Тяговый и динамический расчет ЗИЛа 130

 

По данным табл. 1.8. аналогично ускорению  строится график обратного ускорения (рис. 1.7).

1.9 Определение времени и пути  разгона автомобиля

 

Для определения времени разгона  график обратных ускорений разбивается  на ряд интервалов скоростей, в каждом из которых определяется площадь, заключённая  между кривой величин, обратных ускорению и осью абсцисс, эта площадь F_i времени движения.

Время движения в каждом интервале  определяется по формуле:

с,

где i – порядковый номер интервала; F_i – площадь, заключённая между кривой и осью абсцисс, мм²; а=20 мм в с²/м – масштабный коэффициент, показывающий количество мм на графике 1/j в с²/м; b=6 мм в м/с – масштабный коэффициент скорости, показывающий количество мм на графике скорости в 1 м/с.

При расчёте условно считается, что разгон на каждой передаче определяется при максимальной частоте вращения коленвала двигателя. Время переключения передач для карбюраторного двигателя с коробкой передач, оснащённой синхронизаторами равно 1¸1,5 с. Падение скорости за время переключения передач определяется по формуле:

 м/с,

где Dt_п=1¸1,5 с – время переключения передач; y – коэффициент суммарного дорожного сопротивления (при малых скоростях y=0,02); d'=1,04 – коэффициент, учёта вращающихся масс автомобиля, когда двигатель автомобиля отсоединён от колёс.

Падение скорости за время переключения передач очень мало:

м/с, поэтому оно не учитывается.

Время разгона на 15^-ти метровом интервале:

с.

Расчётные значения времени разгона  на различных интервалах заносим  в табл. 1.10.1, а на графике t=f(v) время разгона откладывается нарастающим итогом.

Таблица 1.9.1.

Результаты расчета времени  разгона

Интервал		1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
Fi	мм2	125	113	104	120	104	111	130	281	348	410	910	705	1000	1200	17778
t	с	1,04	0,94	0,87	1	0,87	0,93	1,08	2,34	2,9	3,42	7,58	5,88	8,33	10	14,6

 

Для определения пути разгона график времени разгона разбиваем на интервалы и подсчитываем площади, заключённые между кривой и осью ординат.

Путь разгона на каждом интервале  определяем по формуле:

 м,

где DS_i – путь разгона на i^-том интервале скоростей, м; F_i – площадь между кривой t=f(v) и осью ординат, мм²; с – масштабный коэффициент времени, показывающий количество мм на графике t=f(v) в 1 с, с=3,33 мм в 1 с.

Расчёт пути разгона на первом интервале:

м.

Значения DS_i заносим в табл. 1.10.2. Найденный в каждом интервале путь разгона последовательно суммируем и строим график S=f(v) (рис. 1.8).

Таблица 1.9.2.

Результаты расчета пути разгона

Интервал		1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Fi	мм2	30	88	125	185	405	552	910	1350	1615	1805	4095	5750
Si	м	0,45	1,32	1,88	2,78	6,08	8,28	13,7	20,3	24,2	27,1	61,4	86,3

 

Все полученные графики при расчёте  тягово-динамических параметров автомобиля ЗИЛ-130-76 представлены на первом листе.

 

2. Расчёт сцепления и анализ  конструкции

2.1 Назначение сцепления. Требования  к сцеплению

 

Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля с места, кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при переключении передач и предотвращению воздействия на трансмиссию больших динамических нагрузок, возникающих на переходных режимах и при движении по дорогам с плохим покрытием. При конструировании фрикционных сцеплений помимо основных требований (минимальная собственная масса, простота конструкции, высокая надёжность и т.п.) необходимо обеспечить следующее:

• надёжную передачу крутящего момента от двигателя к трансмиссии при любых условиях эксплуатации;
• плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцепления;
• полное отсоединение двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между поверхностями трения;
• минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления для более лёгкого переключения передач и снижения износа поверхности трения в синхронизаторе;
• необходимый отвод теплоты от поверхности трения;
• предохранение трансмиссии от динамических перегрузок.

2.2 Классификация сцеплений

 

1). По способу передачи крутящего  момента сцепление бывает: фрикционное,  гидравлическое, электромагнитное.

2). По способу управления различают  сцепление с принудительным управлением, с усилителем и без усилителя, а также с автоматическим управлением.

3). По способу создания давления  на нажимной диск сцепления  делят на пружинные, полуцентробежные  и центробежные.

4). По форме поверхностей трения  различают дисковые, конусные и барабанные сцепления.

5). По числу ведомых дисков  сцепления бывают одно-, двух- и  многодисковые.

2.3 Анализ использования различных  видов конструкций

 

На современных автомобилях  обычно устанавливают одно- или двухдисковые фрикционные сцепления с принудительным управлением. Такие конструкции позволяют обеспечить основные требования, предъявляемые к сцеплениям.

Однодисковые сцепления просты в изготовлении и обслуживании, обеспечивают хороший отвод теплоты от пар  трения, имеют небольшую массу и высокую износостойкость.

Двухдисковые сцепления вызывают необходимость использования повышенного  усилия выключения, имеют большие  габариты, значительный момент инерции  ведомых деталей и увеличенный  ход выключения.

На многих современных автомобилях  и автобусах устанавливают автоматические сцепления для обеспечения плавного трогания с места и переключения передач автоматически.

2.4 Выбор конструктивной схемы

 

Исходя из известной грузоподъёмности автомобиля, его максимальной скорости и передаваемого крутящего момента получаем, что для автомобиля ЗИЛ-130-76 подходит такой вариант: однодисковое фрикционное сцепление в сухом картере с цилиндрическими нажимными пружинами, с механическим приводом.

2.5 Материалы, применяемые для  изготовления                                                         основных деталей сцепления

 

Рабочие пружины изготавливаются  из стали Сталь 65Г.

Ведущий диск изготавливают из серого чугуна СЧ 28-48, СЧ 32-52, обладающего хорошими противозадирными и фрикционными свойствами при работе в сочетании с фрикционными накладками.

Ведомый диск изготавливают из стали, обладающей повышенной упругостью.

Ступица ведомого диска изготавливают  из стали марок Сталь 40 и Сталь 40Х.

Фрикционные накладки ранее изготавливались  из асбеста, металлических наполнителей и связующего вещества (синтетические смолы, каучук), теперь из-за токсичности асбест заменён другими веществами.

Рычаг выключения сцепления, их оси  и опорные вилки изготавливаются  из мало- или среднеуглеродистой стали и подвергают цианированию до твёрдости HRC 56-60.

Кожух сцепления изготавливают  из стали Сталь 10.

2.6 Расчёт сцепления

 

Выбираем наружный диаметр ведомого диска из условия, что М_дmax=402 Н´м и максимальной частоты вращения коленвала двигателя w_max=335,1 рад/с:

D_н=342 мм – наружный диаметр накладки,

d_в=186 мм – внутренний диаметр накладки,

d=5 мм – толщина фрикционной накладки,

i=2 – число пар поверхностей трения.

2.6.1 Оценка износостойкости сцепления

 

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

• удельным давлением на фрикционные поверхности
• удельной работой буксования сцепления;

Расчёт удельного давления на фрикционные  поверхности:

  , Н/м², где p_пр – сила нормального сжатия дисков, Н; F – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки,

  м²; [p₀]=0,2¸0,25 МПа – допускаемое давление, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок.

Определение силы нормального сжатия:

 Н,

где М_дmax – максимальный момент двигателя, Н´м; b=2,25 – коэффициент запаса сцепления; m=0,27 – коэффициент трения; R_ср – средний радиус фрикционной накладки, м, т.о. кН, а МПа – потребный ресурс накладок обеспечен.

Расчёт удельной работы буксования сцепления:

,

где L_уд – удельная работа буксования; L_d – работа буксования при трогании автомобиля с места, Дж; F_сум – суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м²;

 Дж,

где J_а – момент инерции автомобиля, приведённый к входному валу коробки передач, Н´м,

где m_а=10525 кг – полная масса автомобиля; m_п=0 кг – полная масса прицепа; i_к и i₀ –передаточные числа соответственно коробки передач и главной передачи (i_к=4,10, i₀=6,32); d=1,05 – коэффициент учёта вращающихся масс.

 Н´м²;

w – расчётная угловая частота вращения коленвала двигателя, рад/с: для автомобиля с карбюраторным двигателем: рад/с, где w_М=182 рад/с – угловая частота вращения коленвала двигателя при максимальном крутящем моменте; b – коэффициент, равный 1,23 для автомобилей с карбюраторными двигателями; М_т – момент сопротивления движению при трогании с места, Н´м,

где y=0,016 – коэффициент сопротивления качению (на горизонтальной дороге с асфальтовом покрытии); h_т=0,82 – к.п.д. трансмиссии.

Н´м.

МДж.

МДж/м²

L_уд=2,5985 МДж/м²<[L_уд]=4 МДж/м², следовательно потребный ресурс накладок обеспечен.

2.6.2 Оценка теплонапряжённости  сцепления

 

Нагрев деталей сцепления за одно включение определяем по формуле:

 °С,

где g=0,5 – доля теплоты, расходуемая на нагрев детали; с=482 Дж/(кг´К) – теплоёмкость детали; m_д=16 кг – масса детали; [Dt]=10¸15° С.

, т.о.

Потребная теплонапряженность обеспечена.

2.7 Расчёт деталей сцепления  на прочность

2.7.1 Расчёт нажимных пружин сцепления

 

Определение усилия, развиваемого одной  пружиной:

Н,

где Z=18 – число пружин.

Н.

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

,

где y – коэффициент концентраций напряжений, при m=6 y=1,25; [t_пр]=700¸900 МПа – допускаемое напряжение кручения.

мм.

Принимаем значение d=4,5 мм.

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

Число рабочих витков пружины:

  ,

где G=9´10⁴ МПа – модуль упругости при кручении; с – жёсткость пружины, ,

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