Проектирование автомобиля Раф 2203 с дизельным двигателем

rrsrrr.cdw

0713.КП.003.02.00.000.
свойства автомобиля
Топливно-экономическая характеристика
График ускорений автомобиля
Скоростная харакеристика двигателя
Динамический паспорт автомобиля

rrr-rrr-rrrrrrr.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН
Восточно-Казахстанский государственный технический университет
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ
по дисциплине «Проектирование автомобиля »
(номер зачетной книжки)
Руководитель курсового проектирования:
студенту группы 16-ТТ-1 Аверко А.Ф.
В курсовом проекте должны быть выполнены следующие разделы:
Определение полного веса автомобиля
Определение нагрузки на колеса автомобиля и выбор шин
Расчет основных параметров агрегатов трансмиссии подвески и механизмов обеспечивающих безопасность движения
Динамический паспорт автомобиля
Ускорение при разгоне автомобиля
Устойчивость автомобиля
Тормозная динамичность автомобиля
Конструкторская разработка узла (агрегата системы) автомобиля
Тип автомобиля: автобус городской малого класса
Тип двигателя: дизельный
Количество мест для пассажиров:
для проезда сидя z=11
Максимальная скорость движения Vmax 38 (мс)
Максимальный коэффициент сопротивления дороги max=034
Коэффициент сопротивления дороги при максимальной скорости движения автомобиля v =00017
Колесная база автомобиля L 26(м)
Узел (агрегат система) автомобиля для конструкторской разработки – коробка передач
выполнения курсового проекта
Руководитель курсового проектирования
Определение полного веса автомобиля и распределение его по мостам 5
Определение нагрузки на колеса автомобиля и выбор шин. 5
Выбор двигателя. .6
Рулевое управление. 15
Тормозное управление 19
Карданные передачи 22
Динамический паспорт автомобиля 23
Ускорение при разгоне автомобиля 26
Топливная экономичность автомобиля 27
Устойчивость автомобиля. 29
Тормозные свойства автомобиля 29 Литература: 34
Курсовой проект выполнен на основании рабочего учебного плана для студентов специальности 050713.
1.Определение полного веса автомобиля и распределение его по мостам
G а = ( mo + mч( z + n+1) +mб(z + n+1)) g (1.1.1)
где mo – масса снаряженного автомобиля кг;
m - масса груза (грузоподъемность) кг(по заданию);
mч – масса человека (mч = 75 кг);
mб – масса багажа кг;
z – число пассажирских мест для проезда сидя(по заданию);
n – число пассажирских мест для проезда стоя(по заданию);
g – ускорение свободного падения мс2.
Массу снаряженного автомобиля можно определить следующим образом
где Km = 205– коэффициент использования массы [1];
z – число пассажирских мест для проезда сидя(по заданию)
G а = ( 1760 + 75( 11 + 0+1) +55(11 + 0+1)) 981=26264 Н
Так как двигатель расположен сзади распределение полного веса приходящегося на передний мост можно определить следующим образом
Ga1 0426264=105056 Н
Вес автомобиля приходящийся на задний мост определяют как разность между полным весом и весом приходящимся на передний мост т.е.Gа2 = Gа Gа1.
Gа2 = 26264105056=157584 Н
2.Определение нагрузки на колеса автомобиля и выбор шин
Для того чтобы выбрать шину по справочным материалам необходимо определить нагрузку на передние и задние колеса автомобиля по следующей формуле
mкn = Gan (g nк ) (1.2.1)
где mкn – полная масса автомобиля приходящаяся на колесо определенного моста кг;
Gan – полный вес автомобиля приходящийся на определенный (передний Gк1 или задний Gк2 (тележку)) мост Н;
n – номер моста (передний n =1 задний n =2);
g – ускорение свободного падения мс2;
nк – количество колес на мосту автомобиля .
mкn1 = 105056 (981 2)=536 кг
mкn2 = 157584 (981 2)=804 кг
Шина: 220-508Р(Д) r=044 м
Выбор двигателя заключается в определении мощности необходимой для движения полностью груженой автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях и максимальной мощности а также в расчете параметров внешней скоростной характеристики.
Мощность необходимая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях определяется по формуле
где Nv – мощность необходимая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях кВт;
Gа – полный вес автомобиля Н;
v– коэффициент сопротивления дороги при движении автомобиля с максимальной скоростью(по заданию);
kв =03– коэффициент сопротивления воздуха [1];
Fw –лобовая площадь автомобиля (миделево сечение) м2;
тр =09– КПД трансмиссии [1].
Лобовую площадь можно определить по формуле
где α – коэффициент заполнения площади (для грузовых автомобилей и автобусов α = 079 09).
Максимальная мощность двигателя определяется по формуле
аb и с – коэффициенты зависящие от типа двигателя;
ne – значения частоты вращения коленчатого вала обмин;
nN - частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности (для бензиновых двигателей грузовых автомобилей и автобусов nN = 3200 – 4000) обмин.
