До виконання курсового проекту з дисципліни Автомобілі Автомобілі та автомобільне господарство

* - дані для капітальних покриттів;

(...) - дані для важких ділянок в пересіченій i гірській місцевостях.

1.3. Уточнення компонування i вагових навантажень на осі автомобіля

Розробка компонувальної схеми автомобіля включає оптимізацію взаємного розміщення кабіни, двигуна i кузова (багажника), виходячи із цільового призначення i умов експлуатації автомобіля, що проектується.

Типові компоновочнi схеми автомобілів представлені на рис.2.

Засновуючись на вибраній компонувальній схемі автомобіля i даних технічних характеристик існуючих конструкцій, визначають навантаження на осі автомобіля, що проектується, виходячи із наступного:

- для легкових автомобілів:

(рис.2.1.а) - G₂=(0,53...0,55 )G_а

G₂=(0,53...0,57) G_а (рис.2.2 б, задні колеса - односкатнi)

- для тривісних вантажних автомобiлiв:

(G₂+G₃)=(0,75...0,78) G_а (рис.2.3 а,б,- колісна формула 6х4)

(G₂+G₃)=(0,68...0,74) G_а (рис.2.3 а,б,- колісна формула 6х6).

При використанні балансирної підвіски задніх коліс тривісних автомобілів приймають G₂=G₃. Автомобілі з колісними формулами 4х4, 6х6, 8х8, як правило, мають односкатнi колеса.

Висоту центра мас h_gприймають:

- для вантажних автомобілів h_д=0,9...1,1 м;

- для легкових автомобілів h_g=0,7...0,8 м.

Величини поздовжньої L i поперечної B баз автомобіля приймають з урахуванням параметрів існуючих конструкцій. Відстані від центра мас до осей коліс автомобіля визначають із виразів: a=G₂L/G_а; b=L-a.

2. ТЯГОВИЙ РОЗРАХУНОК I ВИЗНАЧЕННЯ ТЯГОВО-ШВИДКIСНИХ ВЛАСТИВОСТЕЙ АВТОМОБІЛЯ

2.1. Визначення вихідних даних

2.1.1. Динамічний радіус колеса

Динамічний радіус колеса визначають після вибору шин. В свою чергу, шини автомобіля, що проектуються, вибирають за умови працездатності найбільш навантаженої шини.

Навантаження на шину визначають за залежністю:

G_ш = G_i/n (7)

де G _i- навантаження на міст;

n - число коліс моста (з односкатними шинами n=2, з двоскатними - n=4).

Для більшої достовірності необхідно визначити G_ш на всіх мостах і по більшому з них вибирають шини необхідного розміру i призначення (додаток № 3). ГОСТ 4754-80 i ГОСТ 5513-86.

В розрахунково-пояснювальну записку вносять такі дані про шину:

- позначення, тип рисунка протектора, кількість шарів корду, розміри при максимальному значенні тиску, максимально допустиме навантаження, допустиму швидкість i статичний радіус r_с.

Вказаний радіус r_с приймають за динамічний r_д, тобто вважають, що r_с » r_д.

2.1.2. Механічний ККД трансмісії

Механічний коефіцієнт корисної дії трансмісії залежить від кількості i властивостей її елементів:

- k-кількість пар циліндричних шестерень, через якi передається крутний момент на певній передачі;

- l- кількість пар конічних гiпоїдних шестерень;

- m - кількість карданних шарнiрiв;

- p - кількість шліцьових з`єднань у трансмісії.

Числове значення ККД механічної трансмісії h_т дорівнює:

h_м=0,98^k × 0,97^l × 0,995^m × 0,999^p

G_а - сила тяжіння від повної маси автомобіля, Н;

- коефіцієнт опору дороги при максимальнiй швидкостi автомобіля;

KF = W - фактор опору повітря, Нс²/м²;

h_м - механічний ККД трансмісії.

Потужність N_ev відповідає частоті обертання колінчастого вала двигуна _v, при якій швидкість руху автомобіля буде максимальною.

