Сцепление грузового автомобиля с гидроприводом на примере Газель NEXT

Время разгона автомобиля на определенной передаче от скорости vmin до скорости v находится из следующего соотношения:t=. (31)Интегрирование этого выражения производим численным методом.Время движения автомобиля t, при котором его скорость возрастает на vmin, определяется по закону равноускоренного движенияti== . (32) Суммарное время разгона автомобиля на k-й передаче от скорости vкmin до скорости vkmax.Потеря скорости за время переключенияvn=g**tn/n, (33) где tn- время переключения. tn=0,8.. .0,15 с. Пусть tn = 1 с; n-коэффициент учета вращающихся масс при переключении передач. n= 1.03... 1,05. Пусть n = 1.04;- коэффициент дорожного сопротивления.Ранее принято для первой, второй, третьей и четвертой передачи = f= 0,015, а для пятой и шестой передачи = v = 0.019.Путь разгона автомобиля в интервале скоростей vi= vi– Vi-1 равенSi = vcp*ti = 0,5(vi+ Vi-1)ti. (34) Таблица 3.13 - Ускорения автомобиля на третьей передачеV3, км/час15,1822,7830,3737,9647,4556,9566,4475,93D0,08930,0960,1020,1040,1040,10010,09190,0799j, м/с20,6410,7070,7510,7730,7710,7340,6640,559Для четвертой передачи при U4 = 1, v= f= 0,015, D= 0,063 (при скорости 21,18 км/час) имеем:= 1 +0,05 *12 + 0,04 = 1,09;j== 0,434 м/с2.Для остальных значений динамического фактора значения искомых величин сводим в таблицу (таблица 2.14).Таблица 3.14 - Ускорения автомобиля на четвертой передачеv4, км/ч21,1831,7742,3752,9666,279,492,68105,92D0,06330,0670,070,07030,0670,06120,05150,038j, м/с20,43480,4750,4960,4980,4720,4160,3290,211Для пятой передачи при U5 = 0,849, = 0,019, D = 0,053 (при скорости 24,95 км/час) имеем: = 1 + 0,849*12 + 0,04 = 1,076;j== 0,311 м/с2.Для остальных значений динамического фактора значения искомых величин сводим в таблицу (таблица 2.15).Таблица 3.15 - Ускорения автомобиля на пятой передачеV5, км/ч24,9537,4349,962,3877,9793,57109,17124,76D0,0530,0560,0570,05570,0510,0430,03150,0167j, м/с20,3110,3380,3460,3340,2920,2180,1140По результатам таблиц 3.12, 3.13,3.14 и3.15 строим график зависимости ускорения автомобиля от его скорости (рисунок 3.4).Путь разгона автомобиля от скорости vkmin до скорости vkmaxS=, (35)где n- число интервалов.Путь, пройденный автомобилем за время переключения tnс k-й передачи на (к+1)-ю передачу:Si = (vkmax-0,5*vn)tn. (36)Для разгона автомобиля на второй передаче в интервале скоростей от 5,30 до 7,06 км/час время и путь разгона будут равны:= 1,117c;Si=0,5(13,58+9,05)1,117/3,6 = 3,7015 м.Для остальных интервалов скоростей (интервалы скоростей составляются по значениям скорости, указанным в таблице 3.12) значения искомых параметров.Время разгона на второй передачеt2 = ti = 1,177+1,086+1,033+1,258+1,263+1,315+1,428=8,56 с.4Расчет сцепления4.1 Выбор размеров и параметров сцепленияК основным размерам и параметрам сцепления относятся: наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок ведомых дисков, толщина накладок , число ведомых дисков , коэффициент запаса сцепления , нажимное усилие пружин , расчетный коэффициент трения , число и жесткость нажимных пружин, удельная нагрузка на фрикционные накладки [2, стр.55].Исходные данные для проектирования представлены в таблице 4.1.