Значения коэффициентов аb и с можно определить по следующим формулам
где КM – коэффициент приспосабливаемости двигателя по крутящему моменту коленчатого вала;
Кn – коэффициент приспосабливаемости двигателя по частоте вращения коленчатого вала.
Для дизельных двигателей КM = 11 115 Кn = 145 21;
-для дизельных двигателей nenN = 10;
Следовательно b=1 и с=1
Эффективная мощность двигателя определяется по формуле
) Ne=84(02+004-0008)=1948 кВт
) Ne=84(04+016-0064)=4166 кВт
) Ne=84(06+036-0216)=625 кВт
) Ne=84(08+064-0512)=78 кВт
При определении значений эффективной мощности по формуле (1.3.7) отношения nе nN принимают равными:
- для бензиновых двигателей без ограничителя числа оборотов (легковые автомобили и автомобили сконструированные на их базе) – от 02 до 12 с шагом 02;
- для бензиновых двигателей с ограничителем числа оборотов (грузовые автомобили и автобусы) и дизельных двигателей – от 02 до 10 с шагом 02.
Соответствующее значение эффективного момента определяют по формуле
Значения Ме определяют для каждого значения Ne и соответствующего ему значения nе .
nе = 02nN ; 04nN и т.д. до 12nN или до 10nN в зависимости от типа двигателя соответственно определению значений эффективной мощности по формуле (1.3.7).
Определив по формулам (1.3.7) и (1.3.8) значения Nе и Mе и значения nе их вносят в таблицу 1.3.1.
Таблица 1.3.1 – Параметры скоростной характеристики двигателя
По данным таблицы 1.3.1 строят график скоростной характеристики двигателя.
Наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок зависят от величины максимального крутящего момента коленчатого вала двигателя Мmax и определяются по следующим формулам
Диаметры фрикционных накладок ведомых дисков определенных по формулам (3.5.1) и (3.5.2) уточняют пользуясь стандартными их значениями
Принимаю D=380 мм d=230 мм =5 мм
Коэффициент запаса сцепления – это отношение статического момента трения Мс к максимальному крутящему моменту двигателя.
Нажимное усилие пружин
где Рн – нажимное усилие пружин Н;
Rср– средний радиус фрикционных накладок ведомого диска м;
– коэффициент трения (035);
z =2– число пар поверхностей трения [принято нами].
Rср=( D + d )4=152.5
Давление на фрикционные накладки
где q – давление на фрикционные накладки Па;
Sн – площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки м2.
Давление на фрикционные накладки должно находиться в следующих пределах q = 014 03 МПа. Для большегрузных транспортных м ашин рекомендуется q 02 МПа.
Если настоящее условие не выполняется следует принимать другие размеры фрикционных накладок.
Главные передачи по числу виду и расположению зубчатых колес подразделяют на несколько типов (одинарные двойные(центральные разнесенные) конические гипоидные цилиндрические червячные двухступенчатые).
Одинарная главная передача компактна имеет минимальные размеры и массу невысокую стоимость проста в производстве и эксплуатации. Применение ее ограничено величиной передаточного числа (u0 70) и несущей способностью зубчатого зацепления: при передаче большого крутящего момента необходимо увеличить модуль зуба а следовательно и размеры зубчатых колес что приводит к уменьшению дорожного просвета. Одинарную главную передачу применяют на легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой грузоподъемности.
Центральная двойная главная передача обладает большей нагрузочной способностью по сравнению с одинарной при тех же размерах колес и позволяет получить большее передаточное число (u0 12) без уменьшения дорожного просвета.
Разнесенные двойные главные передачи сложнее по конструкции чем центральные двойные имеют большее количество зубчатых колес и подшипников. Двойные разнесенные главные передачи обладают следующими преимуществами: возможность уменьшения размеров деталей межколесного дифференциала и диаметра полуосей; достаточно большой дорожный просвет.
Основными параметрами главных передач являются их передаточное число u0 и конусное расстояние LК. У двойных главных передач еще и межосевое расстояние АЦ.
Передаточное число главной передачи можно определить по формуле
r – радиус колеса м;
uкв – передаточное число высшей передачи коробки передач (значение uкв принимают самостоятельно. Если высшая передача прямая то uкв = 10 а если повышающая то uкв = 075 09.);
uркв - передаточное число высшей передачи раздаточной коробки передач (как правило uркв = 10).
Основными параметрами коробок передач являются диапазон передаточных чисел количество ступеней передаточные числа и межосевое расстояние.
Диапазон и число ступеней коробки передач являются ее основными характеристиками и определяются типом и назначением транспортной машины.
Для легковых автомобилей применяют четырех пяти и шестиступенчатые коробки передач. Четырехступенчатые коробки передач имеют диапазон Д = 34 41; у пяти и шестиступенчатых коробок передач диапазон Д = 35 45.
