Министерство образования Республики Беларусь

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Строительные и дорожные машины»

МЕТОДИЧЕСКОЕ ПОСОБИЕ

по выполнению практических работ по дисциплине «Проектирование строительных и дорожных машин»

Практическое занятие №1

ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

1. Изучить методику тягового расчета автомобиля;

2. определить в соответствии с заданием (таблица 1):

собственный вес автомобиля;

мощность двигателя автомобиля;

силы сопротивления воздуха;

передаточные числа главной передачи и коробки передач;

максимальный динамический фактор.

Основные параметры автомобилей

Таблица 1

Параметры	Номер варианта
Параметры	1	2	3	4	5	6	7
Автомобиль (прототип)	МАЗ-531605-210	ЗИЛ-43273Н	ЗИЛ-433440	КамАЗ-4326	КамАЗ-43118	Урал-43206-41	Урал-532301
Номинальная грузоподъемность, кг	5000	3000	3750	3275	10000	3600	10000
Колесная формула	4 4	4 4	6 6	4 4	6 6	4 4	8 8
Максимальная скорость на прямой передаче, км/ч	85	89	85	90	90	90	85
Площадь лобовой поверхности, , мм	2520 3050	2475 2810	2500 2975	2320 3100	2320 3150	2550 3065	2550 3190
Коэффициент обтекаемости, , кгс-с 2 /м 4
Двигатель, тип	дизельный	карбюраторный		дизельный
Частота вращения при максимальной скорости, об/мин	2000					2100	2000
Коэффициент приспособляемости двигателя по моменту,
Число передач	9
Радиус колес, , м	0,675

Методика тягового расчета автомобиля

Одной из основных задач тягового расчета автомобиля является выбор мощности двигателя длярассчитываемого автомобиля. Мощность двигателя должна быть достаточной для обеспечения движения с заданной максимальной скоростью при полном использовании грузоподъемности автомобиля. Такую скорость автомобиль должен развивать на хороших дорогах, для которых коэффициент сопротивления качению может быть принят равным 0,02–0,025. Кроме того, считается необходимым, чтобы автомобили, предназначенные для работы в сельском хозяйстве, имели запас динамического фактора 1–1,5% для преодоления дополнительных местных сопротивлений без снижения максимальной скорости. В связи с этим за расчетное значение приведенного коэффициента дорожных сопротивлений, при котором автомобиль должен развивать максимальную скорость, следует брать величину . Обозначим мощность двигателя, необходимую для движения в указанных условиях, через ,л. с. Она может быть определена по формуле:

, л.с. (1)
где – мощность двигателя автомобиля при максимальной скорости ; – приведенный коэффициент сопротивления дороги, примем ; – собственный вес автомобиля (в снаряженном состоянии без нагрузки), кг; – грузоподъемность автомобиля, кг; – сила сопротивления воздуха при максимальной скорости движения; – КПД трансмиссии при полной загрузке двигателя на прямой передаче, примем .

У грузовых автомобилей грузоподъемность складывается из установленного номинального веса полезной нагрузки, веса водителя и пассажиров в кабине.

Для пользования приведенной формулой нужно наметить собственный вес автомобиля, выбрав его в соответствии с заданной грузоподъемностью. Зависимость между ними характеризуется отношением , которое называется коэффициентом грузоподъемности автомобиля. Величина коэффициента грузоподъемности оказывает существенное влияние на динамические и экономические показатели автомобиля: чем она больше, тем эти показатели лучше. Поэтому при проектировании автомобиля нужно стремиться к повышению коэффициента грузоподъемности, насколько это технически возможно и экономически целесообразно. Величина коэффициента грузоподъемности зависит от типа и конструктивных особенностей автомобиля. У современных грузовых автомобилей типа 4 2 общего назначения . У специальных типов автомобилей высокой проходимости коэффициент грузоподъемности ниже, чем у автомобилей общего назначения, .

В формулу (1) входит сопротивление воздуха, определяемое по формуле

, кгс, (2)
где – коэффициент обтекаемости; – площадь лобовой поверхности, , м 2 .

На рисунке 1 изображен в графической форме мощностной баланс автомобиля при установившемся движении на высшей передаче.

На графике нанесены две кривые: кривая мощности ,развиваемой двигателем при полной подаче топлива, представленная в функции от скорости автомобиля на высшей передаче, и кривая мощности , требуемой от двигателя для преодоления сопротивлений движению автомобиля при работе с разными скоростями в принятых для расчета дорожных условиях. Точке пересечения этих кривых соответствует на оси абсцисс максимальная скорость автомобиля .

Рис. 1. Мощностной баланс автомобиля при движении на высшей передаче

Точка может занимать на характеристике двигателя разные положения. На приведенном графике она расположена правее точки максимальной мощности . Такое расположение точки применяется главным образом у автомобилей с невысокой удельной мощностью; оно позволяет иметь наибольшие запасы мощности при движении автомобиля на средних скоростях.

У грузовых автомобилей, двигатели которых снабжены ограничителями максимальной частоты вращения, точка располагается на характеристике двигателя левее точки и должна совпадать с точкой, отсекаемой ограничителем. Максимальная скорость автомобиля соответствует частоте вращения, при которой срабатывает ограничитель, а фактически используемая максимальная мощность двигателя меньше максимальной мощности двигателя на внешней скоростной характеристике.

Помимо необходимой максимальной мощности, от двигателя автомобиля требуется еще достаточная способность к преодолению перегрузок. Чтобы всякие временные возрастания сопротивлений движению не требовали переключений передач, максимальный динамический фактор, развиваемый автомобилем на той или иной передаче, должен быть больше динамического фактора автомобиля при максимальной скорости движения на той же передаче. Наибольшего значения динамический фактор достигает при работе двигателя на максимальном крутящем моменте, когда касательная сила тяги автомобиля имеет наибольшее значение, а сопротивление воздуха является минимальным. Поэтому при выборе двигателя для автомобиля необходимо предусматривать, чтобы он имел достаточный запас приспособляемости по моменту.

При тяговом расчете автомобиля определяется максимальная величина динамического фактора на первой передаче . Она выбирается исходя из сцепных возможностей автомобиля и обеспечивается подводом к ведущим колесам соответствующего по величине крутящего момента. Чтобы полностью использовать сцепные качества автомобиля, максимальный динамический фактор должен быть равен динамическому фактору по сцеплению .

