Расчёт динамических характеристик автомобильно-транспортного средства
Введение
Целью курсовой работы является закрепление
полученных в теоретическом курсе знаний, использование их в расчетах, применяя
необходимые параметры и зависимости, а также в определении показателей
тягово-скоростных свойств и возможностей автомобиля.
Тягово-скоростные свойства имеют важное значение
при эксплуатации автомобиля, так как от них во многом зависит его средняя
скорость движения и производительность. При благоприятных тягово-скоростных
свойствах возрастает средняя скорость, уменьшаются затраты времени на перевозку
грузов, а также повышается производительность автомобиля.
Основные задачи расчета связаны с определением
возможных значений скорости движения автомобиля в заданных дорожных условиях,
максимального преодолеваемого сопротивления движению, запаса сил по тяге,
показателей приемистости автомобиля (ускорение, время и путь разгона).
1. Определение полной массы АТС
Для грузового автомобиля полная масса
определяется из выражения:
автомобиль качение двигатель
скорость
МА = МО + МГ + МП = КГ ∙ МГ + МГ + 75n,
(1)
где Мо - собственная масса автомобиля, кг;
Мг - номинальная грузоподъемность, кг;
Мп - масса пассажиров, включая водителя, кг;
Кг - коэффициент снаряженной массы автомобиля.
МА = 2 ∙ 500 + 500 + 75 ∙ 2 = 1650
кг.
Выбор фактора обтекаемости
Фактор обтекаемости определяется по формуле:
= K ∙ F, (2)
где К - коэффициент сопротивления воздуха;-
наибольшая площадь поперечного сечения автомобиля, м2.
К = 0,6 Н∙с2/м4 [1].
Площадь поперечного сечения грузовых автомобилей
определяется по формуле:
= В ∙ Н, (3)
где В - колея автомобиля, м; Н - габаритная
высота автомобиля, м.
F = 1,76 ∙ 1,247 = 2,19 м2.
Тогда W = 0,6 ∙ 2,19 = 1,31 Н ∙
с2/м2.
Выбор КПД трансмиссии
Коэффициент полезного действия трансмиссии
определяет потерю мощности при передаче ее от двигателя к ведущим колесам
автомобиля. Величина КПД зависит от типа главной передачи, от колесной формулы
автомобиля и согласно экспериментальным данным может быть принята для грузовых
двухосных автомобилей с главной двойной передачей /4 х 2/ - ηМ
= 0,9 [1].
2. Определение максимальной мощности
двигателя и коэффициента сопротивления качению
С достаточной точностью можно принять, что
максимальная мощность двигателя равна потребной мощности Nn, затрачиваемой на
преодоление сопротивлений движению автомобиля по горизонтальной
асфальтобетонной поверхности с заданной максимальной скоростью Vа maх и
мощности, теряемой в трансмиссии:
, (4)
где Nn- потребная мощность
двигателя, кВт; Nf -потеря мощности на сопротивление качению, кВт; Nw - потери
мощности на сопротивление воздуха, кВт; ηm- КПД трансмиссии.
, (5)
, (6)
где Ra- суммарная нормальная реакция
всех колес автомобиля, Н;- коэффициент сопротивления качению при Va max;max -
максимальная скорость движения автомобиля, км/ч;фактор обтекаемости, Н∙с2/м2.
Максимальная мощность автомобиля
определяется по формуле:
=+. (7)
Коэффициент сопротивления качению
определяется по формуле:
, (8)
где f0 - коэффициент сопротивления
качению при близкой к нулю скорости. Для дороги с бетонным покрытием f0 =
0,012.
Тогда при V = 110 км/ч
При V=115 км/ч
3. Построение внешней скоростной
характеристики двигателя
Скоростная характеристика представляет собой
зависимость эффективной мощности Ne и крутящего момента Мe от угловой скорости ωе
вала двигателя.
Для построения скоростной характеристики
используем эмпирическую зависимость, предложенную профессором Р.С. Лейдерманом:
(9)
где Nе - текущее значение мощности
двигателя, кВт;е max-максимальная мощность двигателя, кВт;
ωe- текущее значение угловой
скорости вращения коленчатого вала, рад/с; ωN - угловая скорость при
максимальной мощности, рад/с;, b, c- постоянные коэффициенты, зависящие от типа
двигателя;
Для карбюраторного двигателя, а=1;
b=1;c=1. Минимальное устойчивое значение угловой скорости вала двигателя ωе min примем
равным 100 рад/с, а максимальное значение угловой скорости ωе max =600
рад/с.
