Проектировочный расчет автомобиля ГАЗ-66

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Автомобильный транспорт»

Проектировочный расчет автомобиля ГАЗ-66

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине

Автомобили

Выполнил студент группы АТ_З - 07 - 1 А.А. Башкинцев

Иркутск 2012 г.

Исходные данные

Содержание

Введение

1.  Построение внешней скоростной характеристики автомобильного двигателя

2.       Тяговый баланс автомобиля

.         Динамический фактор автомобиля

.         Характеристика ускорений автомобиля

.         Характеристика времени и пути разгона автомобиля

.         Мощностной баланс автомобиля

.         Топливно-экономическая характеристика автомобиля

.         Расчет карданной передачи

Заключение

Список использованных источников

Приложение А

Приложение Б

Приложение В

Введение

Целью курсового проекта является закрепление знаний по основным разделам курса “Теория автомобиля”, а также привитие навыков самостоятельного исследования эксплуатационных свойств автотранспортных средств. В процессе выполнения курсовой работы студенты знакомятся с характеристиками и параметрами автомобилей, анализируют характер изменения эксплуатационных качеств в зависимости от дорожных, нагрузочных и конструктивных условий. Выполняют расчет тягово-скоростных и топливно-экономических свойств автомобиля. По данным расчета строят следующие графики:

) График внешней скоростной характеристики двигателя автомобиля;

) График тягового баланса автомобиля;

) График динамического фактора автомобиля;

) График характеристик ускорений;

) График характеристик разгона автомобиля по времени и по пути;

) График мощностного баланса автомобиля;

) График топливно-экономической характеристики автомобиля.

Курсовая работа включает в себя расчетный материал и графики. Каждый график выполняется на отдельном листе миллиметровой бумаги размером 297 х 210 (формат А4). Необходимо стараться разместить графики во весь лист. При этом следует соблюдать удобный масштаб так, чтобы расчетным значениям величин 0,1; 1; 10; и т.д. соответствовало на графике расстояние 5; 10; 15 мм.

Расчетная и графическая части брошюруют вместе, причем графическая часть располагается за расчетной.

1. Построение внешней скоростной характеристики автомобильного двигателя

Внешняя скоростная характеристика двигателя. Она представляет собой зависимость эффективной мощности - Ne, кВт; эффективного крутящего момента - Me, Нм; удельного расхода топлива - ge, г/кВт ч; часового расхода топлива - GT, кг/ч; от частоты вращения коленчатого вала ne, мин-1; при установившемся режиме работы двигателя и максимальной подаче топлива.

Определение текущего значения эффективной мощности от частоты вращения коленчатого вала двигателя, производится по эмпирической зависимости, предложенной С.Р. Лейдерманом, кВт

, (1.1)

где Ne max - максимальная эффективная мощность двигателя, кВт; - текущая частота вращения, мин-1;- частота вращения при максимальной мощности, мин-1.

а и b - коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя приведены в таблице 1.

Таблица 1 - коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя

Чтобы воспользоваться формулой Лейдермана, необходимо определить значения наименьшей устойчивой - ne min, и максимальной - ne max, частот вращения коленчатого вала двигателя. Наименьшую, устойчивую частоту вращения коленчатого вала бензинового двигателя следует принять равной, мин-1

ne min = 0,13× nN, (1.2)

min = 0,13 ∙ 3200 = 416 ≈ 400 мин-1;

Максимальную частоту вращения коленчатого вала бензинового двигателя следует принять равной, мин-1

mах = 1,2× nN, (1.3)

n_{e mах} = 1,2 × 3200 = 3840 ≈ 3800 мин^-1;

N_{e min} = 84,5 ∙ (1 (400 / 3200) + 1 (400 / 3200)² - (400 / 3200)³ ) = 11,72 кВт;

Полученные значения заносим в таблицу А 2.

Следует помнить, что часть мощности двигателя затрачивается на привод навесного, вспомогательного оборудования (генератор, насос системы охлаждения двигателя, компрессор, насос гидроусилителя руля и др.), и лишь оставшаяся мощность N_e¢ - так называемая мощность НЕТТО, используется для движения автомобиля. Поскольку вышеназванные потери мощности обычно составляют 10 ÷ 15%, для определения мощности НЕТТО воспользуемся выражением, кВт

N_e ¢ = 0,9 × N_e, (1.4)

_e¢ _min = 0,9 ∙ 11,72 = 10,55 кВт;

Полученные значения мощности НЕТТО заносим в таблицу А 2.

Еще одним неотъемлемым графиком внешней скоростной характеристики двигателя является график зависимости эффективного крутящего момента двигателя М_e = f(n_e). Для расчета графика эффективного крутящего момента используем выражение вида, Нм

, (1.5)

М_{е min} = 9550 ∙ 11,72 / 400 = 279,76 Нм;

Полученные результаты расчета значений эффективного крутящего момента M_e, заносим в таблицу А 2.

