курсовые,контрольные,дипломы,рефераты
1.1 Выбор исходных данных
Исходные данные выбираются согласно [1]:
1. Прототип автомобиля ВАЗ 2101
2. Максимальная скорость на прямой передаче на горизонтальном участке
пути 140 км/ч (38,9 м/с)
3. Габаритная высота автомобиля 1,44 м
4. Габаритная ширина автомобиля 1,611 м
5. Грузоподъёмность 400 кг
6. База автомобиля 2,424 м
7. Число мест в салоне, включая водителя, 5 чел
8. Высшее расчётное передаточное число коробки передач, 1
9. Число ступеней в коробке передач, без учёта задней и повышающей n=4
10 Максимальный коэффициент сопротивления дороги 0,38
1.2 Определение полной массы автомобиля
Полную массу автомобиля определяют как сумму масс снаряженного автомобиля и груза, по номинальной грузоподъемности и числу мест пассажиров, включая водителя.
Снаряженная масса автомобиля, кг
, (1.2.1)
где – коэффициент снаряженной массы лежит в пределах 0,2...0,6,
для легкового автомобиля в данном расчёте принимается
0,3773.
кг
Полная масса легкового автомобиля, кг
. (1.2.2)
кг
1.3 Подбор размера шин и расчёт радиуса качения
Для подбора шин и определения их по размерам радиусов качения колеса необходимо знать распределение нагрузки по мостам.
У легковых автомобилей распределение нагрузки от полной массы по мостам зависит в основном от компоновки. При классической компоновке на задний мост приходится 52…55% нагрузки от полной массы.
Следовательно, нагрузку на каждое колесо передней и задней оси автомобиля можно определить по формулам:
, (1.3.1)
где – ускорение свободного падения, .
кг
Нагрузка от полной массы на переднюю ось легкового автомобиля с классическим приводом, Н
. (1.3.2)
5975,5 Н
Нагрузка от полной массы на заднюю ось легкового автомобиля с классическим приводом, Н
. (1.3.3)
Н
Нагрузка на каждое колесо передней оси легкового автомобиля, Н
. (1.3.4)
Н
Нагрузка на каждое колесо задней оси легкового автомобиля, Н
. (1.3.5)
Н
Расстояние от передней оси до центра масс легкового автомобиля, м
. (1.3.6)
м
Расстояние от центра масс до задней оси легкового автомобиля, м
. (1.3.7)
м
Исходя из нагрузки на каждое колесо согласно таблице 1 [2] выбираются радиальные шины 155-13/6,45-13, с заведомо большей максимальной нагрузкой: 3870 Н
– ширина профиля: b=6,45 дюйма (b=6,45=0,16383м);
– соотношение высоты профиля к ширине шины : 90 %;
– посадочный диаметр обода: d=13 дюймов (130,3302 м);
– высота профиля: H=0,155=0,1395 м.
- Свободный радиус колеса,м
, (1.3.8)
где – посадочный диаметр шины автомобиля, м;
b – ширина профиля шины, м.
м
Радиус качения колеса, м
, (1.3.9)
где – коэффициент радиальной деформации для стандартных шин лежит
в пределах 0,1...0,16, в данном расчёте принимается 0,12,
согласно [1].
м
1.4 Расчет внешней характеристики двигателя
Расчёт начинается с определения мощности, необходимой для обеспечения движения с заданной максимальной скоростью при установившемся движении автомобиля, в заданных дорожных условиях.
Коэффициент суммарного дорожного сопротивления легкового автомобиля:
. (1.4.1)
Лобовая площадь легкового автомобиля,
. (1.4.2)
1,86
Частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной скорости автомобиля,
, (1.4.3)
где – коэффициент оборотистости двигателя лежит в пределах 30...35,
для легкового автомобиля в данном расчёте принимается 35.
Мощность двигателя, соответствующая частоте вращения коленчатого вала, при максимальной скорости автомобиля, Вт
, (1.4.4)
где – коэффициент полезного действия трансмиссий лежит в
пределах 0,8...0,95, в данном расчёте для механической трансмиссии принимается 0,95;
КВ – коэффициент обтекаемости, КВ = 0,3 Н*с2*m-4;
– коэффициент коррекции лежит в пределах 0,6...0,9,
учитывает потери мощности на привод навесного оборудования, в данном расчёте принимается 0,9.
