МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ до дипломного та курсового проектування з курсу Теорія автомобіля для студентів спеціальностей Автомобілі та автомобільне господарство і Колісні та гусеничні транспортні засоби всіх форм навчання

Завданням тягового розрахунку є визначення основних характеристик автомобіля взагалі та параметрів його поодиноких агрегатів.

Тяговий розрахунок будується на таких технічних умовах, заданих на автомобіль:

1. Тип, призначення та колісна формула автомобіля.

2. Маса корисного навантаження m_г (для вантажного автомобіля вантажопідйомність у кілограмах або тоннах, для легкового кількість місць, для автобусів пасажиромісткість).

3. Максимальна швидкість руху автомобіля на прямій передачі на горизонтальній ділянці гарного асфальтобетонного шляху, V_max, м/с, (км/год) .

4. Максимальний опір шляху, який повинен переборювати автомобіль, Y_max.

5. Особливі вимоги до конструкції автомобіля підвищена прохідність, наявність лебідки та інші.

Повна маса автомобіля, що проектується, визначається з урахуванням параметрів автомобілів, які існують та добре себе зарекомендували в експлуатації автомобілів, близьких за призначенням та вантажопідйомностю до шуканих. При цьому треба ураховувати ті конструктивні зміни або доповнення, які будуть внесені до проекту відповідно до технічних завдань (п.5).

Автомобіль, параметри якого будуть близькі за призначенням та вантажопідйомністю, надалі будемо вважати базовим.

У тому разі, коли вантажопідйомність базового автомобіля не збігається з вантажопідйомністю автомобіля, що проектується визначають коефіцієнт використання маси для базового автомобіля η_m як відношення вантажопідйомності m_гб до власної маси m_об

(1.1)

де власна маса базового автомобіля (маса повністю обладнаного автомобіля з повною заправкою паливом, водою та мастилом, з комплектом шоферського інструменту та запасним колесом, але без водія, пасажирів і маси корисного навантаження).

За знайденим значенням η_m знаходять власну масу автомобіля, що проектується

Повну масу автомобіля, що проектується m_a визначають за рівнянням

(1.3)

де q₁ маса однієї людини (75 кг);

q₂ маса багажу на одну людину (2025кг);

n загальна кількість місць в кузові (кабіні), включаючи водія.

Після цього власну масу обладнаного базового автомобіля m₀ приймають рівною власній масі легкового автомобіля, що проектується, повну масу цього автомобіля визначають за рівнянням

(1.4)

При виконанні тягового розрахунку автобуса вибирають базовий автобус, для якого визначають k, як відношення власної маси обладнаного автобуса до кількості місць (для міжміського автобуса n - кількість місць для сидіння; для міського автобуса n - загальна кількість місць):

  (1.5)

Повна маса автобуса, що проектується, визначається за формулою

(1.6)

де n_пр автобуса, що проектується.

припадає на передню вісь G₁ та задню G₂, можна автомобіля. Наприклад: коли частка повної сили ваги базового автомобіля, що припадає на передню вісь n₁ = 0,28 (n₁ = G₁ / G_a) , а на задню вісь n₂ = 0,72 (n₂ = G₂ / G_a), то для автомобіля, що проектується, навантаження на вісі визначається за формулами

(2.1)

для задньої вісі (2.2)

де g - прискорення вільного падіння.

Якщо в довідковій літературі цих даних немає, то орієнтовані значення навантаження на осі можна знайти для вантажних автомобілів за співвідношеннями

(2.3)

а для легкового автомобіля

Для вибору шин необхідно визначити навантаження k_n, що припадає на одне колесо. Навантаження на одне колесо передньої вісі k₁ для всіх автомобілів визначається за рівнянням

  (3.1)

У автомобілів, що мають дві осі звичайної компоновки (колісна формула 4К2), і автомобілів, що мають три осі високої прохідності (6К6), навантаження на одне колесо задньої осі

(3.2)

Розрахунок навантаження на одне заднє колесо для автомобілів загальної компоновки, що мають три осі (6К4 здвоєні шини), визначають за формулою

(3.3)

Шини вибирають за більшим навантаженням k відповідно до граничних норм, наведених у додатку 2. Номінальний розмір шини вибирається таким, для якого величина максимально припустимого навантаження більша або дорівнює k.