Аналогично с мощностью, часть эффективного крутящего момента двигателя - M_e затрачивается на привод навесного вспомогательного оборудования, и лишь оставшаяся его часть, так называемый крутящий момент НЕТТО - М_e ¢, используется для движения автомобиля. Поскольку вышеназванные потери момента составляют примерно 10 ÷ 15%, то для определения крутящего момента двигателя НЕТТО воспользуемся выражением, Нм

М_e ¢ = 0,9 × М_e, (1.6)

М_e ¢ _min = 0,9 ∙ 279,76 = 251,784 Нм;

Полученные результаты расчета значений крутящего момента НЕТТО - М_e ¢ заносим в таблицу А 2.

Еще одним графиком внешней скоростной характеристики двигателя является график зависимости удельного расхода топлива двигателя g_e = f(n_e). Для расчета удельного расхода топлива бензиновых двигателей используют эмпирическую зависимость вида, г/кВт ч

, (1.7)

где g_{e min} - минимальный удельный расход топлива, г/кВт ч;

g_{e min} = 313 ( 1,2 - 1,2 ∙ 400 / 3200 + ( 400 / 3200 )² ) = 333,54 г/кВт ч;

Полученные результаты расчета удельного расхода топлива - g_e заносим в таблицу А 2.

Последним из графиков внешней скоростной характеристики двигателя является график часового расхода топлива. Для его построения используют полученные значения удельного часового расхода топлива и выражение вида, кг/ч

, (1.8)

G_{T min} = ( 333,54 ∙ 11,72 ) / 1000 = 3,91 кг/ч;

Полученные результаты расчета часового расхода топлива G_Т заносим в таблицу А 2.

По результатам расчетов строим график внешней скоростной характеристики автомобильного двигателя - рисунок Б. 1.

. Тяговый баланс автомобиля

Тяговый баланс автомобиля - это совокупность графиков зависимостей силы тяги на ведущих колесах F_к, Н (на различных передачах), а также суммы сил сопротивления качению F_f, Н и воздуха F_w, Н, от скорости движения автомобиля V_a, км/ч.

Графики сил тяги на колесах автомобиля - F_{к z} = f (V_a) строят для всех ступеней - z в основной коробке передач.

Расчет сил тяги на колесах для каждой передачи - F_{к z} производится по формуле, Н

, (2.1)

где h _тр - коэффициент полезного действия трансмиссии;

U_ТР - передаточное число трансмиссии, которое определяется как произведение;

r_к - радиус качения колеса, м.

U_ТР = U_КПП × U_ГП × U_РК, (2.2)

где U_КПП - передаточное число коробки перемены передач;

U_ГП - передаточное число главной передачи;

U_{ТР 1} = 6,5 ∙ 6,83 ∙ 1,0 = 44,395

U_{ТР 1п} = 6,5 ∙ 6,83 ∙ 1,98 = 87,9021

U_{ТР 2} = 3,09 ∙ 6,83 ∙ 1,0 = 21,10

U_{ТР 3} = 1,71∙ 6,83 ∙ 1,0 = 11,68

U_{ТР 4} = 1,0 ∙6,83∙ 1,0 = 6,83

При расчетах радиусов качения колес, в качестве исходных данных, используют статический радиус - r_стат.

Радиус качения колеса с радиальной шиной рассчитываем по формуле, м

r_к = 1,04 × r_стат, (2.3)

r_к = 1,04 ∙ 0,505 = 0,5252 м.

Для упрощения расчетов определим КПД трансмиссии с учетом потерь на трение

h_тр = 0,98^К ×0,97^L× 0,99^M, (2.4)

где K - число пар цилиндрических шестерен в трансмиссии автомобиля, через которые передается крутящий момент на z-той передаче;

L - число пар конических или гипоидных шестерен;

M - число карданных шарниров.

Следует помнить, что КПД трансмиссии - h _тр следует определять для каждой z - той передачи коробки перемены передач

h_{тр 1} = 0,98² ∙ 0,97² ∙ 0,99⁶ = 0,851;

h_{тр 1п} = 0,98⁴ ∙ 0,97² ∙ 0,99⁶ = 0,817;

h_{тр 2} = 0,98² × 0,97² × 0,99⁶ = 0,851;

h_{тр 3} = 0,98² × 0,97² × 0,99⁶ = 0,851;

h_{тр 4} = 0,97² × 0,99⁶ = 0,886;

Расчеты зависимостей силы тяги на колесах автомобиля, от его скорости F_{к z} = f(V_a), выполняют с использованием выражения 2.1. При этом, значения крутящего момента двигателя НЕТТО - М_e^’ берутся из таблицы А 2 внешней скоростной характеристики двигателя для каждого значения частоты вращения n_e коленчатого вала.

