Сцепление автомобиля ЗИЛ-130-76

Введение

Перед автомобильнойпромышленностьюв настоящеевремя стоятзадачи, связанныес увеличениемвыпуска экономичныхавтомобилейс дизельнымидвигателями,позволяющихзначительносократитьрасход топлива,а следовательнои затраты нанего. Одновременнос ростом производстваавтомобилейособо большойгрузоподъемности(110 и 180 тонн) необходимосоздаватьмощности длявыпуска грузовыхавтомобилеймалой грузоподъемности- полтонны. Внастоящее времяпроводятсязначительныеработы по увеличениювыпуска и повышениюнадежностиавтомобилей,работающихна сжатом исжиженномгазах. Возрастаетпроизводствоспециализированныхавтомобилейи прицепов дляперевозкиразличныхгрузов. Предусматриваетсяуменьшить на15-20% удельнуюметаллоемкость,увеличитьресурс, снизитьтрудоемкостьтехническогообслуживанияавтомобилей,повысить всевиды безопасности.

Курсовой проектпо дисциплине"Конструированиеи расчет автомобилей"является творческойработой, цельюкоторой служитприобретениенавыков использованиязнаний, полученныхкак в самомкурсе, так и вряде профилирующихдисциплин, накоторых базируетсяэтот курс. Получениенавыков аналитическогоопределенияпоказателейэксплуатационныхсвойств иконструктивныхпараметровавтомобиля,закреплениенавыков четкогоизложения изащиты результатовсамостоятельнойработы как врукописныхформах, так ипри публичномвыступлении.

1.Расчёт тягово-динамическихпараметровавтомобиля

1.1 Выборосновных параметровавтомобиля

В ходе выполнениякурсовогопроекта выбираетсяи рассчитываетсяряд параметровпроектируемогоавтотранспортногосредства исоставляетсятаблица 1.1 основныхпараметровавтомобиляЗИЛ-130-76.

Таблица 1.1

ОсновныепараметрыавтомобиляЗИЛ-130-76

1.2 Построениевнешней скоростнойхарактеристики

Внешне-скоростнойхарактеристикойдвигателяназываетсязависимостьэффективноймощности иэффективногокрутящегомомента отчастоты вращенияколенваладвигателя приполной подачетоплива.

Внешняя скоростнаяхарактеристикадвигателя имеетследующиехарактерныеточки:

1). _min– минимальноустойчиваяугловая частотавращения коленваладвигателя,рад/с.

2). _M– угловая частотавращения коленваладвигателя,соответствующаямаксимальномукрутящемумоменту, рад/с.

3). _N– угловая частотавращения коленваладвигателя,соответствующаямаксимальноймощности, рад/с.

4). _огр– угловая частотавращения коленваладвигателя, прикоторой срабатываетограничительчисла оборотовколенваладвигателя,рад/с.

рад/с.

Текущее значениемощности определяетсяпо формуле:

,

гдеN_e – значениеэффективноймощности двигателя,кВт; N_emax– максимальнаямощность, кВт;_e –угловая частотавращения коленваладвигателя,об/мин; _N– угловая частотавращения примаксимальноймощности, об/мин;a, b, c – постоянныекоэффициенты,зависящие отконструкциидвигателя.

ДвигательЗИЛ-130 снабжёнограничителемчастоты вращенияколенваладвигателя,поэтому коэффициентыa, b, c вычисляютсяпо формулам:

;;и _,

_{где К- коэффициентприспособляемостипо частоте, ; Мз – запаскрутящегомомента, %.}

_,

_{где МеN– крутящиймомент примаксимальноймощности, Нм;Меmax– максимальныйкрутящий момент,НмНм.}

_.

,,,

проверяя, получаемчто – расчёты проведеныверно.

Крутящий моментдвигателяопределяетсяпо формуле:

.

Тяговая мощностьопределяетсяпо формуле:

,

где_т –кпд трансмиссии,_т=0,89(табл. 1.1).

Рассчитанныезначения мощностизаписываемв таблицу 1.2.

_{Таблица 1.2.}

Результатырасчета внешнейскоростнойхарактеристики

По результатамрасчётов (табл.1.2) строим графикиN_e=f(_e),N_t=f(_e),M_e=f(_e)(рис. 1.1).

