Расчет эксплуатационных свойств автомобиля

Расчет эксплуатационных свойств автомобиля

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН

ВОСТОЧНО-КАЗАХСТАНСКИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

им. Д Серикбаева

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Проектирование автомобилей»

Выполнил: студент группы 11-АА-1

Қуағанов Н.Қ.

Шифр 5В071300

Руководитель курсового проектирования:

Давыдов А.А.

г. Усть-Каменогорск

год

Исходные данные

Тип автомобиля - легковой;

Тип двигателя - бензиновый;

Частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности =5800 об/мин

Коэффициент использования массы =250

Количество мест для пассажиров z=4;

Максимальная скорость движения - Vmax =40 (м/с)

Колесная база - L=2,8 м;

Коэффициент сопротивления дороги:

при максимальной скорости - Ψv=0,018

- максимальный - Ψmax=0,33

Узел (агрегат, система) автомобиля для конструкторской разработки: дисковый тормозной механизм

Деталь узла (агрегата, системы) для расчет: тормозной диск

Содержание

. Тяговый расчет автомобиля

1.1 Определение веса автомобиля

.2 Выбор двигателя

.3 Определение передаточных чисел агрегатов трансмиссии

.3.1 Передаточное число главной передачи

.3.2 Передаточное число первой передачи коробки перемены передач

.3.3 Передаточные числа промежуточных передач коробки передач

2. Расчет эксплуатационных свойств автомобиля

2.1 Динамический паспорт автомобиля

.2 Ускорения автомобиля при разгоне

.3 Топливная экономичность автомобиля

.4 Устойчивость автомобиля

.5 Тормозные свойства автомобиля

.5.1 Замедление при торможении

2.5.2 Время торможения

.5.3 Тормозной путь

.6 Конструкторская разработка узла (агрегата, системы) автомобиля

Заключение

Список использованной литературы

1. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

.1 Определение веса автомобиля

Полный вес легкового автомобиля определяется по следующей формуле

Ga= (mо +mч(z +1) +mб(z+1)) g (1.1)

где mо - масса снаряженного автомобиля, кг;

mг - масса груза (грузоподъемность), кг;

mч - масса человека (mч = 70кг);

z - число пассажирских мест для проезда сидя (z=1);

mб - масса багажа, кг (mб=10 кг);

g - ускорение свободного падения, м/с2 (g=9,81м/с2).

Массу снаряженного автобуса определяем следующим образом:

mо = Кт , (1.2)

где mо- масса снаряженного автомобиля, кг;

Кт - коэффициент использования массы (Кг = 2000);

mг - масса груза (грузоподъемность), кг;

mо =250 4=1000 кг

Ga=(1000+75 (4+1)+10 (4+1))9,81=13979.25 Н

1.2 Определение нагрузки на колеса транспортной машины и выбор шин

автомобиль трансмиссия двигатель тормозной

Транспортной машины выбирают по стандартам исходя из расчета максимальной нагрузки на колесо. Основным размером, используемым при расчетах тягово- скоростных качеств, является радиус колеса, катящего без скольжения  .

Радиус колеса, катящегося без скольжения, примерно равен радиусу колеса, движущегося в ведомом режиме, т.е. колеса равномерно катящегося под действием толкающей силы. Последний занимает промежуточное положение между свободным радиусом  и радиусом

Значение этих двух радиусов приводятся в справочных материалах по сортаментам шин. Для упрощения расчетов считают, что  =0,29 м.

Для того чтобы выбрать шину по справочным материалам необходимо определить нагрузку на передние и задние колеса транспортной машины по следующей формуле:

Где полная масса транспортной машины, приходящаяся на колесо определенного моста, кг;

 - полный вес транспортной машины, приходящийся на определенный мост, Н;

n - номер моста( передний n=1, задний n=2);

 - количество колес на мосту транспортной машины.

Тип протектора выбираем - «дорожный»

Определив, таким образом, нагрузку на колеса переднего и заднего мостов и выбрав из них максимальную, по справочным материалам подбирают соответствующий радиус колеса, рисунок протектора, максимально допустимое  и минимально допустимое  давление воздуха в шинах, Мпа.

.3 Выбор двигателя

Выбор двигателя заключается в определении мощности необходимой для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях и максимальной мощности, а также расчете параметров внешней скоростной характеристики.

Мощность, необходимая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях определяется по формуле

Nv =   10-3 (1.3)

где Nv - мощность необходимая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях, кВт;

- полный вес автомобиля, Н;

- коэффициент сопротивления дороги при движении автомобиля с максимальной скоростью (=0,02);

-коэффициент сопротивления воздуха, , (для грузовых =0,5...0,7);

 - лобовая площадь автомобиля (миделево сечение), м2;

Vmax - максимальная скорость движения, м/с (Vmax=35 м/с);

 - КПД трансмиссии, для двухосных автобусов =0,92.

