38

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА

И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РФ

ФГБОУ ВПО РГАТУ

им. проф. П.А.КОСТЫЧЕВА

ТРАКТОРЫ И АВТОМОБИЛИ

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОЙ РАБОТЫ ПО ТЕОРИИ ТРАКТОРОВ И АВТОМОБИЛЕЙ

РЯЗАНЬ 2013

Кафедра «Автомобили и тракторы»

Настоящее учебное пособие предназначено для студентов 3 курса очной формы обучения, обучающихся по специальности 31.13.00 – «Механизация сельского хозяйства».

Составители: к.т.н., ассистент В.С.Чуклов

к.т.н., доцент Е.В.Лунин

Рецензент: к.т.н., доцент кафедры «Техническая

эксплуатация транспорта» В.И.Ванцов

Рассмотрено на заседании методической комиссии инженерного факультета протокол №____ от «___»______________200_г.

Председатель методической комиссии профессор А.М.Лопатин

ПРЕДИСЛОВИЕ

Методические указания предназначены для выполнения курсовой работы по теории тракторов и автомобилей студентами специальности «Механизация сельского хозяйства» сельскохозяйственных ВУЗов. В пособии изложена последовательность выполнения курсовой работы в соответствии с заданием, приведены справочные и нормативные материалы для расчетов.

ВВЕДЕНИЕ

Основной задачей курсовой работы является систематизация и закрепление знаний студентов по основным вопросам теории трактора и автомобиля, что имеет первостепенное значение в области формирования специалистов высшей квалификации.

Успешное решение задач, стоящих перед сельскохозяйственным производством, во многом зависит от состояния и использования мобильной энергетики в сельском хозяйстве, которая непрерывно совершенствуется. Поэтому служба будущих инженеров-механиков сельскохозяйственного производства требует прочных знаний в области конструкций современных и перспективных тракторов и автомобилей и методов их использования в сельском хозяйстве, обеспечивающих высокую эффективность и экономичность.

Курсовая работа состоит из двух частей – тягового расчета трактора и динамического расчета автомобиля.

При выполнении первой части работы производятся: расчет основных параметров трактора, расчет и построение регуляторной характеристики двигателя, расчет и построение теоретической тяговой характеристики трактора.

Вторая часть работы включает: расчет и построение теоретической скоростной (внешней) характеристики двигателя, расчет и построение динамической и экономической характеристик автомобиля.

Курсовая работа должна содержать: расчетно-пояснительную записку, написанную четко и грамотно, схемы и графики, выполненные карандашом на листах чертежной или миллиметровой бумаги.

I часть

ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ТРАКТОРА

1. Определение потребной мощности двигателя.

1.1. Определение коэффициента изменения тягового диапазона трактора δ_т.

Тяговый диапазон трактора определяется по формуле:

; (1)

где: Р_Н – номинальная сила тяги проектируемого трактора (по заданию);

- номинальная сила тяги трактора предыдущего тягового класса;

ε – коэффициент расширения тяговой зоны трактора (коэффициент перекрытия тягового диапазона); значение коэффициента перекрытия принимается ε =1,3 - для пропашных и ε =1,2 – для тракторов общего назначения.

В расчетах δ_т следует принимать не менее 2.

Зная тяговый диапазон и номинальную силу тяги трактора, можно определить его минимальную силу тяги из соотношения:

откуда (2)

1.2. Определение эксплуатационной массы трактора.

Если трактор не имеет заправочных материалов, балласта и тракториста, то такая масса называется конструктивной (m_K). Полностью заправленный трактор с трактористом и балластом будет иметь массу эксплуатационную (m_Э).

Эксплуатационная масса определяется из следующего выражения:

; (3)

где: φ_ДОП – допустимая величина коэффициента использования сцепного веса трактора (т.е. коэффициент сцепления движителей с поверхностью пути);

f – коэффициент сопротивления качению;

λ – коэффициент нагрузки на ведущие колеса трактора, учитывающий распределение масс трактора по осям;

g – ускорение свободного падения, 9,8 м/с².

Численные значения коэффициента сцепления φ_ДОП и сопротивления качению f выбираются в зависимости от заданного основного фона поверхности пути (Таблица 1).

Коэффициент нагрузки на ведущие колеса λ для тракторов с колесной формулой 4К2 и классической компоновкой колес, у которых задние колеса имеют большие размеры по сравнению с передними, выбирается в пределах 0,7...0,75. Для гусеничных и колесных с колесной формулой 4К4 λ=1.

Таблица 1. Коэффициенты сцепления и сопротивления качению ходовых устройств трактора в зависимости от поверхности пути.