Вт
Максимальная мощность двигателя, Вт
, (1.4.5)
где – эмпирические коэффициенты, постоянные для каждого
автомобиля, в случае упрощённого расчёте для карбюраторных двигателей принимается ;
– частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая
максимальной мощности лежит в пределах 5500...6500, в данном расчёте принимается 5500, согласно [1].
49835 Вт
Эффективную мощность двигателя, с достаточной для практических расчётов точностью, можно определить по формуле Лейдермана, Вт
, (1.4.6)
где – текущее значение частоты вращения коленчатого вала
двигателя, .
Для примера рассчитаем при 500:
4905 Вт
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.4.1.
Таблица 1.4.1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя
|
Параметры двигателя |
Скоростной режим работы двигателя, n мин |
|||||||||||
|
500 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
5500 |
6000 |
|
|
Ne, Вт |
4905 |
10409 |
16287 |
22315 |
28269 |
33922 |
39052 |
43432 |
46840 |
49049 |
49835 |
48974 |
|
Ме, Н*м |
94 |
99 |
104 |
107 |
108 |
108 |
107 |
104 |
99 |
94 |
87 |
78 |
Вращающий момент двигателя,
. (1.4.7)
Для примера рассчитаем при 500:
94
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.4.1.
По таблице 1.4.1 строится внешняя скоростная характеристика двигателя,
рисунок 1.1.
1.5 Выбор передаточных чисел
Передаточное число главной передачи при условии обеспечения максимальной скорости на высшей передаче:
, (1.5.1)
где – передаточное число высшей передачи дополнительной коробки,
при её отсутствии принимается 1.
Подбираем передаточные числа для всех ступеней коробки передач. Передаточное число первой передачи находим из условия преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги:
, (1.5.2)
где – максимальный коэффициент суммарного дорожного
сопротивления автомобиля, в данном расчёте принимается 0,38, согласно [2];
– максимальный вращающий момент двигателя, .
Полученное нужно проверить по условию отсутствия буксования:
, (1.5.3)
где – сила тяги по сцеплению колёс с дорогой, Н.
Вертикальная координата центра масс при полной нагрузке, м
. (1.5.4)
м
Для заднеприводных легковых автомобилей получим:
, (1.5.5)
где – коэффициент сцепления колеса с дорогой лежит в пределах 0,6...0,8,
в данном расчёте для сухого шоссе, находящегося в хорошем состоянии принимается 0,7.
Условие отсутствия буксования выполняется.
Определим структуру ряда передач с использованием геометрической прогрессии.
Знаменатель геометрической прогрессии:
. (1.5.6)
Определяем передаточное число второй ступени коробки передач:
. (1.5.7)
Определяем передаточное число третьей ступени коробки передач:
. (1.5.8)
Определяем передаточное число четвёртой ступени коробки передач:
. (1.5.9)
1.6 Построение тяговой характеристики автомобиля
Определим тяговое усилие, на каждой передаче Н
, (1.6.1)
где – передаточное число i-ой передачи.
Для примера рассчитаем на 1-ой передаче при 500:
4047,9 Н
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.6.1.