-я передача

F_{к 400} = (251,784 ∙ 0,851 ∙ 44,395) / 0,5252 = 18112,03 Н;

F_{к п 400} = (251,784 ∙ 0,817 ∙ 87,9021) / 0,5252 = 34429,02 Н;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 3.

Причем, для тех же значений частот вращения n_e, рассчитывают скорость движения автомобиля на всех передачах по формуле, км/ч

, (2.5)

1-я передача

V_{a 400} = 0,377 ∙ ( 0,5252 ∙ 400 ) / 44,395 = 1,8 км/ч;

V_{a п 400} = 0,377 ∙ ( 0,5252 ∙ 400 ) / 87,9021 = 0,9 км/ч;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 3.

Далее определяют силы сопротивления качению колес автомобиля по дорожному покрытию используя выражение, Н

, (2.6)

где m_a - масса полностью загруженного автомобиля, m_a = 5800 кг;

g - ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с²;

f - коэффициент сопротивления качению автомобильного колеса.

Величина коэффициента сопротивления качению колеса - f, зависит от скорости автомобиля. Для его определения используют выражение, предложенное Б.С. Фалькевичем

, (2.7)

где f_0а - коэффициент сопротивления качению колес автомобиля по асфальтобетону, f_0а = 0,018;

f_0гр - коэффициент сопротивления качению колес автомобиля по грунтовой дороге, f_0гр = 0,03;

По асфальтобетону

f _{10 км/ч} = 0,018 ( 1 + 10² / 20000 ) = 0,01809;

По грунтовой дороге

f _{10 км/ч} = 0,03 ( 1 + 10² / 20000 ) = 0,03015;

По асфальтобетону

F _{10 км/ч} = 0,01809 ∙ 5800 ∙ 9,81 = 1029,3 Н;

По грунтовой дороге

F _{10 км/ч} = 0,03015 ∙ 5800 ∙ 9,81 = 1715,5 Н;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 4.

Для расчета действующей на автомобиль силы сопротивления воздуха воспользуемся выражением вида, Н

, (2.8)

где К_в - коэффициент обтекаемости формы автомобиля;

V_a - скорость автомобиля, км/час;

S_x - площадь МИДЕЛЯ, площадь проекции автомобиля на плоскость перпендикулярную продольной оси, м².

При известном значении безразмерного коэффициента аэродинамического сопротивления Сх можно легко определить значение коэффициента обтекаемости Кв по выражению, предложенному академиком Е.А. Чудаковым

Кв = 0,5 × Сх × r в, (2.9)

где r в - плотность воздуха, r в = 1,225 кг/м³;

К_в = 0,5 ∙ 0,8 ∙ 1,225 = 0,49;

Для нахождения площади МИДЕЛЯ автомобиля S_x воспользуемся выражением для легковых автомобилей

S_x = 0,78 × В_а × Н, (2.10)

где В_а - наибольшая ширина автомобиля, м;

Н - наибольшая высота автомобиля, м;

S_x = 0,78 ∙ 1,8 ∙ 2,44 = 3,42576 м²;

F_W10км/ч = 0,49 ∙ 3,42576 ∙ (10 / 3,6)² = 12,95 Н;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 4.

Графики суммарных сил сопротивления движению, строят для случаев разгона автомобиля с полной нагрузкой для двух типов дорог.

Массу человека принимают равной 70 кг.

Значение максимального значения скорости - V_{a max} выбирают таким, чтобы оно было примерно на 10% больше наибольшего значения скорости, определенного для высшей передачи и находящегося в таблице А 3;

График тягового баланса строят на основе данных, таблиц А 3 и А 4. На графике тягового баланса должны быть нанесены линии, показывающие предельные величины сил сцепления ведущих колес, полностью загруженного автомобиля с дорогой, при следующих значениях коэффициента сцепления

j = 0,8 - сухой асфальтобетон;

j = 0,6 - сухая грунтовая дорога;

j = 0,4 - мокрый асфальтобетон;

j = 0,2 - укатанная снежная дорога.

Значения предельных сил сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой определяются по формуле, Н

F_сц = m_к × g × j, (2.11)

где m_k - масса автомобиля, приходящаяся на его ведущие колеса, кг;

m_kп = 35% = 2030 кг - вес приходящийся на ведущую переднюю ось;

m_kз = 65% = 3770 кг - вес приходящийся на ведущую заднюю ось;

F_{сц 0.8} = 3770 ∙ 9,81 ∙ 0,8 = 29586,96 Н;

F_{сц 0.6} = 3770 ∙ 9,81 ∙ 0,6 = 22190,22 Н;

F_{сц 0.4} = 3770 ∙ 9,81 ∙ 0,4 = 14793,48 Н;

F_{сц 0.2} = 3770 ∙ 9,81 ∙ 0,2 = 7396,74 Н.

По результатам расчетов строим график тягового баланса автомобиля - рисунок Б 2.