Тип пути	Тракторы на пневматических шинах		Гусеничные тракторы
	f	φ	f	φ
Грунтовая сухая дорога	0,03...0,05	0,6...0,8	0,05...0,07	0,9...1,1
Целина, плотная залежь	0,05...0,07	0,7...0,9	0,06...0,07	1,0...1,2
Залежь 2...3-летняя, скошенный луг	0,06...0,08	0,6...0,8	0,06...0,07	0,9...1,1
Стерня	0,08...0,10	0,6...0,8	0,06...0,08	0,8...1,0
Вспаханное поле	0,12...0,18	0,5...0,7	0,08...0,10	0,6...0,8
Поле, подготовленное под посев	0,16...0,18	0,4...0,6	0,10...0,12	0,6...0,7
Слежавшаяся пахота	0,08...0,12	0,5	0,08	0,6
Укатанная снежная дорога	0,03...0,04	0,3...0,4	0,06...0,07	0,5...0,7
Обледенелая дорога	0,02...0,025	0,1...0,3	0,03...0,04	0,2...0,4
Болотно-торфяная целина осушенная	-	-	0,11...0,14	0,4...0,6
Песок	0,16...0,18	0,3...0,4	0,10...0,15	0,4...0,5
Гравийное шоссе	0,02...0,03	0,6	-	-
Асфальтированное шоссе	0,01...0,02	0,8...0,9	-	-

1.3. Расчет номинальной мощности двигателя.

Расчет номинальной мощности двигателя производится с учетом номинального тягового усилия трактора, силы сопротивления качению, массы трактора, потерь на трение в трансмиссии и необходимого запаса мощности двигателя.

Номинальная мощность двигателя определяется по формуле:

, кВт (4)

где: Р_Н и V_{Н 1} – соответственно номинальное тяговое усилие (Н) и расчетная скорость движения на низшей рабочей передачи при номинальной силе тяги, км/ч (по заданию);

m_Э – эксплуатационная масса трактора, кг;

η_ТР – КПД, учитывающий потери мощности в трансмиссии;

χ_Э - коэффициент эксплуатационной нагрузки тракторного двигателя.

КПД трансмиссии определяется по формуле:

; (5)

где: η_Ц и η_К – соответственно КПД цилиндрической и конической пары шестерен; принимаются равными: η_Ц=0,985 и η_К=0,975;

η_Х – КПД, учитывающий потери мощности на холостом ходу; принимается η_Х =0,96.

Количество пар шестерен в зацеплении определяется по трансмиссии из прототипа трактора.

Коэффициент эксплуатационной нагрузки тракторного двигателя χ_Э принимается в диапазоне 0,85...0,95.

2. Расчет и построение теоретической регуляторной характеристики двигателя.

Регуляторная характеристика дизеля является его основным техническим документом. Поэтому умение свободно читать характеристику, хорошо понимать, как меняются основные технико-экономические показатели в зависимости от скоростного и нагрузочных режимов, для инженера совершенно необходимо.

Регуляторная характеристика строится в трех вариантах:

1. В функции от частоты вращения коленчатого вала двигателя – n_д;

2. В функции от эффективной мощности двигателя – N_E;

3. В функции от крутящего момента двигателя – М_Е.

Регуляторная характеристика служит основой для тягового расчета трактора и построения его теоретической тяговой характеристики.

Порядок расчета регуляторной характеристики.

Задаваясь различными значениями частот вращения вала двигателя в процентах (100, 80, 60, 40, 20) от номинальной величины (по заданию), определяют текущие значения N_{E I} мощности двигателя на безрегуляторной ветви характеристики по эмпирической формуле:

, кВт (6)

где: n₁ и n_H – текущее и номинальное значение частот вращения коленчатого вала двигателя;

С₁ = 0,5; С₂ = 1,5 – для дизелей с непосредственным впрыском топлива;

С₁ = 0,7; С₂ = 1,3 – для дизелей с вихрекамерным смесеобразованием.

На регуляторной ветви характеристики принимают изменения мощности N_E по закону прямой линии от N_E =0 до N_{E НОМ}..

На корректорной ветви с увеличением нагрузки частота вращения вала двигателя падает и уменьшается эффективная мощность.

Для расчета вместо формулы (6) можно воспользоваться таблицей 2.

Таблица 2.

nд/nН, %	20	40	60	80	100
NЕ/NЕ НОМ, %	17	41	67	87	100

Частота вращения коленчатого вала двигателя на холостом ходу n_ХХ (N_E =0) зависит от степени неравномерности регулятора δ_р и ее можно определить по формуле:

(7)

У современных тракторных двигателей δ_р=0,07...0,08.

Частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте n₀ определяется через коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения:

, (8)

где: к_ОБ = 1,2...1,8 – коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения; чем быстроходнее двигатель, тем выше к_ОБ.

Зная мощность и частоту вращения коленчатого вала двигателя, определяют крутящий момент по формуле:

, Нм (9)

где: ω_i – угловая скорость коленчатого вала соответственно мощности двигателя N_{E I}.

, с^-1 (10)

На регуляторном участке М_Е так же, как и мощность меняется по закону прямой, а на безрегуляторной ветви растет от М_{Е НОМ} до М_{Е МАХ} при n₀.

Часовой расход топлива на регуляторном участке растет по прямой от минимального значения G_{Т ХХ} при холостом ходе двигателя до максимального значения G_{Т МАХ} при номинальной мощности двигателя.

