Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Часть I
1. Выбор и определение основных парламентов трансмиссии автомобиля.
1.1 Определение полной массы автомобиля
Исходя из данных, указанных в варианте задания, полная масса машины mа определяется по формуле:
кг
где
m0=995.кг -собственная масса снаряженного автомобиля;
n=5.чел -число пассажиров, включая водителя;
mб-=50.кг -масса багажа.
1.2 Подбор пневматических шин
Для подбора пневматических шин надо определить максимальную нагрузку на одно колесо автомобиля. Работа эта ведется в следующей последовательности:
1. На основании эскиза рассчитываемого автомобиля или по аналогии с существующими автомобилями, близкими к рассчитываемому по типу, классу, грузоподъемности (пассажировместимости) и назначению принимается колесная схема и положение центра тяжести или доля полной массы автомобиля, приходящейся на ведущие колеса.
2. Определяется сила тяжести автомобиля, приходящаяся на одно ведущее колесо:
где
km=0,75 -коэффициент (в долях единицы), определяющий долю полной массы автомобиля, приходящуюся на ведущие колесо;
nk=2 -число ведущих колес автомобиля;
Ga=13,524.кН -полный вес автомобиля.
3. Определив силу тяжести автомобиля, приходящуюся на одно колесо, по существующим нормам подбирается тип и размер пневматической шины.
4. Зная размер пневматической шины, динамический радиус колес определяется так же, как и для колесных тракторов по формуле:
в которых коэффициент, учитывающий деформацию автомобильных пневматических шин, равен 0,85. Динамический радиус колеса определяется по формуле:
где
В=175 мм -ширина профиля;
d=13 дюймов -посадочный диаметр обода колеса.
1.3 Выбор кинематической схемы трансмиссии автомобиля и определение КПД трансмиссии
Кинематическая схема трансмиссии автомобиля выбирается на основании анализа существующих трансмиссий.
Рис. 1.1. Кинематическая схема трансмиссии ВАЗ-2105
Выбрав кинематическую схему коробки передач и механизмов с постоянным передаточным числом, составляется кинематическая схема трансмиссии автомобиля. Делается анализ кинематической схемы и определение КПД трансмиссии:
1.4 Определение коэффициента полезного действия трансмиссии автомобиля
Коэффициент полезного действия трансмиссии принимаем равным:
1.5Построение внешней скоростной характеристики двигателя
1. В зависимости от данных, включенных в вариант задания, определяется мощность, с которой должен работать двигатель при движении автомобиля на высшей передаче:
а) с максимальной скоростью V0.max на дороге, имеющей коэффициент суммарного сопротивления движению ψv
где
Vомакс = 165 км/ч ;
Ga=13,524. кН -полная сила тяжести автомобиля;
ηот=0,9 -коэффициент полезного действия трансмиссии автомобиля на высшей передаче;
k=0,2 Н*с2/м4 -коэффициент сопротивления воздуха;
F-площадь лобового сопротивления
В1–габаритная ширина автомобиля, м;
Н-габаритная высота автомобиля, м;
F=1,81
Коэффициент сопротивления воздуха k и площадь лобового сопротивления F или фактор сопротивления воздуха kF принимаются по аналогии с существующими ав томобилями, близкими к рассчитываемому по классу, грузоподъемности и назначению
2. Определив мощность по формуле находится максимальная мощность двигателя в зависимости от его типа по наиболее распространенным эмпирическим
зависимостям:
кВт.
Где
NVмакс=78,47.кВт -мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля на высшей передаче;
-для легковых автомобилей с карбюраторным двигателем без ограничителя частоты вращения коленчатого вала;
a=b=c=1;
-для автомобилей с карбюраторным двигателем;
Определив максимальную мощность Neмакс по формуле и частоту вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя nNмакс по формуле, построение кривой эффективной мощности на графике внешней скоростной характеристики двигателя производится по эмпирической зависимости
где
Ne и nдв - текущие значения эффективной мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя.
(1.10) – коэффициент, определяющий отношение максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя к частоте вращения, при максимальной эффективной мощности;
Определив текущие значения эффективной мощности, соответствующие им вращающие моменты двигателя определяются по формуле:
(1.11)
где Neмакс в кВт, nдв.н в об/мин.