Интервал от_Nдо _Мхарактеризуетустойчивостьработы двигателя.

1.3 Построениелучевой диаграммы

Перед построениеммощностногобаланса следуетнайти связьмежду угловойчастотой вращенияколенваладвигателя искоростьютранспортногосредства навсех передачах.Для этого строитсялучевая диаграмма.

Лучевой диаграммойназываетсязависимостьскорости автомобиляот частотывращения коленчатоговала двигателяпри постоянномзначениипередаточногочисла. Лучеваядиаграммастроится длякаждой передачи.

Диаграммустроят исходяиз условия:

м/с,

где _е– частотавращения коленваладвигателя,рад/с; r_к– радиус каченияколеса, r_к=0,471м; i_к -передаточноечисло передачи;i_о - передаточноечисло главнойпередачи;

Графики скоростейна различныхпередачах взависимостиот угловойчастоты выходятиз начала координат,представляютсобой прямые,поэтому в качестве_е удобнопринять _е_N.

Расчёт скоростипри _е_N335,1рад/с на пятой(прямой – i_к51)передаче:

км/ч.

Таблица 1.3.

Результатырасчета лучевойдиаграммы

По результатамрасчётов (табл.1.3) строим лучевуюдиаграмму(1.2).

1.4 Построениетяговой характеристикиавтомобиля

Тяговая характеристикаили мощностнойбаланс показываетраспределениемощности навсех передачахпо отдельнымвидам сопротивлений:

кВт,

где N_– мощность,затрачиваемаяна преодолениесуммарногодорожногосопротивления,кВт; N_w –мощность,затрачиваемаяна преодолениесопротивлениявоздуха, кВт;N_j - мощность,затрачиваемаяна преодолениеинерции, кВт;N_тр – потеримощности втрансмиссии,кВт.

Составляющиемощностногобаланса зависятот скоростиавтомобиля.Связь междучастотой вращенияколенваладвигателя искоростьюавтомобиляможно найтипо лучевойдиаграмме.

Разность междумощностьюдвигателя имощностью наведущих колёсахпредставляетсобой мощностьмеханическихпотерь.

Величину мощностисуммарногодорожногосопротивленияможно найтипо формуле:

кВт,

где R_а –полный вестранспортногосредства; v– скоростьтранспортногосредства, м/с;  – суммарныйкоэффициентдорожногосопротивления;i – коэффициентсопротивленияподъему (припостроениимощностногобаланса принимаемi=0, т.к. рассматриваемдвижение погоризонтальномуучастку дороги);f – коэффициентсопротивлениякачению ,где f₀=0,02– коэффициентсопротивлениякачению прималой скорости.

Н.

Таким образом,кВт.

Значения N_при различныхскоростяхзаносим в таблицу1.4.

Потери мощностина преодолениесопротивлениявоздуха определяемпо формуле:

кВт,

где к – коэффициентобтекаемости,для ЗИЛ-130-76 к0,5;v – скоростьтранспортногосредства, м/с;F – лобовоесечение автомобиля,м² ,где В1,8м – колея автомобиля;Н2,4 м –высота автомобиля,т.о. м².

Расчёт мощностисопротивлениявоздуха прискорости v12км/ч:

кВт.

Значения N_Wпри различныхскоростяхзаносим в таблицу1.4.

Таблица1.4.

Результатырасчета мощностногобаланса

По результатамрасчётов (табл.1.4) строим графикмощностногобаланса (рис.1.3).

1.5 Построениеграфика силовогобаланса

Силовойбаланс показываетраспределениеполной окружнойсилы на ведущихколёсах поотдельным видамсопротивлений:

Н,

где P_w – силасопротивлениявоздуха, Н; P_– сила суммарногодорожногосопротивления,Н; P_j – силасопротивленияинерции, Н.

Полная окружнаясила на всехпередачахопределяетсяпо формуле:

Н,

где М_е – крутящиймомент, определённыйпо табл. 1.2, Нм;r_к0,471м – статическийрадиус колеса;_т0,89– кпд трансмиссии.

Расчёт полнойокружной силыдля движенияна первой передаче:i_к17,44при _е62,8рад/с.

Н.