, кг/ч (11)

где: g_{E НОМ} – удельный расход топлива при номинальной мощности (по заданию), г/кВт·ч.

, кг/ч (12)

Часовой расход топлива при максимальном моменте составляет (0,6...0,8)·G_{Т МАХ}.

Учитывая, что при перегрузке часовой расход топлива уменьшается по кривой с небольшим отрицательным ускорением, можно без большой погрешности на этом участке принять прямолинейный закон изменения G_Т. Тогда точки удельного расхода топлива на корректорная ветви можно определить по формуле:

, г/кВт·ч (13)

Результаты расчета показателей работы двигателя заносят в сводную таблицу 3 для построения регуляторной характеристики.

Таблица 3. Результаты расчета регуляторной характеристики.

n, мин-1	NE, кВт	ME, Нм	GТ, кг/ч	gE , г/кВт·ч

Пользуясь полученными расчетными данными, строят регуляторные характеристики дизеля в функции от частоты вращения коленчатого вала, эффективной мощности и крутящего момента.

На рисунках 1, 2, 3 приведен общий вид характеристик.

В случае наличия у прототипа бензинового двигателя (мотоблоки, мини-тракторы) строится внешняя скоростная характеристика по методике описанной во II части данного пособия.

3. Расчет и построение теоретической тяговой характеристики трактора.

3.1. Подбор шин и вычисление радиуса ведущего колеса колесного трактора либо ведущей звездочки гусеничного трактора.

Модель шины подбирается по нормальной нагрузке и принятому внутреннему давлению.

Нормальная нагрузка на шину определяется по формуле:

g_E

G_Т

N_E

М_Е

n₀

n_H

n_XX

N_E,

M_E,

G_Т,

g_E

n_д

М_{Е НОМ}

G_{Т MAX}

M_{E MAX}

N_{E HOM}

G_{Т ХХ}

Рисунок 1. Теоретическая регуляторная характеристика двигателя в функции от частоты вращения.

, Н – для шин задних колес тракторов

с классической компоновкой;

, Н – для шин передних колес тракторов

с классической компоновкой;

, Н – для шин тракторов

с одинаковыми размерами колес. (14)

Из таблицы 4 в зависимости от нормальной нагрузки выбирается модель шины и вычисляется радиус перекатывания колеса по формуле:

(15)

где: d – наружный диаметр обода колеса, на который монтируется шина;

b – ширина профиля шины.

g_E

M_E

G_Т

п_д

G_{Т ХХ}

п_ХХ

G_{Т МАХ}

M_{E НОМ}

M_{E МАХ}

N_E

N_{E НОМ}

М_E,

п_д,

g_E,

G_Т

Рисунок 2. Теоретическая регуляторная характеристика в функции от эффективной мощности.

g_E

G_Т

N_E

n_д

G_{Т ХХ}

N_{E НОМ}

G_{Т МАХ}

n_Н

N_E,

п_д,

g_E,

G_Т

M_E

M_{E МАХ}

M_{E НОМ}

Рисунок 3. Теоретическая регуляторная характеристика в функции от крутяще го момента.

Таблица 4. Шины ведущих колес (ГОСТ 7394-80) для тракторов и самоходных шасси.

Обозначение	Норма слойности	Нормы эксплуатационных режимов шин, работающих на тракторах и сельскохозяйственных машинах, при скорости 30 км/ч
		Максимально допустимая нагрузка на шину и давление в шине, соответствующее этой нагрузке		Минимально допустимое давление в шине и максимальная нагрузка на шину, соответствующая этому давлению
		Нагрузка, Н	Давление, МПа	Давление, МПа	Нагрузка, Н
1	2	3	4	5	6
8,3-20	8	8340	0,245	0,078	4020
9,5-32	6	10450	0,206	0,078	5930
9,5-42	6	12020	0,206	0,078	6770
11,2-20	8	11530	0,206	0,098	7500
11,2-28	6	10990	0,176	0,078	6820
11,2-42	6	12650	0,157	0,108	10150
13,6R38	6	16280	0,175	0,098	12460
14,9-30	6	16330	0,137	0,098	13340
15,5R38	8	20210	0,176	0,098	14270
16,9R30	8	22020	0,167	0,098	16090
18,4L30	6	20800	0,108	0,108	20800
	10	27610	0,176	0,108	20800
18,4R34	8	25160	0,137	0,108	22070
21,3R24	10	24520	0,157	0,098	18640
23,1R26	12	35410	0,167	0,108	27960
28,1R26	12	41200	0,167	0,108	32370

Радиус ведущей звездочки гусеничного трактора можно определить по формуле:

, м (16)

где: z – число активно действующих зубьев звездочки за один оборот;

l_ЗВ – фактическая длина одного звена гусеницы, м.

Для большинства тракторов сельскохозяйственного назначения z находится в пределах 13...14, а l_ЗВ =170...175.