Таблица 1.6.1 – Тяговая характеристика автомобиля
|
Передача |
Параметр |
Частота вращения коленчатого вала двигателя |
|||||||||||
|
500 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
5500 |
6000 |
||
|
I |
Рт, Н |
4047,9 |
4295,1 |
4480,5 |
4604,1 |
4665,9 |
4665,9 |
4604,1 |
4480,5 |
4295,1 |
4047,9 |
3738,9 |
3368,1 |
|
Vа. м/с |
1,0 |
1,9 |
2,9 |
3,9 |
4,9 |
5,8 |
6,8 |
7,8 |
8,8 |
9,7 |
10,7 |
11,7 |
|
|
II |
Рт, Н |
2550,2 |
2705,9 |
2822,7 |
2900,6 |
2939,5 |
2939,5 |
2900,6 |
2822,7 |
2705,9 |
2550,2 |
2355,5 |
2121,9 |
|
Vа. м/с |
1,5 |
3,1 |
4,6 |
6,2 |
7,7 |
9,3 |
10,8 |
12,3 |
13,9 |
15,4 |
17,0 |
18,5 |
|
|
III |
Рт, Н |
1619,2 |
1718,0 |
1792,2 |
1841,6 |
1866,4 |
1866,4 |
1841,6 |
1792,2 |
1718,0 |
1619,2 |
1495,6 |
1347,2 |
|
Vа. м/с |
2,4 |
4,9 |
7,3 |
9,7 |
12,2 |
14,6 |
17,0 |
19,4 |
21,9 |
24,3 |
26,7 |
29,2 |
|
|
IV |
Рт, Н |
1012,0 |
1073,8 |
1120,1 |
1151,0 |
1166,5 |
1166,5 |
1151,0 |
1120,1 |
1073,8 |
1012,0 |
934,7 |
842,0 |
|
Vа. м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35,0 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
|
Определим скорость движения автомобиля на каждой передаче, м/с
. (1.6.2)
Для примера рассчитаем на 1-ой передаче при 500:
1 м/с
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.6.1.
По таблице 1.6.1 строится тяговая характеристика автомобиля, рисунок 1.2.
Тяговое усилие, подводимое к ведущим колёсам автомобиля, расходуется на преодоление сопротивлений качению, воздуха, подъёму и силам инерции.
Определим силу сопротивления воздуха на каждой передаче, Н
. (1.6.3)
Для примера рассчитаем на 1-ой передаче при 500:
= 0,53Н
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.6.2.
Таблица 1.6.2 – Тяговая характеристика с учётом сил сопротивления
|
Передача |
Параметр |
Частота вращения коленчатого вала двигателя |
|||||||||||
|
500 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
5500 |
6000 |
||
|
I |
Vа. м/с |
1,0 |
1,9 |
2,9 |
3,9 |
4,9 |
5,8 |
6,8 |
7,8 |
8,8 |
9,7 |
10,7 |
11,7 |
|
Рв, Н |
0,53 |
2,11 |
4,75 |
8,44 |
13,19 |
19,00 |
25,86 |
33,77 |
42,74 |
52,77 |
63,85 |
75,99 |
|
|
Рвс, Н |
4047,4 |
4293,0 |
4475,7 |
4595,6 |
4652,7 |
4646,9 |
4578,2 |
4446,7 |
4252,3 |
3995,1 |
3675,0 |
3292,1 |
|
|
II |
Vа. м/с |
1,5 |
3,1 |
4,6 |
6,2 |
7,7 |
9,3 |
10,8 |
12,3 |
13,9 |
15,4 |
17,0 |
18,5 |
|
Рв, Н |
1,33 |
5,32 |
11,97 |
21,27 |
33,24 |
47,86 |
65,15 |
85,09 |
107,69 |
132,95 |
160,87 |
191,45 |
|
|
Рвс, Н |
2548,8 |
2700,6 |
2810,7 |
2879,3 |
2906,3 |
2891,6 |
2835,4 |
2737,6 |
2598,2 |
2417,2 |
2194,6 |
1930,4 |
|
|
III |
Vа. м/с |
2,4 |
4,9 |
7,3 |
9,7 |
12,2 |
14,6 |
17,0 |
19,4 |
21,9 |
24,3 |
26,7 |
29,2 |
|
Рв, Н |
3,30 |
13,19 |
29,68 |
52,77 |
82,45 |
118,73 |
161,60 |
211,07 |
267,14 |
329,80 |
399,06 |
474,92 |
|
|
Рвс, Н |
1615,9 |
1704,8 |
1762,5 |
1788,9 |
1783,9 |
1747,6 |
1680,0 |
1581,1 |
1450,9 |
1289,3 |
1096,5 |
872,3 |
|
|
IV |
Vа. м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35,0 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
|
Рв, Н |
8,4 |
33,8 |
76,0 |
135,1 |
211,1 |
303,9 |
413,7 |
540,4 |
683,9 |
844,3 |
1021,6 |
1215,8 |
|
|
Рвс, Н |
1003,5 |
1040,0 |
1044,1 |
1015,9 |
955,4 |
862,5 |
737,3 |
579,8 |
389,9 |
167,7 |
|
|
|
Определим свободную силу тяги автомобиля на каждой передаче, Н
. (1.6.4)
Для примера рассчитаем на 1-ой передаче при 500:
=4047,4 Н
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта
заносятся в таблицу 1.6.2.