Розрахунковий радіус колеса r_k з достатнім степенем точності в інженерних розрахунках визначається в метрах за формулою (1.2) залежно від типу шин:

для шин широко профільних

де d діаметр ободу ( у формулі (3.4) в дюймах, у формулі (3.5) в

міліметрах);

D зовнішній діаметр шин, мм ;

t висота профілю шини, дюйм;

c коефіцієнт деформування шин.

Для легкового автомобіля с = 0,13 , для вантажного с = 0,1.

У випадку, коли розміри d і t задані у міліметрах, r_k визначається за формулою (3.4), але тільки те, що у дужках . Позначення шин наведено у додатку 1.

4 Вибір двигуна та побудування його

зовнішньої характеристики

На легкових автомобілях та невеликих автобусах застосовують бензинові двигуни без обмеження кількості обертів колінчатого вала, на вантажні автомобілі середньої вантажопідйомності (до 5 т) застосовують бензинові двигуни з обмежувачем кількості обертів колінчатого вала, на вантажні автомобілі вантажопідйомністю 7 т та вище застосовують дизельні двигуни.

Тяговий розрахунок виконується за ефективною потужністю двигуна та потужністю знятою з маховика.

Повна потужність двигуна завжди більше ефективної на розмір втрати потужності у глушнику, кондиціонері, вентиляторі, компресорі та інших агрегатах. Ці втрати складають 5 12% потужності двигуна.

Ефективна потужність двигуна, що відповідає максимальній швидкості, визначається у ватах за рівнянням потужного балансу [1-3]

(4.1)

де максимальна швидкість руху, м/с;

сила ваги автомобіля, Н;

коефіцієнт опору повітря, Нс²/м⁴;

F площа лобового опору, м²;

h_m ККД трансмiсiї.

f коефіцієнт опору котіння;

(4.2)

Коефіцієнт корисної дії трансмiсiї визначається як добуток коефiцiєнтiв корисної дії усіх пар шестерень, які одночасно знаходяться у зчепленні i карданів, які передають момент:

(4.3)

де ККД цилiндричної пари шестерень, дорiвнює 0,970,98;

ККД конiчної пари шестерень, 0,960,97;

ККД карданного шарніра, 0,99;

n число пар цилiндричних шестерень;

m число пар конiчних шестерень;

k число карданних шарнірiв, якi передають момент.

З метою спрощення практичних розрахунків ККД трансмiсiї приймають постiйним. Орієнтовно середні значення ККД трансмiсiї автомобілів:

для легкових автомобілів 0,90,92;

для вантажних автомобілів середньої вантажопідйомності 0,860,88;

для вантажних автомобілів великої вантажопiдйомностi 0,840,86.

У автомобілях високої прохідності ККД трансмiсiї відповідно знижується на 0,02. При наявності експериментальних даних по базовому автомобілю необхідно їх використати для вибору ККД.

Вибрати двигун це означає побудувати його зовнішню характеристику, тобто встановити залежність потужності двигуна від обертів. Щоб відкласти на графіку знайдену потужність , необхідно побудувати масштаб обертів.

Для побудування масштабу обертів (рис. 4.1) задаються коефіцієнтом обертаності η_n, який являє собою відношення обертів при максимальній швидкості n_Vmax до швидкості руху V_max i у середньому складає від 25 до 50 об/хв при швидкості 1 км/год на прямій передачі. Менші значення коефiцiєнтiв обертовостi відносяться до вантажних автомобілів

(4.4)

Рисунок 4.1

Максимальна частота оберту колінчатого вала може бути прийнята за аналогією з існуючими двигунами та з урахуванням тенденції розвитку двигунобудування.

Для двигунів автомобілів, що проектуються, максимальні частоти обертання колінчатих валів можуть бути прийнятими:

для легкових автомобілів 5000 6000 об/хв;

вантажних автомобілів та автобусів з бензиновими двигунами 3500 4500 об/хв;

автомобілів з дизельними двигунами 3000-3500 об/хв.

Таким чином, задавши η_n визначають частоту обертання . Оберти , що відповідають максимальній потужності двигуна (рис. 4.1, точка В), визначають з відношення

  (4.5)

Максимальна потужність двигуна визначається за експериментальним рівнянням

Коефіцієнти a і b, що входять у рівняння, залежать від типу двигуна та сумішоутворення. Їх значення наведені у табл. 4.1.