, (3)
где – касательная сила тяги, макисмально возможная по сцеплению колес с дорогой; – полный вес автомобиля, .

Для автомобилей с задними ведущими колесами формула (3) примет вид:

Пренебрегая сопротивлением воздуха, которое при движении на малых скоростях незначительно, получаем – для полноприводного автомобиля:

; (4)
для автомобилей с задними ведущими колесами:

Входящие в это уравнение коэффициент сцепления и коэффициент нагрузки задних колес берутся при расчете: , а , где – величина коэффициента нагрузки задних колес при неподвижном положении автомобиля на горизонтальной площадке; множитель (1,1 1,3) учитывает перераспределение нагрузок между передними и задними колесами автомобиля при движении.

У грузовых автомобилей типа 4 2 значения находятся в пределах 0,32–0,5.

Следующей задачей тягового расчета является выбор передач автомобиля. Сначала определяем передаточное число главной передачи. Если максимальную скорость автомобиль должен развивать на прямой передаче, то

, (6)
где – радиус колеса, м; – частота вращения двигателя при максимальной скорости, об/мин.

Входящая в эту формулу частота вращения двигателя ,соответствующая максимальной скорости, берется по характеристике двигателя. Размеры колес и их радиус условно принимают величиной постоянной, равной статическому радиусу колес.

, (7)
где – максимальный крутящий момент двигателя, кгс-м. Отсюда

. (8)

Чтобы определить передаточные числа коробки на остальных ступенях, нужно прежде всего выбрать число ступеней. Для грузовых автомобилей можно считать, что число ступеней коробки передач должно быть не менее пяти.

Структуру ряда передач выбирают, исходя из задачи обеспечить наибольшую интенсивность разгона. Для этой цели передаточные числа трансмиссии должны быть подобраны таким образом, чтобы разгон на каждой передаче начинался при одних и тех же частотах вращения двигателя и заканчивался при одних и тех же частотах . Соблюдение указанного условия дает возможность использовать для разгона на всех передачах одну и ту же среднюю мощность двигателя. С другой стороны, для плавного перехода с одной передачи на другую необходимо, чтобы скорость, с которой начинается разгон на данной передаче, была равна скорости в конце разгона на предыдущей передаче.

Из приведенного равенства следует, что передаточные числа трансмиссии должны удовлетворять условию:

.
где – частота вращения двигателя, с которой начинается разгон на передаче номер ,об/мин; – частота вращения двигателя в конце разгона на предыдущей -й передаче, об/мин.

Учитывая принятую предпосылку, что на всех передачах диапазон частот вращения должен быть одинаковым, переписываем предыдущее соотношение в следующем виде:

,
что предполагает построение ряда передач по принципу геометрической прогрессии. Знаменатель прогрессии определяем по формуле:

,
где – число ступеней в коробке передач; – передаточные числа коробки соответственно на первой и высшей передачах. В частном случае, когда высшая передача является прямой:

Протекание процесса разгона автомобиля при применении геометрического ряда передач иллюстрируется графиком, приведенным на рисунке 2.

Рис. 2. График движения автомобиля при разгоне в случае применения геометрического ряда передач.

График представляет собой скоростную характеристику автомобильного двигателя, на которой, помимо кривой построен ряд лучей, изображающих зависимость скорости автомобиля от частоты вращения двигателя при движении на разных передачах. Номера передач указаны римскими цифрами, поставленными у лучей. Точки пересечения каждой пары смежных лучей с вертикалями, соответствующими для предыдущей передачи частоте вращения двигателя , а для последующей передачи – частоте вращения двигателя , лежат на прямых, параллельных оси абсцисс, так как в точках перехода с одной передачи на другую скорости автомобиля должны быть одинаковыми. Участки лучей, на которых происходит движение автомобиля при разгоне, выделены жирными линиями. Сначала автомобиль движется на первой передаче, в точке а он переходит на вторую передачу, в точке б – на третью и т. д. В действительности, при переключении передач движение какое-то время происходит по инерции, в результате чего скорость автомобиля снижается. Чем выше скорость, тем интенсивнее происходит ее снижение. Поэтому при окончательной корректировке передаточных чисел рекомендуется несколько отступать от закона геометрической прогрессии и уменьшать соотношения между передаточными числами по мере перехода к высшим передачам, чтобы

На автомобилях высокой проходимости в большинстве случаев устанавливаются дополнительные понижающие редукторы, так называемые демультипликаторы или ходоуменьшители. Они применяются в тяжелых дорожных условиях для повышения динамического фактора автомобиля или для получения в необходимых случаях особо низких скоростей движения. Передаточное число понижающего редуктора выбирается с таким расчетом, чтобы оно обеспечивало с некоторым запасом возможность полного использования сцепного веса автомобиля при включенном переднем ведущем мосте.

Методические указания

1. Определить собственный вес автомобиля:

2. Определить требуемую мощность двигателя автомобиля по формуле (1);

3. Определить силу сопротивления воздуха по формуле (2);

4. Определить передаточное число главной передачи по формуле (6);

5. Определить максимальный динамический фактор по условиям сцепления ведущих колес с дорогой на первой передаче по формуле (4), (5);

6. Определить максимальный крутящий момент двигателя по формуле:

кгс-м;

7. Определить передаточное число коробки на первой передаче по формуле (8);

8. Предварительно подбираем передаточные числа трансмиссии по принципу геометрической прогрессии. Знаменатель прогрессии определяем по формуле (9);

Окончательная корректировка передаточных чисел должна быть проведена при подборе чисел зубьев шестерен трансмиссии.

Практическое занятие №2

ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

1. Изучить методику построения универсальной динамической характеристики грузового автомобиля;

2. Построить универсальную динамическую характеристику грузового автомобиля в соответствии с заданием (таблица 1);

3. определить в соответствии с заданием (таблица 1):

– на каких передачах сможет автомобиль двигаться в заданных дорожных условиях;

– максимальные скорости движения, развиваемые автомобилем.

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

=(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
	Показатели



	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.

Введение

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.

Для решения задач тягового расчета необходимо построить тяговую характеристику 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.

2. Выбор шин

= 10525*0,70/4= 1841,88, кг.

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) - 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

Для современных автомобилей отношение

=1,15-1,25.