Результаты расчетов для построения внешней скоростной характеристики заносим в таблицу:
Таблица №1
|
|
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1 |
1,2 |
|
nдв об/мин |
1120 |
2240 |
3360 |
4480 |
5600 |
6720 |
|
Ne кВт |
22,75 |
48,09 |
72,97 |
91,01 |
98,08 |
89,45 |
|
Мдв Нм |
191 |
200,55 |
200,55 |
191 |
162,35 |
95,5 |
По данным таблицы строится график внешней скоростной характеристики двигателя.
1.6 Определение передаточного числа главной передачи автомобиля.
Скорость движения автомобиля v может быть выражена через число оборотов в минуту двигателя п следующей формулой:
где
V- скорость автомобиля, м/с;
Dk=Rk*2 - диаметр качения колеса, м;
п - частота вращения вала двигателя, мин-1;
io - передаточное число главной передачи;
iк - передаточное число коробки передач и раздаточной коробки.
Значение io определяют из условия движения автомобиля с заданной максимальной скоростью Vmах на прямой передаче коробки передач, т. е. при iк = 1;
Где
Vmax — максимальная скорость автомобиля, м/с;
Dk=26 дюйм = 0,6604 м; Rk=13 дюйм =0,3302м
- передаточное число главной передачи и раздаточной коробки
1.7 Определение передаточных чисел коробки передач и трансмиссии
Определение передаточных чисел коробки передач начинается с первой передачи.
Величина передаточного числа на первой передаче не зависит от числа ступеней и закона изменения передато чных чисел в коробке передач.
Передаточное число коробки передач на первой пере даче:
1) должно обеспечить преодоление заданного максимального дорожного сопротивления ψImax;
2) не должно вызывать буксование ведущих колес автомобиля при работе двигателя с максимальным вращающим моментом.
Исходя из первого требования передаточное число коробки передач на первой передаче должно быть
где
Ga =13,524 кН - полная сила тяжести (полный вес) автомобиля;
Мдв макс=200,55 Нм - максимальный вращающий момент двигателя;
0,9 - к.п.д. трансмиссии автомобиля на первой передаче.
Для дальнейшего расчета принимается iк..пI. полученное по формуле, если оно обеспечено вторым условием. В противном случае iк..пI. принимается исходя из условий сцепления ведущих колес с дорогой, определенное по формуле, а заданное максимальное дорожное сопротивление автомобилем преодолеваться не будет.
При известных iк..пI. и порядковом номере прямой передачи, для определения передаточных чисел в коробке передач на промежуточных передачах принимается рациональное отношение между отдельными передачами.
В автомобилестроении также, как и в тракторостроении наибольшее распространите получило изменение передаточных чисел в коробке передач по закону геометрической. прогрессии.
При геометрическом ряде передаточных чисел и коробке передач в процессе разгона автомобиля на всех передачах обеспечивается постоянство интервала по частоте вращения коленчатого вала двигателя, а значит и постоянство его средней мощности.
Имея необходимое передаточное число в коробке передач на первой передаче iк..пI., приняв изменение передаточных чисел в коробке передач по закону геометрической прогрессии и, зная из кинематической схемы трансмиссии автомобиля число передач и порядковый номер прямой передачи, передаточные числа на промежуточных передачах заносим в таблицу №2
Передаточные числа для коробок передач
Таблица №2
|
Передача |
Коробка передач |
|
5 - ступенчатая |
|
|
Первая |
3,23 |
|
Вторая |
2,41 |
|
Третья
|
1,8 |
|
Четвёртая |
1,34 |
|
Пятая |
1,0 |
Примечание. Передаточное число для заднего хода обычно iз.х. = (1,2…1,3)iк.п.I. Подбор числа зубьев шестерен в автомобильных коробках передач ведется по методике для трехвальных двухпарных коробок передач с прямой передачей - когда в коробке передач не предусматривается дополнительного использования промежуточного вала.
Подобрав число зубьев шестерен и определив действительные передаточные числа в коробке передач, опре деляются общие передаточные числа трансмиссии автомобиля:
и т. д.
Часть II
Тяговый расчет автомобиля
Тяговый расчет автомобиля включает в себя построение графиков: 1) тягового баланса P = f(v); 2) баланса мощности N = f (v); 3) динамического фактора D = f (v); 4) ускорений автомобиля j = f(v); 5) времени разгона T = f(v); 6) пути разгона S = f (v).
Значения входящих в формулы величин и коэффициентов берутся из 1-й части данного расчета.
2.1 График тягового баланса.