Таблиця 4.1 Коефіцієнти сумішоутворення

Значення потужності двигуна, що відповідає точкам C, D, E, F (усіх точок не менше 7) шуканої зовнішньої характеристики, визначається з рівняння

  (4.6)

де N та n - поточні значення потужності та обертів.

Це означає, що, задавшись послідовно рядом обертів n, відповідно до точок С, D, E, F.., за рівнянням (4.6) знаходять потужності для цих точок і за цими значеннями, а також за потужністю та обертами у точках A і B, будують плавну криву зовнішньої характеристики двигуна. Далі визначену характеристику будемо називати розрахунковою характеристикою.

Якщо зовнішня характеристика існуючого двигуна забезпечує задану максимальну швидкість і відрізняється від розрахункового не більш ніж 5%, то подальший тяговий розрахунок можна проводити за зовнішнюю характеристикою існуючого двигуна. Коли розходження характеристик більше, то подальший розрахунок проводимо за розрахунковою характеристикою .

Примітка. При дипломному проектуванні питання про використання будьякого з існуючих двигунів для автомобіля, що проектується, слід погоджувати з консультантом.

4.2 Двигун з обмежувачем числа обертів

При застосуванні обмежувача обертів двигун працює на низьких обертах, що підвищує його довговічність, а також двигун працює в режимі знижених витрат палива. У цьому випадку для забезпечення приємистостi автомобiля, можливостi рухатися на прямiй передачi на дорогах з пiдвищеним опором потужнiсть двигуна N (при числi обертiв по обмежнику n₀) береться на 20 25 % бiльшою, нiж потужнiсть, що розрахована для цього випадку за рiвнянням потужного балансу з урахуванням заданої швидкостi. Вiдношення (позначимо його l) найбiльших обертiв за обмежником n₀ до обертів при максимальнiй потужностi приймається рiвним 0,8 0,9

(4.7)

(4.8)

Таким чином, порядок розрахунку та побудування зовнішньої характеристики буде такий:

1) задаються найбiльшим числом обертiв при роботi з обмежником: n₀ у межах 3000 3500 об/хв;

2) за рiвнянням потужного балансу (4.6) визначають

3) потужнiсть N₀ визначають за формулою (4.7);

4) за рівнянням (4.8) приймають значення l i

визначають N_max

(4.9)

5) користуючись формулою (4.8), визначають , а потім використовуючи рівняння

будують участок швидкісної характеристики (точки C, D, E, F);

6) прямолінійний участок характеристики ВР будують, прийнявши такі координати точки P, ( рис.4.2.)

та .

Побудувавши криву , можна розрахувати за рівнянням (4.11) значення моментів та побудувати криву

; (4.11)

де N - у Вт; w рад/с, результат у Н

При побудуванні кривої моментів беруть не менше як 7 точок.

Рисунок 4.2

На вантажних автомобілях вантажнопiдйомнiстю 7т й більше встановлюють дизельний двигун, у якого дуже неблагоприємна закономiрнiсть змінювання обертаючого моменту, що знижує пристосовуваність автомобіля до змінювання дорожніх опорів. Враховуючи цю обставину, при розрахунку зовнішньої характеристики двигуна створюють деякий запас потужності. Розрахункову потужність при максимальній швидкості руху машини (точка А ) приймають на 20 25% більшою (точка А).

Подальше розрахунок проводиться тим же методом що і бензинового двигуна, тільки враховуючи коефіцієнти сумішоутворення для дизельного двигуна.

Рисунок 4.3

Передаточне число головної передачі визначається за умовою забезпечення максимальної швидкості руху автомобіля на прямій передачі, заданій в технічному завданні, рівнянням

(5.1)

_max кутова швидкість оберненості двигуна;

r_k динамічний радіус колеса, м.

Передаточне число першої передачі i визначають із умови, що вся тягова сила витрачується на подолання дорожнього опору, рівнянням

(5.2)

де G_а сила ваги автомобіля з повним навантаженням;

максимальний обертальний момент;

передатне число головної передачі;

коефiцiєнт корисної дії трансмiсiї;

розрахунковий радіус колеса.