Таблица 4.1 - Техническая характеристика автомобиля ГАЗель NEXT№Наименование, параметрОбозначениеЗначениеРазмерность1Тип автомобиля-грузовой-2Колесная формула-4х2-3Полная массаma3500кг4Грузоподъемностьmгр1550кг5Масса приходящаяся на переднюю ось и тележкуmсц11550кгmсц21950кг6Тип двигателя-УМЗ Evotech А274-7Тип коробки передач-механическая-8Максимальная мощностьРе max78,5кВт9Максимальный крутящий моментМеmax220,5Нм10Частота вращения двигателя при максимальной мощностиnр4000об/мин11Частота вращения двигателя при максимальном моментеnм2350об/мин12Передаточное число главной передачиUo4,3-13Радиус качения колеса (шины 185/75 R16C)Ro0,225м4.2 Выбор параметров гасителя крутильных колебанийОсновными параметрами, характеризующими гаситель, являются: момент трения , момент предварительной затяжки пружин , жесткость пружин , угол замыкания гасителя [3, стр.155].Принимаем число пружин равным 6.Момент трения [2, стр.57]. Принимаем МТ = 0,12 ∙ 1225 = 147 Нм.Момент предварительной затяжки пружин [2, стр.57]. Принимаем МТ = 0,1 ∙ 1225 = 122,5 Нм.Угол замыкания гасителя [2, стр.57]. Принимаем .Параметры пружины [2, стр.57]: ,, ()число витков , зазоры между витками Пружины устанавливаются по окружности диаметром 80…120 мм в окнах длиной 25…27 мм. Принимаем диаметр 80 мм, окна длиной мм [2, стр.57].4.3 Расчет показателей напряженности сцепления4.3.1. Износостойкость фрикционных накладокРасчеты на износостойкость рабочих поверхностей производятсяусловно. Непосредственно определяется не износ, а ряд косвенныхпоказателей напряженности работы пары трения: давление на рабочейповерхности, удельная работа трения и повышение температуры заодно включение сцепления.Во включенном состоянии сцепления из перечисленных показателей определяется давление на рабочей поверхности при действиирасчетной нагрузки:р0=где р0- удельное давление на рабочей поверхности, МПа. Допускаемые значения: [ р0] = 0,15...0,25 МПа, меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей.4.3.2. Функциональная надежностьВ сцеплении функциональная надежность оценивается изменениемкоэффициента запаса β в результате уменьшения деформации пружин вовключенном состоянии за счет износа фрикционных накладок.Толщина фрикционных накладок t н = 3...5 мм.Полный износ накладок рассчитывается по формулам (1) или (2).Коэффициент запаса после износа:из.=прЗадаются значениями деформации пружин при износе от 0 домаксимально допустимого износа с шагом 1 мм и подсчитываютсясоответствующие значения усилия пружин Рпр. изн .Значения усилий пружины при износе могут быть определеныкак аналитически, так и графически с использованием упругой характеристики пружины.По полученным данным строится график зависимости коэффициента запаса сцепления от суммарного износа накладок.4.4 Расчет деталей сцепления4.4.1 Выбор размеров фрикционных накладок ведомого дискаПредварительно принимаем:В соответствии с рекомендациями [3, стр.145] выбираем коэффициент запаса сцепления: для грузовых автомобилей.Принимаем .Число поверхностей тренияzμ= 4 (сцепление двухдисковое).Коэффициент трения составляет [2, стр.56]. Принимаем .Отношение наружного и внутреннего диаметров накладок . Принимаем .Удельное давление на фрикционные накладки для грузовых автомобилей составляет [2, стр.57]. Принимаем .Определяем статический момент трения сцепления [2, стр.55]:Мс= β ∙ Меmax = 1,7 ∙ 220,5 = 374,9Нм (1)Так как [2, стр.56] (2)и [3, стр.145], (3)где - радиус трения, - площадь накладки, то (4) предварительно находим:r = R ∙ Kr = 0,07 ∙ 0,55 = 0,04 м.Исходя из максимального момента и максимальных оборотов двигателя выбираем по ГОСТ12238-76 размеры фрикционных накладок:наружный диаметр :,внутренний диаметрd=110мм,толщина . [3, стр.145, табл.6.1]Определяем нажимное усилие [3, стр.145]: (5)FH = 374,5 / (0,27 ∙ 4 ∙ 0,16) = 1724,8 Нгде Производим проверку по удельному давлению на фрикционную накладку: данное значение не превышает рекомендуемое [2, стр.57].