Тягово-динамический расчёт ЗИЛ 130

• 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,

где i – число пар трения; d=1,0¸1,5 мм – осевая деформация ведомого диска, тогда

мм.

Н/мм<50¸90 Н/мм.

.

2.7.2 Расчёт пружин демпфера сцепления

 

Для расчёта пружин демпфера сцепления принимаем:

• z=8 – число пружин;
• d=4 мм – диаметр проволоки;
• D_ср=16 мм – средний диаметр витка;
• n_п=5 – полное число витков;
• С=300 Н/мм – жёсткость пружины;
• М_тр=100¸200 Н´м – момент трения фрикционных элементов демпфера.

 

Момент предварительной затяжки пружин:

 Н´м

Максимальное напряжение пружины  демпфера определяется по формуле:

,

где n – число ведомых дисков сцепления, т.о. Н´м.

Усилие, сжимающее одну пружину  демпфера:

,

где R=0,08 м – радиус приложения усилия к пружине; z – число пружин.

Н.

Принимая во внимание большую жёсткость  пружин демпфера, напряжение вычисляем по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

, МПа

где К – коэффициент, учитывающий  форму сечения, кривизну витка и  влияние поперечной силы на прочность; [t]=700¸900 МПа.

,

где , тогда , а МПа, т.о. – условие прочности выполняется.

2.7.3 Расчёт ступицы ведомого  диска

 

Напряжение смятия шлицов ступицы  определяется по формуле:

, МПа

где , а d_н=40 мм – наружный диаметр шлицов; d_в=30 мм – внутренний диаметр шлицов; ; l=60 мм длина шлицов; z=10 число шлицов; a=0,75 – коэффициент точности прилегания шлицов; [s_см]=15¸30 МПа – допустимое напряжение смятия.

мм, мм², Н, тогда

МПа,

т.о. 22,97 МПа<30 МПа Þ

– условие выполняется.

Напряжение среза шлицов ступицы  определяется по формуле:

,

где b=8 мм – ширина шлицов; [t_срmax]=5¸15 МПа – допустимое напряжение среза.

МПа,

т.о. 14,36 МПа<15 МПа Þ

– условие выполняется.

Материал ступицы – Сталь 35, 40Х.

Материал ведомого диска –  Сталь 50, 65Г.

2.7.4 Расчет вала сцепления

 

Вал сцепления рассчитывается на скручивание  по диаметру впадин шлицевой части. Задав  допустимое напряжение кручения [t_max]=70 МПа, находим:

м.

Проверку шлицов на смятие проводим по формуле:

, МПа

где – средний радиус приложения окружной силы, м; h, l – высота и длина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

Проверку шлицов на срез проводим по формуле:

, МПа

где b=8 мм – ширина шлицов ступицы ведомого диска, см.

МПа.

[s_см]=15¸30 МПа, [t_срmax]=5¸15 МПа

, – условие прочности выполняется.

2.8 Привод сцепления

 

Усилие на педали выключения вычисляем  с учётом увеличения силы нажимных пружин при включении на 20%:

,

_{где Рпр=12125 Н – сила давления пружины; u – общее передаточное число привода; hт=0,8 – кпд привода.}

_,

_{где u1 и u2 - передаточное число соответственно педального привода и механизма выключения сцепления. Для механического привода:}

  _,

_{где а=400; b=85; с=110; d=60; l=88; f=17, откуда ; ;}

, тогда

Н.

_{На проектируемом  автомобиле сила давления на педаль не должна превышать 200 Н. Следовательно, необходимо предусмотреть  установку в приводе  сцепления усилителя. Свободный ход  педали должен составлять 35¸50 мм, а полный ход – не менее 180 мм.}

 

Рис. 2.1. Механический привод сцепления.

2.9 ТО сцепления в процессе  эксплуатации

 

Применение механического привода  выключения сцепления и подшипника выключения сцепления с постоянным запасом смазочного материала, закладываемого при производстве на заводе-изготовителе, позволило существенно снизить трудоёмкость при обслуживании сцепления и его привода в процессе эксплуатации.

Уход за сцеплением и его приводом заключается в периодической  проверке технического состояния, очистке механизмов от грязи, регулировке свободного хода педали, своевременной подтяжке всех резьбовых соединений, смазке вилки выключения сцепления и вала педали сцепления в соответствии с картой смазки, а также в устранении отдельных неисправностей, возникающих во время эксплуатации.