Одержані значення передатного числа першої передачі слід перевірити за умов відсутності буксування:

а) якщо усі колеса автомобіля ведучі

(5.3)

б) якщо ведучими є тільки задні колеса

(5.4)

якщо ведучими є тільки передні колеса

(5.5)

де ^-

сила тяжіння на передню вісь;

сила тяжіння на задню вісь;

перерозподіл навантаження (1,11,3);

j коефіцієнт зчеплення (0,70,75).

Приклад. Якщо при розрахунку i₁ за формулою (5.2) одержано результат 5, а при перевірці за формулами (5.3) (5.5) - результат 6, то слід вважати, що результат перевірки позитивний і увесь наступний розрахунок проводиться за i₁=5. Цей результат дозволяє забезпечити подолання машиною максимального опору руху, заданого в технічному завданні і максимально віддалитися від умов буксування.

Таким чином, позитивним результатом перевірки зчеплення слід вважати, коли i₁, одержане за рівнянням (5.1), менше або дорівнює i₁, одержане за рівнянням (5.3) (5.5). В тому випадку, коли результат перевірки негативний, питання про змінювання y_max V_max за завданням, слід узгодити з консультантом.

i передаточне число вищої передачі.

Для коробки з прямою передачею i = 1, з прискорюючою

i_в

Визначивши діапазон коробки зміни передач, вибирають рекомендоване число передач в коробці, використовуючи

Таблиця 5.1 Рекомендоване число передач в коробці

Передаточні числа коробки на проміжних передачах вибираються з умови забезпечення максимального розгону машини і тривалого руху при збільшеному опорі руху.

Для автомобілів

Щоб в процесі руху двигун працював з найбільшою середньою потужністю, частота обертання його колінчастого вала повинна бути в зоні максимальної потужності.

Якщо в коробці передач остання передача пряма, то передаточні числа проміжних передач розраховуються за рівнянням

(5.6)

За наявності в коробці прискореної передачі розрахунок проводиться за рівнянням:

(5.7)

де n будь-яка розрахункова передача ;

k кiлькiсть передач.

Кiлькiсть передач впливає на середню швидкість руху, а також i на продуктивність автомобіля. З цiєi точки зору бажано мати як можна більше передач. Однак зі збільшенням кiлькостi передач ускладнюється керування автомобілем, що може призвести до зниження середньої швидкості.

Практично для легкових машин приймають чотири пять передач, для вантажних машин середньої вантажопідйомності чотиришість передач, а для важких машин вищою вантажопідйомності п'ятьвісім передач.

Розрахунок передаточного числа пониженої передачі розданої коробки i_рk можна зробити, виходячи з вимог вiдсутностi буксування коліс. Для цього користуються формулою

(5.8)

де

j коефiцiєнт зчеплення ( 0,70,75);

Задній хід служить для маневрування i в процесі розгону автомобіля не бере участі. Передаточне число визначається при компоновці коробки передач, як правило

Для побудови динамічної характеристики необхідно знайти залежність динамічного фактора від швидкості руху на різних передачах при повному навантаженні.

Динамічний фактор вимірник, який дозволяє проводити порівняльну оцінку різних автомобiлей за їх тяговими якостями. Значення динамічного фактора визначається за рівнянням

(6.1)

де Pк тягова сила на колесах , Н;

P_w сила опору повітря, Н;

i _k передаточне число коробки;

i ₀ передаточне число головної передачі;

η_m ККД трансмісії;

r_k радіус кочення колеса, м;

k_в коефіцієнт опору повітря, Нс²/м⁴;

F площа лобового опору, м²;

V швидкість руху, м/с.

Стовпці 13 (оберти n1, n2,.nn; потужності N1, N2, Nn n) заповнюються на пiдставi зовнішньої характеристики двигуна з використанням формул

Таблиця 6.1 Розрахунок динамічної характеристики

або (6.2)

Стовпці 5 та 6 розраховуються за наведеними раніше виразами.

Стовпці 8, 9, 10 розраховують для k-ої передачі.

Швидкість руху автомобіля на k-ій передачі

V_k=V/i_k ,

де V швидкість автомобіля на прямій передачі, м/с;

i_k передаточне число на k-ій передачі.

Розрахунок проводиться за 7 10 значеннями.