Момент двигателя определим по
формуле:
(10)
где Мe - текущее значение момента
двигателя, Н ∙ м.
Удельный эффективный расход топлива
определим по формуле:
.
Результаты вычислений приведены в таблице 1.
Таблица 1 - Данные для построения внешней
скоростной характеристики двигателя
ωе,
рад/с
|
100
|
200
|
300
|
400
|
500
|
600
|
Va,
км/ч
|
19
|
38
|
57
|
75
|
94
|
113
|
Ne,
кВт
|
10
|
22
|
34
|
45
|
52
|
55
|
Me,
Н∙м
|
104
|
112
|
115
|
112
|
104
|
92
|
ge,
г/кВч
|
308
|
273
|
255
|
253
|
268
|
300
|
(Nf+Nw)/ηм
|
1
|
4
|
9
|
19
|
34
|
55
|
По расчетным данным, приведенным в таблице 1
строим внешнюю скоростную характеристику двигателя (рисунок 1).
4. Подбор шин
Для выбора шин необходимо определить нормальные
реакции, приходящиеся на шины соответственно передней и задней осей Rш1и Rш2:
ш1= m1R1/2,ш2= m2R2/2, (11)
где R1, R2-нормальные реакции, приходящиеся на
передний и задний мосты;=0,8 - коэффициент изменения нормальных реакций на
передних колесах;=1,2- коэффициент изменения нормальных реакций на задних
колесах.
R1= MaL2/L, R2= MaL1/L, (12)
где L-база автомобиля, м;, L2- расстояние от
передней и задней осей до центра масс автомобиля.
Зададим соотношение L1/L и L2/L: L1/L = 0,6;
L2/L = 0,4.
Рисунок 1 - Схема распределения нормальных
реакций, приходящихся на колеса автомобиля
Тогда
= 16187·0,4 =6475 Н,=16187·0,6=9712 Н,ш1=
0,8·6475/2=2590 Н,ш2=1,1·9712/4=5827 Н.
Выбираем следующую модель шин: 165/70 R13
5. Определение параметров силовой
передачи
Определение радиуса качения колеса
Для определения параметров силовой передачи
необходимо определить радиус качения колеса. Радиус качения rk принимается
близким по значению радиусу качения в ведомом режиме, который определяется по
формуле:
rk=0,5(d+Kш·H), (13)
где
rk - радиус качения, м;- диаметр обода, м; высота профиля шины, м;
КШ
= 1,8 - коэффициент деформации шин.
Тогда
rk=0,5(0,33+1,8·0,115)=0,27 м.
Определение
передаточного числа главной передачи
Передаточное
число главной передачи i0 определяется из условия движения автомобиля по
хорошей горизонтальной дороге со скоростью Vamax на прямой передаче при полной
нагрузке:
, (14)
где iКВ - передаточное число высшей
передачи;Д - передаточное число дополнительной коробки передач, iД = 1.
,
Определение передаточных чисел
коробки передач
Передаточное число первой передачи
iкi выбираем из условия возможности движения при заданном сопротивлении и
отсутствии буксования колес:
Pφ ≥ Pk ≥Pψ, (15)
где Pφ- максимальная
касательная реакция на ведущих колесах, реализуемая по условиям сцепления; к -
полная окружная сила, передаваемая от двигателя на ведущие колеса;
Pψ - сила суммарного
дорожного сопротивления.
Из условия возможности движения при заданном
сопротивлении:
, (16)
где Dmax- максимальный динамический
фактор на первой передаче;max- максимальный крутящий момент двигателя, Н×м.
Из условия отсутствия буксования:
, (17)
где Raf- нормальная реакция на
ведущих колесах, Н;
= R2 ∙ mр2, (18)
где R2 - нормальные реакции на
ведущих колесах, Н.- коэффициент распределения массы на ведущую ось. Для
заднеприводных автомобилей принимаем mp2=1,2.
Таким образом, Raf =9712·1,2 = 11654
Н
, .
Принимаем iК1 = 2,8.