3. Динамический фактор автомобиля

Динамический фактор автомобиля представляет собой совокупность динамических характеристик, номограммы нагрузок автомобиля и графика контроля буксования его колес. Динамический фактор автомобиля дает представление о динамических свойствах автомобиля при заданных дорожных условиях и нагрузке автомобиля.

Динамическая характеристика - это зависимость динамического фактора автомобиля с полной нагрузкой от скорости его движения D_z = f(V_a). Графики динамического фактора строят для тех же условий движения, что и графики тягового баланса, т.е. для каждой передачи z. При наличии на двигателе ограничителя (или регулятора) частоты вращения коленчатого вала, графики зависимостей D_z = f(V_a), строят с учетом их работы. Динамическим фактором D автомобиля называется отношение разности силы тяги и силы сопротивления воздуха к весу автомобиля, и рассчитывается по формуле

, (3.1)

1-я передача

D_1пер400 = (18112,03 - 12,95) / 5800 ∙ 9,81 = 0,318;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 5.

На графике динамической характеристики показывают также зависимость суммарного коэффициента сопротивления дороги y = f(V_a), который в случае разгона автомобиля на ровной, горизонтальной поверхности дороги численно равен коэффициенту сопротивления качению

y = f + tga, (3.2)

где a - угол подъема дороги в данном случае равный нулю;

По асфальтобетону: ш _{10 км/ч} = 0,01809 + 0 = 0,01809;

По грунтовой дороге: ш _{10 км/ч} = 0,03015+ 0 = 0,03015;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 6.

С изменением веса автомобиля динамический фактор изменяется, и его можно определить по формуле

, (3.3)

Чтобы не пересчитывать при каждом изменении нагрузки автомобиля величину D, динамическую характеристику дополняют номограммой нагрузок, которую строят следующим образом. Ось абсцисс динамической характеристики продолжают влево и на ней откладывают отрезок произвольной длины. На этом отрезке, наносят шкалу Н нагрузки автомобиля в процентах (для грузовых автомобилей) или указывают число пассажиров (для легковых автомобилей и автобусов). В начале этой шкалы помещают новую шкалу динамического фактора D_o, для автомобиля в снаряженном состоянии.

Масштаб для шкалы D_o определяют по формуле

, (3.4)

где а_а - масштаб шкалы динамического фактора для автомобиля с полной нагрузкой, а_а = 0,5;

m_o - собственная масса автомобиля в снаряженном состоянии, с учетом массы водителя, m_o = 1450 кг;

а₀ = 0,5 ∙ (1450 + 70) / 1850 = 0,4

Равнозначные деления шкал D_o и D_a соединяют прямыми линиями.

График контроля буксования представляет собой зависимость динамического фактора по сцеплению колес автомобиля с дорогой от массы автомобиля. Он позволяет определить предельную возможность движения автомобиля, при гарантии отсутствия буксования его колес.

Сначала по формулам, приведенным ниже, определяют предельные значения динамического фактора по сцеплению для автомобиля с полной нагрузкой - D_{a сц} и в снаряженном состоянии - D_{о сц} для реальных коэффициентов сцепления колес автомобиля с дорогой - j_х, в диапазоне от j_х = 0,1 ¸ 0,8;

, (3.5)

, (3.6)

где m_{о сц} - масса, приходящаяся на ведущие колеса автомобиля без нагрузки, кг; m_{о сц} = 680 кг;

m_сц - масса, приходящаяся на ведущие колеса автомобиля с полной нагрузкой, кг; m_сц = 867,6 кг;

D_{о сц} = 0,4 ∙ 867,6 / 1850 = 0,1876;

D_{а сц} = 0,4 ∙ 680 / 1450 = 0,1876.

Затем предельные значения динамического фактора D_{a сц} по сцеплению откладывают по оси D_а и полученные точки соединяют прямой штриховой линией. На каждой линии указывают величину коэффициента сцепления j_х.

Пользуясь графиком контроля буксования, можно учесть ограничения, накладываемые на движение автомобиля сцеплением шин ведущих колес с дорогой. Например, можно определить минимальный коэффициент j_х, гарантирующий движение автомобиля с заданной массой и скоростью без буксования ведущих колес. Или определить скорость движения автомобиля с заданной массой при известном коэффициенте сцепления j_х.

По результатам расчетов строим график тягового баланса автомобиля - рисунок Б 3.

4. Характеристика ускорений автомобиля

Характеристика ускорений - это зависимость ускорений автомобиля от скорости j_{a z} = f(V_a), м/с², при его разгоне на каждой передаче.

Указанные зависимости строят для случая разгона полностью загруженного автомобиля, на ровной горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием. При наличии на двигателе ограничителя (или регулятора) частоты вращения коленчатого вала, графики зависимостей j_{a z} = f(V_a), строят с учетом их работы.