Nv =  10-3 =32.644кВт=33кВт

Сила сопротивления воздуха оказывает существенное влияние на тяговоскоростные качества автомобиля при высоких скоростях движения. Она зависит от лобовой площади  и формы кузова автомобиля, оцениваемого коэффициентом сопротивления воздуха .

 (1.4)

Максимальная мощность двигателя определяется по формуле

Nmax= Neѵ/((a*ne/nN+b (ne/nN)2-c (ne/nN)3) (1.5)

Следовательно, Nmax= Neѵ 33 кВт

где Nmax - максимальная мощность двигателя, кВт;

а,b и с - коэффициенты, зависящие от типа двигателя;

 - отношение принимают для бензиновых с ограничением= 0,2; 0,4; … 1,0.

Значения коэффициентов а,b и с можно определить по следующим формулам

 (1. 6)

 (1.7)

 (1. 8)

где kM - коэффициент приспосабливаемости двигателя по крутящему моменту коленчатого вала, (для дизельных двигателей kM = 1,1...1,15);

kn - коэффициент приспосабливаемости двигателя по частоте вращения коленчатого вала, (для дизельных двигателей kn = 1,45...2,1).

a=

b =

с = 1,8   = 1,017

Наиболее полные сведения о параметрах двигателя дает внешняя скоростная характеристика, представляющая зависимость эффективных мощности Nе и момента Ме от частоты вращения коленчатого вала nе при установившемся режиме работы и максимальной подаче топлива. Важнейшими параметрами внешней скоростной характеристики являются максимальная эффективная мощность Nmax; максимальный крутящий момент Мтах; крутящий момент при максимальной мощности МN, максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя nmах; частоты вращения коленчатого вала при максимальной мощности nN и при максимальном моменте nm, коэффициенты приспосабливаемости двигателя по крутящему моменту коленчатого вала км и частоте вращения коленчатого вала kn.

Эффективная мощность двигателя определяется по формуле

Nе = Nmax  , кВт (1.9)

При определении значений эффективной мощности по формуле (1.12) отношения ne/nN принимаем равными для дизельных двигателей - от 0,2 до 1,0 с шагом 0,2.

Соответствующее значение эффективного момента определяем по формуле

Ме =  , Нм (1.10)

Значения Ме определяем для каждого значения Ne и соответствующего ему значения wе.

nе= 0,2nN ; 0,4nN и т.д. до 1,0nN или до 1,2nN в зависимости от типа двигателя соответственно определению значений эффективной мощности по формуле (1.12).

Определив по формулам (1.9) и (1.10) значения Ne и Ме, и значения nе вносим их в таблицу 1.

Таблица 1 - Параметры скоростной характеристики двигателя

По данным таблицы 1 строим график скоростной характеристики двигателя.

1.4 Расчет основных параметров агрегатов трансмиссии, подвески механизмов, обеспечивающих безопасность движения

.4.1 Сцепление

Основным параметрами фрикционных сцеплений являются: наружный D и внутренний d диаметры фрикционных накладок ведомых дисков; коэффициент запаса сцепления β; нажимное усилие пружин Рн; расчетный коэффициент трения сцепления μ; число нажимных пружин; давление на фрикционные накладки q и число ведущих дисков.

Указанные параметры должны соответствовать требованиям ГОСТа на основные параметры сухих фрикционных сцеплений.

Наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок зависят от величины максимального крутящего момента коленчатого вала двигателя  и определяется по следующей формуле:

, м (1.11)

=0,152 м

d = 0,6D, м (1.12)

d = 0,60,152 = 0,0912 м

диаметры фрикционных накладок ведомых дисков определенных по формулам (1.11) и (1.12) уточняют, пользуясь стандартными их значениями. Таким образом, D=180 мм и d=100 мм, а толщина накладки =3 мм.

Коэффициент запаса сцепления  - это отношение статистического момента трения  к максимальному крутящему моменту двигателя.

 (1.13)

Значение коэффициента  выбирают с учетом неизбежного изменения (уменьшения) коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, числа ведомых дисков. Уменьшение  составляет вследствие усадки пружин 8…10%; вследствие износа накладок 15%. Суммарное уменьшение составляет 23…25%. Из ниже приведенного среднего значения коэффициента запаса сцепления =1,35.

Нажимное усилие пружин

 (1.14)

где  - нажимное усилие пружин, Н;

 - максимальный крутящий момент двигателя, Нм;

 - среднийй радиус фрикционных накладок ведомого диска, м;

 - коэффициент трения (;

 - число пар поверхностей трения.

 (1.15)

Давление на фрикционные накладки

 (1.16)

где  - давление на фрикционные накладки, Па;

 - площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки, .

Давление на фрикционные накладки должно находиться в пределах 0,14…0,3 Мпа. Для большегрузных транспортных машин рекомендуется .