При построении исходят из уравнения тягового баланса;
при установившемся движении
где
M-тяговое усилие на ведущих колесах, Н;
- сила сопротивления дороги, Н;
Сила сопротивления воздуха оказывает существенное влияние на динамику автомобиля. Она в большой степени зависит от конструкции, формы и геометрических размеров кузова, скорости движения автомобиля и определяется на всех передачах по зависимости:
где
k=0,2 - коэффициент сопротивления воздуха;
F=2,15м2 – лобовая площадь автомобиля;
Va – скорость движения автомобиля, км/ч, определяется на всех передачах в зависимости от угловой скорости коленчатого вала двигателя:
Результаты подсчета свести в таблицы
Таблица №3
|
I-я передача |
|||||
|
n, об/мин |
V км/ч |
М, Нм |
Рк, Н |
Рψ,Н |
Рω, Н |
|
1120 |
9,61 |
191 |
7704,24 |
811,44 |
11,57 |
|
2240 |
18,83 |
200,55 |
8089,45 |
811,44 |
44,43 |
|
3360 |
28,24 |
200,55 |
8089,45 |
811,44 |
99,93 |
|
4480 |
37,66 |
191 |
7704,24 |
811,44 |
177,72 |
|
5600 |
47,08 |
162,35 |
6548,60 |
811,44 |
277,74 |
|
6720 |
56,49 |
95,5 |
3852,12 |
811,44 |
399,87 |
|
II-я передача |
|||||
|
n, об/мин |
V км/ч |
М, Нм |
Рк, Нм |
Рψ,Нм |
Рω, Нм |
|
1120 |
12,62 |
191 |
5745,62 |
811,44 |
19,95 |
|
2240 |
25,25 |
200,55 |
6032,9 |
811,44 |
79,89 |
|
3360 |
38,87 |
200,55 |
6032,9 |
811,44 |
189,32 |
|
4480 |
50,50 |
191 |
5745,62 |
811,44 |
319,56 |
|
5600 |
63,12 |
162,35 |
4883,78 |
811,44 |
499,24 |
|
6720 |
75,75 |
95,5 |
2872,81 |
811,44 |
719,02 |
|
III-я передача |
|||||
|
n, об/мин |
V км/ч |
М, Нм |
Рк, Нм |
Рψ,Нм |
Рω, Нм |
|
1120 |
16,9 |
191 |
4292,29 |
811,44 |
35,78 |
|
2240 |
33,8 |
200,55 |
4506,9 |
811,44 |
143,15 |
|
3360 |
50,7 |
200,55 |
4506,9 |
811,44 |
322,1 |
|
4480 |
67,6 |
191 |
4292,29 |
811,44 |
572,62 |
|
5600 |
84,5 |
162,35 |
3648,44 |
811,44 |
894,72 |
|
6720 |
101,4 |
95,5 |
2146,14 |
811,44 |
1288,4 |
|
IV-я передача |
|||||
|
n, об/мин |
V км/ч |
М, Нм |
Рк, Нм |
Рψ,Нм |
Рω, Нм |
|
1120 |
22,71 |
191 |
3193,17 |
811,44 |
64,62 |
|
2240 |
45,43 |
200,55 |
3352,83 |
811,44 |
258,62 |
|
3360 |
68,15 |
200,55 |
3352,83 |
811,44 |
581,98 |
|
4480 |
90,87 |
191 |
3193,17 |
811,44 |
1034,71 |
|
5600 |
113,59 |
162,35 |
2714,19 |
811,44 |
1616,8 |
|
6720 |
136,31 |
95,5 |
1596,58 |
811,44 |
2328,26 |
|
V-я передача |
|||||
|
n, об/мин |
V км/ч |
М, Нм |
Рк, Нм |
Рψ,Нм |
Рω, Нм |
|
1120 |
30,4 |
191 |
2385,76 |
811,44 |
115,8 |
|
2240 |
60,81 |
200,55 |
2505,05 |
811,44 |
463,35 |
|
3360 |
91,22 |
200,55 |
2505,05 |
811,44 |
1042,69 |
|
4480 |
121,62 |
191 |
2385,76 |
811,44 |
1853,47 |
|
5600 |
152,03 |
162,35 |
2027,89 |
811,44 |
2896,25 |
|
6720 |
182,44 |
95,5 |
1192,88 |
811,44 |
4170,78 |
По данным таблицы строятся график тягового баланса.