Диапазон и число ступеней коробок передач грузовых автомобилей отличаются большими пределами. Существуют коробки переда с числом ступеней от 6 до 22 и Д = 5 25.
Передаточное число первой (низшей) передачи коробки передач uК1 если не установлен диапазон определяют исходя из возможности преодоления заданного максимального дорожного сопротивления и реализации максимального тягового усилия по условиям сцепления ведущих колес с дорогой.
где Gа – полный вес транспортной машины Н;
u0 – передаточное число главной передачи ;
тр – КПД трансмиссии;
Gвк – полный вес транспортной машины приходящийся на ведущие колеса Н;
φ – коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 08)
Мmax – максимальный эффективный момент двигателя Нм.
Если значение uК1 найденное по первому условию будет меньше значения uК1φ найденного по второму условию то принимают первое.
Если значение uК1 найденное по первому условию будет больше значения uК1φ найденного по второму условию то принимают второе но при этом целесообразно увеличить сцепной вес транспортной машины изменив компоновку до тех пор пока значения передаточного числа первой передачи определенное по первому и второму условию не стану равными. При невозможности увеличения сцепного веса принимается значение передаточного числа первой передачи найденное по второму условию но при этом транспортная машина не сможет преодолевать заданные дорожные сопротивления. В этом случае необходимо применение раздаточной коробки т.е. проектировать полноприводную транспортную машину.
Передаточные числа промежуточных передач для коробки с прямой высшей передачей определяется по формуле
где m – номер определяемой передачи;
n – количество передач;
uК1 – передаточное число первой передачи коробки передач;
uкв – передаточное число высшей передачи коробки передач.
Межосевое расстояние можно определить по формуле
где Ак – межосевое расстояние м;
К – эмпирический коэффициент (К = 00089 00093 для легковых автомобилей; К = 00086 00096 для грузовых автомобилей и автобусов);
Мmax – максимальный эффективный момент двигателя Нм.
В машиностроении применяют три типа полуосей. В зависимости от схемы подшипникового узла полуось может быть или нагружена изгибающим моментом от сил взаимодействия колес с дорогой или разгружена от действия этих сил. В связи с этим полуоси могут быть следующего типа:
полностью разгруженные – благодаря тому что подшипники несколько разнесены изгибающие моменты от сил взаимодействия колес с дорогой воспринимаются балкой ведущего моста и полуось нагружается только крутящим моментом.
полуразгруженная полуось – полуось у внешнего конца имеет шейку на которой установлен подшипник расположенный во внутренней расточке балки ведущего моста. Изгибающие моменты возникающие в результате действия сил взаимодействия колес с дорогой воспринимаются полуосью.
разгруженная на три четверти – эти полуоси отличаются от предыдущих тем что вместо двух подшипников имеется только один. В этом случае изгибающие моменты воспринимаются полуосью вместе с балкой ведущего моста.
Основным параметром полуосей является их диаметр который определяется следующим образом:
Для полностью разгруженных полуосей (грузовые транспортные машины и автобусы)
где d – диаметр полуоси м;
G2 – вес приходящийся на колесо Н;
φ – коэффициент сцепления шин с дорогой ( φ = 08 );
[] – допускаемое напряжение на кручение Па;
а – плечо обкатки м;
[] – допускаемое эквивалентное напряжение Па.
При определении диаметров полуосей принимают следующие значения допускаемых напряжений [] = 500 700 МПа; [] = 600 750МПа.*
Полуоси разгруженные на три четверти в настоящее время почти не применяются.
*Значения допускаемых напряжения в формулы (3.5.15) и (3.5.16) необходимо подставлять в Па.
Основным параметром подвески независимо от ее типа является техническая частота колебаний которая определяется по следующей формуле
где n – техническая частота колебаний подвески колебмин;
f – статический прогиб упругого элемента подвески см.
Техническая частота колебаний определяется для передней и задней подвесок. Для этого выбирают статический прогиб передней подвески fп (для легковых транспортных машин fп = 20 25см; для грузовых транспортных машин fп = 11 15 см для автобусов fп = 8 12см).
Статический прогиб задней подвески определяют из следующих соотношений:
Легковые автомобили. . . . .fз = (08 09) fп;
Грузовые автомобили. . . . .fз = (10 12) fп;
Автобусы . . . . . . . . . . . . . . fз = (10 12) fп.
Полученные значения технической частоты колебаний подвески должны лежать в следующих пределах:
Легковые автомобили . . . . . 50 70 колебмин;
Грузовые автомобили. . . . . 90 120 колебмин;
Автобусы . . . . . . . . . . . . . . .70 100 колебмин.
Для рулевого управления основным параметром является момент сопротивления повороту который необходимо преодолеть поворачивая рулевое колесо автомобиля стоящего на месте.