.4.2 Главная передача

Главные передачи по числу, виду и расположению зубчатых колес подразделяют на несколько типов (одинарные, двойные(центральные, разнесенные), конические, гипоидные, цилиндрические, червячные, двухступенчатые).

Одинарная главная передача компактна, имеет минимальные размеры и массу, невысокую стоимость, простота эксплуатации и производстве. Применение ее ограничено величиной передаточного числа (≤7,0) и несущей способностью зубчатого зацепления: при передаче большого крутящего момента необходимо увеличить модуль зуба, а следовательно и размеры зубчатых колес, что приводит к уменьшению дорожного просвета. Одинарную главную передачу применяют на легковых и грузовых автомобилях малой грузоподъемности.

Центральная двойная главная передача обладает большей нагрузочной способностью по сравнению с одинарной при тех же размерах колес и позволяет получить большее передаточное число (≤12) без уменьшения дорожного просвета.

Разнесенные двойные главные передачи сложнее по конструкции, чем центральные двойные, имеют большее количество зубчатых колес и подшипников. Двойные разнесенные главные передачи обладают следующими преимуществами: возможность уменьшения размеров деталей межколесного дифференциала и диаметра полуосей; достаточно большой дорожный просвет.

Основными параметрами главных передач являются их передаточное число  и конусное расстояние  У двойных главных передач еще и межосевое расстояние

Передаточное число главной передачи определим по следующей формуле

u0 =  (1.17)

где nтах - максимальная частота вращения коленчатого вала, об/мин (из скоростной характеристики двигателя);

r - радиус колеса, м;

Vmax - максимальная скорость движения автомобиля, м/с;

икв - передаточное число высшей передачи коробки передач (значение икв принимают самостоятельно. Если высшая передача прямая то икв = 1,0, а если повышающая то икв = 0,75...0,9.)

иркв - передаточное число высшей передачи раздаточной коробки передач (как правило иркв =1,0).

u0 =  4,415

Передаточное число двойной главной передачи, определенное по формуле (1.18), необходимо распределить между конической и цилиндрической зубчатыми парами исходя из следующего условия:

 (1.18)

где  - передаточное число конической зубчатой пары;

 - передаточное число цилиндрической зубчатой пары.

При этом необходимо исходить из условия:

 (1.19)

Передаточное число конической зубчатой пары

 (1.20)

Конусное расстояние Lk главной передачи необходимо определить по двум формулам

Lk= (1.21)

Lk=

где  - эмпирический коэффициент (;

 - полный вес автомобиля, Н;

 - максимальный коэффициент сопротивления дороги (;

 - радиус колеса, м;

 - передаточное число главной передачи (для двойной главной передачи необходимо представлять значение

 - КПД трансмиссии;

 - полный вес автомобиля приходящийся на ведущие колеса, Н;

 - коэффициент сцепления шин с дорогой (.

Из двух значений конусного расстояния определенных по формулам () и () принимают меньшее.

Для двойных главных передач необходимо определить межосевое расстояние цилиндрической зубчатой пары  которое определяется по формулам () и () и из двух значений выбирают меньшее. При этом эмпирический коэффициент К принимают равным 0,0086 и вместо передаточного числа  используют передаточное число .

.4.3 Коробка передач

Основными параметрами коробки передач являются диапазон передаточных чисел, количество ступеней, передаточные числа и межосевое расстояние.

Диапазон и число ступеней коробки передач являются ее основными характеристиками и определяются типом и назначением транспортной машины.

Диапазон и число ступеней коробок передач грузовых автомобилей отличаются большими пределами. Существуют коробки передач с числом ступеней от 6 до 22 и Д=5…25.

Передаточное число первой (низшей) передачи коробки передач , если не установлен диапазон, определяют исходя из возможности преодоления заданного максимального дорожного сопротивления и реализации максимального тягового усилия по условиям сцепления ведущих колес с дорогой.

По первому условию

uк1 =  (1.23)

По второму условию

uк1φ =  (1.24)

где Ga - полный вес автомобиля, Н;

 - максимальный коэффициент сопротивления дороги (по заданию);

r - радиус колеса, м;

u0 - передаточное число главной передачи;

 - КПД трансмиссии;

 -полный вес автомобиля, приходящийся на ведущие колеса (тележку),Н ( равен G1 или G2 в зависимости от выбранной компоновки автомобиля, см. раздел 1.2);

φ - коэффициент сцепления шин с дорогой (φ = 0,8);

 - максимальный эффективный момент двигателя, Нм (определяем по графику скоростной характеристики).

По первому условию uк1 =  =5,06

По второму условию uк1φ =  =6,74

Передаточные числа промежуточных передач для коробки передач с прямой высшей передачей определяется по формуле

um =  , (1.25)

Если коробка передач имеет повышающую передачу, то для определения передаточных чисел промежуточных передач пользуются следующей формулой

um = , (1.26)

где m - номер определяемой передачи;

п - количество передач;

uK1- передаточное число первой передачи коробки передач;

икв - передаточное число высшей передачи коробки передач (выбирается самостоятельно по аналогии с существующими конструкциями автомобилей).