Передаточные числа промежуточных передач
распределяем по геометрической прогрессии:
, (19)
где m - порядковый номер передачи;-
число ступеней в коробке передач без учета ускоряющей.
iк1=2,8,
iк2= =1,9;к3= =1,4;к4 ==1;к5 = 0,8.
6. Построение графика мощностного
баланса
Мощностной баланс показывает распределение
мощности двигателя на всех передачах по отдельным видам сопротивлений:
Ne=Nψ+
Nw+ Nη
+Nj, (20)
где Nη - потери
мощности в трансмиссии, кВт.
Составляющие мощностного баланса нанесем на
график мощностного баланса (рисунок 2) в зависимости от скорости движения
автомобиля:
Ne=f(Va), Nψ=f(Va),
Nw= f(Va), Nη= f(Va).
Мощность наносим с учетом скоростной внешней
характеристики и параметров силовой передачи, предварительно определив связь
между угловой скоростью вала двигателя и скоростью движения автомобиля на всех
передачах:
, (21)
где ω е - текущая
угловая скорость вала двигателя, рад/с;к- передаточное число коробки передач на
соответствующей передаче.
Мощность на ведущих колесах находим
по формуле:
Nk=Ne·ηm, (22)
Разность между мощностью двигателя и
мощностью на ведущих колесах представляет собой мощность механических потерь Nη.
Потери мощности суммарного дорожного
сопротивления определяются потерями мощности Nf, идущей на преодоление
сопротивления качению, и мощности Ni, затрачиваемой на преодоление сопротивлений
подъему.
Тягово-динамический расчет
автомобиля производим, полагая, что автомобиль движется по горизонтальной
дороге, тогда Nψ=Nf.
Значения мощности, затрачиваемой на
преодоление суммарного дорожного сопротивления и мощности, затрачиваемой на преодоление
сопротивления воздуха, определим по формулам:
, (23)
, (24)
где ψ- коэффициент
суммарного дорожного сопротивления;коэффициент сопротивления качению.
Результаты расчетов приведены в таблице 2.
Таблица 2 - Данные для построения графика
мощностного баланса
Передачи
|
Параметры
|
ωе,
рад/с
|
|
|
100
|
200
|
300
|
400
|
500
|
600
|
|
|
Ne,
кВт
|
|
|
10
|
22
|
34
|
45
|
52
|
55
|
|
|
Nк,
кВт
|
|
|
9
|
20
|
31
|
40
|
47
|
50
|
I
|
Va,
км/ч
|
5,0
|
11,0
|
16,3
|
22,0
|
27,1
|
33,0
|
II
|
|
8,0
|
16,0
|
24,0
|
32,0
|
40,0
|
48,0
|
III
|
|
11,0
|
22,0
|
33,0
|
43,4
|
54,0
|
65,0
|
IV
|
|
15,2
|
30,4
|
45,6
|
60,8
|
75,9
|
91,0
|
V
|
|
19,0
|
38,0
|
57,0
|
76,0
|
95,0
|
113,0
|
Nf,
кВт
|
1
|
2
|
3
|
5
|
7
|
9
|
Nw,
кВт
|
0
|
1
|
5
|
12
|
23
|
40
|
По данным таблицы 2 строим график мощностного
баланса (рисунок 2).
7. Построение графика силового
баланса
Силовой баланс показывает распределение полной
касательной силы на ведущих колесах РК по отдельным видам сопротивлений:
РК = Рψ + Рw,
(25)
где Рψ - сила
суммарного дорожного сопротивления, Н;
Рw - сила сопротивления воздуха, Н.
Ранее было принято, что автомобиль движется по
горизонтальной дороге, следовательно Рψ = Рf.
Полная касательная сила на всех передачах
определяется по формуле:
(26)
где Мe - текущее значение момента
двигателя, Н ∙ м.
Сила сопротивления качению и
сопротивления воздуха определяется по формулам:
; , (27)
где Рf - сила сопротивления качению,
Н.
Результаты расчетов приведены в
таблице 3.