Величину ускорений при разгоне автомобилей определяют из выражения, м/с²

, (4.1)

где y - коэффициент суммарного дорожного сопротивления (y = f );

d_вр - коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс при разгоне автомобиля;

Коэффициент d _вр рассчитывают по формуле

, (4.2)

где J_м, - момент инерции маховика и разгоняющихся деталей двигателя, J_м = 0,274 кг/м²;

J_к - момент инерции всех колес автомобиля, J_к = 0,942 кг/м²;

n - общее число колес автомобиля, n = 4;

-я передача

d_вр = 1 + ((0,274 ∙ 14,35² ∙ 0,904 + 0,942 ∙ 4) / (1850 ∙ 0,372² )) = 1,2139;

j_{a 1 700} = ((0,464628-0,01803)/1,2139) ∙ 9,81 = 3,014 м/с²;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 7.

Таким образом, величина коэффициента d _вр показывает, во сколько раз увеличиваются силовые и мощностные затраты, связанные с разгоном автомобиля, по причине разгона вращающихся масс автомобиля (двигателя, шестерен и валов трансмиссии, колес и связанных с ними деталей).

По результатам расчетов строим график характеристики разгона автомобиля - рисунок Б 4.

5. Характеристика времени и пути разгона автомобиля

Характеристика разгона представляет собой зависимость времени t = f(V_a), c и пути S = f(V_a), м, разгона полностью загруженного автомобиля, на отрезке ровного, горизонтального шоссе с асфальтобетонным покрытием.

Величину интервала скоростей DV_i для легковых автомобилей выбирают равной 5 км/час. При этом ускорение движения автомобиля на интервале скоростей интегрирования, равно полусумме ускорений в начале и конце интервала. Время движения автомобиля, при котором его скорость возрастает на величину DV_i, определяется по закону равноускоренного движении, с

, (5.1)

∆t_i1 = 2 ∙ 5 / (3.6 ∙ (0 + 5,585)) = 0,497 с;

∆t_i2 = 2 ∙ 5 / (3.6 ∙ (5,585 + 5,501)) = 0,251 с;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 8;

Суммарное время разгона автомобиля на заданной передаче от минимальной скорости V_{a min} до максимальной скорости V_{a max} находят суммированием времени разгона на интервалах, c

, (5.2)

где q - общее число интервалов;

t = ∆t_i1 + ∆t_i2 + ∆t_i3 + ∆t_i4 + ∆t_in

t = 0,497 + 0,251 + 0,284 + …… = t c.

Время переключения передач у легковых автомобилей и автобусов следует принять равным 1 секунде.

Во время переключения передач скорость движения автомобиля принимается постоянной.

При равноускоренном движении в интервале скоростей DV_i = V_i - V_i-1 путь, проходимый автомобилем, м

DS_i = (V_i-1 + V_i) × Dt_i / 7,2 (5.3)

DS_i1 = 0,497 ∙ 15 / 7,2 = 1,0354 м;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 9.

Путь, проходимый автомобилем при его разгоне, от минимальной скорости V_{a min} = 0, до максимальной - V_{a max}, находят суммированием расстояний DS_i на интервалах, м

, (5.4)

где q - общее число интервалов;

автомобиль скоростной карданный передача

S = DS_i1 + DS_i2 + DS_i3 +DS_i4 + DS_in

S = 0,345 + 0,867 + 1,853 +….. = S м.

Путь, пройденный автомобилем за время t_п переключения передачи с индексом z на передачу с индексом z+1 составляет

DS_П = V_{z max} × t_П

С 1 на 2 передачу: DS_П = 15 ∙ 1 / 3,6 = 4,17 м;

С 2 на 3 передачу: DS_П = 35 ∙ 1 / 3,6 = 9,72 м;

С 3 на 4 передачу: DS_П = 65 ∙ 1 / 3,6 = 18,06 м;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 9.

По результатам расчетов строим график характеристики времени и разгона автомобиля - рисунок Б 5.

. Мощностной баланс автомобиля

Мощностной баланс автомобиля представляет собой совокупность зависимостей мощностей на ведущих колесах автомобиля N_Кz = f(V_a), кВт, для всех передаточных чисел трансмиссии, мощностей сопротивления дороги Ny = f(V_a), кВт, и воздуха N_w=f(V_a), кВт, от скорости движения , км/ч.

Вспомним, что развиваемая на коленчатом валу двигателя мощность НЕТТО определяется по формуле (1.4).

Определим мощность, приведенную от двигателя к колесам автомобиля, на каждой z - той передаче, с учетом потерь в трансмиссии, кВт

N_{к z} = N_е^¢ × h_ТР, (6.1)

1-я передача

N_{к1 700} = 10,55 ∙ 0,851 = 8,98 кВт;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 10.

По результатам расчетов строим график мощностного баланса автомобиля - рисунок Б 6.

Определим мощность, затрачиваемую на преодоление сопротивления воздуха, кВт

, (6.2)

N_w10 = 12.97 ∙ 10 / 3600 = 0,03803 кВт;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 11.

