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=8 т; принимаем kг=0,8.
Подставляем исходные данные в формулу (28):
m0 =6·0,8=4,8 т
Полная масса автомобиля m (т):
m = m0 + mг, (29)
По формуле (29) нахожу полную массу автомобиля:
m =4,8+6=10,8 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 при полном использовании грузоподъемности автомобиля:
(30)
(31)
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=95 км/ч=26,39 м/с.
k – коэффициент обтекаемости;
Коэффициент обтекаемости k для грузовых автомобилей составляет 0,4...0,5.
Принимаю k=0.45 исходя из того, что автомобиль не имеет никаких элементов, повышающих его аэродинамику.
В качестве прототипа принимаю автомобиль ЗИЛ - 130, который так же имеет ограниченную проходимость, как и проектируемый автомобиль.
Для выбранного прототипа F=4,1 м2
(32)
где - 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);
1 и 2- 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:
1=1=1 (т.к. диаметры передних и задних колес равны и крутящий момент на них будет распределяться одинаково),
а=3, в=1, с=2;
Принимаю ήц=0.985, ήк=0.975, ήш=0.99;
Подставляю исходные данные в формулу (32):
Коэффициент запаса мощности принимаю исходя из условий движения автомобиля. Автомобиль ограниченной проходимости, что подразумевает не сложные условия езды. Поэтому принимаем kз=1.05
ψν=0.02 - динамический фактор (по заданию)
Подставляю данные в формулу (31):
, кВт
По формуле (30) нахожу мощность двигателя:
, кВт
В качестве двигателя-прототипа принимаю отечественный двигатель ЗИЛ - 845,
который имеет наиболее близкую мощность (136,2 кВт). Выбранный двигатель имеет удельный расход топлива 238 г/кВт∙ч, относится к дизельным.
3.3 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя.
3.3.1 Номинальный режим:
Угловая скорость коленчатого вала находится по формуле (4):
, с-1
Крутящий момент двигателя находится по формуле (5):
, кНм
Удельный расход топлива gе=238 г/кВт·ч (согласно принятому прототипу)
Часовой расход топлива по формуле (6):
Gт = 238112,2810-3=26,72 , кг/ч
3.3.2 Режим холостого хода (регуляторная ветвь):
Угловая скорость холостого хода определяется по формуле (7), где коэффициент неравномерности регулятора принимаем среднее значение, т.к. автомобиль предусматривает движение в не сложных условиях:
, с-1
Эффективная мощность и крутящий момент при этом также равны нулю.
Часовой расход топлива на холостом режиме работе нахожу по формуле (8):
, 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 = 0,87 и С2 =1,13 - для дизелей с неразделенными камерами сгорания /2, страница 24/
мин = 40…80 с-1; /2, страница 24/
Для выбранного прототипа двигателя мин =70 с-1;
Крутящий момент двигателя находится по формуле (10).
Удельный расход топлива для бензиновых двигателей определяется по формуле:
(33)
Часовой расход топлива определяется по формуле (12)
Подставляю значения в формулы (9, 10, 33 и 12):
1) мин =70 с-1
кВт
кНм
г/кВт·ч
Gт = 25,85300,3810-3=7,765, кг/ч
Аналогично находятся остальные точки корректорной ветви.
Результаты расчетов заношу в таблицу 3:
Таблица 3 Регуляторная характеристика двигателя
n, мин-1 |
, с-1 |
Ne, кВт |
Мк, кНм |
ge, г/кВтч |
Gт, кг/ч |
668,79 |
70 |
25,85 |
0,369 |
300,38 |
7,765 |
955,41 |
100 |
40,68 |
0,407 |
277,79 |
11,30 |
1433,12 |
150 |
61,18 |
0,408 |
249,29 |
15,25 |
2388,54 |
250 |
99,23 |
0,397 |
225,94 |
22,42 |
2866,24 |
300 |
110,04 |
0,367 |
231,31 |
25,45 |
3100 |
324,47 |
112,28 |
0,346 |
238 |
26,72 |
Выбор 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:
Gк = m g / nк, (34)
где nк - общее число колес автомобиля.
кН
Нагрузка на заднюю ось Gк’ рассчитывается в режиме трогания с места:
(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=4.
кН
Для G’ должно соблюдаться условие , где G’- допустимая осевая нагрузка. Для улучшенной и грунтовой категории автомобильных дорог и расстоянии между смежными осями менее 3 м G’=90 кН /3, страница 16/
Условие кН соблюдается.
По величине Gк :
Нагрузка на шину – 17,7 кН,
Внутреннее давление – 0,40 МПа, /3, страница 46, приложение 3/
Размер шины – 280-508 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=280 мм.
Подставляю значения в формулу (36):
rк = (0,5 508 + 0,8 280) 10-3=0.478 м,
3.5 Определение передаточных чисел трансмиссии
Передаточное число главной передачи равно:
(37)
где iz - передаточное число высшей передачи (принимается iz =1 ).