=25*1.2=20,83, м/c=75 км/ч. (4)

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

, Н.м (6)

№ п/п	Показатели	Отношение
№ п/п	Показатели	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2
1	, об/мин (рад/с)	640 (67,02)	1280 (134,04)	1920 (201,06)	2560 (268,08)	3200 (335,10)	3840 (402,12)
2	, кВт	32,5	71,5	109,4	139,0	154,3	140,7
3	, Н.м	485,4	533,3	544,3	518,5	460,5	350,0
4	1 передача	2,9 (0,8) 0,34	5,8 (1,6) 0,37	8,7 (2,4) 0,38	11,6 (3,2) 0,36	14,5 (4,0) 0,32	17,4 (4,8) 0,24
5	2 передача	4,4 (1,2) 0,22	8,7 (2,4) 0,25	13,1 (3,6) 0,25	17,5 (4,9) 0,24	21,8 (6,1) 0,21	26,2 (7,3) 0,16
6	3 передача	6,6 (1,8) 0,15	13,2 (3,7) 0,16	19,8 (5,5) 0,17	26,4 (7,3) 0,16	32,9 (9,2) 0,14	39,5 (11,0) 0,10
7	4 передача	9,9 (2,8) 0,10	19,9 (5,5) 0,11	29,8 (8,3) 0,11	39,8 (11,0) 0,10	49,7 (13,8) 0,09	59,6 (16,6) 0,06
8	5 передача	15,0 (4,2) 0,07	30,0 (8,3) 0,07	45,0 (12,5) 0,07	60,0 (16,7) 0,06	75,0 (20,8) 0,05	90,0 (25,0) 0,03

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

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).

4. Определение передаточного числа главной передачи

(7)

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.

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).

Введение.

1 Краткая техническая характеристика.

2 Оценка тягово-скоростных характеристик.

2.1 Уравнение движения автомобиля.

2.2 Внешняя скоростная характеристика двигателя.

2.3 Тяговая характеристика автомобиля.

2.3.1 Радиус качения.

2.3.2 Расчет кинематической скорости автомобиля по передачам.

2.3.3 Коэффициент полезного действия трансмиссии.

2.3.4 Расчет касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля.

2.3.5 Сила сопротивления дороги.

2.3.6 Сила сопротивления воздуха.

2.3.7 Практическое использование тяговой характеристики автомобиля.

2.4 Мощностная характеристика автомобиля.

2.5 Динамическая характеристика автомобиля.

2.6 Разгон автомобиля.

2.6.1 Коэффициент вращающихся масс.

2.6.2 Ускорение автомобиля при разгоне.

2.6.3 Определение времени разгона автомобиля

2.6.4 Определение пути разгона автомобиля

3. Топливная экономичность автомобиля

3.1 Построение топливной характеристики автомобиля.

Литература.

Введение

При разработке и доводке конструкций автомобилей ЗиЛ наиболее серьезное внимание, помимо технологичности, уделялось их долговечности, надежности, безопасности, облегчению управления, повышению плавности хода в снижению затрат труда на техническое обслуживание в ремонты в процессе эксплуатации.

В процессе работы над созданием автомобилей в основу были положены опыт отечественного автомобилестроения, тщательный анализ и исследование ряда современных моделей зарубежных грузовых автомобилей подобного класса, широкая постановка научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ по рабочим процессам, системам и элементам конструкций. В широких масштабах осуществлялся поиск оптимальных мощностных, размерных и конструктивных вариантов.

С точки зрения потребителя, модели автобусов ГАЗ обладают рядом преимуществ. Они динамичны, улучшена их устойчивость, легки в управлении в любых дорожных и климатических условиях.

Рассматриваемый в данной работе грузовой автомобиль ГАЗ 4501 - средней грузоподъемности.

1. Краткая техническая характеристика

Таблица 1.1 – Техническая характеристикаавтомобиля ГАЗ 4301.

Параметр ГАЗ-4301 Двигатель дизель с турбонаддувом Рабочий объем, м3 6230 Кол-во, расположение цилиндров 6, рядное

Максимальная стендовая мощность.

кВт / (об/мин)

92 /2800

Максимальный крутящий момент.

Н. м / (об/мин)

370/ 1700

Т рансмиссия механическая Привод на задние колеса Коробка передач 5-ступенчатая Передаточные числа

6.286; 3.391; 2,1ЗЗ; 1,351;

1,000; з. х. 1,429

Главная передача 5.857 Колесная база, мм 3700 Длина старика высота, мм 6425/ 2380 2420 Колея передняя задняя, мм; 1700 Снаряженная масса, кг 3900 Полная масса, кг 9050 Диаметр разворота, м 19.2 Размер шин 240 R 20 Максимальная скорость. км/ч 85 Расход топлива, л/100 км:
при 60 км ч
при 50 км ч 18

2. Оценка тягово-скоростных характеристик

2.1 Уравнение движения автомобиля

Оценку тягово-скоростных свойств автомобиля производят, решая уравнение его движения. Уравнение движения автомобиля связывает силу, движущую автомобиль, с силами сопротивления и позволяет определить характер прямолинейного движения автомобиля, т. е. в каждый момент времени найти ускорение, скорость, время движения и пройденный автомобилем путь.

Окружная сила на ведущих колесах при движении автомобиля затрачивается на преодоление сил сопротивления воздуха , качению , подъему и разгону автомобиля, т. е.

Здесь знак "-" при силе соответствует движению автомобиля на подъеме, а знак "+" – движению на спуске; знак "-" при силе соответствует разгону автомобиля, а знак "+" – торможению.

Решение уравнения движения автомобиля в общем виде аналитическими методами практически невозможно, так как неизвестны точные функциональные зависимости, связывающие силы, действующие на автомобиль, с его скоростью. Поэтому уравнение движения автомобиля (2.1) решают численными методами на ЭВМ или приближенно, используя графоаналитические методы. Наибольшее распространение получили метод силового (тягового) баланса, метод мощностного баланса и метод динамической характеристики.

2.2 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Скоростная характеристика может быть построена расчетным путем по эмпирическим зависимостям, либо по данным, полученным в результате стендовых испытаний двигателя. В данном курсовом проекте для получения скоростной характеристики мы используем эмпирические зависимости.

Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале частот вращения коленчатого вала от 600…1000 до (для дизельного двигателя), здесь - частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности.

Определим интервал частот вращения коленчатого вала для двигателя. Минимальные устойчивые обороты автомобиля 600…800 , а частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности = 2800 , тогда

2800 . Для удобства расчетов примем 600 , а = 2800 .

