Расчет автомобиля

Продолжение табл. 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	УАЗ–469	РАФ–2203		ПАЗ–3201		ЛиАЗ–677		ЛАЗ–695Е
Jм, кг·м2	0,360		0,314		0,510		1,070		0,991

Продолжение табл. 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	ЛАЗ–699Н	ГАЗ–52	ГАЗ–3307	ЗИЛ–431410	ЗИЛ–133
Jм, кг·м2	1,740	0,491	0,510	0,991	0,991

Продолжение табл. 2.4

Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль	КамАЗ–5320	Урал–377	КрАЗ–257	МАЗ–5551	МАЗ–5432
Jм, кг·м2	2,070	1,740	4,61	2,60	4,61

 

 

 

 

Момент инерции условного  маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле 

,                                                                          (2.15)

 

    кг*м² 

где Ма – полная масса  автомобиля, кг;

       r_к – радиус качения колеса, м;

       i₀ – передаточное число главной передачи;

       i₁- передаточное число первой ступени коробки передач.

Угловая скорость коленчатого вала двигателя для автомобилей с  бензиновым двигателем определяют по формуле

,                                                                             (2.16)

 

где w_е – угловая скорость коленчатого вала двигателя, рад/с;

      w_м – угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с.

Для автомобилей с дизелями угловая  скорость коленчатого вала двигателя  определяют по формуле

,                                                                               (2.17)

 

 

где w_N – угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.

Угловая скорость коленчатого вала двигателя определяют по формуле

,                                                                                          (2.18)

 

рад/c

 

где n – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Момент сопротивления  движению автомобиля, приведенный к  коленчатому валу двигателя, рассчитывают при допущении о равенстве  радиусов качения всех колес автомобиля по формуле

   ,                                                             (2.19)         

 

 

 

  = 27,85 Н*м

 

 

где g – ускорение свободного падения, кг/м×с²;

                 h_тр – КПД трансмиссии.

y=0,02 [4].

Допустимая удельная работа буксования [4]:

• для легковых автомобилей – [q_б]= 50 – 70 Дж/см²;
• для грузовых автомобилей – [q_б]= 15 – 120 Дж/см²;
• для автопоездов – [q_б]= 10 – 40 Дж/см².

 

При определении теплового  режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно  большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его  нагрева сравнительно невелика.

При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что  теплопередача в окружающую среду  отсутствует, и вся работа буксования используется на нагрев диска.  

 Нагрев ведущего диска  при одном трогании с места  рассчитывают по формуле

,                                                                    (2.20)

°С

 

где  DТ – нагрев ведущего диска, °С;

        g- доля теплоты, поглощаемая диском;

M_д- масса нажимного диска, кг;

        С_д- удельная теплоемкость стали, Дж/кг×град.

Доля теплоты, поглощаемая  диском [4]:

• для ведущего диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового – g= 0,5;
• для нажимного диска двухдискового сцепления – g= 0,25.

Принимаем g= 0,5.

Радиальные размеры дисков выбираются, исходя из размеров фрикционных  накладок. Толщина дисков предварительно принимается в зависимости от наружного диаметра накладок и затем  уточняется по результатам теплового  расчета сцепления:

   

 

,                                                                          (2.21)

 

Sд = 0,05*0,38 = 0,019 м

Мд = π**Sд*ρ

Мд = 3,14**0,019*7800 = 10,6 кг.

где Sд – толщина дисков, м.

Удельная теплоемкость стали  – С_д= 481,5 Дж/кг×град [5].

Допустимый нагрев нажимного  диска  – [DТ] = 10 – 15° С [4].

Полученная расчетная  температура является условной (определение  ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций  сцеплений различных типов. В  действительности же процесс нагрева  дисков значительно сложнее из-за большого числа включений сцепления  на единицу пройденного пути, особенно в условиях городского движения. Поэтому  температура деталей сцепления  в процессе работы автомобиля значительно  выше.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. РАСЧЕТ ПРИВОДА СЦЕПЛЕНИЯ

 

Классификация и требования к приводам фрикционных сцеплений  подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором  передаточного числа привода, чтобы  иметь:

1.Оптимальную величину  перемещения педали, не более  [5]:

• для легковых автомобилей – S_пед= 160 мм;
• для грузовых автомобилей – S_пед= 190 мм.

Принимаем S_пед= 160 мм.

