительная деформация пружины при выключении сцепления, м. У однодискового сцепления в выключенном положении можно принять зазоры по 1 мм с каждой стороны ведомого диска и 1 мм - осевая деформация самого ведомого диска. Тогда: Дf ? 3·10^-3м. У двухдискового сцепления зазоры с обеих сторон каждого ведомого диска можно принять по 0,5 мм и по 1 мм - осевая деформация ведомых дисков. Получим: Дf ? 4·10^-3м .

Количество рабочих витков пружины n_р:

, (51)

где G = 8·10¹⁰ Па - модуль упругости при кручении.

Полное число витков превышает рабочее на 1,5…2,0.

5.5 Расчет диафрагменной пружины

Диафрагменная (тарельчатая) пружина (Рис. 21) используемая в автомобильном сцеплении имеет две части. Одна - с радиальными разрезами служит для выключения (отвода нажимного диска), другая - рабочая, сплошного сечения находится между опорами и наружным диаметром. Опоры встроены в закругления на концах разрезов и закрепляют пружину к кожуху. Наружным диаметром пружина давит на нажимной диск, создавая силу Р_н (см. формулу (37) и рис. 21).

Размеры D, d, d₁ (Рис. 21) выбираются конструктивно в соответствии с диаметром нажимного диска и выжимного подшипника. Для упрощения расчетов можно принять: D₀ = 0,98·D и d₀ = 1,01· d.

Толщина пружины h определяется по формуле:

(52)

Формула (52) рассчитывается методом подстановки в левую часть значений h и их уточнение до тех пор, пока в правой части не получится величина близкая к 0. Обычно у легковых автомобилей h находится в пределах 2,0…2,5, у грузовых - 3,0…5,0 мм; Дf - уменьшение начальной деформации пружины из-за максимального износа фрикционных накладок ведомого диска (каждая накладка изнашивается примерно до половины своей толщины), м; - коэффициент соотношения диаметров; с - коэффициент, равный:

 , (53)

Р_н - см. формулу (37); м - коэффициент Пуассона = 0,3; Е = 2·10¹¹ Па - модуль упругости первого рода; .

Затем определяется высота неразрезной части конуса пружины Н, м:

, (54)

где z - число пар трения (2 - однодисковое, 4 - двухдисковое).

Осевая деформация диафрагменной пружины д, м (при создании рабочего усилия Р_н ):

. (55)

Напряжение материала диафрагменной пружины при рабочей деформации:

. (56)

Эта величина не должна превышать 600…700·10⁶ Па.

- модуль пружины.



Рис. 21. Диафрагменная пружина

5.6 Расчет пружин демпфера крутильных колебаний

Пружины демпфера крутильных колебаний применяются для борьбы с резонансами крутильных колебаний трансмиссии. В то же время через них проходит весь крутящий и инерционный момент двигателя. Таким образом, на каждую пружину при пиковых значениях момента приходится усилие, Н:

, (57)

где в - коэффициент запаса сцепления (см. стр. 35); R - средний радиус установки пружин (расстояние от продольной оси сцепления до центра пружины - выбирается конструктивно), м; z_пр - количество пружин в демпфере (обычно от 4 до 8); z_д - количество ведомых дисков в сцеплении.

Расчет остальных параметров пружин рассмотрено в пункте 5.4 на стр. 39.

Коэффициент m для демпферных пружин обычно принимается - 4 или 4,5. При этом коэффициент к будет соответственно равен 1,4 и 1,35.

Жесткость с для демпферных пружин принимается в пределах 100…300·10³ Н/м.

5.7 Расчет шлицевого соединения

Наружный D (Рис. 22) и внутренний d диаметры шлицевого вала (в метрах) берутся из прототипа и, затем, проводится проверочный расчет вала на кручение:

Па. (58)

Шлицы проверяются на смятие и срез.

Количество шлицев z можно принять 8…12. Длина шлицевой втулки l принимается примерно 1,0…1,4 от наружного диаметра D шлицевого вала, м.

