пример курсовой сокращенный

3 ТЯГОВО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ С МЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ

3.1 Определение массы автомобиля.

Собственная масса автомобиля m0 (т) в снаряженном состоянии:

m0 = mг kг, (28)

где mг - номинальная грузоподъемность, т (по заданию);

kг - коэффициент снаряженной массы (принимается по рисунку 1 методического указания). /2, страница 6/

mг=5 т; принимаю kг=0.7.

Подставляю исходные данные в формулу (28): m0 =5·0.7=3.5 т

Полная масса автомобиля m (т):

m = m0 + mг, (29)

По формуле (29) нахожу полную массу автомобиля: m =3.5+5=8.5 т.

3.2 Определение мощности двигателя

Мощность двигателя Nн (кВт) должна быть достаточной для обеспечения движения с максимальной скоростью V (м/с) по дороге с

заданным коэффициентом сопротивления движению ψv при полном использовании грузоподъемности автомобиля:

где Nп- потребная мощность;

kз - коэффициент запаса мощности (kз = 1,05...1,1); F - площадь лобовой поверхности автомобиля, м2;

V –максимальная скорость автомобиля, по заданию Vmax=115

км/ч=31.94 м/с.

k – коэффициент обтекаемости;

Коэффициент обтекаемости k для грузовых автомобилей составляет 0,4...0,5.

Принимаю k=0.5 исходя из того, что автомобиль не имеет никаких элементов, повышающих его аэродинамику.

В качестве прототипа принимаю автомобиль ГАЗ-66, который так же имеет повышенную проходимость, как и проектируемый автомобиль.

Для выбранного прототипа F=4.4 м2

Рисунок 2 Схема трансмиссии автомобиля с колесной формулой 4×4 и 5-и ступенчатой коробкой передач.

где ηxoл,ηц,ηk ,ηш - к.п.д. соответственно учитывающие потери

холостого хода (0,96), цилиндрической пары шестерен (0,985...0,99), конической пары шестерен (0,975...0,98), карданных шарниров

(0,985...0,99);

λ1 и λ2- коэффициенты перераспределения массы на соответственно переднюю и заднюю ведущие оси

а1, в1, с1 - соответственно число пар цилиндрических и конических шестерен и число карданных шарниров, находящихся в зацеплении при передаче Мкр к передней оси;

а, в, с - соответственно число пар цилиндрических и конических шестерен и число карданных шарниров, находящихся в зацеплении при передаче Мкр к задней оси.

Для выбранной схемы трансмиссии:

λ1=λ1=0.5(т.к. диаметры передних и задних колес равны и крутящий момент на них будет распределяться одинаково),

а1=3, в1=1, с1=2; а=2, в=1, с=2; Принимаю ήц=0.99, ήк=0.98, ήш=0.99;

Подставляю исходные данные в формулу (32):

ηтр = 0.96 (0.5 0.993 0.981 0.992 + 0.5 0.992 0.981 0.992 ) = 0.899

Коэффициент запаса мощности принимаю исходя из условий движения автомобиля. Автомобиль повышенной проходимости, что подразумевает сложные условия езды. Поэтому принимаю kз=1.1 (для обеспечения большего запаса мощности); ψν=0.08 - динамический фактор (по заданию)

Подставляю данные в формулу (31):

N п = (0.08 8500 9.81+0.5 4.4 31.942 ) 31.94 10−3 = 316.7 , кВт 0.899

По формуле (30) нахожу мощность двигателя:

Nн =1.1 316.7 = 348.4 , кВт

В качестве двигателя-прототипа принимаю отечественный двигатель ГАЗ-4301,

который имеет наиболее близкую мощность (310.4 кВт). Выбранный двигатель имеет удельный расход топлива 225 г/кВт·ч, относится к карбюраторным.

3.3Расчет внешней скоростной характеристики двигателя.

3.3.1Номинальный режим:

Угловая скорость коленчатого вала находится по формуле (4):

ω = 3.14 4200 = 439.6 , с-1 30

Крутящий момент двигателя находится по формуле (5):

Мн = 348.4439.6 = 0.793 , кНм

Удельный расход топлива gе=225 г/кВт·ч (согласно принятому прототипу)

Часовой расход топлива по формуле (6):

Gт = 225 348.4 10-3=78.39, кг/ч 3.3.2 Режим холостого хода (регуляторная ветвь):

Угловая скорость холостого хода определяется по формуле (7), где коэффициент неравномерности регулятора принимаю максимальным, т.к. автомобиль предусматривает движение в сложных условиях:

ω = (1 +0.08) 439.6 = 474.77 , с-1

Эффективная мощность и крутящий момент при этом также равны нулю.