Из уравнения баланса мощности известно, что
или при установившемся движении
где
- мощность потерь на преодоление сопротивления дороги, кВт;
- мощность потерь на преодоление сопротивление воздуха, кВт;
Ne – эффективная мощность двигателя, кВт;
Nтр – мощность потерь на трение в трансмиссии, кВт;
Nк – мощность на ободе ведущего колеса, кВт.
Произведенные подсчеты свести в таблицу №6:
Таблица №4
|
I-я передача |
|||||
|
n об/мин |
v м/c |
Ne кВт |
Nк кВт |
Nψ кВт |
Nω кВт |
|
1120 |
2,66 |
22,75 |
20,47 |
2,15 |
0,03 |
|
2240 |
5,23 |
48,09 |
43,28 |
4,24 |
0,23 |
|
3360 |
7,84 |
72,97 |
62,67 |
6,36 |
0,78 |
|
4480 |
10,46 |
91,01 |
81,90 |
8,48 |
1,86 |
|
5600 |
13,07 |
98,08 |
88,27 |
10,60 |
3,63 |
|
6720 |
15,69 |
89,45 |
76,9 |
12,73 |
6,29 |
|
II-я передача |
|||||
|
n об/мин |
v м/с |
Ne кВт |
Nк кВт |
Nψ кВт |
Nω кВт |
|
1120 |
3,5 |
22,75 |
20,47 |
2,84 |
0,06 |
|
2240 |
7,01 |
48,09 |
43,28 |
5,68 |
0,56 |
|
3360 |
10,79 |
72,97 |
62,67 |
8,75 |
2,04 |
|
4480 |
14,02 |
91,01 |
81,90 |
11,37 |
4,48 |
|
5600 |
17,53 |
98,08 |
88,27 |
14,22 |
8,77 |
|
6720 |
21,04 |
89,45 |
76,9 |
17,07 |
15,17 |
|
III-я передача |
|||||
|
n об/мин |
v м/с |
Ne кВт |
Nк кВт |
Nψ кВт |
Nω кВт |
|
1120 |
4,69 |
22,75 |
20,47 |
3,8 |
0,02 |
|
2240 |
9,38 |
48,09 |
43,28 |
7,61 |
1,34 |
|
3360 |
14,08 |
72,97 |
62,67 |
11,42 |
4,54 |
|
4480 |
18,77 |
91,01 |
81,90 |
15,23 |
10,77 |
|
5600 |
23,47 |
98,08 |
88,27 |
19,04 |
21,06 |
|
6720 |
28,16 |
89,45 |
76,9 |
22,85 |
36,37 |
|
IV-я передача |
|||||
|
n об/мин |
v м/с |
Ne кВт |
Nк кВт |
Nψ кВт |
Nω кВт |
|
1120 |
6,3 |
22,75 |
20,47 |
5,11 |
0,4 |
|
2240 |
12,61 |
48,09 |
43,28 |
10,23 |
3,26 |
|
3360 |
18,93 |
72,97 |
62,67 |
15,36 |
11,05 |
|
4480 |
25,24 |
91,01 |
81,90 |
20,48 |
26,19 |
|
5600 |
31,55 |
98,08 |
88,27 |
25,6 |
51,15 |
|
6720 |
37,86 |
89,45 |
76,9 |
30,72 |
88,4 |
|
V-я передача |
|||||
|
n об/мин |
v м/с |
Ne кВт |
Nк кВт |
Nψ кВт |
Nω кВт |
|
1120 |
8,44 |
22,75 |
20,47 |
6,84 |
0,97 |
|
2240 |
16,89 |
48,09 |
43,28 |
13,7 |
7,84 |
|
3360 |
25,33 |
72,97 |
62,67 |
20,55 |
26,47 |
|
4480 |
33,78 |
91,01 |
81,90 |
27,41 |
62,79 |
|
5600 |
42,23 |
98,08 |
88,27 |
34,26 |
122,68 |
|
6720 |
50,67 |
89,45 |
76,9 |
41,11 |
221,92 |
По данным таблицы строятся график баланса мощности.
На графиках тягового баланса и баланса мощности точка пересечения кривой усилия или мощности на ободе колеса с кривой суммарной силы сопротивления или с кривой суммарных потерь мощности характеризует максимальное значение скорости при данном коэффициенте сопротивления дороги.
График динамического фактора строят на основании уравнения динамического фактора
Поданным таблицы №7, в которую сведены все подсчеты, строят график.