Определим мощность суммарного сопротивления дороги из выражения, кВт

, (6.3)

F_y = F_f + F_a, (6.4)

где F_a - сила, затрачиваемая на преодоление автомобилем подъема;

F_f - сила сопротивления качению.

Поскольку расчет мощностного баланса ведется для случая разгона полностью загруженного автомобиля на ровной горизонтальной опорной поверхности дороги (F_a = 0), выражение 6.3 учитывает только силу сопротивления качению F_f.

По асфальтобетону

N_{Ff1 10} = 1029,28 ∙ 10 / 3600 = 2,8551 кВт;

По грунтовой дороге

N_{Ff2 10} = 1715,47 ∙ 10 / 3600 = 4,7651 кВт;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 11.

При наличии на двигателе ограничителя (или регулятора) частоты вращения коленчатого вала, графики зависимостей N_{К z} = f(V_a), строят с учетом их работы.

По результатам расчетов строим график использования мощностти автомобиля - рисунок Б 7.

. Топливно-экономическая характеристика автомобиля

Топливно-экономическая характеристика автомобиля позволяет определять расход топлива в зависимости от скорости его движения. Она представляет собой график зависимости путевого расхода топлива от скорости автомобиля Q_s = f (V_a). Этот график характеризует топливную экономичность автомобиля при его движении с постоянной скоростью и позволяет определить расход топлива при известных значениях этой скорости V_a и суммарной мощности сопротивлений дороги Ny и воздуха N_w.

Расчет топливно-экономической характеристики ведется на основе тягового баланса автомобиля, функции зависимости удельного расхода топлива g_e= f(n_e).

Сначала рассчитывается часовой расход топлива по формуле, кг/ч

, (7.1)

где g_e - функция зависимости удельного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала двигателя, г/кВт ч, таблица А 2;

N_y + N_w - суммарная мощность сопротивления движению автомобиля, кВт;

K_u - коэффициент, учитывающий изменение удельного расхода топлива g_e в зависимости от коэффициента использования мощности двигателя U.

Коэффициентом использования мощности двигателя U называется отношение мощности сопротивления движению автомобиля, приведенной к двигателю (N_y+ N_w)/h_ТР, к мощности НЕТТО двигателя N_e^’ при максимальной подаче топлива и заданной частоте вращения n_e коленчатого вала двигателя. Для нахождения численных значений коэффициента использования мощности двигателя U, рассмотрим пример, поясняющий роль этого важного параметра в формировании путевого расхода топлива.

Чтобы автомобиль мог двигаться с постоянной скоростью V_x, необходимо преодолевать мощность сопротивлений движению (N_y+ N_w)/h_ТР. Графически она равна ординате АВ.  Если включена четвертая передача, то для движения со скоростью V_x водитель вынужден ограничить подачу топлива до тех пор, когда частичная мощностная характеристика двигателя N_eIV будет равна мощности сопротивлений движению (N_y+ N_w)/h_ТР. Графики N_eIV и (N_y+ N_w)/h_ТР пересекутся в точке “В”.

При этом, коэффициент использования мощности двигателя U будет определен из отношения ординат АВ/АС, или аналитически

, (7.2)

По асфальтобетону

-я передача: U_700min = (3,32 + 0,056) / 10,55 ∙ 0,886 = 0,36

По грунтовой дороге

-я передача: U_700min = (5,53517 + 0,056) / 10,55 ∙ 0,886 = 0,59

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 12.

Численные значения коэффициента K_u при известных величинах коэффициентов использования мощности двигателя U рассчитываются с помощью эмпирических формул для бензинового двигателя

, (7.3)

По асфальтобетону

-я передача

K_{u 700} = 4,4244∙0,36² -7,0872∙0,36+3,6817 = 2,13

По грунтовой дороге

-я передача

K_{u 700} = 4,4244 ∙ 0,59² - 7,0872 ∙ 0,59 + 3,6817 = 1,44

По асфальтобетону

-я передача

G_{T 700} = (333,54 ∙ 2,1303 ∙ (3,3211 + 0,056)) / 1000 ∙ 0,886 = 1,96 кг/ч;

По грунтовой дороге

-я передача

G_{T 700} = (333,54 ∙ 1,44 ∙ (5,53517 + 0,056)) / 1000 ∙ 0,886 = 2,197 кг/ч;

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 12.

Значения путевого расхода топлива определяют по выражению, л/100 км

, (7.4)

где r_Т - плотность топлива, г/см³;

r_Т = 0,73, г/см³ - плотность бензина.

-я передача

Q_{S 700} = (100 ∙ 1,96) / (0,73 ∙ 11,5959) = 12.34 л/100 км;

По грунтовой дороге

-я передача

Q_{S 700} = (100 ∙ 2,197) / (0,73 ∙ 11.5959) = 13,83 л/100 км.

Полученные результаты расчета заносим в таблицу А 12.