Расчетные точки кривой эффективной мощности определяются по формуле Лейдермана через каждые 440 от до :

где - эффективная мощность (); – номинальная эффективная мощность (); – частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности (); – частота вращения коленчатого вала в искомой точке скоростной характеристики ().

Коэффициенты , и зависят от коэффициентов приспособляемости двигателя по крутящему моменту и частоте вращения :

; (2.4)

, (2.5)

где ;

При этом соблюдается равенство + + = 1.

Производим вычисление значений эффективной мощности двигателя для выбранных частот вращения коленчатого вала. Результаты вычислений сводим в таблицу расчетов внешней скоростной характеристики (см. табл. 3.2).

Расчетные точки кривой эффективного крутящего момента определяются через каждые 440 от , до . Формула имеет вид:

; (2.6)

где - эффективный крутящий момент ().

Производим вычисление значений эффективного крутящего момента двигателя для выбранных частот вращения коленчатого вала. Результаты вычислений сводим в таблицу расчетов внешней скоростной характеристики (см. табл. 3.2).

Условия работы двигателя, установленного на автомобиле, отличаются от стендовых: двигатель работает с другими впускными и выпускными системами, на нем устанавливаются дополнительные механизмы, на привод которых затрачивается определенная мощность, двигатель работает при другом температурном режиме. Поэтому мощность двигателя, установленного на автомобиле , несколько меньше мощности, полученной при стендовых испытаниях .

При использовании для тягово-скоростных расчетов стендовой внешней скоростной характеристики, значения мощности уменьшают путем умножения на коэффициент , зависящий как от конструктивных особенностей и условий эксплуатации автомобиля, так и от особенностей стандарта, по которому была снята внешняя скоростная характеристика. Следовательно, мощность и момент, передающиеся в трансмиссию автомобиля, определяются по выражениям:

; (2.7)

; (2.8)

В приближенных расчетах можно принимать = 0,93...0,96. Большие значения относятся к двигателям легковых автомобилей.

Зависимости мощностей , и моментов , двигателя, установленного на автомобиле, от частоты вращения коленчатого вала , наносятся на график внешней скоростной характеристики (рис. 2.1).

Результаты расчетов сводятся в табл. 2.1.

Таблица 2.1 – Показатели внешней скоростной характеристики.

600 23,7 22,3 377,2 354,6 1040 43,8 41,1 401,7 377,6 1480 63,2 59,4 407,6 383,2 1920 79,4 74,6 394,9 371,2 2360 89,9 84,5 363,7 341,9 2800 92,0 86,5 313,8 295,0

Рисунок 2.1 – График внешней скоростной характеристики.

2.3 Тяговая характеристика автомобиля

2.3.1 Радиус качения

Для определения движущей силы автомобиля необходимо знать величину радиуса качения ведущего колеса. Так как на колесах автомобиля установлены эластичные пневматические шины, то величина радиуса качения колес во время движения изменяется.

Радиус качения характеризует путь, пройденный колесом за один оборот. Он соответствует радиусу такого фиктивного жесткого колеса, которое при отсутствии пробуксовывания и проскальзывания имеет одинаковую с действительным колесом угловую и поступательную скорости качения.

Радиус качения колеса зависит от нормальной нагрузки, внутреннего давления воздуха в шине, окружной силы, коэффициента сцепления колеса с дорогой и поступательной скорости движения колеса при его качении.

Расчетный радиус качения вычисляется по формуле:

где – наружный диаметр шины; - статический радиус шины.

Приближенно статический радиус шины можно определить по цифрам, указанным в обозначении шины:

где – посадочный диаметр обода, мм;

Н/В (Н и В – высота и ширина профиля шины, мм);

– коэффициент, учитывающий смятие шины под нагрузкой.

Расчетный радиус качения превышает статический на 2 ... 3 % в зависимости от скорости движения автомобиля (большие значения относятся к скоростям порядка 100 км/ч),т. е. .

2.3.2 Расчет кинематической скорости автомобиля по передачам

Кинематическая скорость автомобиля является функцией от угловой скорости коленчатого вала двигателя, и определяется выражением:

; (2.11)

где - кинематическая скорость автомобиля при движении на i-той передаче (); - радиус колеса (); - передаточное число главной передачи; - передаточное число i-той передачи.

Радиус колеса = 0,462 ().

Передаточное число главной передачи = 5,857 (см. табл. 1.1).

Передаточные числа каждой передачи коробки берем также из табл. 1.1

Теперь производим расчет значений кинематической скорости автомобиля для каждой угловой скорости коленчатого вала двигателя на каждой из передач. Расчет производим по формуле (2.9). Результаты сводим в таблицу (см. табл. 2.2).

2.3.3 Коэффициент полезного действия трансмиссии

При определении коэффициента полезного действия (КПД) трансмиссии учитывают гидравлические потери, вызванные взбалтыванием и разбрызгиванием масла в картерах коробки передач и ведущего моста, и механические потери, связанные с трением между зубьями шестерен, в подшипниковых узлах и в карданных шарнирах.

В общем случае КПД трансмиссии определяется по формуле:

где к, 1, m и n - соответственно число пар цилиндрических шестерен внешнего зацепления (), внутреннего зацепления (), конических шестерен () и число карданных сочленений (), передающих крутящий момент от коленчатого вала двигателя к ведущим колесам на 1-ой передаче в КП.

В расчетах принимают: = 0,980 ... 0,985; = 0,990; = 0,960 ... 0,975; = 0,990.

При работе трансмиссии с полной нагрузкой, т. е. при работе двигателя по внешней скоростной характеристике, КПД трансмиссии имеет следующие значения:
легковые автомобили - 0,90 ... 0,92;

грузовые автомобили и автобусы - 0,83 ... 0,86;

грузовые автомобили повышенной проходимости - 0,80 ... 0,85.

Большие значения КПД трансмиссии относятся к прямой передаче в коробке передач автомобиля.

Принимаем 0,85.

2.3.4 Расчет касательнойсилы тяги на ведущих колесах автомобиля

Касательная сила тяги на ведущих колесах автомобиля определяется выражением, Н:

; (2.13)

где - КПД трансмиссии (принимаем = 0,85).

Производим расчет значений касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля по формуле (2.13) для каждой из передач. Результаты сводим в таблицу 2.2. На графике строим кривые в зависимости от скорости (рис 2.2)

Таблица 2.2 Кинематическая скорость и касательная сила тяги.