Оскільки дизельні двигуни обладнаються регуляторами, що підтримують максимальну частоту обертання колінчастого вала двигуна при N_{е max}, то для них справедливі рівняння:

w _V = w _N і N_{e v} = N_{e max}

де N_{е max} - максимальна ефективна потужність двигуна, кВт;

w_N - частота обертання колінчастого вала двигуна при максимальній потужності, c^-1.

При проектуванні вантажних автомобілів з дизельними двигунами приймають _N = 220...260 c^-1.

В загальному випадку w_v w_N, а значить i N_ev N_{e max} . При цьому N_{e v} < N_{e max}. Тому при проектуванні легкових автомобілів i автобусів з карбюраторними двигунами приймають:

N_{e max} = 1,1N_{e v} ; w _N = 440...580 с^-1.

Для підвищення довговічності карбюраторні двигуни вантажних автомобілів обладнаються обмежувачами максимальної частоти обертання колінчастого вала. Тому для них приймають:

N_{e max об} = N_v ; w _{N об} = 340...420 с^-1.

При побудові повної кривої N_eоб = f (w_об ) карбюраторного двигуна вантажного автомобіля приймають:

w_N = 1,03...1.04 w_{N об}; w_v =1,15...1,20w_N;

N_{e max} = 1,01...1,02 N_{e max об}

Для математичного вираження i графічної побудови залежності N_e=f ( ) використовують формулу проф.С.Р. Лей-дермана:

N_e = N_{e max} [a +b( )²-с( )³], кВт (9)

Залежнiсть M_к= f ( ) визначають за формулою:

Мк=1000(N /w), Н×м (10)

Питома витрата палива g може бути визначена при використанні залежності:

g =× , г/кВт×год (11)

В формулах (9, 10, 11):

N_{е max} - максимальна ефективна потужність двигуна, кВт;

wi - поточне значення частоти обертання колінчастого вала двигуна, с^-1,

(w_i = 0,1w_N; 0,2w_N ; 0,3w_N; …, ; w_N);

w_N - частота обертання колінчастого вала двигуна при максимальній потужності, с^-1;

N_e, M_к, g - поточні значення відповідно потужності, крутного момента (H×м) i питомої витрати палива при w_i;

а, в, c - емпiричнi коефіцієнти рівняння (9);

- коефіцієнт впливу частоти обертання колінчастого вала двигуна на питому витрату палива;

- питома витрата палива, г/кВт×год (у дизельних двигунів =210...240 г/кВт×год, у карбюраторних - =320...360 г/кВт×год ).

Значення коефiцiєнтiв а, в, с i коефіцієнта k=a +b( )²-c( )³ можна визначити за табл.6.

Таблиця 6

Коефіцієнти до побудови кривої потужності за методом С.Р.Лейдермана

При обраних значеннях відповідні їм значення коефіцієнта k можна визначити за графіком залежності k =f ( ) (рис.3).

Годинна витрата палива Q_г визначається за формулою:

Q_г = g × N /1000, кг/год (12)

Результати розрахунків , ,, g для побудови швидкісної зовнішньої характеристики двигуна наводяться у вигляді таблиці (табл.7).

Таблиця 7

Параметри швидкісної зовнішньої характеристики двигуна

Зразки швидкісних зовнішніх характеристик автомобільних поршневих двигунів внутрішнього згоряння наведені на рис. 4.

2.5. Визначення кількості передач i передаточних чисел трансмісії автомобіля

За умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля визначають мінімальне передаточне число трансмісії, яке дорівнює:

u_{тр min} = (w_max × г_к)/V_max (13)

де w_max - максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна, с^-1 (для карбюраторного автомобіля w_max = w_Nоб ; легкового автомобіля i автобуса - w_max; для дизельного двигуна w_max = w_N);

г_к - кінематичний радіус колеса (г_к » г_g » г_ст),м;

V_max - максимальна швидкість руху автомобіля, м/с.