Так как коробка передач с прямой высшей передачей передаточные числа промежуточных передач определяем по формуле (1.25).

Передаточное число второй передачи коробки передач

u2= 3,372

Передаточное число третей передачи коробки передач

u3= =2,248

Передаточное число четвертой передачи коробки передач

u4= =1,499

Передаточное число четвертой передачи коробки передач

u5= =1

Межосевое расстояние можно определить по формуле

 (1.27)

где  - межосевое расстояние, м;

 - эмпирический коэффициент (=0,0089…0,0093 для легковых автомобилей);

 - максимальный эффективный момент двигателя, Нм.

.4.5 Полуоси

В машиностроении применяют три типа полуосей:

полностью разгруженные - благодаря тому, что подшипники несколько разнесены, изгибающие моменты от сил взаимодействия колес с дорогой воспринимаются балкой ведущего моста, и полуось ногружается только крутящим моментом.

полуразгруженная полуось - полуось у внешнего конца имеет шейку, на которой установлен подшипники, расположенный во внутренней расточке балки ведущего моста. Изгибающие моменты, возникающие в результате действия сил взаимодействия колес с дорогой, воспринимаются полуосью.

разгруженная на три четверти - эти полуоси отличаются от предыдущих тем, что вместо двух подшипников имеется только один. В этом случае изгибающие моменты воспринимаются полуосью вместе с балкой ведущего моста.

Для полуразгруженной полуоси диаметр определяется по формуле:

0,028 м

где  - диаметр полуоси, м;

 - вес приходящийся на колесо, Н;

 - коэффициент сцепления шин с дорогой (=0,8);

 - радиус колеса, м;

 - допускаемое напряжение на кручение, Па (=500…700МПа; =600…750Мпа).

.4.6 Подвеска

Основным параметром подвески, независимо от ее типа, является техническая частота колебаний, которая определяется по следующей формуле:

где  - техническая частота колебаний подвески, колеб/мин;

 - статический прогиб упругого элемента подвси, см (для дегковых транспортных машин =20...25 см).

Статический прогиб задней подвески определяют из следующих соотношений: грузовые транспортные машины =(0,8…0,9)(значение должно быть в пределах 50...70 колеб/мин).

=0,8=52,4

1.4.7 Рулевое управление

Для рулевого управления основным параметром является момент сопротивления повороту, который необходимо преодолеть, поворачивая рулевое колесо автомобиля, стоящего на месте.

Момент сопротвления повороту определяют по формуле:

=324,59

где  - момент сопротивления повороту, Нм;

 - полный вес автомобиля, приходящийся на управляемое колесо, Н;

 - коэффициент сцепления шин с дорогой (=0,8);

 - минимально допустимое давление воздуха в шине, Мпа (см. выбор шин)

 - коэффициент сопротивления качению (=0,018);

 - плечо обкатки, м (грузовые автомобили и автобусы =0,05...0,1);

 - КПД рулего управления (=0,78...0,8).

.4.8 Тормозное управление

Основным параметром тормозного управления, вне зависимости от типа и конструкции тормозного механизма и типа тормозного привода, является максимальный тормозной момент, который может быть реализован по условию сцепления шин с дорогой.

Максимальный тормозной момент определяют для тормозных систем передних и задних колес:

где  - максимальный тормозной момент, Нм;

 - полный вес транспортной машины, приходящийся на тормозящие колеса, Н;

m - коэффициент перераспределения масс транспортной машины при ее торможении (для тормозов передних m=1,5…2,0; для задних m=0,5…0,7);

n - номер моста (n=1 - передний мост, n=2 - задний мост(тележка)).

.4.9 Карданные передачи

Основными параметрами карданных передач являются: расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче трансмиссии; максимальная частота вращения карданного вала; допустимая длина карданного вала и критическая частота вращения карданного вала.

Расчетный крутящий момент на карданном валу на нишей передаче трансмиссии определяют по следующей формуле:

где  - расчетный крутящий момент на карданном валу, Нм;

 - крутящий момент на ведущем валу коробки передач, Нм;

 - передаточное число первой передачи коробки передач;

 - передаточное число низшей передачи раздаточной коробки (если в трансмиссии транспортной машины нет раздаточной коробки или рассматриваемый карданный вал соединяет валы коробки передач и раздаточной коробки, то в формуле () параметр  не нужен).

Максимальную частоту вращения карданного вала определяют по формуле:

=5800/1=5800

где  - максимальная частота вращения карданного вала, об/ мин;

 - максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/ мин;

 - передаточное число первой передачи коробки передач;

 - передаточное число высшей передачи раздаточной коробки (если в трансмиссии транспортной машины нет раздаточной коробки или рассматриваемый карданный вал соединяет валы коробки передач и раздаточной коробки, то в формуле () параметр  не нужен).