600 2,613 26089,8 4,847 14067,5 7,705 8848,7 12,165 5604,6 16,435 4148,5 1040 4,53 27784,9 8,401 14981,5 13,355 9423,6 21,086 5968,7 28,487 4418 1480 6,446 28191,1 11,955 15200,5 19,006 9561,4 30,007 6056 40,539 4482,6 1920 8,362 27313,3 15,509 14727,2 24,656 9263,7 38,927 5867,4 52,591 4343 2360 10,279 25151,7 19,063 13561,7 30,306 8530,5 47,848 5403,1 64,643 3999,3 2800 12,195 21701,7 22,617 11701,5 35,957 7360,4 56,769 4662 76,695 3450,7

1-передача

2-передача

3-передача

4-передача

5-передача

2.3.5 Сила сопротивления дороги

Сила сопротивления качению колес автомобиля при движении автомобиля по горизонтальной дороге определяется в Н по формуле:

где – сила тяжести автомобиля.

Коэффициент сопротивления качению определяется экспериментально и, в основном, зависит от материала и конструкции шин, давления воздуха в них, твердости и состояния дорожного покрытия, сопротивления подвески деформациям при перекатывании колес через неровности дороги и режима движения автомобиля.

Коэффициент изменяется в широких пределах: от 0,007...0,012 на асфальтобетонном или цементобетонном покрытии в хорошем состоянии до 0,15...0,30 на сухом песке.

Коэффициент при увеличении скорости автомобиля возрастает. При номинальных нагрузках на колесо и давлениях воздуха в шине рост коэффициента становится заметным при V = 15...20 м/с (54...72 км/ч). Значение коэффициента сопротивления качению в зависимости от скорости движения автомобиля V может быть определено по эмпирической формуле:

где - коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля с малой скоростью (рекомендуемое для расчета значение = 0,009); - скорость движения автомобиля, км/ч.

Значения и соответствующие им значения заносим в табл. 2.3.

В нижней части графика тяговой характеристики автомобиля (рис. 2.2) наносим кривую , построенную для одного значения. При движении автомобиля по горизонтальной дороге, что предполагается при выполнении этой работы, .

2.3.6 Сила сопротивления воздуха

Сила сопротивления воздуха в Н рассчитывается по формуле:

, (2.16)

где – коэффициент сопротивления воздуха, ; – лобовая площадь автомобиля, т. е. площадь проекции автомобиля на плоскость, перпендикулярную его продольной оси, ; - скорость движения автомобиля, м/с.

Коэффициент сопротивления воздуха принимаем .

Лобовую площадь автомобиля принимаем .

Значения заносим в табл. 2.3.

Кривую силы сопротивления воздуха движению автомобиля строят, откладывая значения этой силы вверх от значений силы , для соответствующих скоростей движения автомобиля (рис. 2.2). Кривая суммарного сопротивления определяет величину окружной силы, необходимой для движения автомобиля с постоянной скоростью V = const.

Таблица 2.3 –

Сила сопротивления дороги и сила сопротивления воздуха.

V, км/ч 0 799 0 799 0,009 5 799,7 6,8 806,5 0,009 10 801,9 27 828,9 0,009 15 805,5 60,8 866,3 0,009 20 810,5 108 918,5 0,009 25 817 168,8 985,8 0,009 30 824,9 243,1 1068 0,009 35 834,3 330,8 1165,1 0,009 40 845 432,1 1277,1 0,01 45 857,3 546,9 1404,2 0,01 50 870,9 675,2 1546,1 0,01 55 886 816,9 1702,9 0,01 60 902,6 972,2 1874,8 0,01 65 920,6 1141 2061,6 0,01 70 940 1323,3 2263,3 0,011 75 960,8 1519,1 2479,9 0,011

Рисунок 2.2 – Тяговая характеристика автомобиля.

2.4 Мощностная характеристика автомобиля

Рассчитываем мощность, подводимую от двигателя к ведущим колесам автомобиля:

Заносим данные в соответствующие строки табл. 2.4 и строим зависимость для (рис. 2.3).

Рассчитываем мощности затрачиваемые на преодоление силы воздуха и силы сопротивления дорожного покрытия:

Заносим данные в соответствующие строки табл. 2.4 и строим зависимости , , для (рис. 2.3).

Отношение мощности, необходимой для равномерного движения автомобиля (), к мощности , которую развивает автомобиль при той же скорости и полной подаче топлива называют степенью использования мощности двигателя и обозначают буквой И:

Значения степени использования мощности двигателя И также заносим в табл. 2.4.

Таблица 2.4 – Показатели мощностной характеристики.

Рисунок 2.3 – График мощностной характеристики.

2.5 Динамическая характеристика автомобиля

Методы тягового (силового) и мощностного балансов затруднительно применять при сравнении тягово-динамических свойств автомобилей, имеющих различные снаряженные массы и грузоподъемность, так как при движении их в одинаковых условиях силы и мощности, необходимые для преодоления суммарного дорожного сопротивления, различны. От этого недостатка свободен метод решения уравнения движения с помощью динамической характеристики.

С этой целью воспользуемся безразмерной величиной D - динамическим фактором, равным отношению свободной силы тяги () к силе тяжести автомобиля Ga:

Значения динамического фактора заносим в табл. 2.5.

Графическое изображение зависимости динамического фактора от скорости движения автомобиля на различных передачах в коробке передач и полной нагрузке на автомобиль называют динамической характеристикой автомобиля, т. е. D = f(V) (рис.2.4).

Рисунок 2.4 – График динамической характеристики.

2.6 Разгон автомобиля

Время равномерного движения автомобиля обычно невелико по сравнению с общим временем его работы. При эксплуатации в городах автомобили движутся равномерно всего 15 -20 % времени, 40 - 45 % - ускоренно и 30 - 40 % - замедленно.

Показателем динамических свойств автомобиля при разгоне служит интенсивность разгона или приемистость автомобиля.

Приемистость (интенсивность разгона) автомобиля характеризует его способность быстро трогаться с места и увеличивать скорость движения. Это свойство автомобиля имеет особенно большое значение в условиях городского движения при частых остановках и троганиях с места, а также характеризует быстроту осуществления обгонов в условиях загородного движения. Интенсивность разгона автомобиля измеряется величиной его ускорения.

2.6.1 Коэффициент вращающихся масс

Коэффициент учета вращающихся масс.