По результатам расчетов строим график топливно-экономической характеристики автомобиля - рисунок Б 7.

. Расчёт карданной передачи

Порядок расчета карданной передачи

При разработке карданной передачи с асинхронными шарнирами необходимо предусмотреть выполнение условий, обеспечивающих синхронное вращение валов.

Определяем максимальный крутящий момент, Нм

, (8.1)

где- коэффициент запаса сцепления;

- максимальное значение крутящего момента двигателя, Нм;

 - передаточное число первой передачи;

 - передаточное число дополнительной коробки;

= 1,8×285×6,5×1 = 3335 Нм.

Определяем максимально возможную частоту вращения карданного вала, мин^-1

, (8.2)

где- максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя;

 - передаточное число последней (высшей) передачи коробки передач.

= 4370 мин^-1.

Определяем критическую частоту вращения карданного вала по выражению, мин^-1

, (8.3)

где  - коэффициент запаса по критической частоте вращения, принимая его в пределах .

 = 1,7 · 4370 = 7429 мин^-1.

Предварительно определяем внутренний диаметр трубы карданного вала, мм

, (8.4)

где  - коэффициент, принимаем его в пределах  = 0,94 ¸ 0,96.

 - касательные напряжения, возникающие в поперечном сечении при кручении, оно должно быть  = 100 ¸ 300 МПа.

 = 0,363 м » 40 мм.

Полученный результат округляем до ближайшего внутреннего диаметра  из ГОСТ 5005-82.

Определяем наружный диаметр трубы карданного вала, мм

, (8.5)

 = 42,10мм » 42мм » 0,042 м.

Полученный результат округляем до ближайшего наружного диаметра  из ГОСТ 5005-32.

Допустимую критическую частоту вращения карданного вала определяем по формуле, мин^-1

, (8.6)

где  - длина карданного вала (расстояние между центрами шарниров), определим по компоновочной схеме автомобиля длину вала  (при двух вальной карданной передаче - длину большего вала).

 = 4194 мин^-1.

.

Прочность вала при кручении проверяем согласно выражению, Мпа

, (8.7)

где  - касательные напряжения, возникающие в сечении вала при кручении, должно быть не более  = 100 ¸ 300 МПа.

= 1293706136Па » 1294 МПа.

.

Рассчитаем для полого вала полярный момент инерции, м⁴

. (8.8)

 = 0,000000054 м⁴.

Определяем угол закручивания вала, в градусах, с помощью выражения,⁰

, (8.9)

где  - модуль сдвига материала, для стали  = 85 ГПа;

- полярный момент инерции сечения.

 = 5,567573587908° » 5,6°.

Угол закручивания не должен превышать  на метр длины вала. В противном случае следует увеличить площадь поперечного сечения карданного вала или уменьшить его длину.

Данные размеры карданного вала нас полностью устраивают.

Рассчитываем крестовину карданной передачи.

Размеры крестовины находятся из условий, что крестовина не будет иметь остаточных деформаций под действием максимального крутящего момента двигателя при включенной первой передаче в коробке передач.

Шипы крестовины рассчитывают на изгиб и срез.

Максимальное значение силы, которая действует на детали карданного сочленения, определяется по формуле, Н

, (8.10)

где - плечо приложения силы , принимаем = 96 мм = 0,096 м;

 - угол между входным и выходным валами, принимаем = 3.

Напряжение изгиба в сечении A - A определяется по формуле, Па

, (8.11)

где  длина шипа, зависит от карданного игольчатого подшипника, принимаем = 20 мм = 0,02 м;

 - осевой момент сопротивления, определяется по формуле, м³

, (8.12)

где  - диаметр шипа, зависит от карданного игольчатого подшипника, принимаем = 25 мм = 0,025 м.

В конструкциях карданных шарниров напряжения изгиба должно быть не более  МПа.

.

.

Касательные напряжения, возникающие в поперечном сечении шипа, работающие на срез определяется по формуле, Па

, (8.13)

где  - диаметр шипа.

В конструкциях карданных шарниров касательные напряжения, возникающие в поперечном сечении шипа должны быть не более  МПа.

Крестовину карданного шарнира изготовляют из стали 12ХН3А, 18ХГТ, 20 Х с последующей цементацией (HRC 58 ÷ 65).

Вилка шарнира карданной передачи

Вилка шарнира под действием силы  испытывает изгиб и кручние, Па

, (8.14)

где  - длина плеча вилки карданного шарнира, зависит от крестовины, принимаем = 50 мм = 0,050 м.

- осевой момент, для прямоугольного сечения.

Осевой момент, для прямоугольного сечения определяется по формуле, м³

, (8.15)

где - ширина плеча вилки карданного шарнира в сечении Б - Б, зависит от крестовины, принимаем  = 25 мм = 0,025 м;

 - длина плеча вилки карданного шарнира в сечении Б - Б, зависит от крестовины, принимаем  = 75 мм = 0,075 м.