Силу суммарногодорожногосопротивленияопределяютпо формуле:

Н,

где R_a=103250Н – полныйвес автомобиля;-коэффициентсопротивлениякачению; i=0 –коэффициентсопротивленияподъему (горизонтальныйучасток дороги).

Расчёт силысуммарногодорожногосопротивленияпри v12км/ч:

Н.

Силу сопротивлениявоздуха находятпо формуле:

Н,

где к=0,68 – коэффициентобтекаемости;v – скоростьавтомобиля,м/с; F4,32 м²– площадь поперечногосечения.

Расчёт силысопротивлениявоздуха приv12км/ч:

Н.

Рассчитанныезначения силР_к, Р_W,Р_ заносимв табл. 1.5.

Максимальновозможнаяскорость автомобиляопределяетсяточкой пересеченияграфика Р_кдля 5-ой передачис кривой суммарногосопротивления.

Таблица 1.5.

Результатырасчета силовогобаланса

Продолжениетаблицы 1.5.

По данным таблицы1.5 строим графиксилового баланса(рис. 1.4).

1.6 Построениединамическойхарактеристики

Динамическаяхарактеристикапредставляетсобой зависимостьдинамическогофактора Dот скоростиавтомобиля:

.

Динамическийфактор определяетсяпо формуле:

,

где Р_к – полнаяокружная сила,Н; Р_W – силасопротивлениявоздуха, Н; – свободнаясила тяги, Н;R_a103250Н – суммарнаянормальнаяопорная реакциявсех колёсавтомобиля.

Расчёт значениядинамическогофактора ведёмдля _е62,8рад/с, v_1min2км/ч. Определяемпо лучевойдиаграммескорость автомобиля,затем по графикусилового балансанаходим значениеР_св28397,2Н, тогда .

При равномерномдвижении D,в этом случаединамическийфактор определяетдорожноесопротивление,которое можетпреодолетьтранспортноесредство насоответствующейпередаче приопределённойскорости: ,где i –коэффициент,сопротивленияподъёму (в расчётахпринимаем i0);– коэффициентсопротивлениякачению.

Расчёт коэффициентасопротивлениякачения fпри v12км/ч:

.

Расчетныезначения fзаносим в таблицу1.6.

Таблица 1.6.

Результатырасчета динамическогофактора

Таблица 1.7.

Результатырасчета коэффициентасопротивлениякачения

По данным табл.1.7 строим графикff(v)(рис. 1.5), где пересечениекривой ff(v)с кривой D=f(v)даст максимальнуюскорость автомобиля.

1.7 Определениеускоренияавтомобиля

Величинуускорения накаждой передачеможно определитьпо формуле:

м/с²,

где величину(D-)можно определитьграфическипо динамическойхарактеристике:;g – ускорениесвободногопадения, м/с²; – коэффициентучёта вращающихсямасс, его величинуопределяютпо эмпирическоёформуле: .

Расчёт на первой передаче(i_к17,44):

.

Расчётныезначения на различныхпередачахзаносим в табл.1.8.

Расчёт ускоренияавтомобиляна первой передачепри _е68рад/с. Находимзначение (D-f)по графикудинамическойхарактеристикипри скоростиv, соответствующей_е68рад/с: .

м/с².

Расчётныезначения jзаносим в табл.1.8.

Таблица 1.8.

Результатырасчета ускорения

По значениямтабл. 1.8 строимграфики ускорения(рис. 1.6).

1.8 Построениеграфиков обратногоускорения

Время и путьразгона следуетопределятьграфоаналитическимметодом. Дляопределениявремени разгонастроитьсяграфик величин,обратных ускорению.Посколькувеличина, обратнаяускорению, прискорости, близкойк максимальнойимеет большоезначение, построениеследует ограничитьскоростью км/ч.

По данным табл.1.7 считаем значенияобратных ускорений1/j, с²/м изаносим их втабл. 1.9.

Таблица 1.9.

Результатырасчета обратныхускорений

По данным табл.1.8. аналогичноускорениюстроится графикобратногоускорения (рис.1.7).

1.9 Определениевремени и путиразгона автомобиля

Для определениявремени разгонаграфик обратныхускоренийразбиваетсяна ряд интерваловскоростей, вкаждом из которыхопределяетсяплощадь, заключённаямежду кривойвеличин, обратныхускорению иосью абсцисс,эта площадьF_iвремени движения.

Время движенияв каждом интервалеопределяетсяпо формуле:

с,

где i – порядковыйномер интервала;F_i –площадь, заключённаямежду кривойи осью абсцисс,мм²; а20мм в с²/м – масштабныйкоэффициент,показывающийколичествомм на графике1/j в с²/м;b6мм в м/с – масштабныйкоэффициентскорости,показывающийколичествомм на графикескорости в 1м/с.

При расчётеусловно считается,что разгон накаждой передачеопределяетсяпри максимальнойчастоте вращенияколенваладвигателя.Время переключенияпередач длякарбюраторногодвигателя скоробкой передач,оснащённойсинхронизаторамиравно 11,5с. Падение скоростиза время переключенияпередач определяетсяпо формуле:

м/с,

где t_п11,5с – время переключенияпередач; – коэффициентсуммарногодорожногосопротивления(при малых скоростях0,02); '1,04– коэффициент,учёта вращающихсямасс автомобиля,когда двигательавтомобиляотсоединёнот колёс.

Падение скоростиза время переключенияпередач оченьмало:

м/с,поэтому ононе учитывается.

Время разгонана 15^-ти метровоминтервале:

с.

Расчётныезначения времениразгона наразличныхинтервалахзаносим в табл.1.10.1, а на графикеt=f(v)время разгонаоткладываетсянарастающимитогом.

Таблица 1.9.1.

Результатырасчета времениразгона

Для определенияпути разгонаграфик времениразгона разбиваемна интервалыи подсчитываемплощади, заключённыемежду кривойи осью ординат.

Путь разгонана каждом интервалеопределяемпо формуле:

м,

гдеS_i– путь разгонана i^-томинтервалескоростей, м;F_i –площадь междукривой t=f(v)и осью ординат,мм²; с – масштабныйкоэффициентвремени, показывающийколичествомм на графикеt=f(v)в 1 с, с=3,33 мм в 1 с.

Расчёт путиразгона напервом интервале:

м.

ЗначенияS_iзаносим в табл.1.10.2. Найденныйв каждом интервалепуть разгонапоследовательносуммируем истроим графикS=f(v)(рис. 1.8).

Таблица 1.9.2.

Результатырасчета путиразгона

Все полученныеграфики прирасчёте тягово-динамическихпараметровавтомобиляЗИЛ-130-76 представленына первом листе.

2.Расчёт сцепленияи анализ конструкции

2.1 Назначениесцепления.Требованияк сцеплению

Сцеплениепредназначенодля плавноготрогания автомобиляс места, кратковременногоразъединениядвигателя итрансмиссиипри переключениипередач ипредотвращениювоздействияна трансмиссиюбольших динамическихнагрузок, возникающихна переходныхрежимах и придвижении подорогам с плохимпокрытием. Приконструированиифрикционныхсцепленийпомимо основныхтребований(минимальнаясобственнаямасса, простотаконструкции,высокая надёжностьи т.п.) необходимообеспечитьследующее:

• надёжную передачукрутящегомомента отдвигателя ктрансмиссиипри любых условияхэксплуатации;

• плавное троганиеавтомобиляс места и полноевключениесцепления;

• полное отсоединениедвигателя оттрансмиссиис гарантированнымзазором междуповерхностямитрения;

• минимальныймомент инерцииведомых элементовсцепления дляболее лёгкогопереключенияпередач и сниженияизноса поверхноститрения в синхронизаторе;

• необходимыйотвод теплотыот поверхноститрения;

• предохранениетрансмиссииот динамическихперегрузок.

2.2 Классификациясцеплений

1). По способупередачи крутящегомомента сцеплениебывает: фрикционное,гидравлическое,электромагнитное.

2). По способууправленияразличаютсцепление спринудительнымуправлением,с усилителеми без усилителя,а также с автоматическимуправлением.

3). По способусоздания давленияна нажимнойдиск сцепленияделят на пружинные,полуцентробежные и центробежные.

4). По форме поверхностейтрения различаютдисковые, конусныеи барабанныесцепления.

5). По числу ведомыхдисков сцеплениябывают одно-,двух- и многодисковые.