3.2. Расчет основных рабочих скоростей трактора.

Для расчета ряда основных рабочих скоростей трактора определяется диапазон скоростей, который характеризуется отношением высшей рабочей скорости к скорости на первой передаче:

, (17)

где: V_Н1 – расчетная скорость на первой передаче (по заданию), км/ч;

V_Z – высшая рабочая скорость, которую необходимо определить.

Величина скоростного диапазона подсчитывается по формуле:

, (18)

где: γ_{ДОП.МИН} – коэффициент допустимой минимальной загрузки двигателя; рекомендуется принимать 0,85.

Для расчета высшей и промежуточной скоростей необходимо определить знаменатель геометрической прогрессии – q.

Зная, что , можно получить:

V₂=V₁·q; V₃=V₂·q=V₁·q²; V₄=V₁·q³ ... V_Z=V₁·q^Z-1, (19)

Отсюда:

, (20)

Определив знаменатель геометрической прогрессии, подсчитывают скорости V₂, V₃, V₄ ... V_Z.

Высшая транспортная скорость в геометрическую прогрессию не входит. Промежуточную транспортную скорость определяют как среднюю геометрическую величину между высшей транспортной и высшей скоростью основного ряда по формуле:

или (21)

Для получения особо низких скоростей в трансмиссию трактора устанавливается специальный ходоуменьшитель. Величина этих скоростей принимается согласно технологическому процессу.

Окончательный ряд скоростей корректируется в соответствии с практическими возможностями подбора чисел зубьев шестерен коробки передач проектируемого трактора.

3.3 Расчет передаточных чисел трансмиссии и коробки передач.

Передаточное число трансмиссии колесного трактора на первой передаче определяется по формуле:

, (22)

Для гусеничного трактора при определении передаточного числа трансмиссии на первой передаче в формулу (22) вместо радиуса качения ведущего колеса r подставляется значение радиуса начальной окружности ведущей звездочки r₀.

Остальные передаточные числа трансмиссии подсчитываются по формуле:

; и т.д., (23)

Зная расчетные общие передаточные числа трансмиссии на каждой передаче - i_ТР и передаточные числа шестерен с постоянным зацеплением трактора – прототипа i₀ , определяют передаточные числа коробки передач по формуле:

; ;и т.д., (24)

где: i₀ – передаточное число шестерен с постоянным зацеплением прототипа.

, (25)

где: i_Ц.П. – передаточное число центральной (главной) передачи;

i_К.П. – передаточное число конечной передачи.

Далее приводится схема коробки передач, на которой указывается, какие шестерни находятся в зацеплении на каждой передаче и подбираются для них числа зубьев в соответствии с требуемыми передаточными числами. При необходимости округления дробных значений чисел зубьев шестерен, действительные передаточные числа коробки передач могут отличаться от расчетных. В этом случае соответственно вносятся изменения в общие передаточные числа трансмиссии и в расчетные скорости движения трактора.

Подсчитанные числа зубьев шестерен трансмиссии и уточненные значения передаточных чисел и скорости движения для всех основных и транспортных расчетных передач вносятся в таблицу 5.

Подбор зубьев шестерен осуществляется путем расчета стандартными методиками, известных из курса теории машин и механизмов, согласовано с прототипом и носит для каждого задания индивидуальный характер.

Таблица 5.

Номер шестерни	1					2				3 и т.д.
Число зубьев
передачи	основные						транспортные		Центральная передача		Конечная передача
	I	II	III	IV	V и т.д.		I	II
Шестерни в зацеплении
Передаточные числа трансмиссии
Теоретические скорости движения, км/ч

3.4. Расчет и построение теоретической тяговой характеристики трактора.

Определив основные конструктивные и экономические параметры тракторного двигателя и трактора в целом, приступают к построению теоретической тяговой характеристики, которая позволяет получить наглядное представление о тяговых и топливо-экономических показателях на различных режимах его работы.

Теоретическая тяговая характеристика трактора (Рисунок 4) состоит из двух частей – нижней и верхней. Нижняя часть графика имеет вспомогательное значение и служит для нанесения основных исходных параметров тракторного двигателя. В верхней части графика наносится ряд кривых, показывающих, как в заданных почвенных условиях, при установившемся движении на горизонтальном участке, в зависимости от нагрузки на крюке трактора изменяются его основные эксплуатационные показатели – буксование ведущих органов, скорости движения, тяговая мощность, удельный расход топлива и тяговый КПД трактора.

Вначале в нижней половине графика строится регуляторная характеристика в масштабе передаточных отношений трансмиссии трактора. С этой целью по оси абсцисс от начала координат О^/ в принятом масштабе откладывается для каждой передачи максимальная касательная сила тяги, определяемая по формуле:

, (26)

и номинальная:

, (27)

Учитывая, что касательная сила тяги трактора прямо пропорциональна крутящему моменту двигателя, поэтому по оси абсцисс от точки О^/ для каждой заданной передачи в принятом масштабе наносятся крутящие моменты двигателя М_{Е МАХ} и М_{Е НОМ} соответственно касательным силам тяги Р_{К МАХ} и Р_{К НОМ} .