Допустимую длину карданного вала определяют по формуле:

где  - допустимая длина карданного вала, м;

 - наружный диаметр карданного вала, м;

 - внутренний диаметр карданного вала, м.

Критическую частоту вращения карданного вала определяют по формуле:

где  - длина карданного вала, см.

2. РАСЧЕТ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ СВОЙСТВ АВТОМОБИЛЯ

.1 Динамическая характеристика

Динамическая характеристика выражается графиком зависимости динамического фактора от скорости движения автомобиля.

Значения динамического фактора определяют по формуле

Da = (Pm - Pв)/Ga, (2.1)

где Рт - тяговая сила автомобиля, Н;

Рв - сила сопротивления воздуха, Н;

Ga - полный вес автомобиля, Н.

Рт =Ме  uтр   / r , (2.2)

Рв =  F V2 , (2.3)

Ga = mag, (2.4)

где ump - передаточное число трансмиссии;

 - к.п.д. трансмиссии (примерные значения приведены ниже);

r - радиус колеса, м;

- коэффициент сопротивления воздуха, Н  с2 / м4 (

Fw - лобовая площадь автомобиля, м2 (Fw=5,0);

V - скорость движения автомобиля, м/с;

та - полная масса автомобиля, кг;

g - ускорение свободного падения (g =9,81 м/с2).

ump = uк  uрк  uо (2.5)

где иК - передаточное число коробки передач;

ирк - передаточное число раздаточной коробки (если автомобиль имеет раздаточную коробку);

и0 - передаточное число главной передачи.

Скорость автомобиля определяют по формуле

V= r/ump . (2.6)

В таблицу 2 вносим параметры определенные по формулам (2.1), (2.2), (2.3), (2.5) и (2.6), а значения пе и Ме берем из таблицы 1.

Количество блоков, содержащих параметры итр, V, Рт , Рв, Da в таблице 2 соответствует количеству передач в трансмиссии. Количество передач трансмиссии определяется количеством передач в коробке передач. Если в трансмиссию включена раздаточная коробка, то количество передач трансмиссии увеличивается в два раза (последовательное включение передач коробки передач при включенной понижающей передачи раздаточной коробки, а затем последовательное включение передач коробки передач при включенной повышающей передачи раздаточной коробки).

По данным таблицы 2 строим график динамической характеристики совместно с номограммой нагрузок.

По мере изменения веса транспортной машины от Ga до G динамический фактор его изменяется, и его величину можно определить по формуле

D =  (2.7)

где Ga - полный вес автомобиля, Н;

G - фактический вес автомобиля, Н.

Чтобы не пересчитывать при каждом изменении нагрузки значение D динамическую характеристику дополняют номограммой нагрузок, которую строят следующим образом. Ось абсцисс динамической характеристики продолжают влево (рисунок 2) и на ней откладывают отрезок произвольной длины. На этот отрезок наносят шкалу нагрузок Н в процентах. Через нулевую точку шкалы нагрузок проводят прямую, параллельную оси Da, и на ней наносят шкалу динамического фактора D0 для автомобиля без нагрузки.

Масштаб для шкалы D0 определяем по следующей формуле

mо =  (2.8)

mо =  =0,007

Масштаб для шкалы Dп определим по следующей формуле

mп = (2.9)

mп =  =0,0025

где ао - масштаб динамического фактора для автомобиля с полной нагрузкой;

Go-вес автомобиля без нагрузки (вес автомобиля в снаряженном состоянии),Н;

Gап - полный вес автомобиля вместе с прицепом, Н.

Равнозначные деления шкал Do и Da (0,1; 0,2 и т.д.) соединяем между собой прямыми линиями.

2.2 Ускорения при разгоне

Одним из показателей динамических качеств автомобиля при неравномерном движении служит ускорение при разгоне.

Ускорение автомобиля при разгоне определяют по формуле

a = (Da - ψ)  g/ δвp, (2.10)

где δвp - коэффициент учета вращающихся масс;

ψ - коэффициент сопротивления дороги ( в расчетах необходимо принять ψ = Ψv (Ψv=0,018)).

δвp = 1,03+0,04  uкп2  uрк2 (2.11)

Значения ускорений автомобиля определяем для всех передач трансмиссии и вносим в таблицу 3.

Таблица 3 - Параметры для построения графика ускорений

В таблице 3 значения скоростей движения транспортной машины V и передаточных чисел трансмиссии переносим из таблицы 2.

По данным таблицы 3 строим график ускорений, который представляет собой зависимость ускорений транспортной машины от скорости ее движения.

При правильно проведенных расчетах значение ускорения автомобиля при разгоне соответствующее максимальной скорости движения равно нулю.