Часовой расход топлива на холостом режиме работе нахожу по формуле (8):

GТ = 0.27 78.39 = 21.17 , кг/ч

3.3.3 Корректорная ветвь:

Расчет эффективной мощности производится по формуле С.Р. Лейдермана (9), но в этом случае будут иметься отличия.

С1 =С2 =1,0 - для бензиновых двигателей;

ωмин = 70...100 с-1; /2, страница 22/

Для выбранного прототипа двигателя ωмин =100 с-1; Крутящий момент двигателя находится по формуле (10).

Удельный расход топлива для бензиновых двигателей определяется по формуле:

Часовой расход топлива определяется по формуле (12) Подставляю значения в формулы (9, 10, 33 и 12):

1) ωмин =100 с-1

Gт = 228.13 93.18 10-3=21.26, кг/ч

Аналогично находятся остальные точки корректорной ветви.

3.4Выбор шин автомобиля и определение радиуса качения ведущего колеса.

Нагрузку на ведущие и ведомые колеса Gк (кН) автомобиля рекомендуется выбрать одинаковой, с целью максимального использования несущей способности шин:

Нагрузка на заднюю ось Gк’ рассчитывается в режиме трогания с места:

Gк1 = Gк mк m р , (35)

где mр - коэффициент перераспределения массы автомобиля на заднюю ось при разгоне (mр = 1,2...1,3 ); /3, страница 15/

mк - число колес на одной ведущей оси.

Принимаю mр=1.2, исходя из того, что автомобиль имеет небольшую массу; mк=2.

Gк1 = 20.85 2 1.2 = 50.04, кН

Для G’ должно соблюдаться условие Gк1 <Gдоп , где G’- допустимая

осевая нагрузка. Для улучшенной и грунтовой категории автомобильных дорог и расстоянии между смежными осями менее 3 м G’=55 кН /3, страница 16/

Условие Gк1 <Gдоп =55 кН соблюдается.

По величине Gк : Нагрузка на шину – 21,4 кН,

Внутреннее давление – 0,45 МПа, /3, страница 46, приложение 3/ Размер шины – 300-508 мм, Норма слойности – 12.

Радиус качения ведущих колес рассчитывается по формуле: rк = (0,5 d + 0,8 b) 10-3, (36)

где d и b - соответственно диаметр обода и ширина профиля шины, мм; Принимаю d=508 мм, b=300 мм.

Подставляю значения в формулу (36):

rк = (0,5 508 + 0,8 300) 10-3=0.494 м, 3.5 Определение передаточных чисел трансмиссии

Передаточное число главной передачи равно:

где iz - передаточное число высшей передачи (принимается iz =1 ).

Расчет передаточных чисел коробки передач начинается с определения передаточного числа iк1 первой передачи. Оно выбирается из условия возможности движения при заданном сопротивлении и отсутствии буксования ведущих колес:

Pкϕ > PK > Pψ , (38)

где Pкφ - максимальная касательная реакция на ведущих колесах реализуемая по условиям сцепления;

Pк- касательная (окружная) сила, передаваемая от двигателя на ведущие колеса; Рψ- сила суммарного дорожного сопротивления;

Рк и Pкφ определяются по формулам:

Из условия возможности движения при заданном сопротивлении:

а из условия отсутствия буксования ведущих колес при трогании автомобиля с места Ркϕ > Рк.:

где Dмах - максимальный динамический фактор на первой передаче (при равномерном движении он равен максимальному дорожному сопротивлению ψмах); Dмах принимается 0,35...0,50 - для автомобилей повышенной проходимости Мк.мах - максимальный крутящий момент двигателя, кНм

(определяется по скоростной характеристике двигателя);

Gсц - сцепной вес автомобиля, кН (для автомобилей повышенной

проходимости Gсц =m g); φ – коэффициент сцепления,

φ=0,3..0,35 (для снежной укатанной дороги) /2, страница 35/

принимаю φ=0,3.