Через точки номинальных касательных усилий через весь график проводятся тонкие вертикальные линии. Через точки, соответствующие максимальным значениям касательных усилий через весь график проводятся вертикальные пунктирные линии. Зоны между сплошными и пунктирными вертикальными линиями соответствуют перегрузке двигателя в масштабе каждой передачи.

Затем по оси ординат вниз наносятся масштабные шкалы эффективной мощности, часового расхода топлива и частоты вращения коленчатого вала двигателя с таким расчетом, чтобы графики в регуляторной зоне не пересекались.

После этого на нижней половине графика строят кривые изменения основных параметров регуляторной характеристики:

N_E , G_Т , n_д = f(М_Е).

При этом образуются пучки кривых N_E с общим центром в точке О^/, кривые G_Т с общим центром в точке G_ТХ и пучок кривых n_д с общим центром в точке п_ХХ .

Точки перегиба (вершины) всех показателей регуляторной характеристики двигателя должны находиться на горизонтальной прямой и по вертикали соответствовать номинальным моментам двигателя.

Кривые, расположенные в нерегуляторной зоне в пределах от М_{Е НОМ} до М_{Е МАХ} (зоны перегрузки) для каждой передачи, строятся по расчетным точкам регуляторной характеристики (таблица 3). Нанесенные кривые на график регуляторной характеристики для каждой передачи должны заканчиваться при максимальных значениях крутящих моментов.

После этого переходят к построению теоретической тяговой характеристики в верхней части графика.

По следующей формуле определяется сила сопротивления качению:

, Н (28)

где: f – коэффициент сопротивления качению;

G – сила тяжести трактора, Н.

На горизонтальной оси от точки О^/ откладывают отрезок численно равный величине силы сопротивления качению Р_f и второй его конец отмечается точкой О, которая является началом координат тяговой характеристики трактора. Из точки О проводят вертикальную координату графика. Отрезки горизонтальной координаты, измеряемые от точки О, будут давать значения крюковых усилий, а от точки О^/ - касательных усилий на движителях.

n_д

G_Т

N_E

n_xx

n₀

G_{Т MAX}

N_{E MAX}

G_{Т XX}

P_f

O^/

O

δ

g_КР

N_KP

η_Т

V

P_K

M_E¹_HOM

M_E²_HOM

M_E³_HOM

M_E⁴_HOM

M_E¹_MAX

M_E²_MAX

M_E³_MAX

M_E⁴_MAX

V,

N_KP,

η_Т,

δ,

g_KP

N_E,

g_Т,

n_д

P_KР

Рисунок 4.Теоретическая тяговая характеристика трактора на 4 передачах.

По оси ординат вверх изображаются в своих масштабах тяговые показатели трактора – буксование движителей, скорости движения, тяговые мощности на крюке, удельный расход топлива по передачам и тяговый КПД.

Построение теоретической тяговой характеристики начинается с нанесения на график кривой буксования. Эта кривая строится по аналогии с экспериментальными кривыми, полученными при тяговых испытаниях тракторов такого же типа в близких к заданным условиям. Буксование зависит от удельного тягового усилия, и поэтому можно воспользоваться графиком, изображенным на рисунке 5.

У гусеничных тракторов и колесных со всеми ведущими колесами т_СЦ = т_Э (т_СЦ – сцепная масса трактора). У колесных тракторов типа 4К2 сила давления движителей на поверхность пути меняется в зависимости от нагрузке на крюке:

, (29)

где: L – продольная база трактора (из прототипа), мм

h_КР =400 мм.

В формуле (29) первый член представляет массовую нагрузку, передаваемую ведущими колесами в статическом положении трактора, а второй член – догрузку ведущих колес под действием силы тяги на крюке и сопротивления перекатывания.

; (30)

Зная отношения по вспомогательным кривым на рисунке 5 определяют буксование движителей. Результаты расчетов заносят в таблицу 6.

Таблица 6. Результаты расчета буксования движителей.

№	РКР	тСЦ, Н		δ,%

Далее для каждой заданной передачи определяют теоретическую скорость на холостом ходу (Р_КР =0) по формуле:

, км/ч (31)

где: r – радиус качения ведущего колеса (r₀ – звездочки);

n_д – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

1

2

3

а

δ

1

2

3

б

δ

Рисунок 5. Зависимость буксования трактора от удельного тягового усилия:

а) при работе на рыхлых почвах;

б) при работе на плотных почвах.

1 – колесные тракторы типа 4К2;

2 – колесные тракторы типа 4К4;

3 – гусеничные тракторы.

Зная величину буксования и теоретическую скорость движения, подсчитывают для каждой передачи рабочие скорости по формуле:

, км/ч (32)

где: η_δ =δ/100 – коэффициент, учитывающий абсолютную величину буксования.

Для построения кривых изменения действительных скоростей движения необходимо на каждой передаче получить не менее 5...6 точек.