.3 Топливная экономичность автомобиля

Топливную экономичность автомобиля (ее основной показатель qn) определяют для случая, когда автомобиль движется на высшей передаче трансмиссии, на которой возможно движение по заданному участку трассы, характеризуемому коэффициентом сопротивления дороги Ψv, при максимальной скорости. Возможность движения определяется по графику динамической характеристики. Пока выполняется условие ψ  D, т.е. пока коэффициент суммарного дорожного сопротивления не превышает значения динамического фактора, движение возможно.

Одним из показателей топливной экономичности автомобиля является путевой расход топлива, который определяется по формуле

q =  (2.12)

где qn - путевой расход топлива, л / 100 км;

- минимальный удельный эффективный расход топлива, г/кВтч (для дизельных двигателей 240, г/кВтч);

 -эмпирический коэффициент, зависящий от степени использования мощности;

 - эмпирический коэффициент, зависящий от частоты вращения коленчатого вала двигателя;

- мощность, затрачиваемая на сопротивление дороги, кВт;

- мощность, затрачиваемая на сопротивление воздуха, кВт;

- плотность топлива, кг/дм3 (для дизельного топлива  =0,86 кг/дм3).

Эмпирические коэффициенты  (для дизельных двигателей) и Коб определяются по следующим зависимостям:

 =3,27 - 8,22U + 9,13U2 - 3,18 U3, (2.13)

 = 1,25 - 0,99(nе/nN) + 0,98(nе/nN)2 - 0,24(nе/nN)3 . (2.14)

В выражении (2.10) параметр U называется степенью использования мощности и определяется по формуле

U=  / Nm , (2.15)

где Nm - тяговая мощность автомобиля, кВт.

Тяговую мощность автомобиля определяется по следующей формуле

Nm=Nе  . (2.16)

Отношение nе/nN в формуле (2.11) берем из таблицы 1.

Мощность , затрачиваемую на сопротивление дороги, и мощность Nв, затрачиваемую на сопротивление дороги, определяем по следующим формулам

 = Ga  ψv  V  10-3, (2.17)

 =Pв  V 10-3. (2.18)

Остальные значение определяем также подставляя соответствующие значения в формулы.

При заполнении таблицы 4 значения nе/nN и Ne берем из таблицы 1; значение Nm определяют по формуле (2.13); значение V берем из таблицы 2 (для высшей передачи трансмиссии); значения мощностей , и  определяется по формулам (2.14) и (2.15) соответственно; степень использования мощности U по формуле, представленной в данном разделе; а коэффициенты  и КU по формулам (2.11) и (2.10), затем определяем путевой расход топлива qn по формуле (2.9).