2.Максимальную величину  усилия на педали, не более  [3]:

• сцепления с усилителем – Р_пед= 150 Н;
• сцепления без усилителя – Р_пед= 250 Н.

Принимаем Р_пед= 150 Н.

Механические приводы (рис. 3.1,а) в настоящее время применяются  только на легковых автомобилях особо  малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях  малого класса и выше применяют гидропривод (рис. 3.1,б).

 При расчете привода  рассчитываются его передаточное  число, усилие на педали и  ход педали. Кроме этого, определяются  геометрические размеры рычагов,  цилиндров и тяг привода.

Общее передаточное число  привода от педали до нажимного диска  можно определить по формуле

,                                           (3.1)

 

где i_пр – общее передаточное число привода;

       i_пед – передаточное число педали сцепления;

        i_в – передаточное число вилки выключения;

       a, b –  плечи педали;

       c, d – плечи вилки выключения

 

               

           Рис.3.1. Схема гидравлического привода сцепления:

    Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода. Полный ход педали механического привода рассчитывается по формуле

 

,                          (3.2)

где S_пед – полный ход педали механического привода, м;

      S_св – свободный ход педали, м; 

      S_р – рабочий ход педали, м;

      d- зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения), м;

DS – ход нажимного диска, м;

i_р – передаточное число рычагов выключения.

Величина зазора в механизме  выключения [2]:

• для сцеплений с периферийными цилиндрическими пружинами – d= 1,5 – 2,0 мм;

• для сцеплений с центральной диафрагменной пружиной –

 d= 3,5 – 4,0 мм.

Принимаем d= 3,5 мм.

Ход нажимного диска [5]:

• для однодисковых сцеплений –  DS=1,5 – 2,0 мм;
• для двухдисковых сцеплений – DS=2,4 – 2,8 мм.

Принимаем DS=1,5 мм.

Передаточное число рычагов  выключения рассчитывают по формуле

,                                                         (3.3)

где e, f – плечи рычагов  выключения, м.

Выполненные конструкции  приводов имеют обычно следующие  значения передаточных чисел:

 

i_пр= 30 – 45; i_p= 3,8 – 5,5; i_в= 1,4 – 2,2 [5].

Принимаем i_пр= 30 Принимаем i_p= 3,8

Исходя из выбранных величин, необходимо определить передаточное число  привода сцепления, а затем, задавшись  передаточным числом вилки выключения, найти передаточное число педали.

 Усилие на педали определяют по формуле

     ,                                                                  (3.4)                        

 

 

 

где Р_пед – усилие на педали, Н;

       h_пр – КПД привода сцепления.

КПД привода сцепления [3]:

• для механического привода – h_пр= 0,7 – 0,8;
• для  гидравлического привода – h_пр=0,8 – 0,9.

Если усилие на педали больше допустимого, то в привод необходимо устанавливать усилитель.

  Принимаем   h_пр=0,85                                          

Полный ход педали сцепления  при гидроприводе рассчитывают по формуле

.                                       

= 3,5*30 + 1,5*30*3,8= 176 мм.

 

 

 

 

 

 

4. РАСЧЕТ КОРОБКИ  ПЕРЕДАЧ

Коробка передач – агрегат  трансмиссии, предназначенный для  преобразования крутящего момента  и частоты вращения, развиваемых  на коленчатом валу двигателя, для получения  различных тяговых усилий на ведущих  колесах при трогании автомобиля с места и его разгоне. Коробка  передач  служит также для обеспечения  возможности движения автомобиля задним ходом и длительного отсоединения двигателя от трансмиссии при  его пуске, на стоянке или при  движении автомобиля накатом.

Классификация и требования к конструкции коробки передач  подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

На современных автотранспортных средствах наибольшее распространение  получили двух- и трехвальные ступенчатые  коробки передач с шестернями постоянного зацепления. Для включения  передач используют зубчатые муфты  и синхронизаторы. Современные коробки  передач имеют высокий КПД (h= 0,96 – 0,98) [3].

При рассмотрении конструкций  коробок передач используется такое  понятие, как "диапазон передаточных чисел коробки передач" – отношение  передаточного числа низшей ступени  коробки передач к передаточному  числу высшей ступени. Величина диапазона [3] для:

• легковых автомобилей – Д= 3,0 – 4,5;
• грузовых автомобилей – Д= 5,0 – 8,0;
• АТС высокой проходимости и тягачей – Д= 10,0 – 20,0.

Преимуществами двухвальных  коробок передач (рис. 1.1, а) являются: