Приднестровский государственный университет им. Т.Г. Шевченко

Кафедра: « Технических систем и электрооборудования в АПК »

Курсовой проект

На тему: «Тяговый и динамический расчёт автомобилей»

Выполнил студент 402 группы Толоченко А.П.

«Механизация с/х»

Принял доцент Чернобрисов С.Ф.

Тирасполь 2015 г.

Исходные данные: Зил 157-КД (6х6)

Собственная масса 5540 кг (5800 кг)

В т.ч. на переднюю ось 2400 кг заднюю 3140 кг

Полная масса 8690 кг (9000кг)

На переднюю ось 2680 кг, заднюю 6010 кг

Максимальная скорость 60 км/ч

Максимальный приведенный коэффициент сопротивления дороги Ψ=0,04

Приведенный коэффициент дороги при максимальной скорости 0,025

Продольная база 3975 мм

Высота кабины 2480 мм

Число колес 6+1

Шины 12,00-18

Давление воздуха в шинах; передние 3,5 кгс/см- задние 3,5 кгс/см-Коэффициент обтекаемости К=0,06

Двигатель Зил-157 КД карбюраторный; 4-тактный; 6-цилиндровый; нижнеклапанный

Диаметр цилиндра и ход поршня 100*114,3 Рабочий объем 5,38л Степень сжатия 6,5

Порядок работы цилиндров 1-5-3-6-2-4

Максимальная мощность при 2800 об/мин л.с.-110 (кВт-80,9) Максимальный крутящий момент при 1800-2000 об/мин кГс-41 м-402 Передаточные числа коробки передач 7,44;4,10;2,29; 1,47; 1,00

Главная передача 6,67

2.1 Определение массы автомобиля.

Полная масса автомобиля состоит из собственной массы и массы номинальной подлинной нагрузки.

т = т с +т н

Где:

т с - собственная масса слагается из конструктивной массы, смазки, топлива, охлаждающей жидкости, запасного колеса и дополнительного оборудования.

Грузоподъемность складывается из номинальной полезной нагрузки массы, водителя и пассажиров в кабине.

При расчетах собственная масса автомобиля находиться в зависимости от полезной нагрузки.

т с =

Где:

- коэффициент грузоподъемности. 6x6 – 0.8

5000

Для дальнейших расчётов принимаем m =9540

r 0 = + 304.8 = 533.4

Определяем динамический радиус колеса.

Под действием, приходящимся на колеса нагрузки шина подвергается деформации, поэтому динамический радиус будет отличаться от номинального.

r k = * 1СГ 3 мм

r k = 0.254 дюймы

Где:

k - коэффициент радиальной деформации шины 0,1... 0,16 (0,12)

r k = * 10~ 3 = 0.497м = 497 мм

2.2 Определение мощности двигателя и построения скоростной характеристики.

Мощность двигателя соответствует максимальной скорости автомобиля на прямой передачи и определяется из выражения:

G = m * g =9540*9.8=93587,4 Н

Ψ - привлеченный коэффициент сопротивления дороги при максимальной скорости автомобиля- коэффициент сопротивления качению.

Шоссе-0,02... 0,025

Сельская местность -0,03 5... 0,045 (0,04)

P w max —сила сопротивления воздуха при максимальной скорости

= * = 0,98 3 * 0,97 = 0,912

Определение центра тяжести

а * G = L * У п

Ширина задних колес (В) -1820, а высота (Н) -2480.

F = B * H = 1755 * 2915 = 5,1 м

v =60 км/ч =16,6 м/с

0.06 * 5.1 * 16.6 2 = 84. 32 Н

2.3 Определяем частоту вращения двигателя.

Где:

𝜼 -коэффициент оборотности двигателя 125... 160 (160)

2.4 Определение максимальной мощности двигателя.

Где:

α - отношение частоты вращения при максимальной скорости к частоте вращения соответствующей максимальной мощности.

2.5 Определяем частоту вращения вала двигателя соответствующей максимальной скорости.

2.6 Определение точки кривой мощности.

n x - 500; 1000; 1500...

2.7 Определяем кривую крутящего момента.

2.8 Определение передаточного числа главной передачи.

У автомобилей высокой проходимости и предлагаемых для работы в с/х для улучшения динамических качеств передаточное число назначают на 10-20 % больше чем у базовых моделей

2.9 Определяем передаточное число 1 передачи КПП

Чтобы буксование не происходило, необходимо, чтобы максимальная касательная сила, подводимая к ведущим колесам, была бы равна или меньше максимальной касательной силы тяжести по сцеплению.

Где:

Коэффициент сцепления (сухой грунт) шин с дорогой 0,4.. .0,6 (0,5) -коэффициент нагрузки ведущих колес автомобиля. Это та часть массы авто, которая приходится на ведущие колеса ()

Определение числа передач и передаточных чисел.

Для определения передаточного числа КПП находим знаменатель

геометрической прогрессии.

3. Построение динамической характеристики автомобиля. 3.1 Определение динамического фактора.

Касательная сила тяги Р к на ведущих колесах при движении автомобиля расходует на преодоление внешних сил сопротивления.

P k = Pf ± Pa ± Pj + P < o

Где:

Сила сопротивления качения;

Р а -сила сопротивления движения на подъем « + », а на спуск « - »;

Сила соответствует ускорению движения или замедлению;

Сила сопротивления воздуха.

В теории автомобиля принято - сумма сил сопротивления качению и сопротивления подъему заменить одной общей силой - суммарным сопротивлением дороги.

Запишем формулу в развернутом виде:

Где:

Коэффициент учета вращения масс;

j - ускорение автомобиля, м/с 2 ;

К- коэффициент обтекаемости; F -площадь лобового сопротивления, м 2 ;

V 2 - максимальная скорость, м/с.

Перенесем силу сопротивления воздуха из левой части в правую.

Разница представляет собой избыточную тяговую силу, которая может быть использована

для преодоления сопротивления дороги и увеличения скорости движения.

Для оценки тяговых качеств автомобиля предложен динамический фактор (Чудаковым).

Динамический фактор выражается избыточной тяги силы и полному весу автомобиля. Будучи безразмерным параметром, динамический фактор позволяет производителю сравнивать оценку динамических качеств по проходимости в различных дорожных условиях, с различными мысовыми и конструкционными показателями. Максимальный динамический фактор на первой передачи для современных автомобилей лежит в пределах 0,25...0,35.

Передачи	Расчётная формула	Частота вращения, об/мин
			1000	1500	2000	2500	2800
		Крутящий момент двигателя, Н/м
		0.43	0.87		1.73	2.17	2.43
		34230.17	36696.03	37269.24	35934.14	32696.9	29844.24
		0.0566	0.2316	0.5171	0.9158	1.4409	1.8069
		0.3658	0.3921	0.3982	0.384	0.3494	0.3189
		0.71	1.42	2.13	2.84	3.55	3.98
		20876.98	22382.61	22732.28	21917.89	19943.35	18203.38
		0.1542	0.617	1.388	2.4681	3.8564	4.8472
		0.223	0.239	0.242	0.234	0.213	0.194
		1.16	2.33		4.66	5.83	6.53
		12863.27	13790.96	14006.38	13504.63	12288.02	11215.94
		0.4118	1.6612	3.7485	6.645	10.4006	13.0481
		0.137	0.147	0.149	0.144	0.131	0.119
		1.91	3.82	5.73	7.65	9.56	10.71
		7766.21	8326.3	8456.36	8153.43	7418.9	6771.63
		1.1163	4.4653	10.0469	17.9079	27.9664	35.0995
		0.083	0.089	0.09	0.087	0.079	0.072
		3.13	6.27		12.54	15.68	17.56
		4736.79	5078.4	5157.734	4972.96	4524.96	4130.17
		2.998	12.03	27.038	48.119	75.2339	94.3562
		0.05	0.054	0.055	0.053	0.047	0.043

Передачи	Скорость			J , м/с	1/ j , м/
		0.326 0.3521 0.3582 0.344 0.31 0.2789	3.592	0,89 0,96 0,977 0,938 0,845 0,76	1,123 1,04 1,02 1,06 1,18 1,31
		0.183 0.199 0.202 0.194 0.173 0.154	1.9645	0,913 0,992 1,007 0,967 0,863 0,768	1,095 1,008 0,993 1,034 1,158 1,302
		0.097 0.107 0.109 0.104 0.091 0.079	1.3589	0,699 0,771 0,786 0,75 0,656 0,569	1,43 1,29 1,272 1,52 1,75
		0.043 0.049 0.05 0.047 0.039 0.032	1.1335	0,371 0,423 0,432 0,406 0,337 0,276	2,69 2,36 2,31 2,46 2,96 3,62
		0.01 0.014 0.015 0.013 0.007 0.003	1.0497	0,093 0,1307 0,14 0,12 0,065 0,028	10,75 7,65 7,14 15,38 35,71

Построение графика ускорения. Разгон автомобиля.

Ускорение которое может развивать автомобиль в значительной мере характеризует динамические качества автомобиля.

Чем больше ускорение автомобиля, тем выше его разгонные качества. Его средняя скорость, а следовательно его производительность.

Ускорение автомобиля при разгоне зависит от разности , а так же от величины коэффициента учета вращающихся масс.

Для нахождения значения (Д - Ψ) на динамической характеристики по оси

ординат в масштабе динамического фактора отложить значения приведенные

коэффициентом сопротивления дороги.

И через эту точку провести прямую параллельную абсцисс.

Для выбранных скоростей для каждой передачи найти разность

3.2 Определение времени разгона.

Время разгона автомобиля определяется по графику ускорения. Ускорение есть 1ая производная по времени.

График кривых обратных ускорений необходимо разбить на ряд отдельных участков, в которых происходит разгон автомобиля с постоянным средним ускорением.

Площадь ∆ ограничена кривой 1/ j осью абсцисс и 2мя ординатами определяет в известном масштабе время, затраченное на разгон.

Масштаб:

Скорость авто	№ площадки	Величина площадок	Масштаб времени	Время разгона, с
			0,026	1,95
				6,63
				10,322
				15,392
				29,822
				47,372
		1050		74,672
		1500		113,672

3.3 Определение пути разгона.

График пути разгона, так же как и график времени разгона служит для характеристики приемистости автомобиля. Если известно время разгона автомобиля, то по этому графику можно найти путь разгона. График пути разгона строится из графика времени согласно следующему:

Этот интеграл не может быть решен аналитически ввиду отсутствия зависимости между скоростью и временем.

Его можно решить графически с учетом, что площадь соответственно от t , до t n разбить на ряд отдельных участков ограниченную кривой и 2мя ординатами, дает путь разгона за бесконечно малое приращение времени.

№ площадки	Величина площадки, мм	Масштаб пути	Путь разгона, м
		0,065	45,5
	1400		136,5
	1700
	1900		370,5
	2100
	2200
	2300		799,5
	2400		955,5
	2500		1118
	2600		1287
	2700		1462,5
	1350		1550,25

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР. 201 5 . 402.268.ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КР. 201 5 . 402.268.ПЗ

Толоченко А.П.

Федеральное государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

ПЕМСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ

АКАДЕМИЯ ИМЕНИ Д.Н. ПРЯНИШНИКОВА.

Кафедра "Тракторы и автомобили"

Эксплуатационные свойства автомобиля

Методические указания к курсовой работе

Пермь – 2011

Введение

Задачей курсовой работы является систематизация и закрепление знаний студентов по основным вопросам теории эксплуатационных свойств автомобилей, имеющим для инженера первостепенное значение.

В соответствие с этим предусматривается выполнение следующих разделов.

Тяговый расчет автомобиля:

определение собственной и полной массы (веса) автомобиля;

расчет номинальной мощности двигателя автомобиля;

расчет и построение теоретической скоростной (внешней) характеристики карбюраторного двигателя автомобиля;

расчет передаточных чисел трансмиссии автомобиля;

расчет и построение универсальной динамической характеристики автомобиля;

расчет и построение экономической характеристики автомобиля.

Все полученные расчетные характеристики анализируются в соответствии с методическими указаниями.

Курсовая работа состоит из расчетно-пояснительной записки и графиков.

Расчетно-пояснительная записка может быть написана от руки, и содержать ответы на вопросы, поставленные в задании; в ней приводятся формулы, используемые в каждом разделе задания, обосновываются выбранные для расчетов коэффициенты. Данные расчетов сводятся в таблицы, приведенные в методических указаниях. Допускается записку оформлять машинописным текстом.

На графиках должны быть проставлены масштабные шкалы с указанием соответствующих параметров и их размерностей. Масштабы должны быть приняты из рекомендуемого ряда масштабов.

На графических листах должны быть заполнены основные надписи в соответствии с ЕСКД.

Необходимые для расчетов автомобиля коэффициенты должны приниматься обоснованно, с соответствующими пояснениями и ссылками на литературу. Список использованной литературы приводится в конце пояснительной записки.

В.К. Вахламов. Автомобили. Эксплуатационные свойства. – М.: Академия, 2005.

Литвинов А.С., Фарубин Я.И. Автомобиль: Теория эксплутационных свойств. – М.: Машиностроение, 1989. – 240 с.

Проскурин А.И. Теория автомобиля: примеры и задачи. – Пенза, Изд. ПГАСА, 2002.

Копотилов В.И. Автомобили: теоретические основы. Тюмень, изд. Тюменского ГНГУ, 1999.

Нарбут А.Н. Теория автомобиля. Учебное пособие. М.: Изд. МАДИ (ТУ), Часть 1 – 2000 г., Часть 2 – 2001 г.

Селифонов В.В., Серебряков В.В. Проходимость автомобиля. – М.: Наука, 1999.

Тяговый расчет автомобиля

1. Определение собственной и полной массы автомобиля

Исходным параметром для определения собственной и полной массы автомобиля является заданная грузоподъемность или пассажиро-вместимость. Отношение грузоподъемности автомобиля М г к его собственной массе М о называется коэффициентом грузоподъемности

Тогда из выражения (2) имеем:

. (2)

Коэффициент грузоподъемности существенно влияет на динамические и экономические показатели автомобиля: чем он больше, тем лучше эти показатели. При проектировании автомобиля его значения определяются из технических возможностей и экономической целесообразности.

Значения коэффициента грузоподъемности зависят от типа и конструктивных особенностей автомобиля. Для легковых автомобилей  г =0,25...0,40, причем большему литражу автомобиля соответствует меньший коэффициент грузоподъемности. У грузовых автомобилей особо малой и малой грузоподъемности г = 0,4...0,6. Для грузовых автомобилей типа 42, 64 средней и большой грузоподъемности г = 0,9...1,4. С повышением грузоподъемности значения коэффициента растут. Для специальных автомобилей высокой проходимости коэффициент грузоподъемности ниже, чем для автомобилей общего назначения. Рекомендуется для автомобилей типа 44, 66 г = 0,5...0,8.

Полная масса автомобиля (без прицепа) определяется по формуле

где n- число пассажиров, включая водителя; 75 кг – масса одного человека.

1. Расчет номинальной мощности двигателя автомобиля

Мощность двигателя автомобиля должна быть достаточной для движения полностью нагруженного автомобиля с заданной максимальной скоростью в заданных дорожных условиях.

Мощность, необходимая для установившегося движения в заданных условиях определяется из выражения

, (4)

где V max - максимальная скорость движения автомобиля, км/ч;

 ТР - механический КПД трансмиссии, принимаемый для режима максимальной скорости ТР = 0,85...0,90 или рассчитываемый исходя из предполагаемой кинематической схемы трансмиссии;

G а - сила тяжести (вес) автомобиля с полной нагрузкой,
, Н;

 - приведенный коэффициент дорожного сопротивления, ; при движении по горизонтальному участку=0,=f;

k- коэффициент обтекаемости автомобиля (см. приложение);

F- площадь лобового сопротивления автомобиля, которая принимается исходя из данных прототипа или автомобиля подобного класса по грузоподъемности и габаритам (Приложение табл. 2).

Для обеспечения лучших тяговых и динамических качеств автомобиля номинальную (максимальную) мощность двигателя определяют по формуле

Угловая скорость коленчатого вала двигателя на номинальном режиме определяется через коэффициент оборотности двигателя

, с -1 (6)

или принимается с учетом данных прототипа. Значения коэффициента оборотности двигателя принимают в пределах 3...4.

3. Расчет и построение скоростной (внешней) характеристики карбюраторного двигателя

Скоростная характеристика двигателя показывает изменение эффективной мощности, крутящего момента, удельного и часового расходов топлива в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Текущие значения мощности N ei и крутящего моментаM ki определяют по следующим формулам:

, (7)

, (8)

где  i , н - текущее и номинальное значения угловой скорости коленчатого вала двигателя.

значения коэффициентов С 1 и С 2 для карбюраторного двигателя равны:

При расчете скоростной характеристики карбюраторного двигателя необходимо задаться угловой скоростью, соответствующей 120, 100, 80, 60, 50, 40 и 20% от номинального значения, и определить текущие значения N ei иM ki , соответствующие этим угловым скоростям.

Данные расчетов заносим в табл. 1.

Для определения значений по расходу топлива следует, исходя из анализа расхода топлива существующих двигателей и перспектив развития, принять удельный расход топлива при 100%, а затем взять соответствующий процент (указанный в табл. 1) для остальных режимов. Для большинства современных карбюраторных двигателей удельный расход топлива 305...325 г/кВт ч.

Таблица 1

Параметры внешней скоростной характеристики двигателя

g е, г/кВт ч

Часовой расход топлива рассчитывают по формуле

, кг/ч (9)

Данные по g е иN е берут из соответствующих колонок табл. 1.

По данным табл. 1 строится график скоростной характеристики двигателя (рис. 1).

Проведем тягово-динамический расчет автомобиля по программе Тягово-динамический расчет автомобиля, с использованием данных технической характеристики. По результатам расчета оценим адекватность математической модели.

Данные для анализа взяты из технических характеристик (Таблица 1) и официального сайта завода КАМАЗ.

Рисунок 8. Исходные данные для ТДР автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 9. Внешняя скоростная характеристика автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 10. Тяговая характеристика автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 11. Динамическая характеристика автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 12. График мощностного баланса автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 13. График ускорений автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 14. Топливная характеристика автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 15. Разгонная характеристика по времени автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Рисунок 16. Разгонная характеристика по пути автомобиля с двигателем CUMMINS 6 ISBe 210 (Euro-3)

Оценка адекватности математической модели.

Оценку адекватности модели проведем на основании таблицы 3 по трем критериям. Сравним заводские показатели и показатели, полученные с помощью программы ТДР. Найдем разницу между этими показателями и по ней оценим адекватность математической модели в рамках эксперимента.

Таблица 3. Сравнительная таблица.

Вывод: разница между расчетными данными и данными завода изготовителя составляет от 7,7 до 21.4%. Это позволяет утверждать, что математическая модель адекватна.

Анализ тягово-динамического расчета.

Анализ ТДР произведем по расчету некоторых параметров:

1. Время разгона на 400м = 35с

2. Время разгона на 1000м = 60с

3. Время разгона на 1600м = 78с

4. Время разгона на 2000м = 100с

5. Условная максимальная скорость: Vусл.мах.= = = =18.2м/с

Vусл.мах.=18.2*3.6=65.5км/ч

Условная максимальная скорость оказалась меньше обычной максимальной скорости, что говорит о правильности решения.

Список используемой литературы.

1. Официальный интернет-ресурс завода КАМАЗ- http://www.kamaz.ru/

2. Методические указания к практическим занятиям по дисциплине "Теория эксплуатационных свойств АТС", МАДИ 2007г.

3. Краткий автомобильный справочник НИИАТ.

4. " Компоновка грузовых автомобилей" учебное пособие по курсу " Конструирование и расчет автомобиля".

5. Программа " Тягово-динамический расчет автомобиля".

Введение

Тяговый расчет автомобиля производится с целью определения его тяговых и динамических качеств. Тяговый расчет подразделяется на:

Тяговый расчет проектируемой машины;

Поверочный тяговый расчет, производимый для существующей машины.

Поверочный тяговый расчет составляют следующие отдельные задачи:

1. Определение максимальной скорости движения в заданных условиях.

2. Определение сопротивления движению и углов подъема, которые может преодолеть автомобиль на данной передаче и скорости.

Для решения задач тягового расчета необходимо построить тяговую характеристику автомобиля.

Тяговой характеристикой автомобиля называется графическая зависимость удельной силы тяги от скорости движения автомобиля на каждой передаче.

Задаваемыми параметрами обычно являются: тип автомобиля; грузоподъемность или максимальное число пассажиров; максимальная скорость движения, по шоссе с заданным коэффициентом дорожного сопротивления, максимальное дорожное сопротивление на низшей передаче трансмиссии. Указывается также тип двигателя (карбюраторный, дизельный).

Параметры, которыми задаются, могут иметь различные значения в некотором интервале. Чтобы правильно принять окончательное значение указанных выше параметров, необходимо понимать, как они влияю на тяговые качества автомобиля.

Построение тяговой характеристики автомобиля включает:

1.Определение полной массы автомобиля, кг.

2.Выбор шин и определение радиуса ведущего колеса, м.

3.Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя.

4.Определение передаточного числа главной передачи.

5.Определение передаточных чисел коробки передач и дополнительной коробки.

6.Определение скорости движения.

7.Определение удельной силы тяги, построение тяговой характеристики.

ВЫПОЛНЕНИЕ ТЯГОВОГО РАСЧЕТА

1. Определение полной массы машины

Полная масса автомобиля определяется по формуле

4300+75*3+6000=10525, кг (1)

где = 4300, кг - собственная масса машины;

п=3 - число мест в кабине;

6000, кг - максимальная масса перевозимого груза.

Значения G 0 и берутся в соответствии с заданием. Для этого предварительно подбирают тип автомобиля, параметры которого соответствуют заданным.

2. Выбор шин

Для выбора шин надо определить нагрузку, приходящуюся на одно колесо автомобиля. У грузовых автомобилей типа 4x2 на переднюю ось при полном использовании грузоподъемности приходится около 25-30% нагрузки. На задней оси этих автомобилей обычно монтируются четыре шины, каждая из которых испытывает большую весовую нагрузку, чем шина переднего колеса, поэтому выбор производится по весовой нагрузке, приходящейся на одно заднее колесо. Передние и задние колеса каждого автомобиля по конструкции почти всегда одинаковы и взаимозаменяемы. Разница состоит лишь во внутреннем давлении воздуха в шинах.

10525*0,70/4= 1841,88, кг.

По приложению подбирают тип и размеры автомобильных шин, удовлетворяющих нагрузке, приходящейся на колесо 508*260.

Определяют статический радиус колеса, который в дальнейшем условно считают равным радиусу качения 0,488 м.

3. Расчет и построение внешней характеристики двигателя

Для расчета внешней характеристики двигателя вначале определяют мощность необходимую для обеспечения заданной максимальной скорости по дороге с минимальным коэффициентом сопротивления качению.

=(0,7*4,5*25*25*25+10525*9,81*0,03*25)=140,73, кВт (2)

где - коэффициент обтекаемости;

Коэффициент сопротивления качению;

Лобовая площадь автомобиля, равная для грузовых автомобилей 3,0-6,5 м 2 ,

для легковых автомобилей малого литража -1,5+2,0 м 2 ,

F B = КН (К- колея автомобиля, Н - наибольшая его высота);

Масса автомобиля, кг;

g - 9,81 м/с 2 - ускорение свободного падения.

1. Внешняя скоростная характеристика двигателя

В общем случае частота вращения коленчатого вала при максимальной скорости движения автомобиля не равна частоте вращения, соответствующей максимальной мощности двигателя, и, следовательно, мощность двигателя при максимальной скорости не равна максимальной мощности.

Максимальную мощность двигателя находим, пользуясь эмпирической формулой где а, b и с - эмпирические коэффициенты; для карбюраторных двигателей а = b = с = 1,0.

Для современных автомобилей отношение =1,15-1,25.

Большее значение относится к легковым автомобилям, мень­шее - к грузовым. Следовательно, скорость, соответствующая максимальной мощности, будет равна:

25*1.2=20,83, м/c=75 км/ч. (4)

Координаты (n max , N eV) и (n N , N max) дают две первые точки графика внешней скоростной характеристики. Для получения других точек используем формулу, представленную в следующем виде:

где N е и n e - текущие значения соответственно мощности двигате и частоты вращения коленчатого вала.