Определяю сцепной вес автомобиля:

Gсц =8500·9.81·10-3=83.385 кН,

Принимаю Dмах=0.4 (исходя из того, что дорожное сопротивление ψ находится в середине ).

Подставляю исходные значения в формулу (41):

Подставляю исходные значения в формулу (42):

Для дальнейших расчетов принимается наименьшее значение. В данном случае iк1=2.04.

Рассчитываю передаточные числа промежуточных передач. Для этого по формуле (15) нахожу знаменатель геометрической прогрессии:

По формуле (16) нахожу промежуточные передачи: i2=q· i1=0.64·2.04=1.71,

i3=q· i2=0.64·1.71=1.44, i4=q· i3=0.64·1.44=1.21.

3.6 Определение динамического фактора автомобиля. Динамический фактор определяется по формуле:

где Pw – сила сопротивления воздуха, кН.

Сила сопротивления воздуха:

где Vi – скорость движения автомобиля на первой передаче, м/с.

k -коэффициент обтекаемости, k=0.4..0.5,

Скорость движения автомобиля на первой передаче:

где iтр1- передаточное число трансмиссии на первой передаче: iтр = iкп i0 , (46)

Определим передаточное число трансмиссии: iтр1 = 2.04 6.8 =13.87

Подставляю данные в формулу (45):

Определяю силу сопротивления воздуха:

Pw = 0.5 4.4 15.662 10−3 = 0.54, кН

По формуле (39):

= 0.793 13.87 0.899 =

Pк 20.02, кН 0.494

Подставляю исходные данные в формулу (43):

Динамическая характеристика автомобиля на первой передаче зависит от крутящего момента и от частоты вращения коленчатого вала (угловой скорости). Результаты расчетов представлены в таблице

4.

При равномерном движении D=ψ, в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление ψ, которое может

в виде штриховых линий Dϕ = f(V). Зона возможного движения при заданном ϕ располагается под соответствующей кривой.

Результаты расчетов представлю в виде таблицы 5.

Таблица 5. Характеристика автомобиля по динамическому фактору сцепления.

3.6. Построение динамического паспорта автомобиля.

Динамический паспорт автомобиля представляет собой зависимость динамического фактора от скорости (динамическую характеристику), дополненную кривыми динамического фактора по сцеплению и номограммами недогрузки и перегрузки.

Номограмма недогрузки и перегрузки строится на основании зависимости:

где D`и m`- новые значения соответственно динамического фактора и массы автомобиля;

D - динамический фактор при номинальной (полной) массе.

Номограмму нагрузок для грузовых автомобилей следует построить

от массы равной m0 до массы m0 + 1,5 mг в процентах от массы груза. При массе m0:

D′ = 0.08 3.15 = 0.03, 8.5

µd′ = 250 38..155 = 96.25 ,

При массе m0+1,5 mг :

3.8 Анализ динамических и экономических качеств автомобиля Тип автомобиля – с грузовой платформой Колесная формула - 4×4 Полная масса – 8.5 тонн

Масса снаряженного автомобиля – 3.5 тонны Грузоподъемность – 5 тонн Максимальная скорость – 115 км/ч Площадь лобового сопротивления – 4.4 м2 Радиус качения колеса – 508 мм Ширина профиля шин – 300 мм

Максимальный крутящий момент 989 Нм при частоте вращения коленвала 2253 об/мин.

Двигатель:

Тип - карбюраторный

Количество цилиндров и их расположение – 6, V Диаметр цилиндра и ход поршня - 105×120 мм Номинальная мощность – 348.49 кВт Частота вращения коленвала – 4200 мин-1

Номинальный удельный расход топлива – 225 г/кВт·ч Коробка передач – 5-ступенчатая

По динамическому паспорту можно определить наибольшие дорожные сопротивления, которые сможет преодолеть автомобиль на той или иной передаче с равномерной скоростью движения:

1 передача – ψmax=0.4 при Vmax=22.7 км/ч 2 передача – ψmax=0.31 при Vmax=29.1 км/ч 3 передача – ψmax=0.24 при Vmax=37.4 км/ч

4передача – ψmax=0.184 при Vmax=48 км/ч

5передача – ψmax=0.141 при Vmax=43.9 км/ч Для порожнего автомобиля ψmax=0.59

Передаточные числа трансмиссии: 1 передача – 13.87 2 передача – 11.6 3 передача – 9.79 4 передача – 8.2 5 передача –6.8