Таблица 3 - Данные для построения
графика силового баланса
Передача
|
Параметр
|
ωе,
рад/с
|
|
|
100
|
200
|
300
|
400
|
500
|
600
|
I
|
Va
|
5,0
|
11,0
|
16,3
|
22,0
|
27,1
|
33,0
|
|
Рw
|
3
|
12
|
27
|
49
|
74
|
110
|
|
РК
|
6236
|
6692
|
6844
|
6692
|
6236
|
5476
|
II
|
Va
|
8,0
|
16,0
|
24,0
|
32,0
|
40,0
|
48,0
|
|
Рw
|
6
|
49
|
109
|
195
|
304
|
438
|
|
РК
|
4232
|
4541
|
4644
|
4541
|
4232
|
3716
|
III
|
Va
|
11,0
|
22,0
|
33,0
|
43,4
|
54,0
|
65,0
|
|
Рw
|
12
|
92
|
207
|
358
|
555
|
804
|
|
РК
|
3118
|
3346
|
3422
|
3346
|
3118
|
2738
|
IV
|
Va
|
15,2
|
30,4
|
45,6
|
60,8
|
75,9
|
91,0
|
|
Рw
|
23
|
93
|
209
|
372
|
581
|
834
|
|
РК
|
2227
|
2390
|
2444
|
2390
|
2227
|
1956
|
V
|
Va
|
38,0
|
57,0
|
76,0
|
95,0
|
113,0
|
|
Рw
|
36
|
145
|
327
|
582
|
909
|
1287
|
|
РК
|
1782
|
1912
|
1956
|
1912
|
1782
|
1580
|
|
f
|
0,012
|
0,012
|
0,014
|
0,015
|
0,016
|
0,018
|
|
Рf
|
194
|
194
|
219
|
238
|
263
|
293
|
|
Рw
+ Рf
|
231
|
340
|
546
|
820
|
1173
|
1580
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
По данным таблицы 3 строим график силового
баланса (рисунок 3).
8. Построение динамического паспорта
автомобиля
Динамический паспорт автомобиля представляет
собой совокупность динамической характеристики, номограммы нагрузок и графика
контроля буксования. Динамический паспорт автомобиля позволяет решать уравнения
движения с учетом конструктивных параметров автомобиля, основных характеристик
дороги (коэффициентов ψ и φ)
и
нагрузки на автомобиль.
Динамическая характеристика автомобиля
представляет собой зависимость динамического фактора от скорости движения и
строится для автомобиля с полной нагрузкой.
Исходными данными для построения динамической
характеристики автомобиля служат величины силового баланса, по которым
определяются величины динамического фактора на всех передачах при разной
угловой скорости коленчатого вала двигателя, т.е.
, (28)
На основании силового баланса можно
записать
(29)
откуда (30)
где δ - коэффициент
учета вращающихся масс; - ускорение автомобиля, м/с2;= 9,81 м/с2 - ускорение
свободного падения.
При равномерном движении по
горизонтальной дороге D = f. В этом случае динамический фактор определяет
сопротивление качению, которое может преодолеть автомобиль на соответствующей
передаче при определенной скорости.
При Va = 5 км/ч и iК1 = 2,8 имеем
Результаты расчетов значений
динамического фактора на всех передачах при полной нагрузке автомобиля
приведены в таблице 4.
Динамическую характеристику строим
по данным таблицы 4 для автомобиля с полной нагрузкой. С изменением массы
автомобиля от Ма до Ма′ динамический фактор изменится и его можно
определить по формуле:
(31)
где D′ и Ма′- новые
значения динамического фактора и массы автомобиля;- динамический фактор при
нормальной массе автомобиля.