Динамічний фактор на k-ій передачі визначається за формулою:

(6.3)

Кривi динамiчної характеристики будують за даними табл. 6.1: на прямій передачi за даними стовпцiв 4 i 7, на k-ій за даними стовпцiв 8 i 10. Приблизний вид динамiчної характеристики, побудованої для автомобіля з чотирма передачами, наведено на рис. 6.1.

Рисунок 6.1

Коли побудована динамічна характеристика, то для будь-якої швидкості на кожній передачі за кривою динамічної характеристики можна визначити прискорення (м/с), користуючись формулою

  (7.1)

де D значення динамічного фактору для швидкості, на якій

y коефiцiєнт опору дороги;

d коефiцiєнт приведених мас, розраховується за рівнянням

d i _k (7.2)

де i_k передаточне число передачі в коробці передач, на якій

Рисунок 7.1

На рис. 7.1 наведено приблизний графік граничних прискорень автомобіля (суцiльнi лiнii). Для деяких вантажних автомобілів значення прискорень на другій, а іноді i на третій передачі може бути більшим, ніж на першій передачі (пунктирна крива).

Пояснюється це більшим заданим коефіцієнтом опору y, який використовується для розрахунку передаточного числа коробки передач , що, в свою чергу, збільшує коефiцiєнт приведених маc d. А оскільки він знаходиться в знаменнику формули (7.1), то це знижує прискорення dV/dt на перший передачі. Таким чином, на хороших дорожніх ділянках розгін може здійснюватися зразу з другої передачі, а перша передача буде використовуватися для зрушування на важких ділянках дороги.

Повний час розгону t в межах зміни швидкості руху від V₁ до V₂ визначається за формулою

(8.1)

де j- прискорення автомобіля.

Для автомобіля з автоматичною коробкою передач (без розриву потоку потужності) цей інтеграл краще вирішувати графічним методом. Для цього, користуючись графіком прискорень, будують (за точками) графік величин, обернених прискоренням 1/j = f(V). Приблизний вигляд цього графіка подано на рис. 8.1. Для побудови цього графіка масштаб вибирається вільний, але з урахування раціонального розташування кривих на аркуші формату А4. Крива 1/j прямої передачі з приближенням швидкості автомобіля до максимуму іде вгору і асимтоматично наближується до вертикалі, яка відповідає максимальній швидкості автомобіля.

Отже, при визначенні часу розгону автомобіля усю площу графіка від до 0,95 V_max розбивають на елементи F1, F2,F_n . Для визначення часу розгону необхідно враховувати той масштаб, який був прийнятий при побудові графіка обернених прискорень.

Приклад. Нехай при побудові графіка 1/j = f(V) були прийняті такі масштаби: 18 мм 1 м/с ( масштаб швидкості); 10 мм 1 с²/м, (масштаб величин оберненого прискорення), остаточно одержуємо 180 = 1с. Звідси виходить, що час розгону в секунду, необхідний для розгону від до визначиться як результат поділу площини елемента F₁ , що виражена у квадратних мiлiметрах , на 180.

t = ,  (8.2)

Рисунок 8.1

Час розгону від до дорівнює

(8.3)

Аналогічно можна знайти час розгону вiд до будь-якої іншої швидкості i т. ін.

Повний час t розгону автомобіля буде визначено, якщо вимiряти у квадратних мiлiметрах усю площину дiаграми F = F1 + F2 + F3+ Fn та подiлити її на 180. Очевидно, що при iншому масштабi змiниться i число '180'.

Пiсля розрахунку часу розгону t1, t2, t3 tn будують графiк залежностi t = f(V) на всiх етапах, при розгонi автомобiля з мiсця i до швидкості, що дорiвнює 0,95 V_max .

Графiк часу розгону показаний на рис. 8.2. Знаючи залежнiсть часу розгону вiд швидкостi руху автомобiля, можна визначити той шлях, який проходить автомобiль за час розгону до заданої швидкостi.

Площа, обмежена кривою t = f(V), віссю ординат і двома абсцисами, що відповідають двом заданим значення швидкості автомобіля, дає шлях розгону за час змінювання швидкості руху автомобіля в указаних границях.

Для побудови графіка шляху розгону поступають таким чином. Усю площу t = f(V) , обмежену кривою часу, віссю ординат та абсцис розбивають на ряд ділянок (не менш 7) F1,F2, , та визначають площу кожної ділянки у квадратних міліметрах. По рис. 8.3 визначають масштаб шляху.