Далее строятся кривые изменения крюковых мощностей по расчетной формуле:

, кВт (33)

Для оценки топливной экономичности трактора определяется удельный расход топлива по формуле:

, г/кВт·ч (34)

При этом значения часового расхода топлива берутся из нижней половины графика, а крюковой мощности – из верхней.

Затем определяется значение тягового КПД на каждой передаче при номинальной загрузке:

, (35)

Полученные значения соединяют плавной кривой, которая характеризует потенциальные возможности трактора при работе на заданном фоне.

Для построения теоретической тяговой характеристики трактора полученные расчетные тяговые показатели для каждой передачи заносятся в таблицу (форма таблицы 7).

Таблица 7. Показатели теоретической тяговой характеристики трактора.

Передача	Расчетная точка	NE , кВт	Nд , мин-1	GТ , кг/ч	РК , кН	VР, км/ч	NKP , кВт	GKP , г/кВт·ч	δ, %	NKP|NE
I	1 2 3 и т.д.
II И т.д.	1 2 3 и т.д.

4. Показатели энергонасыщенности и металлоемкости трактора.

Энергонасыщенность и металлоемкость являются важными параметрами, характеризующими уровень технического совершенства в области тракторостроения.

Энергонасыщенность трактора характеризуется отношением номинальной мощности тракторного двигателя к эксплуатационной массе трактора. Величину энергонасыщенности определяют по формуле:

; кВт/т (36)

Металлоемкость трактора характеризуется отношением конструктивной массы т_К к номинальной мощности. Этот показатель по мере совершенствования конструкций тракторов и повышения их энергонасыщенности непрерывно снижается. Снижение металлоемкости не должно ухудшать сцепных свойств трактора и понижать его надежность в работе. Величину металлоемкости определяют по формуле:

; кг/кВт (37)

Конструктивная масса трактора определяется из соотношения:

; (38)

5. Заключение.

В заключении следует дать анализ полученной теоретической тяговой характеристики трактора. При этом необходимо ответить на вопросы: вследствие каких причин получились значительные расхождения с паспортными данными прототипа (если расхождения имеют место); на каких передачах получено наибольшее значение крюковых мощностей, а на каких – наименьшее и почему получилось такое соотношение между передачами; что следовало бы сделать для улучшения тяговой характеристики трактора.

II часть динамический и экономический расчет автомобиля

1. Расчет мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя автомобиля.

Мощность N_E двигателя, необходимую для движения полностью нагруженного автомобиля с установившейся максимальной скоростью V_A.MAX в заданных дорожных условиях, определяют по формуле:

, кВт (39)

где: V_A.MAX – максимальная скорость движения автомобиля (по заданию), км/ч;

G – сила тяжести автомобиля с грузом, Н;

Ψ – приведенный коэффициент дорожного сопротивления;

к - коэффициент сопротивления воздуха, кг/м³;

F – площадь лобового сопротивления автомобиля, м²;

η_ТР – механический КПД трансмиссии для режима максимальной скорости.

Площадь лобового сопротивления для грузовых автомобилей:

, м² (40)

где: В – колея задних колес, м;

Н – габаритная высота автомобиля, м.

Для легковых автомобилей:

, м² (41)

где: А – наибольший габаритный размер по величине, м.

Значения коэффициента сопротивления воздуха к эмпирические и принимаются из характеристики прототипа. В случае отсутствия этого коэффициента (устаревшая модель, некоторые грузовые автомобили) он принимается в следующих пределах:

к=0,20...0,30 – легковые автомобили с закрытым кузовом;

к= 0,35...0,60 – легковые автомобили с необтекаемой формой кузова;

к= 0,60...0,70 – грузовые автомобили;

к= 0,30...0,50 – автобусы.

Сила тяжести автомобиля:

, Н (42)

где: т₀ – собственная масса автомобиля (принимается по прототипу), кг;

т_Г – масса перевозимого груза (по заданию), кг;

g – ускорение свободного падения, 9,8 м/с².

При проектировании для обеспечения необходимого динамического фактора в области средних эксплуатационных скоростей движения определяют максимальную мощность двигателя по формуле:

(43)

Частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной мощности, определяется коэффициентом оборотности двигателя η_п , равным отношению частоты вращения коленчатого вала двигателя к соответствующей скорости движения автомобиля.

, отсюда (44)

Коэффициент оборотности принимают равным в пределах 30...50 в соответствии с прототипом автомобиля и расчетной максимальной мощностью двигателя.

2. Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя.

С некоторой долей погрешности внешняя скоростная характеристика может быть определена и построена для четырехтактных двигателей с искровым зажиганием на основании следующих данных:

п, %	20	40	60	80	100	120
п, мин-1					nMAX
NE, %	20	50	73	92	100	92
NE, кВт					NE.MAX

Для автомобильных четырехтактных дизелей зависимость эффективной мощности и частоты вращения коленчатого вала в процентах принимают:

п, %	20	40	60	80	100	110
п, мин-1					nMAX
NE, %	17	41	67	87	100	0
NE, кВт					NE.MAX	0

Таким образом, получив в результате расчета N_E.MAX и п_МАХ и приняв их за 100%, можно рассчитать и графически построить внешнюю скоростную характеристику для двигателя проектируемого автомобиля.