По таблице 1.6.2 строится характеристика свободной тяговой силы
автомобиля, рисунок 1.3.
1.7 Определение основных показателей динамики автомобиля с механической трансмиссией
1.7.1 Динамический фактор
Универсальным измерителем динамических качеств автомобиля служит динамический фактор, представляющий отношение свободной тяговой силы к силе тяжести автомобиля.
Производим расчёт динамического фактора при движении автомобиля при оборотах коленчатого вала n=500-6000 на всех передачах:
, (1.7.1)
где – свободная сила тяги автомобиля, Н.
Для примера определим свободную силу тяги на первой передаче при 500 коленчатого вала:
Результаты расчёта сведены в таблицу 1.7.1.
Таблица 1.7.1 – Динамическая характеристика автомобиля
|
Передача |
Параметр |
Частота вращения коленчатого вала двигателя |
|||||||||||
|
500 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
5500 |
6000 |
||
|
I |
Vа. м/с |
1,0 |
1,9 |
2,9 |
3,9 |
4,9 |
5,8 |
6,8 |
7,8 |
8,8 |
9,7 |
10,7 |
11,7 |
|
D |
0,30 |
0,32 |
0,34 |
0,35 |
0,35 |
0,35 |
0,34 |
0,33 |
0,32 |
0,30 |
0,28 |
0,25 |
|
|
II |
Vа. м/с |
1,5 |
3,1 |
4,6 |
6,2 |
7,7 |
9,3 |
10,8 |
12,3 |
13,9 |
15,4 |
17,0 |
18,5 |
|
D |
0,19 |
0,20 |
0,21 |
0,22 |
0,22 |
0,22 |
0,21 |
0,21 |
0,20 |
0,18 |
0,17 |
0,15 |
|
|
III |
Vа. м/с |
2,4 |
4,9 |
7,3 |
9,7 |
12,2 |
14,6 |
17,0 |
19,4 |
21,9 |
24,3 |
26,7 |
29,2 |
|
D |
0,12 |
0,13 |
0,13 |
0,13 |
0,13 |
0,13 |
0,13 |
0,12 |
0,11 |
0,10 |
0,08 |
0,07 |
|
|
IV |
Vа. м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35,0 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
|
D |
0,0756 |
0,0783 |
0,0786 |
0,0765 |
0,0719 |
0,0650 |
0,0555 |
0,0437 |
0,0294 |
0,0126 |
|
|
|
По таблице 1.7.1 строится динамический характер автомобиля, рисунок 1.4.
Определим коэффициент учёта вращающихся масс на каждой передаче:
, (1.7.2)
где , – эмпирические коэффициенты, в данном расчёте принимаются
0,05, 0,07, согласно [2].
Коэффициент учёта вращающихся масс на 1-ой передаче:
Коэффициент учёта вращающихся масс на 2-ой передаче:
Коэффициент учёта вращающихся масс на 3-ей передаче:
Коэффициент учёта вращающихся масс на 4-ой передаче:
Определим ускорение на горизонтальной дороге на каждой передаче,
, (1.7.3)
где – суммарный коэффициент сопротивления дороги, в данном расчёте
принимается 0,015, согласно [2].
Для примера рассчитаем на 1-ой передаче при 500:
=1,31
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.7.2.
