Спроектировать сцепление с цилиндрическими пружинами грузового автомобиля с разработкой технологии ремонта

 Контрольная скорость для грузового автомобиля составляет 60 км/ч

(16,6 м/c). Приложение 10 – график времени разгона.

 

Определение пути разгона. Зная дифференциальную зависимость Va=ds/dt, находим:

ds=Va dt или

.

Интеграл решается графическим  методом. Для решения необходимо иметь график времени разгона t=F(Va) (приложение 9). Путь разгона автомобиля в указанном диапазоне времени от t₀ до t_n, м:

,

где t₀ и t_n – время начала и конца разгона соответственно, с;

        - шаг интегрирования.

Таблица 5. - Расчетные данные скорости от времени разгона

№	0	1	2	3	4	5
t, с	0	3,36	6,72	10,08	13,44	16,8
V, м/с	0	4,8	8,7	11,8	14,5	16,6

 

 

 

Путь разгона на каждом интервале времени:

S_0-1 = (V₀ + V₁) * Δt/2;  

S_1-2 = (V₁ + V₂) * Δt/2;  

………………………

S_(n-1)-n = (V_n-1 + V_n) * Δt/2.

Тогда суммарный путь разгона автомобиля до контрольной  скорости

S = [ V1 + V2 + … + V_n-1 +( V0 + V_n ) ] * Δt. 

 

 

Таблица 6 - Расчетные данные пути разгона

№	0	1	2	3	4	5
V, м/с	0	4,8	8,7	11,8	14,5	16,6
S, м	0	8,06	30,74	65,18	109,36	161,61

По полученным данным строят график зависимости пути разгона  от скорости автомобиля – приложение 11.

 

2.6 Построение топливно-экономической характеристики автомобиля

Совершенство конструкций  автомобиля с точки зрения топливной  экономичности оценивают по общему расходу топлива, отнесенному к длине пройденного пути или к величине транспортной работы.

Показатели топливной  экономичности может служить  минимальный расход топлива автомобиля с полной нагрузкой на горизонтальном участке дороги с твердым покрытием. Для оценки экономичности автомобиля при установившемся движении в различных дорожных условиях и для определения наиболее экономичных скоростей движения служит экономическая характеристика автомобиля.

Экономическая характеристика автомобиля – это зависимость путевого расхода топлива Q от скорости движения автомобиля при различных значениях коэффициента сопротивления дороги. График характеризует топливную экономичность автомобиля при равномерном движении и позволяет определить расход топлива по известным величинам Va и f. Для построения топливно-экономической характеристики автомобиля необходимо иметь нагрузочную характеристику двигателя и мощностный баланс автомобиля на прямой передачи.

В случае отсутствия экспериментальных  данных топливно-экономическую характеристику автомобиля строят аналитически.

Удельный расход топлива  двигателем определяется по выражению

g_e^* = g_e k_u,

где g_e^* - удельный расход топлива при полной нагрузке на двигатель,

      г/(кВт ч);  

      k_u - коэффициент, учитывающий изменение расхода топлива в   

      зависимости от степени использования мощности двигателя ( η_u ).    

Числовые значения этого  коэффициента можно определить согласно выражению:

k_u = 0,91 + 2,81( η_u - 0,8 )².

Текущее значение удельного  расхода топлива при полной нагрузке на двигатель определяется по формуле

g_e = g_min ( 0,97 + 0,48 (

/ * - 0,65 )² ) , (11)

где g_min - минимальный удельный расход топлива, г/(кВт ч);

      - текущее значение угловой скорости вращения коленчатого вала,

       с^-1;    

      * - угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальном   

       крутящем моменте, с^-1;

Минимальные расходы  топлива:

-для бензинового двигателя  g_min =200-250 г/(кВт ч).

Расход топлива в  литрах на 100 км пути подсчитывается по уравнению

Q = g_e^* (P_w + P_f)/(36 η_тр λ), (12)

где g_e^*- текущее значение удельного расхода топлива, г/(кВт ч);

       η - КПД трансмиссии;

       λ - плотность топлива, кг/м³ ( плотность бензина  740 кг/м³ ).

Построение топливно-экономической характеристики автомобиля производят в следующей последовательности:

1)Задаются несколькими  значениями угловой скорости  вращения коленчатого вала двигателя  (принимаются те же значения, что и при построении скоростной характеристики двигателя).    

2) По формуле 11 находят значения  удельного расхода топлива (g_e) при полной нагрузке на двигатель для принятых угловых скоростей вращзения коленчатого вала ( ).

3) На основании формулы (8) для  тех же значений определяют скорость движения автомобиля.

4) По величине скорости определяется  сила сопротивления воздуха по  формуле 10.

5) Оценивается значение коэффициента  сопротивления качению дороги  f_V. Экономическая характеристика строится для значений коэффициента сопротивления качению f₀=0,015; 0,020. Величина коэффициента сопротивления качению зависит от скорости и коэффициента по выражению

(v)=f₀(1+ ).

6) Оценивается степень использования мощности двигателя

η_u = (P_w + P_f)/P_t.

7) По величине степени  использования мощности двигателя  (η_u) определяется коэффициент k_u.

8) По уравнению 12 определяется  расход топлива Q (л/100 км) при движении автомобиля с данной скоростью и в заданных дорожных условиях.