При наявності в трансмісії коробки передач, додаткової коробки передач i головної передачi:

u_{тр min} = u_{к min} × u_{дк min} × u_о (14)

де u_{к min} - мінімальне передаточне число коробки передач (при застосуванні тривальної коробки передач з останньою прямою передачею - u_{к min} =1; в автомобілях з двовальними коробками передач u_{к min} =0,7...0,95; в механічних трансмісіях з додатковою коробкою u_{к min} =0,71...0,82); при відсутності додаткової коробки вважають u_{дк min} =1;

u_{дк min} - мінімальне передаточне число додаткової коробки (u_{дк min} =,0...1,3);

u_о - передаточне число головної передачі.

Прийнявши, враховуючи призначення i умови експлуатації автомобіля, що проектується, u_{к min} та u_{дк min} , визначимо передавальне число головної передачi:

u_о = u_{тр min} /( u_{к min} × u_{дк min}) (15)

Максимальне передаточне число трансмісії u_{тр max} визначають за умови подолання автомобілем найбільшого сумарного опору дороги :

u_{тр max} = ( ×G_a× г_д)/(М_{к max} ×h_тр) (16)

де - максимальне значення коефіцієнта сумарного опору дороги;

= 0,25...0,3 - для всіх типів автомобілів, призначених для міжміських сполучень;

= 0,35...0,45 - для інших вантажних автомобілів;

= 0,45...0,55- для всіх типів автомобілів підвищеної прохідності;

г_д » г_ст - динамічний радіус колеса, м;

M_{к мах} - максимальний крутний момент двигуна, H*м;

h_тр - ККД механічної трансмісії.

Отримана величина u_{тр max} повинна бути перевірена за умови зчеплення ведучих колiс з опорною поверхнею:

u_{тр max} (G_зч × г_д × )/(M_{к мах} ×h_тр) (17)

де G_зч - сила тяжіння від маси автомобіля, що припадає на ведучі колеса:

G_зч = G₁ , G_зч = G₂ - для автомобілів з колісною формулою 4х2 відповідно передньоприводних i задньоприводних;

G_зч =G₂ +G₃ - для автомобілів з колісною формулою 6х4;

G_зч =G_а - для повноприводних автомобілів;

= 0,4 - розрахункове значення коефіцієнта зчеплення.

При виконанні нерівності (17) знайдену величину u_{тр max} можна використовувати в подальших розрахунках, якщо ж вона не виконується, слід зменшити обране значення i відповідно, вказати дорожні умови, в яких автомобіль може експлуатуватись.

Максимальне передаточне число трансмісії дорівнює:

u_{тр max} = u_{к max} × u_{дк max} × u_о (18)

де u_{к max} = u_к1 - передаточне число першої передачi коробки передач;

u_{дк max} = 1,9...2,3 - максимальне передаточне число додаткової коробки передач.

Враховуючи результат, отриманий з виразу (16), який відповідає нерівності (17), з формули (18) отримуємо значення передаточного числа першої передачі коробки передач:

u_к1 = u_{тр max} / (u_{дк max} × u_о) (19)

Число передач коробки передач залежить від типу, питомої потужності i умов експлуатації автомобіля, що проектується.

Коробки передач легкових автомобілів мають, як правило, 4 або 5 ступенів; вантажних автомобілів вантажопiдйомнiстю 3...10т - 5 або 6 ступенів, вантажопiдйомнiстю більше 10 т - 8...20 ступенів (разом з подільником або додатковою коробкою передач); автомобiлiв-тягачiв - 4 або 5 ступенів з двоступінчастою головною передачею.

Передаточні числа промiжкових передач підбирають за умови забезпечення оптимальних показників тягово-швидкiсних i паливно-економiчних властивостей автомобіля.

Найчастіше їх підбирають за законом геометричної прогресії, згідно якого кількість передач визначається з виразу:

n = ((lg u_{к min}- lg u_{к max})/lg q)+1 (20)

де qд = та qк = - показник геометричної прогресії відповідно для коробок передач вантажних автомобілів i автобусів з дизельними двигунами i легкових автомобілів i автобусів з карбюраторними двигунами.