Таблица 1.7.2 – Прямые и обратные ускорения
|
Передача |
Параметр |
Частота вращения коленчатого вала двигателя |
|||||||||||
|
500 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
5500 |
6000 |
||
|
I |
Vа. м/с |
1,0 |
1,9 |
2,9 |
3,9 |
4,9 |
5,8 |
6,8 |
7,8 |
8,8 |
9,7 |
10,7 |
11,7 |
|
jа, м/с |
1,31 |
1,39 |
1,45 |
1,50 |
1,51 |
1,51 |
1,49 |
1,44 |
1,38 |
1,29 |
1,18 |
1,05 |
|
|
1/jа, с/м |
0,76 |
0,72 |
0,69 |
0,67 |
0,66 |
0,66 |
0,67 |
0,69 |
0,73 |
0,77 |
0,85 |
0,95 |
|
|
II |
Vа. м/с |
1,5 |
3,1 |
4,6 |
6,2 |
7,7 |
9,3 |
10,8 |
12,3 |
13,9 |
15,4 |
17,0 |
18,5 |
|
jа, м/с |
1,20 |
1,27 |
1,33 |
1,36 |
1,38 |
1,37 |
1,34 |
1,29 |
1,22 |
1,13 |
1,02 |
0,88 |
|
|
1/jа, с/м |
0,84 |
0,79 |
0,75 |
0,73 |
0,73 |
0,73 |
0,75 |
0,77 |
0,82 |
0,89 |
0,98 |
1,13 |
|
|
III |
Vа. м/с |
2,4 |
4,9 |
7,3 |
9,7 |
12,2 |
14,6 |
17,0 |
19,4 |
21,9 |
24,3 |
26,7 |
29,2 |
|
jа, м/с |
0,88 |
0,93 |
0,97 |
0,99 |
0,98 |
0,96 |
0,92 |
0,86 |
0,78 |
0,68 |
0,56 |
0,42 |
|
|
1/jа, с/м |
1,14 |
1,07 |
1,03 |
1,01 |
1,02 |
1,04 |
1,09 |
1,17 |
1,29 |
1,48 |
1,80 |
2,40 |
|
|
IV |
Vа. м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35,0 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
|
jа, м/с |
0,53 |
0,55 |
0,56 |
0,54 |
0,50 |
0,44 |
0,35 |
0,25 |
0,13 |
|
|
|
|
|
1/jа, с/м |
1,89 |
1,80 |
1,80 |
1,86 |
2,01 |
2,29 |
2,82 |
3,99 |
7,96 |
|
|
|
|
Определим величину обратных ускорений , . Результаты расчёта заносятся в таблицу 1.7.2.
По таблице 1.7.2 строим график прямых, рисунок 1.5 и обратных ускорений, рисунок 1.6.
Определим время разгона методом графического интегрирования графика обратных ускорений. По графику величин обратных ускорений строим огибающую. Её отрезок на промежутке от 0 до 27,7 м/с (100 км/ч) делим на равные части и из центра этих отрезков проводим линии до пересечения с огибающей, проецируя их на ось обратных ускорений. Далее значения отрезков на оси и разница между концом и началом отрезков оси абсцисс заносятся в таблицу 1.7.3.
Таблица 1.7.3 – Интегрирование графика обратных ускорений
|
№ п/п |
, мм |
, мм |
|
|
1 |
9,5 |
27,5 |
261,3 |
|
2 |
9,6 |
27,5 |
264 |
|
3 |
11,6 |
27,5 |
319 |
|
4 |
15,1 |
27,5 |
415,3 |
|
5 |
20,8 |
27,5 |
572 |
Определим площади отдельных фигур, заключённых под огибающей,
, (1.7.4)
где – величина обратного ускорения, мм;
– разница между концом и началом отрезка на оси абсцисс, мм.
Для примера рассчитаем 1-ой фигуры:
=261,3
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта
заносятся в таблицу 1.7.3.
Определим суммарную площадь фигуры, заключенной под огибающей,
. (1.7.5)
Определяем время разгона от 0 до скорости 27,7 м/с (100 км/ч), с
, . (1.7.6)
где – суммарная площадь фигуры, заключенной под огибающей, ;
а – масштаб скорости, ;
b – масштаб скорости, .
с
Определим время разгона от скорости до скорости ,м/с: , (1.7.7)
где - площадь отдельной фигуры, заключённой под огибающей, .