Момент сопротивления повороту определяют по одной из формул
где МСП – момент сопротивления повороту Нм;
GК – полный вес автомобиля приходящийся на управляемое колесо Н;
φ – коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 0.8);
f – коэффициент сопротивления качению (f = 0018);
а – плечо обкатки м ( легковые автомобили и микроавтобусы а = 002 004; грузовые автомобили и автобусы а = 005 001);
РУ – КПД рулевого управления (РУ 078 08).
Решение о применении усилителя рулевого управления необходимо принять самостоятельно. Но если усилие на рулевом колесе необходимое для поворота управляемых колес на месте превышает допустимое усилитель рулевого управления обязателен.
Усилие на рулевом колесе необходимое для поворота управляемых колес на месте определяют по формуле
где RРК – радиус рулевого колеса м (для легковых автомобилей и автобусов RРК = 019 0215; для грузовых автомобилей и автобусов RРК = 0220 0275);
uРУ – силовое передаточное число рулевого управления (uРУ 16 18).
Допустимое усилие на рулевом колесе [RРУ = 40 Н].Необходимость в рулевом усилителе.
Тормозное управление
Основным параметром тормозного управления вне зависимости от типа и конструкции тормозного механизма и типа тормозного привода является максимальный тормозной момент который может быть реализован по условию сцепления шин с дорогой.
Максимальный тормозной момент определяют для тормозных систем передних и задних колес.
Мmop max1 =105056*08*044*15=5542Нм
Gк – полный вес автомобиля приходящийся на тормозящие колеса Н;
φ – коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 08);
m – коэффициент перераспределения масс автомобиля при её торможении (для тормозов передних m = 15 20; для задних m = 05 07);
n – номер моста ( n = 1 – передний мост n = 2 – задний мост(тележка)).
5.9Карданные передачи
Основными параметрами карданных передач являются: расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче трансмиссии; максимальная частота вращения карданного вала; допустимая длина карданного вала и критическая частота вращения карданного вала.
Расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче трансмиссии определяют по следующей формуле
Mp = Mвк uк1 ·uрк н (3.5.20)
где Mp – расчетный крутящий момент на карданном валу Нм;
Mвк – крутящий момент на ведущем валу коробки передач Нм;
u К1 – передаточное число первой передачи коробки передач;
uрк н – передаточное число низшей передачи раздаточной коробки (если в трансмиссии автомобиля нет раздаточной коробки или рассматриваемый карданный вал соединяет валы коробки передач и раздаточной коробки то в формуле (4.5.20) параметр uрк н не нужен ).
Максимальную частоту вращения карданного вала определяют по формуле
nк max = nmax uкв· uрк в (3.5.21)
nк max=25000.9=2777.7 обмин
uкв – передаточное число высшей передачи коробки передач;
uрк в – передаточное число высшей передачи раздаточной коробки (если в трансмиссии автомобиля нет раздаточной коробки или рассматриваемый карданный вал соединяет валы коробки передач и раздаточной коробки то в формуле (3.5.21) параметр uркв не нужен ).
Максимальную допустимую длину карданного вала определяют по формуле
D – наружный диаметр карданного вала м;
d – внутренний диаметр карданного вала м.
Критическую частоту вращения карданного вала определяют по формуле
где Lк – длина карданного вала см.
Основные размеры карданных валов Lк D и d выбирают на основе анализа существующих конструкций карданных передач принимая за прототип автомобиль подходящий по параметрам (табл. 3.5.1).
Таблица 3.5.1 – Основные размеры валов карданных передач
Соединяемые агрегаты
Длина карданного вала
ВАЗ – 2103 ВАЗ – 2106
Продолжение таблицы 3.5.1
Примечание: КП – коробка передач; ПО – промежуточная опора; РК – раздаточная коробка; Пр М – промежуточный мост; ЗМ – задний мост; ПМ – передний мост.
Принимаем Lk=1.48м d=0.069м D=0.074м
6Динамический паспорт автомобиля
Динамическим паспортом автомобиля называется динамическая характеристика построенная совместно с номограммой нагрузок.
Динамическая характеристика выражается графиком зависимости динамического фактора от скорости движения автомобиля.
Значения динамического фактора определяют по формуле
Dа = ( Pт - Pв ) Gа (3.6.1)
где Pт – тяговая сила автомобиля н;
Pв – сила сопротивления воздуха н;
Gа – полный вес автомобиля н.
Pт= Ме uтр тр r (3.6.2)
Pв = kВ F V2 (3.6.3)
где uтр – передаточное число трансмиссии;
тр – к.п.д. трансмиссии ;
r – радиус колеса м (см. раздел 4.3);
kВ – коэффициент сопротивления воздуха Н с2 м4;
Fw – лобовая площадь автомобиля м2;
V – скорость движения автомобиля мс;
ma – полная масса автомобиля кг;
g – ускорение свободного падения (g = 981 мс2).
uтр =uк u рк uо (3.6.5)
где u к - передаточное число коробки передач;
u рк - передаточное число раздаточной коробки (если автомобиль имеет раздаточную коробку);
uо – передаточное число главной передачи.