2.3 Анализиспользованияразличных видовконструкций

На современныхавтомобиляхобычно устанавливаютодно- или двухдисковыефрикционныесцепления спринудительнымуправлением.Такие конструкциипозволяютобеспечитьосновные требования,предъявляемыек сцеплениям.

Однодисковыесцепленияпросты в изготовлениии обслуживании,обеспечиваютхороший отводтеплоты от партрения, имеютнебольшую массуи высокуюизносостойкость.

Двухдисковыесцеплениявызываютнеобходимостьиспользованияповышенногоусилия выключения,имеют большиегабариты,значительныймомент инерцииведомых деталейи увеличенныйход выключения.

На многих современныхавтомобиляхи автобусахустанавливаютавтоматическиесцепления дляобеспеченияплавного троганияс места и переключенияпередач автоматически.

2.4 Выборконструктивнойсхемы

Исходя из известнойгрузоподъёмностиавтомобиля,его максимальнойскорости ипередаваемогокрутящегомомента получаем,что для автомобиляЗИЛ-130-76 подходиттакой вариант:однодисковоефрикционноесцепление всухом картерес цилиндрическиминажимнымипружинами, смеханическимприводом.

2.5 Материалы,применяемыедля изготовления основныхдеталей сцепления

Рабочие пружиныизготавливаютсяиз стали Сталь65Г.

Ведущий дискизготавливаютиз серого чугунаСЧ 28-48, СЧ 32-52, обладающегохорошимипротивозадирнымии фрикционнымисвойствамипри работе всочетании сфрикционныминакладками.

Ведомый дискизготавливаютиз стали, обладающейповышеннойупругостью.

Ступица ведомогодиска изготавливаютиз стали марокСталь 40 и Сталь40Х.

Фрикционныенакладки ранееизготавливалисьиз асбеста,металлическихнаполнителейи связующеговещества(синтетическиесмолы, каучук),теперь из-затоксичностиасбест заменёндругими веществами.

Рычаг выключениясцепления, ихоси и опорныевилки изготавливаютсяиз мало- илисреднеуглеродистойстали и подвергаютцианированиюдо твёрдостиHRC 56-60.

Кожух сцепленияизготавливаютиз стали Сталь10.

2.6 Расчётсцепления

Выбираем наружныйдиаметр ведомогодиска из условия,что М_дmax402Нми максимальнойчастоты вращенияколенваладвигателя_max335,1рад/с:

D_н342мм – наружныйдиаметр накладки,

d_в186мм – внутреннийдиаметр накладки,

5 мм – толщинафрикционнойнакладки,

i2– число парповерхностейтрения.

2.6.1 Оценкаизносостойкостисцепления

Степень нагруженияи износостойкостьнакладок сцепленияпринято оцениватьдвумя основнымипараметрами:

• удельным давлениемна фрикционныеповерхности

• удельной работойбуксованиясцепления;

Расчёт удельногодавления нафрикционныеповерхности:

,Н/м², где p_пр– сила нормальногосжатия дисков,Н; F – площадьрабочей поверхностиодной фрикционнойнакладки,

м²;[p₀]0,20,25МПа – допускаемоедавление,обеспечивающеепотребныйресурс работынакладок.

Определениесилы нормальногосжатия:

Н,

где М_дmax– максимальныймомент двигателя,Нм; 2,25– коэффициентзапаса сцепления;0,27 –коэффициенттрения; R_ср– средний радиусфрикционнойнакладки, м,т.о. кН,а МПа– потребныйресурс накладокобеспечен.

Расчёт удельнойработы буксованиясцепления:

,

где L_уд– удельнаяработа буксования;L_– работа буксованияпри троганииавтомобиляс места, Дж; F_сум– суммарнаяплощадь рабочихповерхностейнакладок, м²;

Дж,

где J_а –момент инерцииавтомобиля,приведённыйк входному валукоробки передач,Нм,

где m_а10525кг – полнаямасса автомобиля;m_п0кг – полнаямасса прицепа;i_к и i₀–передаточныечисла соответственнокоробки передачи главной передачи(i_к4,10,i₀6,32);1,05 –коэффициентучёта вращающихсямасс.