Таблица 4 - Данные для построения динамической
характеристики АТС
Передачи
|
Параметры
|
ωе,
рад/с
|
|
|
|
100
|
200
|
300
|
400
|
500
|
600
|
|
I
|
Va,
км/ч
|
5,0
|
11,0
|
16,3
|
22,0
|
27,1
|
33,0
|
|
|
D
|
0,39
|
0,41
|
0,42
|
0,41
|
0,38
|
0,33
|
|
II
|
Va,
км/ч
|
8,0
|
16,0
|
24,0
|
32,0
|
40,0
|
48,0
|
|
|
D
|
0,26
|
0,28
|
0,28
|
0,27
|
0,24
|
0,20
|
|
III
|
Va,
км/ч
|
11,0
|
22,0
|
33,0
|
43,4
|
54,0
|
65,0
|
|
D
|
0,19
|
0,20
|
0,20
|
0,18
|
0,16
|
0,12
|
IV
|
Va,
км/ч
|
15,2
|
30,4
|
45,6
|
60,8
|
75,9
|
91,0
|
|
D
|
0,14
|
0,14
|
0,14
|
0,12
|
0,10
|
0,07
|
V
|
Va,
км/ч
|
19,0
|
38,0
|
57,0
|
76,0
|
95,0
|
113,0
|
|
D
|
0,11
|
0,11
|
0,10
|
0,08
|
0,05
|
0,018
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проводим прямую, параллельную оси D и на ней
наносим шкалу динамического фактора D0 для автомобиля без нагрузки. Масштаб для
этой шкалы определяем по формуле:
(32)
(33)
где а0 -масштаб шкалы динамического
фактора для автомобиля без нагрузки, мм;
а0′ - масштаб шкалы динамического
фактора для автомобиля с перегрузкой, мм;
а - масштаб шкалы динамического
фактора для автомобиля с полной нагрузкой, мм;
Ма′ - масса автомобиля с
учетом перегрузки, кг;
Ма - собственная масса автомобиля в
снаряженном состоянии, кг.
Равнозначные деления шкал соединяем
прямыми линиями. Таким образом, строится номограмма недогрузки автомобиля.
График контроля буксования представляет собой зависимость динамического фактора
по сцеплению от нагрузки и позволяет определить предельную возможность движения
по условиям сцепления. Этот график строим следующим образом: определяем
динамический фактор по сцеплению для проектируемого автомобиля с полной
нагрузкой Dφ
и
без нее D0φ
для
различных коэффициентов сцепления φ = 0,1; 0,2;…; 0,8 по формулам:
; , (34)
где Raf и R0af - нормальные сцепные
реакции на ведущих колесах, учитывающие перераспределение масса автомобиля при
полной нагрузке и без нее соответственно, Н;и R0 - суммарные нормальные реакции
всех колес автомобиля при полной нагрузке и без нее соответственно, Н;
φ - коэффициент сцепления.
= R2 ∙ mр2 = 11654 Н; R0 =
9810 Н; R0af = R02 ∙0,6 = 5886 Н.
При φ = 0,1 ,
Результаты вычислений Dφ и D0φ при
различных значениях коэффициента сцепления φ представлены в таблице 5.
Значения Dφ откладываем
по оси D номограммы нагрузок, а значения D0φ по оси D0. Полученные точки
соединяем прямыми штриховыми линиями.
Таблица 5 - Результаты вычислений Dφ и D0φ
Параметры
|
φ
|
|
0,1
|
0,2
|
0,3
|
0,4
|
0,5
|
0,6
|
0,7
|
0,8
|
Dφ
|
0,07
|
0,14
|
0,22
|
0,29
|
0,36
|
0,43
|
0,50
|
0,58
|
D0φ
|
0,06
|
0,12
|
0,18
|
0,24
|
0,30
|
0,36
|
0,42
|
0,48
|
Динамический паспорт проектируемого грузового
автомобиля представлен на рисунке 4.
9. Построение графиков ускорений
автомобиля и величин обратных ускорениям
Величину ускорения автомобиля на каждой передаче
рассчитываем из условия разгона его с полной нагрузкой, на горизонтальном
участке в заданных дорожных условиях по формуле:
, (35)
где δ - коэффициент
учета вращающихся масс двигателя, трансмиссии и всех колес автомобиля.
Определяется по формуле:
, (36)
где а = 0,05.
Результаты расчетов величин
ускорений приведены в таблице 6.