Скорость движения автомобиля определяют по формуле
V = 0105nе r uтр. (3.6.6)
В таблицу 3.6.1 вносят параметры определенные по формулам (3.6.1) (3.6.2) (3.6.3) (3.6.5) и (3.6.6) а значения nе и Ме берут из таблицы 3.4.1.
Количество блоков содержащих параметры uтрV Pт Pв Dа в таблице 3.6.1 соответствует количеству передач в трансмиссии. Количество передач трансмиссии определяется количеством передач в коробке передач. Если в трансмиссию включена раздаточная коробка то количество передач трансмиссии увеличивается в два раза (последовательное включение передач коробки передач при включенной понижающей передачи раздаточной коробки а затем последовательное включение передач коробки передач при включенной повышающей передачи раздаточной коробки).
Таблица 3.6.1 – Параметры динамической характеристики
Первая передача трансмиссии uтр = u кuркuо =1095
Вторая передача трансмиссии uтр = u кuркuо = 417
Третья передача трансмиссии uтр = u кuркuо = 38
Четвертая передача трансмиссии uтр = u кuркuо = 353
Пятая передача трансмиссии uтр = u кuркuо =303
По мере изменения веса автомобиля от Gа до G динамический фактор его изменяется и его величину можно определить по формуле
где Gа – полный вес автомобиля Н;
G – фактический вес автомобиля Н.
Чтобы не пересчитывать при каждом изменении нагрузки значение D динамическую характеристику дополняют номограммой нагрузок которую строят следующим образом. Ось абсцисс динамической характеристики продолжают влево (рис. 3.6.1) и на ней откладывают отрезок произвольной длины. На этот отрезок наносят шкалу нагрузок Н в процентах. Через нулевую точку шкалы нагрузок проводят прямую параллельную оси Dа и на ней наносят шкалу динамического фактора Dо для автомобиля без нагрузки.для шкалы Dо определяют по следующей формуле
где аа – масштаб динамического фактора для автомобиля с полной нагрузкой;
Gо – вес автомобиля без нагрузки ( вес автомобиля в снаряженном состоянии) Н.
Равнозначные деления шкал Dо и Dа (005; 01 и т.д.) соединяют между собой прямыми линиями.
7Ускорения при разгоне автомобиля
Одним из показателей динамических качеств автомобиля при неравномерном движении служит ускорение при разгоне.
Ускорение автомобиля при разгоне определяют по формуле
а = (Dа - )gвр (3.7.1)
где вр – коэффициент учета вращающихся масс;
– коэффициент сопротивления дороги ( в расчетах необходимо принять = v ( v по заданию)).
вр = 103+004 u к2uрк2 (3.7.2) вр1 = 103+004*
Значения ускорений автомобиля определяют для всех передач трансмиссии и вносят в таблицу 3.7.1.
В таблице 3.7.1 значения скоростей движения автомобиля V и передаточных чисел трансмиссии переносят из таблицы 3.6.1.
Таблица 3.7.1 - Параметры для построения графика ускорений
Первая передача трансмиссии uтр = u кuркuо =1095 вр =113
Вторая передача трансмиссии uтр = u кuркuо =417 вр =164
Третья передача трансмиссии uтр = u кuркuо = 38 вр =14
Четвертая передача трансмиссии uтр = u кuркuо = 353 вр =11
Пятая передача трансмиссии uтр = u кuркuо = 303 вр =086
По данным таблицы 3.7.1 строят график ускорений который представляет собой зависимость ускорений автомобиля от скорости ее движения (рис 3.7.1).
Скорости v1 v2 и v3 движения автомобиля обозначенные на графике ускорений автомобиля при его разгоне (рис. 3.7.1) соответствуют моменту переключения передач с низшей на высшую. При выполнении этого условия обеспечивается оптимальный режим разгона автомобиля до максимальной скорости движения vmax.
8Топливная экономичность автомобиля
Топливную экономичность автомобиля (ее основной показатель qп) определяют для случая когда транспортная машина движется на высшей передаче трансмиссии на которой возможно движение по заданному участку трассы характеризуемому коэффициентом сопротивления дороги v при максимальной скорости . Возможность движения определяется по графику динамической характеристики. Пока выполняется условие D т.е. пока коэффициент суммарного дорожного сопротивления не превышает значения динамического фактора движение возможно.
Одним из показателей топливной экономичности автомобиля является путевой расход топлива который определяется по формуле
где qп – путевой расход топлива л 100 км;
КU – эмпирический коэффициент зависящий от степени использования мощности;
Коб – эмпирический коэффициент зависящий от частоты вращения коленчатого вала двигателя;
N – мощность затрачиваемая на сопротивление дороги кВт;
Nв – мощность затрачиваемая на сопротивление воздуха кВт;
Т – плотность топлива кгдм3.