Па, (59)

Па, (60)

где b - ширина шлица вала (принять 4…6·10^-3 м).

Рис. 22. Шлицевое соединение

5.8 Расчет деталей, передающих момент с маховика на нажимной диск

Момент от коленчатого вала двигателя к ведомому диску сцепления подводится с двух сторон через фрикционные накладки. С одной стороны непосредственно от маховика, с другой - от нажимного диска. На нажимной диск момент попадает с маховика в большинстве случаев одним из трех способов.

В однодисковых сцеплениях момент от маховика переходит на кожух сцепления и через окна в кожухе - на приливы нажимного диска входящие в эти окна. Окно кожуха давит на прилив нажимного диска в месте их перекрытия.

У двухдисковых сцеплений момент обычно передается через пазы в «глубоком» маховике, в которые заходят выступы нажимных дисков.

Места контакта (перекрытия) в обоих случаях проверяются на смятие:

Па, (61)

где г - коэффициент распределения момента по ведущим дискам. У нажимного диска однодискового сцепления и у среднего диска двухдискового сцепления г = 0,5, у крайнего нажимного диска двухдискового сцепления г = 0,25; R - средний радиус - расстояние от продольной оси симметрии сцепления до центра площади (контакта), по которой идет передача момента, м; п - количество выступов (или приливов) нажимного диска, по которым принимается момент; F - площадь контакта одного места (площадь перекрытия), по которому идет передача момента, м².

С кожуха момент может попадать на нажимной диск и через стальные пластины (третий способ), один конец которых закреплен к кожуху, а другой - к нажимному диску. Такие пластины работают на растяжение:

Па. (62)

где z - количество пластин, передающих момент; f = b·h - площадь сечения одной передающей пластины (толщину одной пластины можно принять b ? 1·10^-3м, ширину - h ? 10·10^-3м), м². Пластины могут собираться в пакеты при большом передаваемом моменте, также можно изменить, например, ширину пластин.

5.9 Выбор привода сцепления

Полный ход педали сцепления L с механическим приводом (Рис. 23) составляется из двух ходов - свободного и рабочего. Свободный ход вызван выбором зазора Д между выжимным подшипником и рычагом (Д ? (2…3)·10^-3 м). После выбора свободного хода происходит перемещение нажимного диска на величину Дf (см. формулу (50) на стр. 40). Таким образом:

м. (63)

Рис. 23. Механический привод сцепления

Величины х, у и е берутся по прототипу, с ? (2…3)·е, другие величины принимаются конструктивно так, чтобы полный ход педали сцепления находился в указанном диапазоне (160…180·10^-3 м).

После принятия размеров плеч привода определяется сила на педали сцепления необходимая для выключения Р_п, Н:

Н, (64)

где Р_н - сила необходимая для сжатия дисков сцепления (см. формулу (37)); i - передаточное число механизма выключения сцепления:

. (65)

з - КПД привода, 0,7…0,8 - механического, 0,8…0,9 - гидравлического.

Если сила на педали Р_п превышает 150 Н, следует применить усилитель с коэффициентом усиления .

Такая же методика применима к подбору параметров гидравлического привода (Рис. 24) с той лишь разницей, что в передаточное число привода включается отношение площадей цилиндров: рабочего - и главного - :

м. (66)

. (67)

Схема привода выключения сцепления изображается в произвольном масштабе на свободном месте сборочного чертежа с простановкой расчетных размеров плеч, диаметров, сил и перемещений.

Рис. 24. Гидравлический привод сцепления

Библиографический список

автомобиль сцепление мощностной

1. Краткий автомобильный справочник НИИАТ.- М.: Транспорт, 2002-202 с.

2. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета. Учебник для вузов по специальности "Автомобиль и автомобильное хозяйство" - 2-е изд., репринт.- М.: Бастет, 2007 - 304 с.

Размещено на Allbest.ru