Нм²;

 – расчётнаяугловая частотавращения коленваладвигателя,рад/с: для автомобиляс карбюраторнымдвигателем:рад/с, где _М182рад/с – угловаячастота вращенияколенваладвигателя примаксимальномкрутящем моменте;b – коэффициент,равный 1,23 дляавтомобилейс карбюраторнымидвигателями;М_т – моментсопротивлениядвижению притрогании сместа, Нм,

где 0,016– коэффициентсопротивлениякачению (нагоризонтальнойдороге с асфальтовомпокрытии); _т0,82– к.п.д. трансмиссии.

Нм.

МДж.

МДж/м²

L_уд2,5985МДж/м²уд]4МДж/м², следовательнопотребныйресурс накладокобеспечен.

2.6.2 Оценкатеплонапряжённостисцепления

Нагрев деталейсцепления заодно включениеопределяемпо формуле:

С,

где 0,5– доля теплоты,расходуемаяна нагрев детали;с482 Дж/(кгК)– теплоёмкостьдетали; m_д16кг – масса детали;[t]1015С.

,т.о.

Потребнаятеплонапряженностьобеспечена.

2.7 Расчётдеталей сцепленияна прочность

2.7.1 Расчётнажимных пружинсцепления

Определениеусилия, развиваемогоодной пружиной:

Н,

где Z18– число пружин.

Н.

Принимаем, чтоотношениедиаметров ,тогда потребныйдиаметр проволокидля пружинсцепленияопределим поформуле:

,

где y – коэффициентконцентрацийнапряжений,при m6y1,25;[_пр]700900МПа – допускаемоенапряжениекручения.

мм.

Принимаемзначение d4,5мм.

Определяемдиаметр виткапружины поизвестным dи m: мм.

Число рабочихвитков пружины:

,

где G910⁴МПа – модульупругости прикручении; с –жёсткостьпружины, ,

где Н– приращениесил сопротивленияпружины выключениясцепления; – приращениесжатия пружиныпри выключениисцепления,

где i – числопар трения;1,01,5мм – осеваядеформацияведомого диска,тогда

мм.

Н/мм90Н/мм.

.

2.7.2 Расчётпружин демпферасцепления

Для расчётапружин демпферасцепленияпринимаем:

• z8– число пружин;

• d4мм – диаметрпроволоки;

• D_ср16мм – среднийдиаметр витка;

• n_п5– полное числовитков;

• С300 Н/мм– жёсткостьпружины;

• М_тр100200Нм –момент тренияфрикционныхэлементовдемпфера.

Моментпредварительнойзатяжки пружин:

Нм

Максимальноенапряжениепружины демпфераопределяетсяпо формуле:

,

где n – числоведомых дисковсцепления, т.о.Нм.

Усилие, сжимающееодну пружинудемпфера:

,

где R0,08м – радиус приложенияусилия к пружине;z – числопружин.

Н.

Принимая вовнимание большуюжёсткостьпружин демпфера,напряжениевычисляем поформуле, учитывающейформу сечения,кривизну виткаи влияние поперечнойсилы:

,МПа

где К – коэффициент,учитывающийформу сечения,кривизну виткаи влияние поперечнойсилы на прочность;[]=700900МПа.

,

где ,тогда ,а МПа, т.о. – условие прочностивыполняется.

2.7.3 Расчётступицы ведомогодиска

Напряжениесмятия шлицовступицы определяетсяпо формуле:

,МПа

где ,а d_н40мм – наружныйдиаметр шлицов;d_в30мм – внутреннийдиаметр шлицов;;l60мм длина шлицов;z10число шлицов;0,75 –коэффициентточности прилеганияшлицов; [_см]1530МПа – допустимоенапряжениесмятия.

мм,мм²,Н,тогда

МПа,

т.о. 22,97 МПа – условиевыполняется.

Напряжениесреза шлицовступицы определяетсяпо формуле:

,

где b8мм – ширинашлицов; [_срmax]515МПа – допустимоенапряжениесреза.

МПа,

т.о. 14,36 МПа – условиевыполняется.

Материал ступицы– Сталь 35, 40Х.

Материал ведомогодиска – Сталь50, 65Г.

2.7.4 Расчетвала сцепления

Вал сцеплениярассчитываетсяна скручиваниепо диаметрувпадин шлицевойчасти. Задавдопустимоенапряжениекручения [_max]70МПа, находим:

м.