При расчетах принимают следующие значения минимального удельного эффективного расхода топлива:
- для дизельных двигателей gemin = 220 260 гкВтч.
- дизтопливо т = 086 кгдм3.
Эмпирические коэффициенты КN и К определяются по следующим зависимостям:
- для дизельных двигателей
КN =327 - 822U + 913U2 - 318U3 (3.8.3)
Значения коэффициента Кn для любого типа двигателя определяют по зависимости
Коб = 125 - 099(nеnN) + 098(nеnN)2 - 024(nеnN)3. (3.8.4)
В выражениях (3.8.2) и (3.8.3) параметр U называется степенью использования мощности и определяется по формуле
где Nт – тяговая мощность транспортной машины кВт.
Тяговую мощность транспортной машины определяют по формуле
Отношение nеnN в формуле (3.8.4) берут из таблицы 4.4.1.
Мощность N затрачиваемую на сопротивление дороги и мощность Nв затрачиваемую на сопротивление воздуха определяют по следующим формулам
N = GavV10-3 (3.8.6)
Nв = КвFV10-3 (3.8.7)
Определив путевой расход топлива qп строят график топливно-экономический характеристики который представляет зависимость qп от скорости движения автомобиля V предварительно заполнив таблицу 3.8.1. При заполнении таблицы 3.8.1 значения nеnN и Ne берут из таблицы 3.4.1; значение Nт определяют по формуле (3.8.5); значение V берут из таблицы 3.6.1 или 3.7.1 (для высшей передачи трансмиссии); значения мощностей N и Nв определяют по формулам (3.8.6) и (3.8.7) соответственно; степень использования мощности U по формуле представленной в данном разделе; а коэффициенты Кn и КN по формулам (3.8.4) и (3.82) или (3.8.3) затем определяют путевой расход топлива qп по формуле (3.8.1).
Таблица 3.8.1 – Параметры для построения графика топливной экономичности
На графике топливно-экономической характеристики автомобиля (рис. 3.8.1) необходимо обозначить экономическую скорость VЭ и минимальный путевой расход топлива qmin соответствующий этой скорости.
Значение U степени использования мощности определенное для случая движения автомобиля с максимальной скоростью VMAX должно быть равным единице. В противном случае расчет выполнен не верно.
9Устойчивость автомобиля
Наиболее вероятна и наиболее опасна потеря поперечной устойчивости автомобиля которая оценивается следующими показателями:
Vз – максимальная (критическая) скорость движения автомобиля по окружности соответствующая началу его скольжения мс (в дальнейшем – критическая скорость автомобиля по условию заноса);
Vо – максимальная (критическая) скорость движения автомобиля по окружности соответствующая началу его опрокидывания мс (в дальнейшем – критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания);
з - максимальный (критический) угол косогора соответствующий началу поперечного скольжения колес автомобиля град. (в дальнейшем – критический угол по условию заноса);
о – максимальный (критический) угол косогора соответствующий началу поперечного опрокидывания автомобиля град. (в дальнейшем – критический угол по условию опрокидывания).
Критическая скорость автомобиля по условию заноса определяют по следующей формуле
где Vз – критическая скорость автомобиля по условию заноса мс;
R – радиус поворота м (в расчетах принять R=100 м);
– коэффициент сцепления шин с дорогой (в расчетах принять = 08);
Критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания определяют по формуле
где Vo – критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания мс;
Кср – средняя колея автомобиля м;
hц – высота центра тяжести автомобиля м.
Критический угол по условию заноса определяют по формуле
з = аrc tg град (3.9.3)
Критический угол по условию опрокидывания определяют по формуле
о = аrc tg(Кср 2hц) град (3.9.4)
Возможность автомобиля противостоять опрокидыванию зависит от отношения Кср2hц которое называется коэффициентом поперечной устойчивости и обозначается поп. Ниже приведены значения коэффициента поперечной устойчивости для различных типов транспортных автомобиля.
Значения коэффициента поперечной устойчивости:
- легковые автомобили ..09 12;
-грузовые автомобили ..055 08;
10Тормозные свойства автомобиля
В качестве показателей тормозной динамичности автомобиля используют замедление при торможении аз время торможения t тор и тормозной путь S тор. Наибольшее значение имеют замедление и тормозной путь.
При определении показателей тормозной динамичности автомобиля в качестве скорости начала торможения Vн необходимо принять максимально возможную скорость движения на участке трассы характеризуемом коэффициентом сопротивления дороги v (по графику динамического паспорта).