Таблица 6 - Данные для построения графиков
ускорений и величин, обратных ускорениям
Передача
|
Параметры
|
ωе,
рад/с
|
|
|
100
|
200
|
300
|
400
|
500
|
600
|
I
|
Va,
км/ч
|
5,0
|
11,0
|
16,3
|
22,0
|
27,1
|
33,0
|
|
j,
м/с2
|
2,56
|
2,74
|
2,80
|
2,73
|
2,53
|
2,19
|
|
1/j,
с2/м
|
0,39
|
0,36
|
0,36
|
0,37
|
0,40
|
0,46
|
II
|
Va,
км/ч
|
8,0
|
16,0
|
24,0
|
32,0
|
40,0
|
48,0
|
|
j,
м/с2
|
2,0
|
2,13
|
2,16
|
2,06
|
1,85
|
1,53
|
|
1/j,
с2/м
|
0,50
|
0,47
|
0,46
|
0,48
|
0,54
|
0,65
|
III
|
Va,
км/ч
|
11,0
|
22,0
|
33,0
|
43,4
|
54,0
|
65,0
|
|
j,
м/с2
|
1,55
|
1,63
|
1,61
|
1,49
|
1,26
|
0,93
|
|
1/j,
с2/м
|
0,64
|
0,61
|
0,62
|
0,67
|
0,79
|
1,08
|
IV
|
Va,
км/ч
|
15,2
|
30,4
|
45,6
|
60,8
|
75,9
|
91,0
|
|
j,
м/с2
|
1,12
|
1,17
|
1,13
|
1,00
|
0,78
|
0,48
|
|
1/j,
с2/м
|
0,89
|
0,86
|
0,88
|
1,00
|
1,28
|
2,09
|
V
|
Va,
км/ч
|
19,0
|
38,0
|
57,0
|
76,0
|
95,0
|
113,0
|
|
j,
м/с2
|
0,88
|
0,89
|
0,80
|
0,62
|
0,34
|
0,00
|
|
1/j,
с2/м
|
1,14
|
1,12
|
1,26
|
1,62
|
2,91
|
|
По данным таблицы 6 строим график ускорений
автомобиля (рисунок 5) и график величин обратных ускорений (рисунок 6).
10. Построение графиков пути и
времени разгона автомобиля
Автомобиль начинает разгоняться со скоростью Va
min. Для определения времени разгона строится график величин, обратных
ускорениям, а затем, строим график времени разгона. График разбиваем на ряд
интервалов скоростей, в каждом из которых определяем площадь, заключенную между
осью абсцисс и кривой величин, обратных ускорениям, эта площадь пропорциональна
времени движения в соответствующем интервале.
Время движения в каждом интервале определяются
по формуле:
, (37)
где ∆t i - время разгона в
i-том интервале скоростей;- площадь, заключенная между кривой и осью
абсцисс,мм2;
А - масштабный коэффициент скорости,
показывающий количество мм на графике в 1 м/с, a=4;
в - масштабный коэффициент величин,
обратных ускорениям показывающих количество мм на графике в 1 с2/м, b=9.
Результаты расчетов приведены в
таблице 7.
Таблица 7 - Данные для построения
графика времени разгона
Va,км/ч
|
33
|
48
|
65
|
90
|
100
|
F,
мм2,
|
1140
|
1965
|
3616
|
7627
|
9827
|
t,
с
|
3
|
6
|
11
|
23
|
27
|
По данным таблицы 7 строим график времени
разгона (рисунок 7).
Падение скорости за время переключения передач
определяется по формуле:
, (38)
где δ' - коэффициент
учета вращающихся масс АТС, когда двигатель отсоединен от трансмиссии,
принимаем δ'
= 1,04;
∆Тn - время переключения
передач. Для коробок передач с синхронизаторами ∆Тn = 1 с.
км/ч,
км/ч,
км/ч.
Путь разгона определяем, подсчитывая
площадь, заключенную между кривой Т и осью ординат.
Путь разгона в каждом интервале
определяется по формуле
, (39)
где ∆Si - путь разгона в i-том
интервале скоростей, м;
с - масштабный коэффициент времени,
равный количеству мм на графике в 1 с., c=8; а - масштабный коэффициент
скорости, показывающий количество мм на графике в 1 м/с, a=4.
Результаты расчетов для построения
графика представлены в таблице 8.
Таблица 8 - Данные для построения
графика пути разгона
Va,
км/ч
|
33
|
48
|
65
|
90
|
100
|
F,мм2
|
560
|
1320
|
3435
|
11510
|
13910
|
S,м
|
17
|
49
|
125
|
383
|
424
|
По данным таблицы 8 строим график пути разгона
(рисунок 8).
11. Определение минимального пути
торможения
График минимального пути торможения АТС строится
при различных значениях коэффициента сцепления с дорогой. При этом минимальный
тормозной путь определяется по формуле:
, (40)
где Va - скорость, при которой
началось торможение;
δ - коэффициент условного
увеличения массы АТС, при полностью заторможенных колесах, δ= 1;
φ - коэффициент сцепления колес с
дорогой.