При використанні останньої прямої передачі передаточні числа визначають з виразу:

u_kj = (21)

де n - число передач коробки передач;

j - порядковий номер промiжкової передачі.

Якщо остання передача прискорююча, а передостання пряма, проміжкові передаточні числа обчислюються за такою формулою:

u_kj= (22)

де _k1 - передаточне число першої передачі.

В коробках передач вантажних автомобілів, якi мають пiдвищуючу передачу, значення її передаточного числа підбирається в межах 0.6...0.8.

Остаточно передаточні числа коробок передач уточнюють при виборі параметрів зубчастого зачеплення в процесі проектування коробки передач.

Обчислені значення параметрів двигуна i трансмісії використовуються в подальших розрахунках експлуатаційних властивостей автомобіля i складових елементів автомобіля, що проектується.

2.6. Визначення експлуатаційних властивостей автомобіля

2.6.1. Побудова динамічної характеристики i графіка прискорень автомобіля

Динамічна характеристика автомобіля - це графічне зображення залежності динамічного фактора D від швидкості руху автомобіля v_a ( тобто D = f (v_a)).

При побудові динамічної характеристики автомобіля використовується швидкісна зовнішня характеристика двигуна (рис.4, табл.7).

Динамічний фактор автомобіля дорівнює:

D = ( P_p -P_w ) /G_a (23)

де Р_р - сила тяги на ведучих колесах автомобіля, Н;

Р_w - сила опору повітря, Н.

Сила тяги дорівнює:

Р_{р ij} = (M_ei×u_kj×u_o×h_тр)/г_д = ((M_eN×u_kj×u_o×h_тр)/г_д) ×(a+bк_i-к_i²) (24)

де М_еi - i-те значення крутного момента двигуна;

u_kj - передаточне число j-тої передачi коробки передач;

к_i =

Сила опору повітря визначається з виразу:

Pw = K×f×v_ij² (25)

де v_ij - швидкість руху автомобіля при W_ei частоті обертання колінчастого вала двигуна на j-тiй передачі, м/с:

v_ij = (w_ei×г_к)/(u_kj×u_o) = (w_eN×к_i)/( u_kj×u_o) (26)

Враховуючи рівняння (23...26) i використовуючи данi табл.8, динамічний фактор обчислюється з рівняння:

D_ij = A × u_kj ×( a+bк_i+к_i²) - B(к²_i/u²_kj) (27)

де А = (M_eN×u_o×h_тр×u_дк)/(г_д×G_a) , В = ((КF/G_a) ×(r)²) ×(1/ u_дк²)

- константи, якi визначаються для всіх значень передавальних чисел додаткових коробок u_дкi .

При відсутності додаткової коробки передач в автомобілі, що проектується, u_дк = 1.

Для полегшення обчислень приймаємо, що

v_ij = C×(k_i/u_кj) (28)

де C = (w_eN×г_к)/(u_o×u_дк) - постійна (для даного автомобіля) величина.

Прискорення автомобіля на j-тiй передачі (при y = 0,02, = 1,04+0,04 u_кj²)

j_ij = (dv/dt)_ij =(D_ij - y) = ((D_ij - 0,02)/(1,04+0,04 _кj²)) ×9,81 (29)

Якщо прийняти величину

9,81/(1,04+0,04 u_кj²) = E_j (30)

яка є постійною, то

j_ij = (D_ij - 0,02) ×E_j (31)

Отримані в результаті обчислень за формулами (26; 27; 30) значення v_ij , D_ij і j_ij зводимо в таблицю 8.

Таблиця 8

Таблиця 10

Керованiсть автомобiля

Зчеплення

Коробка передач

Карданна передача

Головна передача

Несуча система

Гальмовий привод.

Додаток 1

Міністерство освіти і науки України

Житомирський державний технологічний університет

Кафедра автомобілів і

механіки технічних систем

ЗАВДАННЯ