Если тормозные силы на всех колесах автомобиля достигли значения сил сцепления одновременно замедление при торможении можно определить по формул
аз = ( + )gКэ (3.10.1)
aз=(08+00017)*98114=5745
где аз – замедление при торможении мс2;
– коэффициент сцепления шин с дорогой (в расчетах принять = 08 );
- коэффициент сопротивления дороги (по заданию);
Кэ – коэффициент эффективности торможения.
Время торможения определяют по формуле
tтор = (Vн аз мах) - 05tу (3.10.2)
tтоп=(305745)-05*12=4621
где азмах – максимальное замедление автомобиля при торможении мс2 (в расчетах принять аз мах = аз );
tу – время в течение которого замедление увеличивается от нуля (начало действия тормозной системы) до максимального значения с;
Vн – скорость начала торможения мс.
Примерные значения tу (в секундах ) при экстренном торможении автомобиля приведены ниже:
Легковые автомобили .005 02
Грузовые автомобили и автобусы с гидравлическим приводом тормозов 005 04
Грузовые автомобили с пневматическим приводом тормозов грузоподъемностью до 4500 кг ..0015 12
То же грузоподъемностью свыше 4500 кг 02 15
Автобусы с пневматическим приводом тормозов 02 13
Если тормозные силы на всех колесах автомобиля достигли значений сил сцепления одновременно то тормозной путь можно определить по формуле
S тор = Vн2(2 аз мах) м (3.10.3)
Sтор=302(2*5745)=78328=7832м
Распределение общей тормозной силы между мостами не соответствует нормальным реакциям изменяющимся во время торможения поэтому фактическое замедление автомобиля оказывается меньше а время торможения и тормозной путь больше теоретических значений этих показателей. Для приближения результатов расчета к экспериментальным данным в формулу (3.10.1) вводят коэффициент эффективности торможения Кэ среднее значение которого приведено ниже.
Средние значения коэффициента эффективности торможения Кэ
легковые автомобили 11 12;
грузовые автомобили и автобусы .14 16.
11Конструкторская разработка узла (агрегата системы) автомобиля
В настоящем курсовом проекте конструкторскую разработку производят в упрощенном варианте который предусматривает следующие разделы расчетно-пояснительной записки:
Назначение узла (агрегата системы). В разделе необходимо описать функциональное назначение разрабатываемого узла(агрегата системы);
Требования предъявляемые к узлу (агрегату системе). В этом разделе необходимо перечислить требования к узлу (агрегату системе) при его проектировании;
Классификация узлов (агрегатов систем). В настоящем разделе необходимо представить классификацию узлов (агрегатов систем) существующих конструкций:
Анализ конструкций узла (агрегата системы). В настоящем разделе проводят сравнительный анализ существующих конструкций узлов (агрегатов систем) указывая положительные и отрицательные его качества и на основе этого выбирают тот или иной тип агрегата (узла системы). При этом необходимо начертить различные схемы существующих конструкций проектируемого узла о которых в данном разделе идет речь.
11.1Расчет детали проектируемого узла (агрегата системы)
В данном разделе расчетно-пояснительной записки необходимо выполнить расчет детали проектируемого узла (агрегата системы) начертив эскиз рассчитываемой детали. Эскиз детали выполняется на миллиметровой бумаге формата А4. Эскизом детали называется чертеж выполненный от руки.изображения и пропорциональность отдельных элементов детали на эскизе выдерживают приближенно.
Эскизы выполняют с соблюдением всех правил и требований предъявляемых к чертежам деталей. Несмотря на то что эскиз выполняется от руки обводка изображений штриховка надписи нанесение размеров на эскизе должны быть выполнены аккуратно и четко.
При выполнении данного раздела курсового проекта рекомендуется литература [4] и [5].
2 Анализ и оценка конструкций коробок передач
В качестве параметров для анализа и оценки конструкций коробок передач применяют ряд показателей которые определяются требованиями предъявляемыми к коробкам передач различного типа.
Диапазон передаточных чисел. Диапазоном передаточных чисел называется отношение передаточного числа низшей передачи к передаточному числу высшей передачи
Диапазон передаточных чисел является одним из важных оценочных параметров коробки передач.
В легковых автомобилях и автобусах малой вместимости на их базе В D = 3 4; в грузовых автомобилях в зависимости от грузоподъемности и назначения D = 5 8. Такой же диапазон имеют автобусы средней и большой вместимости с механической коробкой передач. Автомобили-тягачи и автомобили высокой проходимости имеют D = 9 13. В этих пределах находится диапазон передаточных чисел коробки передач для автомобилей технологического назначения у которых должна быть предусмотрена скорость порядка 2 3 кмч. Устойчивое движение с такой скоростью может быть обеспечено только при большом значении передаточного числа низшей передачи. Следует иметь в виду что такая скорость может быть получена также если применяется раздаточная коробка с понижающей передачей.