Таблица №5
|
I-я передача |
||||
|
n об/мин |
v м/с |
Рк, Нм |
Рω, Н |
D |
|
1120 |
2,66 |
7704,24 |
11,57 |
0,56 |
|
2240 |
5,23 |
8089,45 |
44,43 |
0,59 |
|
3360 |
7,84 |
8089,45 |
99,93 |
0,59 |
|
4480 |
10,46 |
7704,24 |
177,72 |
0,55 |
|
5600 |
13,07 |
6548,60 |
277,79 |
0,46 |
|
6720 |
15,69 |
3852,12 |
399,87 |
0,25 |
|
II-я передача |
||||
|
n об/мин |
v м/с |
Рк, Нм |
Рω, Н |
D |
|
1120 |
3,5 |
5745,62 |
19,95 |
0,42 |
|
2240 |
7,01 |
6032,9 |
79,89 |
0,44 |
|
3360 |
10,79 |
6032,9 |
189,56 |
043 |
|
4480 |
14,02 |
5745,62 |
319,56 |
0,40 |
|
5600 |
17,53 |
4883,78 |
499,24 |
0,32 |
|
6720 |
21,04 |
2872,81 |
719,02 |
0,15 |
|
III-я передача |
||||
|
n об/мин |
v м/с |
Рк, Нм |
Рω, Н |
D |
|
1120 |
4,69 |
4292,29 |
35,78 |
0,31 |
|
2240 |
9,38 |
4506,9 |
143,15 |
0,32 |
|
3360 |
14,08 |
4506,9 |
322,1 |
0,30 |
|
4480 |
18,77 |
4292,29 |
572,62 |
0,27 |
|
5600 |
23,47 |
3648,44 |
894,72 |
0,20 |
|
6720 |
28,16 |
2146,14 |
1288,4 |
0,06 |
|
IV-я передача |
||||
|
n об/мин |
v м/с |
Рк, Нм |
Рω, Н |
D |
|
1120 |
6,3 |
3193,17 |
64,62 |
0,23 |
|
2240 |
12,61 |
3352,83 |
258,62 |
0,22 |
|
3360 |
18,93 |
3352,83 |
581,98 |
0,20 |
|
4480 |
25,24 |
3193,17 |
1034,71 |
0,15 |
|
5600 |
31,55 |
2714,19 |
1616,8 |
0,08 |
|
6720 |
37,86 |
1596,58 |
2328,26 |
-0,05 |
|
V-я передача |
||||
|
n об/мин |
v м/с |
Рк, Нм |
Рω, Н |
D |
|
1120 |
8,44 |
2385,76 |
115,8 |
0,16 |
|
2240 |
16,89 |
2505,05 |
463,35 |
0,15 |
|
3360 |
25,33 |
2505,05 |
1042,69 |
0,10 |
|
4480 |
33,78 |
2385,76 |
1853,47 |
0,03 |
|
5600 |
42,23 |
2027,89 |
2896,25 |
-0,06 |
|
6720 |
50,67 |
1192,88 |
4170,78 |
-0,22 |
2.4 Построение номограммы загрузки.
На практике, автомобиль не всегда эксплуатируется при 100% загрузке. Чтобы не пересчитывать при каждом изменении нагрузки величину динамического фактора, динамическую характеристику дополняют номограммой загрузки, которую строят слева и справа от динамической характеристики.
Шкала нагрузок Н в процентах строится в определённом масштабе. При этом от 0 до 100% - недогрузка, от 100 до 150% -перегрузка. Через нулевую точку шкалы нагрузок проводят прямую, параллельную оси D, и на ней наносят шкалу Do для автомобиля без нагрузки, а через точку соответствующую 150% - шкалу D', для автомобиля с перегрузкой. Масштабы этих шкал определяются по формулам:
где
ao - масштаб шкалы динамического фактора для автомобиля без нагрузки, мм.;
а' - то же для автомобиля с перегрузкой, мм;
а - то же для автомобиля с полной нагрузкой, м;
Mo - собственная масса автомобиля в снаряжённом состоянии, кг;
Ма -полная масса, кг;
М'a - масса автомобиля с учётом перегрузки, кг, принимается .
Равнозначные деления шкал Do и D слева от динамической характеристики и D и D' справа соединяют прямыми линиями. Таким образом, строится номограмма загрузки автомобиля.