Производим проверку на разрыв по скорости вращения накладок по наружному диаметру:(6)V = 3,14 ∙ 2350 ∙ 0,14 / 30 = 34,4м/с <[V] = 65 м/сОкончательно принимаем: наружный диаметр: , внутренний диаметр d=110мм, толщина .Зазор между поверхностями трения Δ = 0,5…0,75 мм = 0,75 мм (для двухдисковых сцеплений) [2, стр.57]. Таким образом ход нажимного диска.S = 4 ∙Δ = 4 ∙ 0,75 = 3 мм4.4.2 Расчет диафрагменной пружиныРиунок.4.1- Расчетная схема для определения параметров пружины:- полная высота пружины, мм;Н = 5,8 - высота сплошного сечения, мм;h = 2,22 мм – толщина пружины;а = 64 - расстояние от центра пружины до начала лепестков;в = 95 - наружный радиус пружины;с = 65 - расстояние от центра пружины до опорного кольца;е = 30- внутренний радиус пружины;α - угол конуса.Расчет проводится в предположении недеформированности сечения пружины.Усилие пружины, Н:где f- деформация пружины в месте приложения силы Рпр, мм.Где f- деформация пружины в месте приложения силы , мм. МПа.где Е = 2* МПа- модуль упругости 1-го рода; µ = 0,25 – коэффициент Пуассона.Параметры пружины находятся в пределах:h=2,0…2,5 мм- для легковых автомобилей;h=3,0…5,0 мм- для грузовых автомобилей;H/h=1,5…2,0; b/h=75…100; b/с=1,2…1,5; b/е=2,5. При известных геометрических параметрах пружины, последовательно задавая деформацию (с интервалом через 1 мм) рассчитываются соответствующие значения Pпр. По результатам расчетов строится упругая характеристика пружины (рис.2) и по заданным параметрам двигателя и сцепления определяется потребная деформация пружины во включенном , выключенном состоянии, а также при предельном износе накладок.Деформация пружины при выключенном сцеплении, – дополнительная деформация пружины при выключениисцепления, мм; – зазор между трущимися поверхностями;мм для однодискового сцепления;мм для двухдискового сцепления; - деформация ведомого диска при включенном сцеплении;мм для упругого диска;мм для неупругого.мм; мм; i=2.мм.мм.4.5 Выбор и обоснование предложенной конструкции приводаСовременные города характеризуются значительной напряженностью движения транспорта с частыми остановками и интенсивным разгоном. Вождение автомобиля в этих условиях требует большого числа включений и выключений сцепления.Анализ конструкции привода сцепления показал, что наиболее эффективно работает гидравлический привод. Несмотря на большее количество конструктивных элементов и более сложное устройство, гидравлический привод более совершенен, нежели механический. Главной особенностью гидравлического привода является отсутствие троса, который является механическим элементом, подверженным износу и поломкам. [2]Гидравлический привод обеспечивает достаточный комфорт для водителя, учитывая небольшую жесткость диафрагменной пружины. Гидравлический привод наделен своими особенностями функционирования, плюсами и минусами применения, при этом устройства этого типа обеспечивает комфорт управления транспортным средством. В легковых машинах жёсткость диафрагменной пружины нажимного диска небольшая, так что водителю не нужно прилагать больших усилий.Вместо рабочего цилиндра используем гидравлический выжимной подшипник (рисунок 4.2).Рисунок 4.2 - Гидравлический выжимной подшипникДанный выжимной подшипник совмещает в своей конструкции сразу два элемента: выжимной подшипник и рабочий цилиндр сцепления.Регулировка сцепления будет осуществляться с помощью регулировочного винта поз.20 (рисунок 4.3). Такой метод регулировки позволит отказаться от сложных элементов привода сцепления и будет прост при эксплуатации.