Число передач и плотность ряда передаточных чисел. Плотность ряда характеризуется отношением передаточных чисел соседних передач
Чем больше число передач тем выше плотность ряда тем в большей степени выполняется требование обеспечения высоких тяговых и экономических свойств автомобиля. В современных конструкциях коробок передач показатель плотности ряда передач стремятся выполнять в пределах 11 15 причем на высших синхронизированных передачах показатель плотности должен быть возможно ближе к нижнему значению.
Помимо повышения тяговых и экономических свойств большая плотность ряда позволяет синхронизаторам работать в более благоприятных условиях так как для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов скорости которых мало различаются требуется меньшая работа трения. Благодаря этому синхронизаторы могут выполняться меньших размеров при достаточной надежности.
Момент трения создаваемый на конусных поверхностях может быть выражен через нормальную силу Рп на конусах синхронизации:
где Рп – нормальная сила на поверхности трения;
– коэффициент трения;
rСР – средний радиус конуса.
В свою очередь нормальная сила может быть выражена через усилие Q создаваемое водителем при включении передачи
Приравняв правые части уравнений найдем связь между усилием создаваемым на муфте синхронизатора и параметрами характеризующими синхронизатор:
где JП – суммарный приведенный момент инерции ведомого диска сцепления с ведущим валом - шестерней и деталей связанных с ведомым валом коробки передач;
е – угловая скорость коленчатого вала двигателя;
t – время выравнивания угловых скоростей (время синхронизации);
uКП i +1 – передаточное число более высокой передачи.
В частности из этого выражения видно что усилие Q связано с временем синхронизации обратной зависимостью: чем больше усилие Q тем меньше время синхронизации; усилие Q тем меньше чем больше плотность ряда коробки передач.
Работа затрачиваемая на выравнивание угловых скоростей т. е. работа трения затрачиваемая на поглощение кинетической энергии вращающихся деталей:
Lc = 05JП(1 – 2)2 = 05JП е2.
Из этого уравнения следует что работа трения (работа буксования) синхронизатора пропорциональна квадрату разности угловых скоростей соседних передач и не зависит от времени. Для уменьшения работы буксования синхронизатора необходимо увеличивать число передач в коробке чтобы сблизить передаточные числа соседних передач; при этом также улучшаются тягово-экономические свойства автомобиля. Однако при увеличении числа передач возрастает момент инерции вращающихся деталей и следовательно работа буксования синхронизатора а также усложняется управление коробкой передач. В выполненных конструкциях коробок передач рациональное согласование влияния рассмотренных противоречивых факторов нашло отражение в том что шаг ряда передаточных чисел выбирают в пределах 11 15.
Принято оценивать синхронизатор по удельной работе трения (буксования)
где Fc – площадь конуса синхронизатора.
По расчетным данным удельная работа трения (в МДжсм2) синхронизатора автомобилей находится в следующих пределах.
Нижние пределы соответствуют высшим передачам коробки передач верхние – низшим передачам. Время выравнивания угловых скоростей в расчетах принимают для легковых автомобилей 03 1 с; для грузовых – 05 2 с. Большее время соответствует низшим передачам.
Работа трения синхронизатора сопровождается выделением теплоты. За одно включение температура синхронизатора повышается
где γ – коэффициент перераспределения теплоты между деталями (для синхронизаторов γ = 05);
тС – масса синхронизатора;
с – теплоемкость стали.
СПИСОК РЕКОМЕДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Давыдов А.А. Тяговые и эксплуатационные свойства автомобиля. Учебное пособие. – Усть-Каменогорск.: «ТОО ПК ВК Арго» 2010.-124 с.
Давыдов А.А. Макенов А.А. Эксплуатационные свойства автомобиля: Учебное пособие. – Усть – Каменногорск.: ВКГТУ 2005. – 110 с.
Вахламов В.К. Автомобили. Эксплуатационные свойства. – М.: ПЦ «Академия» 2006.- 240 с.
Вахламов В.К. Конструкция расчет и эксплуатационные свойства автомобилей. – М.: ПЦ «Академия» 2009.- 560 с.
Краткий автомобильный справочник НИИАТ.-М.: Транспорт 1984. – 272 с. ил
Марголис С.Я. Мосты автомобилей и автопоездов. М.: Машиностроение 1983. - 160 с.
Лукин П.П. Гаспарянц Г.А. Родионов В.Ф. Конструирование и расчет автомобиля. М.: Машиностроение 1984. 376 с. ил.
Осепчугов В.В. Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций элементы расчета.- М.: Машиностроение 1989.-220с. ил.
Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник Под общ.ред. А.И. Гришкевича. – М.: Машиностроение 1984 - 272 с.
Раймпель И. Шасси автомобиля. Рулевое управление. М.: Машиностроение 1987. – 228 с.
Раймпель И. Шасси автомобиля. Элементы подвески. М.: Машиностроение 1987. – 284 с.: ил.
Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. М.: Машиностроение 1981. – 271 с.