Задаваясь такими значениями п е, которые соответствуют зна­чениям отношения n е Jn N =0,2; 0,4; 0,6; 0,8, подсчитываем величины соответствующих мощностей N е, и заносим в таблицу. Затем определяем текущие значения крутящих моментов и заносим в таблицу.

, Н.м (6)

	Показатели		Отношение
	1 передача
	2 передача
	3 передача
	4 передача
	5 передача

По результатам расчетов (таблица, пункты 1, 2 и 3) строим внешнюю скоростную характеристику двигателя.

В дальнейшем те же значения N, и М е используем для определения скорости движения и удельной силы тяги на всех передачах и всех выбран­ных частотах вращения коленчатого вала.

Для построения внешней характеристики используем масштабы шкал в следующих пределах:

Частота вращения коленчатого вала6. 1 мм - (2,5…5,0) рад/с;

Мощность: 1 мм - (0,5…1,5) кВт;

Крутящий момент:. 1 мм = 2…8 Н.м.

Крайняя левая точка характеристики ограничивается частотой устойчивого вращения холостого хода (10…70 рад/с).

Максимальная мощность карбюраторного двигателя определяется точкой перегиба кривой (началом падения мощности).

4. Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи определяем из условия обеспечения максимальной скорости движения на прямой передаче в коробке передач

Предварительно выбирают передаточное число коробки передач на высшей передаче, В большинстве случаев высшей является прямая передача i кв = 1. В автомобилях с одной ведущей осью дополнительная коробка не ставится, тогда i Д = 1.

Полученное по формуле (7) передаточное число главной передачи необходимо сопоставить с передаточным числом главной передачи аналога проектируемого автомобиля.

Для получения достаточного дорожного просвета и упрощения конструкции передаточное число главной передачи рекомендуется брать меньше 7 у грузовых автомобилей грузоподъемностью до 4-5 т и не более 10 у тяжелых грузовых автомобилей. В последнем случае передача выполняется из двух ступеней и называется двойной главной передачей.

=7,85

5. Определение передаточных чисел коробки передач и дополнительной коробки

От количества передач и их передаточных чисел зависит способность автомобиля к преодолению подъемов, быстрому разгону и движению с высокой скоростью в заданных дорожных условиях.

В грузовых автомобилях применяют четырех- и пятиступенчатые коробки передач, причем во втором случае последняя передача обычно имеет передаточное число меньше 1, т.е. является ускоряющей.

Определение передаточных чисел коробки передач начинают с расчета передаточного числа первой передачи.

Для этого используют уравнение силового баланса установившегося движения автомобиля:

где Р f - сила сопротивления дороги, Н;

Р В - сила сопротивления воздуха, Н;

G а - масса автомобиля, кг;

V - скорость, м/с.

Поскольку на первой передаче скорость движения автомобиля невелика, силой сопротивления воздуха можно пренебречь. Тогда уравнение (8) примет вид: . Сопротивление дороги, оцениваемое коэффициентом , может быть преодолено, если отношение максимальной тяговой силы к массе автомобиля будет равно или больше этого коэффициента, т.е.

Подставив значения тяговой силы, получим:

, (10)

=(0,38*0,488*9,81*10525)/(544,29*7,85*0,9)=5,187 (11)

где М max - максимальный момент, Нм.

Увеличение передаточного числа первой передачи допустимо только до величины, при которой развиваемая тяговая сила еще не достигнет силы сцепления колес с дорогой, т.е.

, Н (12)

где G сц - сцепная масса, приходящаяся на ведущие колеса автомобиля;

Коэффициент сцепления (проверка по сцеплению ведется для хорошего сухого шоссе при = (0,6...0,8).

Из равенств (11) и (12) получаем:

(13)

В расчетах принимают следующие значения G сц:

1,3*0,7*10525 =9577,75, кг

Для двухосного автомобиля с одной задней ведущей осью ,

где G 2 - масса автомобиля, приходящаяся на заднюю ось;

Коэффициент перераспределения нагрузки, равный при разгоне 1,24-1,35.

=(0,7*0,488*9,81*9577,75)/(544,29*7,85*0,9)=8,03

Если передаточное число i к1 найденное по формуле (13), было бы меньше, чем определенное по формуле (11), то следовало бы проверить возможность увеличения массы, приходящейся на ведущие колеса, что может потребовать изменения радиуса шин.