Таблица 4 - Параметры для построения графика топливной экономичности

ne/nn	-	0,2		0,4	0,6	0,8	1
Ne	кВт	7,077312		15,5269	23,73782	30,09917	33
Nт	кВт	6,511127		14,28474	21,8388	27,69123	30,36
V5	м/с	8,00		16,00	24,00	32,00	40,00
Nψ	кВт	2,013126		4,026252	6,039378	8,052504	10,06563
Nв	кВт	0,1597711		1,278169	4,313821	10,22535	19,97139
Nψ+Nв	кВт	2,1728971		5,304421	10,3532	18,27786	30,03702
U	-	0,3337206		0,371335	0,474074	0,660059	1
Kn	-	1,0871698		1,063689	0,998422	0,901642	0,950929
Kω	-	1,08928		0,99544	0,95696	0,96232	1
qn	л/100км		4,256	4,64	5,45	6,55	9,45 .4 Устойчивость автомобиля Наиболее вероятна и наиболее опасна потеря поперечной устойчивости автомобиля, которая оценивается следующими показателями: Vз - максимальная (критическая) скорость движения автомобиля по окружности, соответствующая началу его скольжения, м/с (в дальнейшем -критическая скорость автомобиля по условию заноса); Vо - максимальная (критическая) скорость движения автомобиля по окружности, соответствующая началу его опрокидывания, м/с (в дальнейшем -критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания); βз - максимальный (критический) угол косогора, соответствующий началу поперечного скольжения колес автомобиля, град, (в дальнейшем - критический угол по условию заноса); βо - максимальный (критический) угол косогора, соответствующий началу поперечного опрокидывания автомобиля, град, (в дальнейшем - критический угол по условию опрокидывания). Критическая скорость автомобиля по условию заноса определяется по следующей формуле Vз =  , (2.19) где Vз - критическая скорость автомобиля по условию заноса, м/с; R - радиус поворота, м (в расчетах принять R=100 м); φ - коэффициент сцепления шин с дорогой (в расчетах принять (φ = 0,8); g - ускорение свободного падения, м/с2. Vз = Критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания определяется по формуле Vо =  , Vо =  =31,32 (2.20) где Vо - критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания, м/с; Кср - средняя колея автомобиля, м;  - высота центра тяжести автомобиля, м. )- коэффициент поперечной устойчивости (принимаем = 1) Критический угол по условию заноса определяем по формуле βз = arc tg φ, град (2.21) βз = arc tg0,8 = 39 Критический угол по условию опрокидывания определяем по формуле βз = arc tg(), град (2.22) βз = arc tg1 = 45 Возможность автомобиля противостоять опрокидыванию зависит от отношения  которое называется коэффициентом поперечной устойчивости (для легковых ηпоп =0,9...1,2). .5 Тормозные свойства автомобиля .5.1 Замедление при торможении Показатели тормозной динамичности автомобиля определяют, считая, что тормозные силы на всех колесах автомобиля достигли значения сил сцепления. Замедление при торможении можно определить по формуле aз = (φ + ψ)  g/Kэ (2.23) aз = (0,8+0,018)  9,81/1,1=7,29 м/с2 где aз - критическая скорость автомобиля по условию заноса, м/с; φ - коэффициент сцепления шин с дорогой (в расчетах принять (φ = 0,8); ψ - коэффициент сопротивления дороги (по заданию); g - ускорение свободного падения, м/с2; Kэ - коэффициент эффективности торможения (для легковых автомобилей составляет Кэ =1,1…1,2, принимаю Кэ=1,1). .5.2 Время торможения Время торможения определяем по формуле tmop = (Vн / aз мах) - 0,5  tу , (2.24) tmop = (40 / 7,29) - 0,5 0,1=5,44 с где aз мах - максимальное замедление автомобиля при торможении, м/с2 (в расчетах принять aз мах = aз); tу - время, в течение которого замедление увеличивается от нуля (начало действия тормозной системы) до максимального значения, с (для грузовых автомобилей tу =0,05... 0,2, принимаю tу =0,12 с); Vн - скорость начала торможения, м/с. При максимальной скорости начала торможения 2.5.3 Тормозной путь Тормозной путь автомобиля (Smop , м) определим по формуле Smop =  / (2  aз мах) (2.25) Smop =402/ (2 7,29) = 109,74 м При максимальной скорости начала торможения Распределение общей тормозной силы между мостами не соответствует реальным реакциям, изменяющимся во время торможения, поэтому критическое замедление автомобиля оказывается меньше, а время торможения тормозной путь больше теоретических значений этих показателей. Для приближения результатов расчета к экспериментальным данным в формулу (2.20) вводится коэффициент эффективности торможения Кэ, (среднее значение которого для легковых автомобилей составляет Кэ =1,1... 1,2) 3. КОНСТРУКТОРСКАЯ РАЗРАБОТКА УЗЛА (АГРЕГАТА, СИСТЕМЫ) АВТОМОБИЛЯ .1 Назначение узла (агрегата, системы) Тормозное управление предназначена для замедления движения автомобиля вплоть до полной остановки и удержания его на месте, на стоянке. .2 Требования, предъявляемые к узлу (агрегату, системе) К тормозному механизму предъявляется повышенные требования, так как тормозное управление является важнейшим средством обеспечения активной безопасности автомобиля. Требования к тормозным системам регламентированы ГОСТ 22895-77 и международными правилами (Правила №13 ЕЭК ООН). Требования к тормозным механизмам следующие: минимальный тормозной путь или максимальное установившееся замедление сохранение устойчивости при торможении; стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях; минимальное время срабатывания тормозного привода; силовое следящее действие тормозного привода, т.