На график также наносится кривая крутящего момента двигателя, каждая точка которой определяется по формуле:

, Нм (45)

где: ω – угловая скорость коленчатого вала, с^-1.

, с^-1 (46)

Кривая удельного расхода топлива g_e для двигателя строится на основании следующих данных:

п, %	20	40	60	80	100	120
п, мин-1
ge, %	110	100	95	95	100	115
ge, г/кВт·ч

За 100% удельного расхода топлива принимают для карбюраторного двигателя 300...330 г/кВт·ч, для дизельного двигателя 220...250 г/кВт·ч.

Часовой расход топлива для каждого значения частоты вращения коленчатого вала двигателя подсчитывается по формуле:

, кг/ч (47)

Примерная скоростная характеристика карбюраторного двигателя представлена на рисунке 6.

Для дизельного двигателя регуляторная характеристика строится аналогично, представленному в первой части пособия.

М_КР

N_E

G_Т

g_e

М_КР,

N_E,

G_Т,

g_e

n

Рисунок 6. Скоростная характеристика карбюраторного двигателя.

3. Определение передаточного числа главной передачи.

Передаточное число главной передачи определяется по выражению:

; (48)

где: i_KZ =1 – передаточное число на прямой передаче; при отсутствии прямой передачи (на автомобилях с двухвальными коробками передач) принимается из прототипа передаточное число передачи, на которой автомобиль развивает максимальную скорость (оно близко к 1);

i_Д = 1...1,5 – передаточное число в дополнительной коробке (если она предусмотрена);

r_K – расчетный радиус ведущих колес автомобиля, м.

Далее определяется нормальная нагрузка на одну шину полностью нагруженного автомобиля:

, Н (49)

где: п_Ш – число шин, приходящихся на ведущие оси;

λ – коэффициент нагрузки на ведущие колеса, учитывающий распределение массы автомобиля по осям.

Для грузовых автомобилей типа 42λ = 0,75.

Для легковых автомобилей типа 42λ = 0,5.

Для грузовых и легковых автомобилей типа 44 и 66λ = 1,0.

По вычисленной величине выбирается модель шины и затем определяется радиус качения колеса:

; (50)

где: d – наружный диаметр диска колеса;

b – ширина профиля шины.

Для легковых автомобилей модель шины выбирается в соответствии с прототипом.

Таблица 8. Шины для грузовых автомобилей, автобусов и прицепов.

Обозначение шины	Норма слойности	Нагрузка на шины, Н различного внутреннего давления, МПа
		0,3	0,35	0,4	0,45	0,5	0,55	0,6	0,65
Шины обычные
200-508	8	8700	9350	10000	-	-	-	-	-
8,25-20	10	10400	11250	12100	13000	-	-	-	-
260-508	10	12000	14250	14250	15500	-	-	-	-
260-508	12	-	14700	16000	17000	18000	19100	20300	-
11,0-20	12	-	14700	18300	19600	20500	-	-	-
320-508	14	-	-	-	21700	23200	25000	-	-
10-20	12	14000	15000	16000	17000	-	-	-	-
Шины повышенной грузоподъемности
180-508	6	7700	8500	-	-	-	-	-	-
180-508	8	7700	8500	9000	10000	-	-	-	-
200-508	8	8500	9250	10250	-	-	-	-	-
200-508	10	8500	9250	10250	11000	11500	-	-	-
220-508	8	9500	10500	11500	12500	-	-	-	-
220-508	10	9500	10500	11500	12500	13250	14000	-	-
240-508	10	11300	12400	13100	14400	15000	-	-	-
240-508	12	11300	12400	13000	14400	15000	16300	17000	-
260-508	10	-	14700	16000	17000	18000	-	-	-
260-508	12	-	14700	16000	17000	18000	19100	20300	-
280-508	12	-	16300	17700	19000	20200	-	-	-
280-508	14	-	16300	17700	19000	20200	21600	22400	-
300-508	12	-	18400	19900	20400	22800	-	-	-
300-508	14	-	18400	19900	21400	22800	24100	25300	-
320-508	14	-	-	-	24000	25500	27300	-	-
320-508	16	-	-	-	24000	25500	27300	28700	30000
300-559	14	-	19600	21200	22800	2400	25200	28000	-

4. Подбор передаточных чисел коробки передач.

Для определения передаточных чисел коробки передач, вначале определяют передаточное число на первой, самой низкой передаче.

Передаточное число первой передачи должно удовлетворять следующим требованиям:

• обеспечивать преодоление повышенных дорожных сопротивлений движению;

• не вызывать буксование ведущих колес автомобиля при передаче максимального крутящего момента двигателя.