Приклад. Нехай при побудові графіка часу розгону були прийняті такі масштаби: масштаб часу 2 мм =1с, масштаб швидкості 18мм =1м/ с, отож , 2мм 1м/с або 36 мм =1м.

Таким чином, шлях розгону у метрах при змінюванні швидкості від до визначається , якщо площу ділянки F поділити на 36

При розгоні від до шлях розгону

(8.4)

Рисунок 8.3

Повний шлях розгону в метрах S при змінюванні швидкості до 0,95визначають за формулою

(8.5)

Знаючи шлях розгону та вибравши відповідний масштаб, будують графік шляху розгону S=f(V). Приблизний графік шляху розгону зображено на рис. 8.4.

Рисунок 8.4

Час розгону автомобіля на визначеній передачі в межах зміни швидкості руху від V_min до V визначається за виразом

,

де j прискорення машини.

Повний час розгону машини в межах зміни швидкості руху від V_min до V_mах знаходиться підсумовуванням часу розгону на передачах.

При використовуванні в трансмісії автомобіля механічної коробки передач розрахунок розгінних характеристик проводиться за чисельним методом з

Припускаємо, що в елементарному інтервалі зміни швидкості ΔV_i=V_i V_i-1 рух самохідної машини є рівноприскореним, причому прискорення дорівнює напівсумі прискорень на початку та у кінці цього інтервалу. Таким чином, час руху машини в цьому інтервалі Δt_і, при якому швидкість зростає на елементарну величину ΔV_i, визначається за законом рівноприскореного руху

, (8.6)

Час розгону машини на якій-небудь передачі від швидкості Vк_min до Vк_mах визначиться підсумовуванням часу розвантажування по інтервалам: де к номер передачі, на якій визначається розгін.

У період переключення опір руху приймається постійним. Втрата швидкості за час переключення буде дорівнювати

, (8.7)

опір руху при переключенні передач;

t_n час переключення, t_n = 0,81,5с;

δ_n коефіцієнт врахування обертових мас при переключенні передач, δ=1,031,05.

Зразковий графік часу розгону самохідної машини, визначений чисельним методом, представлений на рис. 8.5.

Рисунок 8.5

Після розрахунку часу розгону самохідної машини переходимо до визначення шляху розгону. Шлях розгону машини визначається виразом

. (8.8)

При рівномірному русі самохідної машини в елементарному інтервалі швидкості ΔV_i=V_i V_i-1, шлях, який проходить машина буде дорівнювати

. (8.9)

, (8.10)

де n число інтервалів.

Шлях, пройдений машиною за час переключення t_n з нижчої на вищу передачу

, (8.11)

передача, з якої здійснюється переключення.

Рисунок 8.6

машини в заданому інтервалі швидкості. Зразковий графік шляху розгону самохідної машини, представлений на рис. 8.6.

У табл. 8.1 представлені параметри розгону сучасних вітчизняних самохідних машин.

иль. Теория эксплуатационных свойств /

Основними розмірними параметрами, що характеризують шину є: D зовнішній діаметр, ширина профілю, d посадочний діаметр; h висота профілю шини.

Згідно з міжнародною системою торгові розміри шин мають позначки в дюймах, міліметрах і дюймах або тільки в міліметрах.

Розміри шин низького тиску та шин з регульованим тиском повітря позначають цифрами зі знаком тире між ними. Перше число вказує на шину профілю В( h), друге внутрішній діаметр шини d; наприклад 700 15, 250 20, 300 559.

Розміри арочних шин позначаються двома числами і тільки в мм, наприклад: 1500 600, де 1500 зовнішній діаметр, 600 профіль шини.

Розміри широкопрофільних шин та пневмокатків позначають трьома числами, перше число зовнішній діаметр D, друге ширина профілю В, третє посадковий діаметр.

Розміри широкопрофільних шин позначаються в міліметрах, а пневмокатків у дюймах або міліметрах. Наприклад: широкопрофільна шина 940x350508; пневмокаток 1200x1200500.

Додаток 2

Норми експлуатаційних режимів шин [1-6 ]

Продовження додатка 2

Продовження додатка 2

Коефіцієнти опору повітря