е. пропорциональность между усилием на педали и приводным моментом; малая работа управления тормозными системами - усилие на тормозной педали в зависимости от назначения автотранспортного средства должно лежать в пределах 500…700 Н (низший предел для легковых автомобилей): ход тормозной педали 80…180 мм; надежность всех элементов тормозных систем. Основные элементы (тормозная педаль и ее крепление, главный тормозной цилиндр, тормозной кран и др.) должны иметь гарантированную прочность, не должны выходить из строя на протяжении гарантированного ресурса; должна быть также предусмотрена сигнализация, оповещающая водителя о неисправности тормозной системы; .3 Классификация узлов (агрегатов, систем); . По типу привода: механический (фрикционный); гидравлический; электрический; комбинированный . По расположению: колесный; трансмиссионный. . По форме поверхностей трения: дисковый; барабанный: а) колодочный б) ленточный. .4 Анализ конструкций узла (агрегата, системы) Для анализа конструкции тормозных механизмов служат следующие критерии: коэффициент тормозной эффективности; стабильность - характеризует зависимость коэффициента тормозной эффективности от изменения коэффициента трения; уравновешенность тормозного механизма; Наиболее подходящим механизмом для проектируемого легкового автомобиля принимаю дисковый тормозной механизм, характеристика которого описана в пункте 3.4.1. .4.1 Дисковые тормозные механизмы Дисковые тормозные механизмы применяются главным образом на легковых автомобилях: на автомобилях малого и среднего классов - в большинстве случаев только на передних колесах (на задних колесах применяются барабанные тормозные механизмы). Конструкция дисковых тормозных механизмов могут выполняться с неподвижной или плавающей скобой. Появилась еще конструкции дисковых тормозных механизмов с качающейся на маятниковом подвесе скобой и односторонним расположением цилиндра. Такая конструкция исключает возможность заедания скобы, наблюдающегося иногда в конструкциях с плавающей скобой. Рис.1 Схема дискового тормозного механизма и его статическая характеристика. К другим достоинствам дискового тормозного механизма можно отнести: стабильность; меньшую чувствительность к попавшей на накладки воде, по сравнению с барабанным тормозным механизмом; возможность увеличения передаточного числа тормозного привода благодаря малому ходу поршня; хорошее охлаждение тормозного диска, так как тормозной механизм открытый; меньшую массу по сравнению с барабанным. Дисковый тормозной механизм неуравновешенный, так как при торможении создается дополнительная сила, нагружающая подшипники колеса. Следует также отметить, что в дисковом тормозном механизме тормозные накладки изнашиваются более интенсивно, чем в барабанном, поэтому необходима более частая смена колодок. Конструкция дисковых тормозных механизмов предусматривает легкую и быструю смену тормозных колодок. .4.3 Тормозной гидропривод Тормозной гидропривод применяется на всех легковых и грузовых автомобилях полной массой до 7,5 т. Достоинства: малое время срабатывания; равенство приводных сил на тормозных механизмах левых и правых колес; удобство компоновки; высокий КПД; возможность распределения приводных усилий между тормозными механизмами передних и задних колес в результате применения рабочих цилиндров разного диаметра ; простота обслуживания. Недостатки: снижение КПД при низких температурах; возможность выхода из строя тормозной системы при местном повреждении привода. На современных автомобилях обязателен двухконтурный привод: при выходе из строя одного контура обеспечивается возможность торможения неповрежденным контуром, хотя и с меньшей эффективностью. .5 Расчет детали проектируемого узла (агрегата, системы) Нагрев тормозного диска :  (3.1) =178 С =44,5 С где  - масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо;  - масса диска; С - удельная теплоемкость чугуна или стали, С=500 Дж/(кг К). Заключение В результате выполненных расчетов, данный автомобиль обладает следующими техническими характеристиками: -максимальная мощность двигателя (при 580 рад/с) 33 кВт -максимальный крутящий момент двигателя (при 580 рад/с) 65,143 Нм максимальный динамический фактор составляет 0,33 максимальное ускорение равно  1,488 м/с2 тормозной путь при максимальной скорости составил  109,74 м критическая скорость автомобиля по условию заноса 28,01 м/с критическая скорость автомобиля по условию опрокидывания 31,32 м/с критический угол по условию заноса 39 критический угол по условию опрокидывания 45 Список используемой литературы 1.   Давыдов А.А. Тяговые и эксплуатационные свойства автомобиля. Учебное пособие. - Усть-Каменогорск.: «ТОО ПКВК Арго», 2010.-124 с. 2.      Давыдов А.А. Автомобиль. Тяговый расчет, теория движения. Учебное пособие. - Усть-Каменогорск: «ТОО ПК ВК Арго», 2011.-125 с. .        Давыдов А.А., Макенов А.А. Эксплуатационные свойства автомобиля: Учебное пособие. - Усть-Каменногорск.: ВКГТУ, 2005. - 110 с. . Вахламов В.К. Автомобили. Эксплуатационные свойства. -М.: ПЦ «Академия», 2006.- 240 с. 5. Давыдов А.А. Расчет тяговых и эксплуатационных свойств автомобилей и тракторов. Методические указания к практическим занятиям. Усть-Каменогорск.: «ТОО ПК ВК Арго», 2011. - 55 с. Похожие работы на - Расчет эксплуатационных свойств автомобиля   Расчет эксплуатационных свойств автомобилей УАЗ 3741 и Volkswagen Transporter... СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе Расчет тягово-скоростных свойств трактора и автомобиля СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе Определение эксплуатационных свойств автомобиля Урал 65514 СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе Расчет эксплуатационных свойств автомобиля СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе Расчет эксплуатационных свойств автомобиля ВАЗ-2103 СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе ... эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6 и проверочный расчет ... СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе Расчет тягово-скоростных свойств и топливной экономичности автомобиля СкачатьСкачать документ Информация о работеИнформация о работе Нужна качественная работа без плагиата? Другие курсовые работы по транспорту Не нашли материал для своей работы? Поможем написать уникальную работу Без плагиата! Узнайте © 2003 - 2022 «Библиофонд» Обратная связь Пользовательское соглашение Политика конфиденциальности Полная версия Помощь по учебным работам Консультация по курсовой работе Консультация по дипломной работе ВКР Консультация по реферату Консультация по отчетам о практике