Рисунок 4.3–Устройство сцепления ГАЗель NEXT5 Расчет на работоспособность Критериями оценки выключения являются следующие эргономические показатели:- усилие на педали;- ход педали;- работа, совершаемая водителем при выключении сцепления.5.1. Усилие на педалиДля расчёта используем расчётную схему представленую на рисунке 5.1:Общее передаточное число механизма выключения сцепления:U=UхU, (5.1)где U- передаточное число рычажного механизма, U=b/a, (5.2)U- передаточное число привода.Рисунок 5.1 - Расчётная схема привода сцепленияХод педали при выключении сцепления (фрикциона):S=U(hU+g), (5.3)мм,где d1- диаметр главного цилиндра, мм,d2- диаметр рабочего цилиндра, мм,h- ход нажимного диска, h=1,5 мм,g- зазор между концами лепестков пружины и выжимного подшипника,Ход педали должен быть примерно 120…190 мм, в том числе холостой ход педали 25…40 мм. Усилие на педали, необходимое для полного выключения сцепления: P=Н,где η- К.П.Д. привода, η =0,8...0,9,Усилие на педали должно быть не более 150 Н для легковых автомобилей. Расчёт деталей привода на прочность и определение их геометрических параметров ведётся на усилие 500 Н, приложенное к педали. Зададимся геометрическими параметрами привода:d= 22,2 мм,d= 25,1 мм, g=4…5 мм, e=40 мм, f=265 мм,b=56 мм,a=15,5 мм.Передаточное число рычажного механизма: U=56/15,5=3,61Передаточное число привода U=14,4Общее передаточное число механизма выключения сцепления: U=3,61х14,4=52. Ход педали при выключении сцепления (фрикциона):S=14,4х(1,5х3,61+4,5)=142 мм.Усилие на педали, необходимое для полного выключения сцепления (фрикциона):P=141 Н. Все полученные параметры привода сцепления удовлетворяют заданным условиям.[5]ЗАКЛЮЧЕНИЕВ данной работе были проанализированы конструкции современных систем сцепления автомобилей, выполнен тягово-скоростной расчет автомобиляГАЗель NEXT.Определили максимальную мощность двигателя, произвели расчет и построение внешней скоростной характеристики автомобильного двигателя, тяговой и динамической характеристики автомобиля. Рассчитали и построили графики пути и времени разгона автомобиля. Используя внешнюю скоростную характеристику и зависимость, связывающую угловую и линейные скорости на различных передачах построили график мощностного баланса.Произведен расчет элементов гидравлического привода сцепления для автомобиля ГАЗель NEXTСПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫГришкевич. А.И. Автомобили: Теория: Учебник для вузов. - Мн.: Выш. шк.. 2006.208 с. Автомобильный справочник/ В.С.Васильев, М.С.Высоцкий, К.Л.Гаврилов и др. Под общ. ред. В.М.Приходько. - М.: ОАО Издательство «Машиностроение», 2004, 704 с,,ил. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета/ Осепчугов В.В., Фрумкин А.К.; – М.: Машиностроение, 2019. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия/ А.И.Гришкевич, В.А.Вавуло, Л.А.Молибошко и др. – Мн.: Выш.шк., 2015. , 504 с,,ил. Проектирование трансмиссии автомобиля: Справочник/ А.И.Гришкевич, Б.У.Бусел, Л.А.Молибошко и др.; – М.: Машиностроение, 2004. , 326 с,,ил. Армейские автомобили. Конструкция и расчет. Часть 1: Типы автомобилей, компоновка, силовые передачи/ под ред. А.С. Антонова – М.: Воениздат, 2010. , 374 с,,ил.Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы» / П. П. Лукин, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Родионов. – М.: Машиностроение, 2014. , 256 с,,ил. Автомобили: Основы конструкции: учебник для студ. высш. учеб. заведений / В. К. Вахламов. – 4-е изд., стер. – М.: Издательский центр «Академия», 2008, 234 с,,ил.