Результаты расчетов для построения
графика тормозного пути представлены в таблице 9.
Таблица 9 - Данные построения
графиков тормозного пути
Параметры
|
φ
|
Va,
км/ч
|
|
|
|
10
|
30
|
50
|
60
|
90
|
100
|
110
|
113
|
Smin,
м
|
0,1
|
4
|
35
|
98
|
142
|
319
|
394
|
476
|
503
|
|
0,2
|
2
|
18
|
49
|
71
|
159
|
197
|
238
|
251
|
|
0,3
|
1
|
12
|
33
|
47
|
106
|
131
|
159
|
168
|
|
0,4
|
1
|
9
|
25
|
35
|
80
|
98
|
119
|
126
|
|
0,5
|
0,8
|
7
|
20
|
28
|
64
|
79
|
95
|
101
|
|
0,6
|
0,7
|
6
|
16
|
24
|
53
|
66
|
79
|
84
|
|
0,7
|
0,6
|
5
|
14
|
20
|
46
|
56
|
68
|
72
|
|
0,8
|
0
|
4
|
12
|
18
|
40
|
49
|
60
|
63
|
По данным таблицы 9 строим график пути
торможения (рисунок 9).
Заключение
) Из графика, внешней скоростной характеристики
следует, что максимальная мощность двигателя 55 кВт достигается при угловой
скорости вращения коленчатого вала 600 рад/с ( ≈5700 об/мин) ; максимум
крутящего момента 115 Н∙м достигается при 300 рад/с (≈2800 об/мин);
минимальный удельный расход топлива 253 г/кВтч достигается при 400 рад/с ( ≈380
об/мин).
) Из графика мощностного баланса следует, что
максимальная мощность двигателя равна 55 кВт из них затрачиваемая на потери в
трансмиссии, составляет 5 кВт; Мощность с учетом потерь в трансмиссии
составляет 50 кВт. Из них 9 кВт затрачивается на преодоление сопротивления
дороги, 41 кВт на преодоление сопротивления воздуха, при условии движения
автомобиля на пятой передаче со скоростью 113 км/ч.
) Из графика силового баланса следует, что
максимальное суммарное значение силы сопротивления воздуха и силы сопротивления
качения 1580 Н. Сила сопротивления качения равна 293 Н, сила сопротивления
воздуха 1287 Н. При движении автомобиля со скоростью 113 км/ч на пятой передаче
силе. При этом автомобиль движется равномерно.
) Из динамического паспорта видно, что при
данных дорожных условиях (бетонное покрытие) автомобиль может двигаться на всех
передачах без буксования и развивать максимальную скорость 113 км/ч.
) Из графика ускорения АТС видно, что при
движении на пятой передаче со скоростью 113 км/ч ускорение равно нулю,
автомобиль движется равномерно.
) Из графиков времени разгона и пути разгона следует,
что автомобиль разгоняется до 100 км/ч за 27 секунд, при этом проехав путь
длиной 424 м. Время, затрачиваемое на переключение передач равно 1 с.
) Из графика минимального пути торможения
автомобиля следует, что путь торможения уменьшается пропорционально
коэффициенту сцепления и квадрату скорости и достигает минимального значения 63
м при φ=0,8.
Список использованных источников
1.
Павлюк А.С., Величко А.В. "Расчет тяговой динамичности автотранспортных
средств: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине
«Автотранспортные средства» для студентов специальности «Автомобили и
автомобильное хозяйство» "/ Алт. политехн. ин-т им. И.И. Ползунова. -
Барнаул: Б.и. - 1988. - 35 с.
.
Гаспарянц Г.А. Конструкция, основы теории и расчета автомобиля: Учебник для
машиностроительных техникумов по специальности «Автомобилестроение». - М.:
Машиностроение, 1978. - 351 с.
.
Краткий автомобильный справочник НИИАТ.-М. Транспорт, 1984. - 224 с.
.
Иларионов В.А., Морин М.М., Сергеев Н.М., Фаробин Я.Е., Шупляков В.С.,
Юрчевский А.А. "Теория и конструкция автомобиля" 1984.