Определим время разгона от скорости до скорости ,м/с
,
Аналогично находятся до скорости 27,7м/с.
По полученным значениям t и графику обратных ускорений определяем значения ; результаты сводим в таблицу 1.7.4.
Таблица 1.7.4 – Время разгона
|
|
0 |
5,5 |
11 |
16,5 |
22 |
27,5 |
|
|
0 |
2,7 |
5,8 |
9,3 |
13,8 |
20,1 |
По таблице 1.7.4 строится график времени разгона, рисунок 1.7.
На графике времени разгона принимается: для оси абсцисс
масштаб , а для оси ординат масштаб
Определим путь разгона методом графического интегрирования графика времени разгона. Отрезок графика на промежутке от 0 до 27,7 м/с (100 км/ч) делим на равные части и из центра этих отрезков проводим линии до пересечения с ним, проецируя их на ось времени. Далее значения отрезков на оси и разница между концом и началом отрезков оси абсцисс заносятся в таблицу 1.7.5.
Таблица 1.7.5 – Интегрирование графика пути разгона
|
№ п/п |
, мм |
, мм |
|
|
1 |
6,3 |
27,5 |
173,3 |
|
2 |
21,1 |
27,5 |
580,3 |
|
3 |
38,7 |
27,5 |
1064,3 |
|
4 |
59,6 |
27,5 |
1639 |
|
5 |
88,3 |
27,5 |
2428,3 |
Определим площади отдельных фигур, заключённых под графиком времени разгона,
, (1.7.8)
где – величина времени, мм.
Для примера рассчитаем 1-ой фигуры:
=173,3
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.7.5.
Определим площадь фигуры, заключенной под графиком пути разгона,
. (1.7.9)
Определяем путь разгона от 0 до скорости 27,7 м/с (100 км/ч), м
. (1.7.10)
м
Определим путь разгона от скорости 0 до скорости , м
, (1.7.11)
где – путь разгона от 0 до скорости ;
– площадь i-ой фигуры, заключённых под графиком, .
Для примера рассчитаем путь разгона от 0 до скорости 2,8 м/с:
=8,3 м
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.7.6.
Таблица 1.7.6 – Путь разгона
|
|
0 |
5,5 |
11 |
16,5 |
22 |
27,5 |
|
|
0 |
8,3 |
36,2 |
87,3 |
165,9 |
282,5 |
По таблице 1.7.6 строится график пути разгона, рисунок 1.8.
1.8 Построение графика мощностного баланса
Иногда для решения задач удобнее пользоваться графиком мощностного баланса. Используя внешнюю скоростную характеристику, для каждой
передачи определяем эффективную мощность, как функцию от скорости.
Определим тяговую мощность двигателя, Вт
. (1.8.1)
Для примера рассчитаем при 500:
=4193,67 Вт
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.8.1.
Таблица 1.8.1 – Мощностной баланс двигателя
|
Передача |
Параметр |
Частота вращения коленчатого вала двигателя n, |
|||||||||||
|
500
|
1000
|
1500
|
2000
|
2500
|
3000
|
3500
|
4000
|
4500
|
5000
|
5500
|
6000
|
||
|
|
, м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35,0 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
|
|
775 |
1550 |
2324 |
3099 |
3874 |
4649 |
5424 |
6198 |
6973 |
7748 |
8523 |
9298 |
|
|
|
33 |
263 |
887 |
2102 |
4105 |
7094 |
11265 |
16815 |
23942 |
32842 |
43712 |
56751 |
|
|
|
4905 |
10409 |
16287 |
22315 |
28269 |
33922 |
39052 |
43432 |
46840 |
49049 |
49835 |
48974 |
|
|
|
4193,67 |
8899,5 |
13926 |
19080 |
24170 |
29004 |
33389 |
37135 |
40048 |
41937 |
42609 |
41873 |
|
|
I |
, м/с |
1,0 |
1,9 |
2,9 |
3,9 |
4,9 |
5,8 |
6,8 |
7,8 |
8,8 |
9,7 |
10,7 |
11,7 |
|
II |
, м/с |
1,5 |
3,1 |
4,6 |
6,2 |
7,7 |
9,3 |
10,8 |
12,3 |
13,9 |
15,4 |
17,0 |
18,5 |
|
III |
, м/с |
2,4 |
4,9 |
7,3 |
9,7 |
12,2 |
14,6 |
17,0 |
19,4 |
21,9 |
24,3 |
26,7 |
29,2 |
|
IV |
, м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35,0 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
Определим мощность, затрачиваемую на преодоление сопротивления
воздуха, Вт
. (1.8.2)
Для примера рассчитаем на 4-ой передаче при 500:
=33 Вт
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта
заносятся в таблицу 1.8.1.