; (2.20)

где =0,03…0,05; = 0,04… 0,06 для одиночных автомобилей. Принимаем = 0,03 и = 0,04 .

Рассчитываем коэффициенты учета вращающихся масс по формуле (2.20) для каждой передачи. Результаты сводим в таблицу 2.5.

2.6.2 Ускорение автомобиля при разгоне

Ускорение автомобиля определяют экспериментально или рассчитывают применительно к горизонтальной дороге с твердым покрытием хорошего качества при условии максимального использования мощности двигателя и отсутствии буксования колес.

Трогание автомобиля с места кратковременно и определяется преимущественно индивидуальными особенностями водителя. Поэтому считают, что разгон начинается с минимальной скорости Vmin на передаче, с которой происходит трогание автомобиля с места.

Величину ускорения в м/с находят из уравнения (2.21):

где - ускорение свободного падения ( = 9,81 м/с).

Значения ускорения для каждой передачи заносим в табл. 2.5.

Строим график ускорений автомобиля на передачах (рис. 2.5) в зависимости от скорости его движения.

Рисунок 2.5 – График ускорения автомобиля.

Таблица 2.5 – Показатели тяговой характеристики автомобиля.

Обозначение Размерность 600 1040 1480 1920 2360 кВт 22,28 41,13 59,38 74,64 84,48 кВт 23,70 43,75 63,17 79,40 89,87

354,60 377,64 383,16 371,23 341,85

377,2 401,7 407,6 394,9 363,7

Параметры		Частота вращения, об/мин

	об/мин

км/ч 2,613 4,53 6,446 8,362 10,279 Н 26090 27785 28191 27313 25152 ------ 0,313 0,3329 0,3377 0,3271 0,3011

1,133 1,207 1,225 1,186 1,089

км/ч 4,847 8,401 11,955 15,509 19,063 Н 14068 14982 15201 14727 13562 ------ 0,1685 0,1793 0,1817 0,1757 0,1614

1,036 1,106 1,122 1,083 0,99

км/ч 7,705 13,355 19,006 24,656 30,306 Н 8848,7 9423,6 9561,4 9263,7 8530,5 ------ 0,1058 0,1124 0,1135 0,1092 0,0994

0,771 0,823 0,832 0,798 0,72

км/ч 12,165 21,086 30,007 38,927 47,848 Н 5604,6 5968,7 6056 5867,4 5403,1 ------ 0,0667 0,0702 0,0698 0,0657 0,0578

0,504 0,535 0,531 0,495 0,426

км/ч 16,435 28,487 40,539 52,591 64,643 Н 4148,5 4418 4482,6 4343 3999,3 ------ 0,0489 0,0505 0,0487 0,0436 0,0352

0,359 0,373 0,357 0,311 0,235


Передача 1



Передача 2



Передача 3



Передача 4



Передача 5

2.6.3 Определение времени разгона автомобиля

Трогание с места начинают на передаче, обеспечивающей максимальное ускорение. Для определения наиболее интенсивного разгона в расчет вводят ускорения, соответствующие максимально допустимой скорости движения автомобиля на данной передаче.

Время разгона автомобиля на -ой передаче от скорости до скорости находят, исходя из следующего соотношения:

. (2.22)

Интегрирование последнего выражения производят численным методом. С этой целью кривые ускорения на каждой из передач разбивают на 5-6 одинаковых интервалов. Предполагается, что в интервале скорости:

, (2.23)

где и – значения скоростей соответственно в начале и конце интервала в м/с.

Ввиду малости последнего, автомобиль движется равноускоренно с ускорением в м/с2, равным полусумме ускорений и соответственно в начале и конце этого интервала, т. е.

Для повышения точности расчета интервал скоростей выбирают равным 3 ... 5 км/ч на низшей передаче, т. е. на передаче, с которой происходит трогание автомобиля с места, 5 ... 10 км/ч – на промежуточных и 10 ... 15 км/ч – на высшей передаче.

Время движения автомобиля в секундах, за которое его скорость вырастает на величину , определяется по закону равноускоренного движения:

Общее время разгона автомобиля на k-ой передаче от скорости до скорости , при которой начинается переключение на (k + 1)-ую передачу, находят суммированием времен разгона в интервалах, т. е.

, (2.26)

где – число интервалов скоростей на k-ой передаче.

По накопленным значениям , определенным для различных скоростей, строят кривую времени разгона на k-ой передаче, начиная ее со скорости . Для передачи, на которой происходит трогание автомобиля с места в начальный момент при = 0, скорость автомобиля принимается равной .

Падение скорости:

где – время переключения передачи: с.

Исходные данные и результаты расчета сводим в таблицу 2.6.

2.6.4 Определение пути разгона автомобиля

Путь разгона автомобиля за время определяется выражением

Этот интеграл также вычисляется численными методами. При равноускоренном движении в интервале скоростей , автомобиль движется со средней скоростью

и проходит путь

Путь разгона автомобиля до заданной скорости определяется суммированием элементарных путей на каждом интервале скоростей .

Общий путь разгона автомобиля на k-ой передаче от скорости до скорости находят суммированием пути разгона в интервалах, т. е.

, (2.31)

где - число интервалов на k -ой передаче.

Путь , пройденный автомобилем за время переключения с k -ой на (k +1) передачу, определяется по формуле:

где скорость , при которой начинается переключение на смежную высшую передачу, и скорость , которая теряется за время переключения передач, выражены в км/ч, а время переключения передач в секундах.

Исходные данные и результаты расчета сводим в таблицу 2.6. Строим график рис.2.6.

Таблица 2.6 – Результаты расчетов времени и пути разгона.