Увеличение числа ступеней коробки передач улучшает тяговые качества автомобиля и особенно его способность к разгону.

При большом числе передач улучшается использование мощности двигателя, так как облегчается выбор передаточного числа, при котором в данных дорожных условиях будет полнее использоваться мощность, что приводит к повышению средней скорости движения автомобиля. При малом числе ступеней коробки передач тяговые качества автомобиля могут быть улучшены благодаря увеличению передаточного числа главной передачи.

От выбора промежуточных передаточных чисел коробки передач зависят как тяговые, так и экономические свойства автомобиля. Одним из простейших методов выбора передаточных чисел промежуточных передач является метод, в основу которого положено наиболее полное использование мощности двигателя при разгоне автомобиля, начиная с первой и кончая высшей передачей. При наличии бесступенчатой коробки передач разгон можно производить, не меняя частоты вращения коленчатого вала двигателя. В этом случае можно работать на частоте вращения п N используя в процессе разгона максимальную мощность двигателя и получая в результате этого максимально возможные дтя данного автомобиля ускорения. При ступенчатой коробке передач для наилучшего использования мощности двигатель на всех передачах должен работать в некотором диапазоне частоты вращения коленчатого вала от п 1 до п 2

Если пренебречь падением скорости в процессе переключения передач, то каждый раз при переключении передач скорость движения автомобиля, достигнутая перед моментом переключения, например, в конце разгона на первой передаче V max 1 равна скорости, с которой начинается разгон на второй передаче, т,е, V max 2

следовательно,

(15)

Из равенства (15) следует, что для наилучшего использования мощности двигателя передаточные числа подчиняются закону геометрической прогрессии со знаменателем q.

Из предварительного расчета известны передаточные числа первой и высшей передач. Пользуясь равенством (15), можно найти передаточные числа промежуточных передач для коробок передач с любым числом ступеней.

Для коробки передач с п ступенями передач передаточное число любой передачи можно определить по формуле

где к – номер передачи;

n – число ступеней, исключая зднюю и ускоряющую передачи.

1 передача
2 передача
3 передача
4 передача
5 передача
задняя передача

Обычно передаточное число заднего хода i к3 = (1,2…1,3)iк1. Передаточное число ускоряющей передачи выбирается из условий обеспечения топливной экономичности нагруженного автомобиля при движении по хорошим дорогам с малыми подъемами в пределах 0,7…0,85.

Передаточное число дополнительной коробки принимается равным i д автомобиля, выбранного в качестве аналога проектируемого автомобиля.

6. Определение скорости движения

Скорости движения автомобиля на каждой передаче на всех выбранных частотах вращения коленчатого вала определяем по формуле (17), а результаты расчетов заносим в таблицу

где n i - частота вращения коленчатого вала двигателя, рад/с;

r к - радиус ведущего колеса, м;

i гл - передаточное число главной передачи;

i к i - передаточное число коробки передач на i-й передаче.

7. Определение удельной силы тяги

Удельные силы тяги на каждой передаче, на всех выбранных частотах вращения коленчатого вала (скоростях движения) определяем по формуле (18), а результаты расчетов заносим в таблицу.

(18)

По результатам расчетов строим тяговую характеристику, Маштаб рекомендуется выбирать для скорости движения: 1 мм – (0,1,0,2) м/с, удельной силы тяги: 1 мм – 0,01.

ЛИТЕРАТУРА

1. Сергеев В. П. Автотракторный транспорт: Учеб. для вузов. - М.: Высшая школа, 1984. - 304 с.

2. Тракторы. Проектирование, конструирование и расчет: Учебник/ Под общ. ред. И.П. Кнесевича. - М: Машиностроение, 1991.-544 с.

3. Краткий автомобильный справочник НИИАТ. Изд. 9-е, перераб. и доп. - М: Транспорт, 1982. - 463 с.

4. Краткий автомобильный справочник НИИАТ. - М.: Транспорт, 1998. - 460 с.

5. Автотракторный транспорт: Задание на контрольную работу с методическими указаниями / Сос. В.П. Ананьев В.П., В.П. Еремин. – М.: РГОТУПС, 2005. – 20 с.

← Вернуться