Эти требования будут выполнены, если максимальная касательная силы тяги автомобиля

; (51)

отсюда передаточное число коробки передач на первой передаче составляет:

; (52)

где: G – сила тяжести автомобиля, Н;

М_{КР МАХ} – максимальный крутящий момент по внешней скоростной характеристики двигателя, Нм;

η_{ТР 1} – КПД трансмиссии на первой передаче.

Найденное передаточное отношение первой ступени коробки передач должно исключать полное буксование ведущих колес, которое может возникнуть при максимальной касательной силе тяги автомобиля.

Для этого необходимо, чтобы максимальная касательная силы тяги, подводимая к ведущим колесам, была бы меньше или равна максимальной силе сцепления ведущих колес с дорогой, то есть:

; (53)

откуда:

; (54)

где: φ – коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой принимается в пределах 0,5...0,6.

Таким образом, передаточное число первой ступени коробки передач должно лежать в пределах, обуславливающих преодоление автомобилем максимального дорожного сопротивления и отсутствие буксования ведущих колес.

Зная передаточное число 1-й ступени коробки передач, переходят к определению передаточных чисел на промежуточных передачах.

Если исходить из условия сохранения постоянного интервала изменения чисел оборотов двигателя, при разгоне на различных передачах, что обуславливает наибольшую производительность и экономичность автомобиля, то получим ряд передаточных чисел, подчиняющихся закону геометрической прогрессии:

; (55)

откуда:

; ; (56)

где: z – число передач;

q – знаменатель геометрической прогрессии.

; (57)

В частном случае, когда высшая передача является прямой i_KZ =1;

; (58)

В случае наличия ускоряющей передачи в трехвальной коробке передач (с прямой передачей), ускоряющая передача в расчете не используется, а ее передаточное отношение принимается из прототипа.

При расчете двухвальной коробки передач, за i_KZ принимается передаточное число передачи прототипа, которое использовалось для расчета главной передачи (т.е. передача, на которой достигается максимальная скорость). При этом, если в КПП автомобиля-прототипа имеется передача еще выше, то ее передаточное число также принимается из прототипа.

Зная передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, определяют передаточные числа трансмиссии:

; (59)

Затем определяются скорости движения, соответствующие максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

; ; (60)

5. Построение графика тягового баланса автомобиля.

График тягового баланса строится на прямой передаче. Для автомобилей с двухвальными коробками на передаче максимальной скорости.

Уравнение тягового баланса:

; (61)

где: R_ψ – сопротивление перекатыванию автомобиля;

δ_ВР – коэффициент учета вращающихся масс;

R_j – сопротивление силам инерции поступательно движущихся масс автомобиля;

R_W – сопротивление воздуха при движении автомобиля.

Общий вид тягового баланса автомобиля представлен на рисунке.

Дорожные сопротивления можно принять величиной постоянной:

; (62)

где: т – полная масса автомобиля;

; (63)

Сопротивление воздуха определяется по формуле:

; (64)

При этом скоростью до V_MAX можно задаваться произвольно.

Кривая касательного усилия на движителях определяется по формуле:

; (65)

Значения М_КР принимаются из скоростной характеристики.

Критерием правильности расчетов служит точное совпадение численных значений Р_К и R_ψ+R_W в точке «А» (Рисунок 7).

Р_К

R_W

R_ψ

V_A.MAX

V

P_K,

R_W,

Rψ,

R_jРЕЗ

А

В

В

С

С

Д

Д

R _jРЕЗ=δ_ВР·R_j

Рисунок 7. График тягового баланса автомобиля.

6. Построение универсальной динамической характеристики автомобиля.

Динамической характеристикой автомобиля называют графически выраженную зависимость динамического фактора от скорости движения автомобиля на разных передачах.

Универсальная динамическая характеристика автомобиля является его основным техническим документом.

Динамический фактор представляет собой отношение избыточной касательной силы к силе тяжести автомобиля:

; (66)

Величина динамического фактора зависит от характера протекания кривой крутящего момента двигателя, передаточного числа трансмиссии, скорости движения автомобиля и его массы.

Вначале строят динамическую характеристику порожнего автомобиля без груза и без прицепа.

Масса порожнего автомобиля определяется следующим образом:

; (67)

где: т_ВОД– масса водителя.

Для построения кривых динамического фактора по передачам в уравнение (66) вместо т подставляетсят_ПОР.

Общий вид динамической характеристики представлен на рисунке 8.

Задаются рядом значений частот вращения коленчатого вала (20, 40, 60, 80,100, 120 от п_МАХ), и для выбранных частот подсчитывают величины скоростей автомобиля на каждой передаче по формуле:

; км/ч (68)

Величина динамического фактора определяется по формуле (66).

Полученные данные заносят в таблицу .

Таблица 9. Расчетные значения динамической характеристики автомобиля.

Передача	V, км/ч	п, мин-1	МКР, Нм	РК, Н	RW, Н	D

После построения динамической характеристики порожнего автомобиля производят дополнительные построения для получения универсальной динамической характеристики.