1 2,4 0,71

1 2 3 4  6  8  10 11 12 13 14 1 5,99 1,71

21,5 5,99
0,82

21,9 2,73

25,20 7,00 1,01 0,78 0,80 1,26 8,68

6,50 8,19 30,15

27,72 7,70 0,70 0,76 0,77 0,91 9,58

7,35 6,68 36,84

29,88 8,30 0,60 0,72 0,74 0,81 10,40

8,00 6,49 43,32

32,22 8,95 0,65 0,68 0,70 0,93 11,32

8,63 8,01 51,33

33,84 9,40 0,45 0,64 0,66 0,68 12,01

9,18 6,26 57,59

36,00 10,00 0,60 0,60 0,62 0,97 12,97

9,70 9,39 66,97

34,8 9,69
0,52

69,7 4,34

39,60 11,00 1,32 0,48 0,50 2,63 16,60

10,34 27,20 96,91

43,20 12,00 1,00 0,46 0,47 2,13 18,73

11,50 24,47 121,38

46,44 12,90 0,90 0,44 0,45 2,00 20,73

12,45 24,90 146,28

49,68 13,80 0,90 0,40 0,42 2,14 22,87

13,35 28,61 174,88

52,92 14,70 0,90 0,38 0,39 2,30 25,18

14,25 32,80 207,69

56,88 15,80 1,10 0,32 0,35 3,13 28,31

15,25 47,79 255,48

55,6 15,4
0,28 59,76 16,60 1,14 0,25 0,27 4,28 33,59

16,03 68,67 328,49

63,36 17,60 1,00 0,24 0,25 4,08 37,67

17,10 69,80 398,28

66,96 18,60 1,00 0,22 0,23 4,35 42,02

18,10 78,70 476,98

70,20 19,50 0,90 0,19 0,21 4,39 46,41

19,05 83,63 560,61

73,44 20,40 0,90 0,18 0,19 4,86 51,28

19,95 97,05 657,67

77,04 21,40 1,00 0,13 0,16 6,45 57,73

20,90 134,84 792,51

Передача 1	2,63	0,73		1,13			0,00			0,00
	3,24	0,90	0,17	1,16	1,15	0,15	0,15	0,82	0,12	0,12
	3,96	1,10	0,20	1,20	1,18	0,17	0,32	1,00	0,17	0,29
	6,12	1,70	0,60	1,23	1,22	0,49	0,81	1,40	0,69	0,98
	7,92	2,20	0,50	1,20	1,22	0,41	1,22	1,95	0,80	1,78
	9,00	2,50	0,30	1,16	1,18	0,25	1,48	2,35	0,60	2,38
	9,72	2,70	0,20	1,13	1,15	0,17	1,65	2,60	0,45	2,83
Продолжение таблицы 2.6
Передача 2	8,64	2,40		1,13			2,65			3,54
	12,96	3,60	1,20	1,12	1,13	1,07	3,72	3,00	3,20	6,74
	15,84	4,40	0,80	1,08	1,10	0,73	4,45	4,00	2,91	9,65
	17,82	4,95	0,55	1,04	1,06	0,52	4,97	4,68	2,43	12,08
	19,44	5,40	0,45	0,96	1,00	0,45	5,42	5,18	2,33	14,41
	21,10	5,86	0,46	0,90	0,93	0,49	5,91	5,63	2,78	17,19
	22,68	6,30	0,44	0,84	0,87	0,51	6,42	6,08	3,08	20,26
Передача 3






Передача 4






Передача 5

Рисунок 2.6 – График времени и пути разгона.

3. Топливная экономичность автомобиля

3.1 Построение топливной характеристики автомобиля

Топливной экономичностью называют совокупность свойств, определяющих расход топлива при выполнении автомобилем транспортной работы в разных условиях движения.

Топливной характеристикой установившегося движения называют зависимость путевого расхода топлива от установившейся скорости при установившемся движении на ровной горизонтальной дороге на высшей передаче.

При построении графика топливной характеристики установившегося движения для заданной скорости автомобиля на высшей передаче определяется:

Обороты двигателя, соответствующие заданной в км/ч скорости:

Значение эффективной мощности на валу двигателя, соответствующее полученным оборотам двигателя:

Значение мощности, передающейся в трансмиссию автомобиля:

; (3.3)

Значение мощности, подводимой к ведущим колесам автомобиля на высшей передаче:

; (3.4)

Значения мощностей, затрачиваемых на преодоление сил дорожного сопротивления и сопротивление воздуха (здесь скорость в м/с):

Значения степени использования мощности И и частоты вращения Е:

Определяем коэффициенты, зависящие от степени использования двигателя и частоты вращения коленчатого вала двигателя:

Путевой расход топлива (в л/100 км) определяется по формуле:

, (3.13)

где – удельный расход топлива двигателем при максимальной мощности, выше на 5... 10%. Для дизельных двигателей лежит в пределах 190...230г/кВт ч; принимаем = 200 г/кВт ч; = 210 г/кВт-ч (5%); - плотность дизельного топлива, = 820 кг/м3.

Результаты сводим в таблицу 3.1. Строим график 3.1.

Таблица 3.1 – Показатели топливной характеристики автомобиля.

600 16,4 22,28 23,70 20,14 3,7 0,333 0,2 0,214 1,16 1,079 9,45 1040 28,5 41,13 43,75 37,18 6,5 1,734 0,221 0,371 1,15 1,004 10,27 1480 40,5 59,38 63,17 53,69 9,5 4,998 0,27 0,529 1,125 0,964 11,94 1920 52,6 74,64 79,40 67,49 12,8 10,912 0,351 0,686 1,078 0,954 14,27 2360 64,6 84,48 89,87 76,38 16,5 20,264 0,481 0,843 0,999 0,968 16,93 2800 76,7 86,48 92,00 78,2 20,6 33,842 0,696 1 0,903 1 19,73

Рисунок 3.1 – График топливной характеристики.

4. Выбор параметров зубчатых колес и кинематический расчет коробки передач

Основные размеры и масса коробки передач определяются главным образом размерами зубчатых колес. Предварительно параметры зубчатых колес определяются на основе метода аналогии и использования статистических данных, отражающих длительную практику автостроения. Затем они уточняются по результатам проверочных расчетов и испытаний. Главным размерным параметром является межосевое расстояние .

На основании данных о выполненных конструкциях соосных трехвальных коробок передач с двумя степенями свободы и неразветвленным потоком межосевое расстояние (мм) может быть представлено как функция крутящего момента на вторичном валу:

, (4.1)

где - максимальный крутящий момент на вторичном валу, Нм, определяемый исходя из максимального крутящего момента двигателя и передаточного числа первой передачи.

Коэффициент находится в пределах 8,6...9,6 для грузовых. Большие значения коэффициента относятся к коробкам с ускоряющей передачей, а также коробкам автомобилей с дизельными двигателями.

Практически для выполненных конструкций ряд значений ограничен. Для коробок передач грузовых автомобилей рекомендуется следующий рациональный ряд межосевых расстояний (мм): 85, 105, 125, 140, 160.

Принимаем мм.