Данные расчета топливно-экономической  характеристики  приведены в приложении 12.

На основании данных приложения 12 строиться топливно-экономическая  характеристика автомобиля на прямой передаче для указанных коэффициентов сопротивления качению приложение 13. Экономическая характеристика позволяет оценить топливную экономичность автомобиля при установившемся движении.

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет сцепления  с цилиндрическими нажимными  пружинами для грузового автомобиля

3.1 Выбор конструктивной схемы и определение основных расчетных параметров

Конструктивная схема  сцепления выбирается на основании  анализа справочной литературы, нормативных  документов (ГОСТ 12238-81 и ГОСТ 1786-80) и условий эксплуатации проектируемого автомобиля.

Тип сцепления и привода. В современных автомобилях наибольшее распространение получили сухие фрикционные одно- и двухдисковые сцепления с механическим или гидравлическим приводом. Механический привод применяется при размещении педали сцепления вблизи от сцепления (легковые автомобили - переднеприводные). Гидравлический привод имеет более высокий КПД, обеспечивает лучшую герметичность кабины (кузова), позволяет использовать подвесную педаль, проще по конструкции при значительном удалении педали от сцепления и при опрокидывающейся кабине.

На проектируемом  автомобиле применим сухое однодисковое сцепление с тросовым приводом.

Типы и  число нажимных пружин. Диафрагменная (тарельчатая) пружина получила широкое применение в сцеплениях легковых и изготовленных на их основе шасси грузовых автомобилей. Имеет лучшую упругую характеристику. На грузовых автомобилях, как правило, используются сцепления с периферийно расположенными цилиндрическими витыми пружинами. Количество пружин кратно числу рычагов.

Для проектируемого сцепления выбираем цилиндрические нажимные пружины

Коэффициент запаса сцепления. Значение коэффициента запаса сцепления «р» выбирают в зависимости от типа автомобиля: для легковых автомобилей 1,3...1,75; для грузовых автомобилей одиночных 1,6—2,2; работающих с прицепом 2,0...2,5; автомобилей повышенной проходимости, работающих с прицепом, 2,5...3,0. Большие значения принимаются для сцеплений, работающих в тяжелых условиях (автобусы городского типа, автомобили-самосвалы, автомобили повышенной проходимости, автомобили с малой удельной мощностью).

 

3.2 Последовательность  выбора и расчета основных  параметров сцепления

1. Наружный и внутренний диаметры и толщина фрикционных накладок.

Выбираем по ГОСТ 12238-81 и 1786-80 в зависимости от максимального крутящего момента двигателя. Рекомендуется сначала принимать для наружного диаметра наименьшее, а для внутреннего - наибольшее значения.

Для проектируемого сцепления выбираем фрикционную  накладку с внешним диаметром 350 мм и внутренним диаметром 190 мм.

Правильность выбора основных конструктивных параметров сцепления определяется проверочным расчетом, выполненным в определенной последовательности.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчетная схема однодискового  сцепления с периферийным расположением  нажимных пружин.

 

2. Момент трения сцепления

где М_с - момент трения сцепления, Нм; β - коэффициент запаса сцепления;

     М_max - максимальный крутящий момент двигателя, Нм.

3. Усилие одной нажимной пружины на поверхности трения при включенном сцеплении

,

где µ - коэффициент трения, µ = 0,3;

      D и d- наружный и внутренний диаметры фрикционной накладки, см;

    i - число поверхностей трения (однодисковые - 2);

     z - число нажимных пружин;

     η - коэффициент, учитывающий снижение усилия нажимных пружин на поверхности трения из-за действия возвратных пружин и сил трения в шлицевых соединениях ведомого диска, η = 0,8...0,85.

. 

4. Удельное давление на поверхности фрикционной накладки

.

.

  Удельное давление должно быть в пределах [р₀] ⁼ 0,13...2,5 кгс/см².

5. Удельная работа буксования сцепления, которая оценивает износостойкость фрикционных накладок

где q - удельная работа буксования, Дж (кгс-м)/см;

      А - работа буксования, кДж (кгс-м);

      - суммарная поверхность трения всех фрикционных накладок, м² (см²).

 

  Значения удельной работы буксования не должны превышать для одиночных автомобилей 1 и для автопоездов 1,5 МДж/м² (10 и 15 кгс-м/см²).    

  Так как полученные результаты не превышают допустимых, то приступаем к определению компоновочных параметров сцепления.

  6. Работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места

где G_a - вес автомобиля с полной полезной нагрузкой, Н;

      r_к - радиус качения колеса, м;

      i_o и i_m - передаточные числа главной передачи и низшей ступени коробки

      передач.

  7. Нажимной диск

Наружный  диаметр нажимного диска D_нд принимается на 2 - 3 мм больше, а внутренний d_вн - на столько же меньше соответствующих диаметров фрикционных накладок. Масса нажимного диска G_нд определяется из условия нагрева его за одно включение не более чем на 10°С для одиночного автомобиля, на 20 °С для автопоезда:

.

где γ - доля тепла, поглощаемого нажимным диском при буксовании сцепления; у = 0,5 для однодискового сцепления;

с - теплоемкость чугуна, с = 0,482 кДж/кг;

τ - допустимая температура нагрева диска за одно включение сцепления,