В конструкциях карданных шарниров напряжения изгиба должно быть не более  МПа.

 = 23437·10^-9 м³.

= 74858130 Па » 74 МПа .

Касательные напряжения, возникающие в вилке, определяется по формуле, Па

, (8.16)

где - длина плеча в вилке, принимаем  = 20 мм = 0,020 м;

 - полярный момент сопротивления.

Полярный момент сопротивления для прямоугольного сечения, рассчитывается по формуле,м³

, (8.17)

где - коэффициент, зависящий от соотношения  сторон сечения таблица 9.1, принимаем  = 0.267.

Таблица 8.1 - Коэффициент k зависящего от соотношения сторон сечения

= 12515·10^-9 м³.

Касательные напряжения, возникающие в вилке должны быть не более  МПа.

= 56075109 Па »56 МПа .

Вилки карданного шарнира изготовляют из среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45 или 40ХНМА.

Расчет шлицевого соединения карданной передачи

Скручивающие нагрузки вызывают смятие и срез шлицев вала.

Напряжение смятия шлицев от сил, действующих по их среднему диаметру, Па

, (8.18)

где  - длина шлица, принимаем  = 150 мм = 0,15 м;

- наружный диаметр, принимаем  = 75 мм = 0,075 м;

 - внутренний диаметр, принимаем = 65 мм = 0,065 мм;

- число шлицов, принимаем = 20.

В конструкциях карданных шарниров напряжения изгиба должно быть не более  МПа.

 = 19222857,142 Па » 19 МПа .

Напряжение среза (считается, что шлицы срезаются у основания по диаметру ), Па

, (8.19)

где  - ширина шлица.

Ориентировочно определяем ширину шлица, мм

 (8.20)

 = 5,1 мм, принимаем = 5 мм = 0,005 мм.

Касательные напряжения в шлицах  МПа.

= 41403076,923 Па » 41 МПа

Заключение

В результате проведенного мною тягового расчета автомобиля были определены основные параметры двигателя, трансмиссии и автомобиля в целом, обеспечивающие требования к тяговым качествам автомобиля, включенным в техническое задание.

По полученным параметрам можно судить, что двигатель и автомобиль в целом удовлетворяет его характеристикам.

Карданная передача удовлетворяет требованиям, предъявляемым к ней.

Список использованных источников

1. Федотов А.И. Автомобили: учеб. пособие по курсовому проектированию / А.И. Федотов, А В. Бойко; Иркут. гос. техн. ун-т. - Иркутск: Изд-во ИрГТУ, Б.г.2010- Ч. 2 Основы конструкций и расчета автотранспортных средств в примерах и задачах. - Б.м.: Б.и., 2010. - 44 с.

. Федотов А.И. Конструкция, расчет и потребительские свойства изделий: курс лекций для специальности 190603 "Сервис трансп. и технол. машин и оборудования (автомобил. трансп.)" / А.И. Федотов; Иркут. гос. техн. ун-т, Каф. автомобил. трансп. - Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2007- Ч. 1. - Б.м.: Б.и., 2007. - 147 с.

. Федотов, А.И. Конструкция, расчет и потребительские свойства автомобилей: учеб. пособие для вузов по специальности 190603 "Сервис трансп. и технол. машин и оборудования (автомобил. транп.)" / А.И. Федотов, А.М. Зарщиков; под общ. ред. А.И. Федотова; Иркут. гос. техн. ун-т, Каф. "Автомобил. трансп.". - Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2007. - 335 с.

. Федотов А.И. Конструкция, расчет и потребительские свойства изделий (автомобильный транспорт): учеб. пособие для специальностей 190601-"Автомобили и автомобил. хоз-во"... / А.И. Федотов, А.М. Зарщиков, И.М. Григорьев;; Иркут. гос. техн. ун-т. - Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2008-Ч. 1. - Б.м.: Б.и., 2008. - 108 с.

. Вахламов, В.К. Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учеб. для вузов по специальности "Автомобили и автомобил. хоз-во"... / В. К. Вахламов. - М.: Академия, 2006. - 478 с.

. Вахламов, В.К. Автомобили: Конструкция и элементы расчета: учеб. для вузов по специальности "Автомобили и автомобил. хоз-во"... / В. К. Вахламов. - 2-е изд., стер. - М.: Академия, 2008. - 478 с.

. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е., Автомобиль. Теория эксплуатационных свойств. - М.: Машиностроение. 1989. - 238 с.

. Лукин П.П. Гаспарянц Г.А. Родионов В.Ф. Конструирование и расчёт автомобиля. - М.: Машиностроение. 1984. - 376 с.

. Осепчугов В.В. Фрумкин А.К. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчёта. - М.: Машиностроение. 1989.-303с.

Приложение А

Таблица А 2 - Внешняя скоростная характеристика двигателя

Таблица А 3 - Значения силы тяги на колесах и скорости автомобиля на всех передачах