Тяговый расчет автомобиля

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 m_а определяется по формуле:

 кг

где

m₀=995.кг -собственная масса снаряженного автомобиля;

n=5.чел -число пассажиров, включая водителя;

m_б-=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

 k_m=0,75 -коэффициент (в долях единицы), определяющий долю полной массы автомобиля, приходящуюся на ведущие колесо;

 n_k=2 -число ведущих колес автомобиля;

 G_a=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 ψ_v

             

где

Vо_макс = 165 км/ч ;

G_a=13,524. кН -полная сила тяжести автомобиля;

η_от=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 автомобилями, 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

N_Vмакс=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 Ne_макс по формуле и частоту вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя n_Nмакс по формуле, построение кривой эффективной мощности на графике внешней скоростной характеристики двигателя производится по эмпирической зависимости

 

где

 N_e и n_дв - 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 Ne_макс в кВт, n_дв.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;

D_k=R_k*2 - диаметр качения колеса, м;

п - частота вращения вала двигателя, мин^-1;

i_o - передаточное число главной передачи;

i_к - передаточное число коробки передач и раздаточной коробки.

Значение i_o определяют из условия движения автомобиля с заданной максимальной скоростью V_mах на прямой передаче коробки передач, т. е. при i_к = 1;

Где

 V_max — максимальная скорость автомобиля, м/с;

 

D_k=26 дюйм = 0,6604 м; R_k=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 передаточных чисел в коробке передач.

Передаточное число коробки  передач на первой передаче:

1) должно обеспечить преодоление заданного максимального дорожного сопротивления ψ_Imax;

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

G_a =13,524 кН - полная сила тяжести (полный вес) автомобиля;

М_{дв макс}=200,55 Нм - максимальный вращающий момент двигателя;

0,9 -  к.п.д. трансмиссии автомобиля на первой передаче.

 

Для дальнейшего расчета принимается  i_к..пI. полученное по формуле, если оно обеспечено вторым условием. В противном случае i_к..пI. принимается исходя из условий сцепления ведущих колес с дорогой, определенное по формуле, а заданное максимальное дорожное сопротивление автомобилем преодолеваться не будет.

При известных i_к..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 i_к..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 i_з.х. = (1,2…1,3)i_к.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, определяются 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; 
V_a – 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