Определим мощность, затрачиваемую на преодоление сопротивления
дороги, Вт
. (1.8.3)
Для примера рассчитаем на 4-ой передаче при 500:
=775 Вт
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта
заносятся в таблицу 1.8.1.
По таблице 1.8.1 строится график мощностного баланса, рисунок 1.9.
1.9 Построение экономической характеристики автомобиля
Коэффициент использования мощности, при различных суммарных коэффициентах сопротивлениях дороги 0,010,0,015;0,020, %
, (1.9.1)
где – i-ый суммарный коэффициент сопротивления дороги;
Для примера рассчитаем на 4-ой передаче при 500:
=17 %
Остальные значения И вычисляются аналогично, результаты расчёта заносятся в таблицу 1.9.1.
Таблица 1.9.1– Топливная экономичность автомобиля
|
Параметр |
Частота вращения коленчатого вала двигателя n, |
|||||||||||
|
500 |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
5500 |
6000 |
|
|
, м/с |
3,9 |
7,8 |
11,7 |
15,6 |
19,4 |
23,3 |
27,2 |
31,1 |
35 |
38,9 |
42,8 |
46,7 |
|
|
32,8417 |
262,73 |
886,73 |
2101,9 |
4105,2 |
7093,8 |
11265 |
16815 |
23942 |
32842 |
43712 |
56751 |
|
|
4905 |
10409 |
16287 |
22315 |
28269 |
33922 |
39052 |
43432 |
46840 |
49049 |
49835 |
48974 |
|
|
4193,67 |
8899,5 |
13926 |
19080 |
24170 |
29004 |
33389 |
37135 |
40048 |
41937 |
42609 |
41873 |
|
|
17 |
18 |
22 |
28 |
35 |
44 |
56 |
71 |
90 |
114 |
146 |
189 |
|
|
1,39 |
1,3 |
1,2 |
1,1 |
1,0 |
0,9 |
0,8 |
0,8 |
0,9 |
1,2 |
1,9 |
3,6 |
|
|
24 |
26 |
29 |
34 |
41 |
51 |
63 |
78 |
97 |
122 |
154 |
198 |
|
|
1,2 |
1,2 |
1,1 |
1,0 |
0,9 |
0,9 |
0,8 |
0,8 |
1,0 |
1,3 |
2,2 |
4,0 |
|
|
32 |
33 |
36 |
41 |
48 |
58 |
70 |
85 |
104 |
129 |
163 |
208 |
|
|
1,1 |
1,0 |
1,0 |
0,9 |
0,9 |
0,8 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
1,5 |
2,5 |
4,5 |
|
|
0,1 |
0,2 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
1,1 |
|
|
1,15 |
1,1 |
1,06 |
1,02 |
0,99 |
0,98 |
0,97 |
0,96 |
0,97 |
0,98 |
1 |
1,06 |
|
|
2,74 |
2,85 |
3,25 |
3,71 |
4,21 |
4,74 |
5,34 |
6,28 |
8,52 |
|
|
|
|
|
3,40 |
3,58 |
3,88 |
4,23 |
4,64 |
5,14 |
5,81 |
7,03 |
9,93 |
|
|
|
|
|
4,03 |
4,16 |
4,39 |
4,67 |
5,04 |
5,57 |
6,39 |
7,99 |
11,69 |
|
|
|
Для каждого отношения текущего значения частоты вращения коленчатого
вала к частоте соответствующей максимальной мощности двигателя , находим коэффициент, который учитывает зависимость расходуемой в один час массы топлива, на единицу мощности от оборотов двигателя согласно рисунку 61 [3]. Его значения заносим в таблицу 1.9.1.