Проверку шлицовна смятие проводимпо формуле:

,МПа

где – средний радиусприложенияокружной силы,м; h, l –высота и длинашлицов ступицыведомого диска,см.

МПа.

Проверку шлицовна срез проводимпо формуле:

,МПа

где b8мм – ширинашлицов ступицыведомого диска,см.

МПа.

[_см]1530МПа, [t_срmax]=5ё15МПа

_{,– условие прочностивыполняется.}

2.8 Приводсцепления

Усилие на педаливыключениявычисляем сучётом увеличениясилы нажимныхпружин привключении на20%:

_,

_{где Рпр12125Н – сила давленияпружины; u– общее передаточноечисло привода;т0,8– кпд привода.}

_,

_{где u1и u2- передаточноечисло соответственнопедальногопривода и механизмавыключениясцепления. Длямеханическогопривода:}

_,

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

_,тогда

_Н.

_{На проектируемомавтомобилесила давленияна педаль недолжна превышать200 Н. Следовательно,необходимопредусмотретьустановку вприводе сцепленияусилителя.Свободный ходпедали долженсоставлять3550мм, а полныйход – не менее180 мм.}

Рис.2.1. Механическийпривод сцепления.

2.9 ТО сцепленияв процессеэксплуатации

Применениемеханическогопривода выключениясцепления иподшипникавыключениясцепления спостояннымзапасом смазочногоматериала,закладываемогопри производствена заводе-изготовителе,позволилосущественноснизить трудоёмкостьпри обслуживаниисцепления иего приводав процессеэксплуатации.

Уход за сцеплениеми его приводомзаключаетсяв периодическойпроверке техническогосостояния,очистке механизмовот грязи, регулировкесвободногохода педали,своевременнойподтяжке всехрезьбовыхсоединений,смазке вилкивыключениясцепления ивала педалисцепления всоответствиис картой смазки,а также в устраненииотдельныхнеисправностей,возникающихво время эксплуатации.

Нужно тщательноследить застепенью затяжкиболтов креплениякартера сцепленияк блоку цилиндровдвигателя.Момент затяжкидолжен бытьв пределах 810кгсм.Болты затягиваютсяравномерно,последовательно,крест-накрест.

Основнымидеталями сцепления,требующимизамены илиремонта в процессеэксплуатации,являются подшипниквыключениясцепления,накладки и самведомый диск,а также нажимнойдиск и рычагивыключениясцепления.

Список используемойлитературы

1. Автомобиль(учебник водителятретьего класса).Калисский В.С., Манзон А. И.и др.- М.: Транспорт,1970.- 384с.

2. Автотранспортныесредства:Методическиеуказания квыполнениюкурсовогопроекта.- Вологда:ВПИ, 1986, 36с.

3. Баринов А. А.Элементы расчётаагрегатовавтомобиля:Учебное пособие.– Вологда: ВоПИ,1994. – 132 с.

4. Краткий автомобильныйсправочник.-10-еизд., перебран.и доп. – М.: Транспорт,1984.-220с., ил., табл.

5. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль:Анализ конструкции,элементы расчёта:Учебник длястудентоввузов по специальности«Автомобилии автомобильноехозяйство».– М.: Машиностроения,1989. – 304с.: ил.

6. Теория эксплуатационныхсвойств АТС.Тягово-скоростныесвойства.Методическиеуказания кпрактическимзанятиям длястудентовспециальности150200.- Вологда: ВоГТУ.-2000.- 46 с.

ОГЛАВЛЕНИЕ

ОГЛАВЛЕНИЕ1

СПЕЦИФИКАЦИЯ----------------------------------------------------------------------------------29

МинистерствообразованияРФ

Вологодскийгосударственный

техническийуниверситет

Факультет:ПМ

Кафедра:А и АХ

Дисциплина:К и РА

Расчётно-пояснительнаязаписка

к курсовомупроекту

Темапроекта:сцеплениеавтомобиляЗИЛ-130-76

(2,25)

Руководитель:профессор, к.т. н.

БариновА.А.

Разработчик:студент гр.МАХ-41

КузнецовС.А.

г. Вологда,

2002 г.