После выбора межосевого расстояния назначаются ширина зубчатых венцов, модуль и угол наклона зуба. Требуемая жесткость конструкции, удовлетворительная сбалансированность сроков службы зубчатых колес и подшипников и умеренная металлоемкость имеют место при практически установившихся пропорциях основных элементов коробки передач. Поэтому ширина зубчатых венцов, а также длина коробки по картеру и габаритные размеры валов и подшипников, выраженные в долях межосевого расстояния, сохраняют для выполненных конструкций с типовой компоновкой высокую степень постоянства.

Рабочая ширина зубчатых венцов

Нормальный модуль () зубчатых колес механических коробок передач находится в следующих пределах (мм): в микро- и малолитражных автомобилях - 2,25...2,75; легковых - 2,75...3; грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности - 3,5...4,25; грузовых автомобилях большой грузоподъемности - 4,25...5.

Принимаем мм.

Большинство зубчатых колес в коробках передач выполняются косозубыми с целью уменьшения шума при работе и повышения прочности. Прямозубые применяются обычно для передачи заднего хода, а в грузовых автомобилях - также и для первой передачи. Угол наклона косозубых колес находится в следующих пределах (град): в трехвальных коробках легковых автомобилей - 22...34; двухвальных - 20...25; в коробках передач грузовых автомобилей - 18...26.

Принимаем

Предварительно рассчитываем сумму чисел зубьев.

. (4.3)

Уточняем угол наклона зубьев

(4.4)

Трехвальные коробки передач с двумя степенями свободы на каждой передаче, кроме прямой и заднего хода, передают мощность последовательно через две пары зубчатых колес - пару привода промежуточного вала с передаточным числом ип и выходную пару данной передачи с передаточным числом иi. В этом случае задача по подбору чисел зубьев включает также рациональное распределение передаточного числа коробки передач икп = ип иi. Значение ип при переходе от одной передачи к другой остается неизменным, изменяются лишь значения иi. Значение ип целесообразно определять исходя из заданного передаточного числа первой передачи и1. При этом должны быть учтены следующие ограничения: ведущая шестерня пары первой передачи 2Вщ1 должна иметь размер, позволяющий выполнить промежуточный вал достаточно жестким; минимальное число зубьев этой шестерни по условию качества зацепления не должно быть менее 12; шестерня первичного вала zвщ п должна иметь размер, позволяющий выполнить гнездо под передний подшипник вторичного вала требуемой грузоподъемности; внешний диаметр этой шестерни для обеспечения технологичности сборки не должен превышать размер отверстия под подшипник первичного вала, ограничиваемый условием жесткости картера. В то же время рациональным является распределение, при котором большая степень редукции момента осуществляется парой первой передачи, т.е. передаточное число иi1 превышает ип. Для трехвальных коробок передач с типовой компоновкой распределение передаточного числа первой передачи оказывается рациональным как в отношении момента на промежуточном валу, так и в отношении учета перечисленных выше ограничений, если его выполнить на основе выбора числа зубьев ведущей шестерни первой передачи zвщ 1 в следующих пределах: для коробки передач грузовых автомобилей (и1 = 6...8) - zвщ 1 = 12...16. Меньшие значения zвщ 1 относятся к коробкам передач с большими значениями иг и модуля зубчатых колес первой передачи.

Дальнейшая последовательность расчета:

zвм 1 = - zвщ 1 ; zвм 1 = – 12 = 40.

иi1 = zвм 1 / zвщ 1 ; иi1 = 40 / 12 = 3,333

ип = и1 / иi1 ; ип = 6,289 / 3,333 = 1,886

иi2 = и2 / ип; иi2 = 3,391 / 1,886 = 1,798

Щ/ип; щ2 = и21и„; иа = щ1иа; ...

После того как для каждой пары сопряженных зубчатых колес рассчитаны передаточные числа {и - иа, и = = «хЬ и = Ыг2, « = «гз, -), искомые числа зубьев 2ВЩ и 2ВМ определяются на основе решения системы (3.15).

Числа зубьев округляются до целых значений, затем производится уточнение передаточных чисел. С целью приближения к заданному ик. п можно изменять ранее выбранное значение 22, компенсировав это изменение соответствующим смещением или корректировкой угла наклона р.

Литература

1. Гришкевнч А.И. Автомобиль: Теория. - Ми.: Высш. шк., 1986. - 208 с.

2. Токарев А.А. Топливная экономичность и тягово-скоростные качества автомобиля. -М.: Машиностроение. 1982. - 224 с.

3. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости: Расчет агрегатов и систем / Под ред. Н.Ф. Бочарова. Л.Ф.Жеглова. - М: Машиностроение, 1994. - 404 с.

4. ГОСТ 4754 - 97. Межгосударственный стандарт. Шины пневматические для легковых автомобилен, прицепов к ним. легких грузовых автомобилей и автобусов особо малой вместимости. Технические условия. - Минск: Межгосударственный совет по стандартизации, метрологии и сертификации. 1999.

5. ГОСТ 5513 - 97. Межгосударственный стандарт. Шины пневматические для грузовых автомобилей, прицепов к ним. автобусов и троллейбусов. Технические условия. - Минск: Межгосударственный совет по стандартизации, метрологии и сертификации, 1999.

6. Литвинов АС, Фаробин Л.Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств. - М.: Машиностроение. 1989. - 240 с.

7. Мошностной баланс автомобиля В.А. Петрушов. ВВ. Московкин. А.Н. Евграфов. -М.: Машиностроение. 1984. - 160 с.

8. Евграфов А.Н.. Высоцкий М.С., Титович А.И. Аэродинамика магистральных автопоездов. - Ми.: Наука и техника, 1988. - 232 с.

9. Евграфов А.Н.. Есеновскнй-Дашков Ю.К. Аэродинамические свойства автомобилей и автопоездов. Методы исследований. - М.: МГАУ. 1998. - 79 с.

10. Европейский Союз. Технические стандарты на автотранспортные средства. Директива Совета 93.53 ЕС от 25 июля 1996 года. Максимальные разрешенные габаритные размеры и нагрузки (веса) автотранспортных средств.

11. Грузовые автомобили: Проектирование и основы конструирования М.С. Высоцкий. Л.Х. Гилелес. С.Г. Херсонский. - М.: Машиностроение. 1995. - 256 с.

Расчет тяги автомобиля. Тяговый и динамический расчёт автомобилей. Определение полной массы машины

Тяговый расчет автомобиля

1. Определение собственной и полной массы автомобиля

Расчет номинальной мощности двигателя автомобиля