Подставляю значения в формулу (37):
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:
> > , (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:
(39)
Ркφ = , (40)
Из условия возможности движения при заданном сопротивлении:
(41)
а из условия отсутствия буксования ведущих колес при трогании автомобиля с места Рк > Рк.:
(42)
где Dмах - максимальный динамический фактор на первой передаче (при равномерном движении он равен максимальному дорожному сопротивлению ψмах); Dмах принимается 0,30...0,40 - для автомобилей ограниченной проходимости
Мк.мах - максимальный крутящий момент двигателя, кНм (определяется по скоростной характеристике двигателя);
Gсц - сцепной вес автомобиля, кН (для автомобилей ограниченной проходимости Gсц = m g λк );
φ – коэффициент сцепления,
φ=0,6...0,75 (для асфальтированного шоссе ) /2, страница 35/
принимаю φ=0,6.
Определяю сцепной вес автомобиля:
Gсц =10800*9.81*0,8*10-3=84,76 кН,
Принимаем Dмах=0.35 (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=9.68.
Рассчитываю передаточные числа промежуточных передач. Для этого по формуле (15) нахожу знаменатель геометрической прогрессии:
По формуле (16) нахожу промежуточные передачи:
i2=q· i1=0.5873∙8,4=4,93,
i3=q· i2=0.5873·4,93=2,89,
i4=q· i3=0.5873·2,89=1.70,
i5=q· i4=0.5873·1.70=1,00.
3.6 Определение динамического фактора автомобиля.
Динамический фактор определяется по формуле:
, (43)
где Pw – сила сопротивления воздуха, кН.
Сила сопротивления воздуха:
, (44)
где Vi – скорость движения автомобиля на первой передаче, м/с.
k -коэффициент обтекаемости, k=0.4…0.5,
Скорость движения автомобиля на первой передаче:
, (45)
где iтр1- передаточное число трансмиссии на первой передаче:
, (46)
Определим передаточное число трансмиссии:
Подставляем данные в формулу (45):
м/с
Определяю силу сопротивления воздуха:
кН
По формуле (39):
кН
Подставляем 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.
Таблица 4. Динамическая характеристика автомобиля.
iтр |
ne, мин-1 |
е, с-1 |
V, м/с |
Рк, кН |
Рw, кН |
D |
49,39 |
668,79 |
70 |
0,68 |
33,55 |
0,0008 |
0,32 |
955,41 |
100 |
0,97 |
37,00 |
0,0017 |
0,35 |
|
1433,12 |
150 |
1,45 |
37,10 |
0,0038 |
0,35 |
|
2388,54 |
250 |
2,42 |
36,10 |
0,011 |
0,34 |
|
2866,24 |
300 |
2,90 |
33,37 |
0,016 |
0,315 |
|
3100 |
324,47 |
3,14 |
31,46 |
0,018 |
0,297 |
При равномерном движении D=ψ, в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление ψ, которое может преодолеть автомобиль на соответствующей передаче при определенной скорости движения.
Динамический фактор D по сцеплению определяется по формуле:
, (47)
D определяется для коэффициента сцепления , равного 0,2; 0,4; 0,6. Силу Рw при этом рассчитывается для условий движения на прямой передаче от Vмин до Vмах с выбранным интервалом. Полученные значения наносятся на динамическую характеристику в виде штриховых линий D = f(V). Зона возможного движения при заданном располагается под соответствующей кривой.
Результаты расчетов представлю в виде таблицы 5.
Таблица 5. Характеристика автомобиля по динамическому фактору сцепления.
|
V, м/c |
φ |
|||||
3,14
|
7,79
|
12,44
|
17,09
|
21,74
|
26,39
|
||
Dφ |
0,159
|
0,159
|
0,157
|
0,155
|
0,152
|
0,149
|
0,2 |
0,32
|
0,319
|
0,317
|
0,315
|
0,312
|
0,308
|
0,4 |
|
0,48
|
0,479
|
0,477
|
0,475
|
0,472
|
0,468
|
0,6 |
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:
(48)
где D`и m`- новые значения соответственно динамического фактора и массы автомобиля;
D - динамический фактор при номинальной (полной) массе.
Новый масштаб динамического фактора при изменении массы автомобиля:
, (49)
Номограмму нагрузок для грузовых автомобилей следует построить от массы равной m0 до массы m0 + 1,5mг в процентах от массы груза.
При массе m0:
,
При массе m0+1,5mг :
,
3.8 Анализ динамических и экономических качеств автомобиля
Тип автомобиля – с бортовой платформой
Колесная формула - 6×4
Полная масса – 18 тонн
Масса снаряженного автомобиля – 8 тонны
Грузоподъемность – 10 тонн
Максимальная скорость – 90 км/ч
Площадь лобового сопротивления – 5.08 м2
Радиус качения колеса – 508 мм
Ширина профиля шин – 210 мм
Максимальный крутящий момент 816.2 Нм при частоте вращения коленвала 1290 об/мин.
Двигатель:
Тип - дизельный
Количество цилиндров и их расположение – 8, V
Диаметр цилиндра и ход поршня - 120×120 мм
Номинальная мощность – 162 кВт
Частота вращения коленвала – 2200 мин-1
Номинальный удельный расход топлива – 238 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=0.35 при Vmax=5.5 км/ч
2 передача – ψmax=0.198 при Vmax=9,6 км/ч
3 передача – ψmax=0.112 при Vmax=17 км/ч
4 передача – ψmax=0.063 при Vmax=29.9 км/ч
5 передача – ψmax=0.034 при Vmax=35.2 км/ч
Для порожнего автомобиля ψmax=0.35
Передаточные числа трансмиссии:
1 передача – 9.67
2 передача – 5.48
3 передача – 3.11
4 передача – 1.76
5 передача –1.0