Согласно рисунку 61 [3] находим коэффициент, который учитывает зависимость расходуемой в один час массы топлива, на единицу мощности от коэффициента использования мощности . Его значения заносим в таблицу 1.9.1.
Определяем расход топлива на 100 км при различных суммарных коэффи-циентах сопротивлениях дороги 0,010,0,015;0,020, л/100км
, (1.9.2)
где – удельный расход топлива для карбюраторных двигателей лежит в
пределах 273...356,5, в данном расчёте принимается =280, согласно [1];
– плотность топлива, принимается согласно [2] .
Для примера рассчитаем на 4-ой передаче при 500:
=2,74 л/100км
Остальные значения вычисляются аналогично, результаты расчёта
заносятся в таблицу 1.9.1.
По таблице 1.9.1 строится график топливной экономичности автомобиля, рисунок 1.10.
Основными достоинствами обеспечивающими, широкое распространение гипоидной передачи, являются её большая по сравнению с конической прочность и бесшумность. Повышение прочности гипоидной передачи обусловлено увеличением среднего диаметра шестерни. Так при одинаковых передаточном числе и диаметре колеса начальный диаметр шестерни гипоидной передачи больше диаметра шестерни конической передачи.
При увеличении диаметра шестерни повышается прочность зуба, так как при этом больше шаг по нормали, а следовательно, и толщина зуба (примерно на 10...15% ). Чем больше угол спирали, тем длиннее зуб и больше число зубьев, одновременно находящихся в зацеплении, по сравнению с конической передачей (примерно в 1,5 раза). Всё это обусловливает снижение усилия, действующего на зуб, и обеспечивает высокую плавность зацепления. Кроме того, гипоидные зубчатые колёса имеют в несколько раз большее сопротивление усталости по сравнению с коническими.
Коэффициент полезного действия гипоидной передачи несколько ниже коэффициента полезного действия конической и составляет 0,96...0,97, что связано с наличием наряду с поперечным продольного скольжения зубьев.
Наличие скольжения определяет весьма высокое сопротивление усталости гипоидной пары. Усталостное выкрашивание (питтинг) конических пар наблюдается в зоне чистого качения, т.е. у полюса зацепления. В гипоидных парах чистое качение отсутствует, для них характерно скольжение при высоком давлении, в связи с чем необходимо применять специальное гипоидное масло, наличие специальных присадок в котором препятствует разрушению масляной плёнки.
Расчётом определяют основные параметры и размеры конической пары шестерен (число зубьев, модуль, габаритные размеры). На рисунке 2.1 представлена кинематическая схема гипоидной главной передачи автомобиля.
Рисунок 2.1 – Кинематическая схема гипоидной главной передачи автомобиля.
Число зубьев ведомого зубчатого колеса:
, (2.1)
где – число зубьев ведущей шестерни лежит в пределах 5...11, в данном
расчёте для легкового автомобиля принимается 10, согласно [4].
440
Так как количество зубьев ведущей шестерни чётное, следовательно, количество зубьев конического колеса должно быть целым нечётным числом, согласно [5] принимается 39.
Фактическое передаточное число главной передачи:
. (2.2)
= 3,9
Отклонение фактического передаточного числа от заданного, %
. (2.3)
=2,5 %
Условие выполняется, т.к. согласно [5] не должно превышать 3 %.
Расчетный крутящий момент на ведущей шестерне,
. (2.4)
432
Половина угла при вращении начального конуса ведущей шестерни для пары конических шестерен:
. (2.5)
=15
Половина угла при вращении начального конуса ведомого колеса для пары конических шестерен:
. (2.6)
Приведенное число зубьев:
, (2.7)
где – угол наклона спирали ведущей шестерни для гипоидной передачи
лежит в пределах , в данном расчёте принимается =45, согласно [4].
=29
Длина зуба, м
, (2.8)
где – длина образующей конуса лежит в пределах 0,09...0,15 м, в данном
расчёте принимается = 0,096 м.
0,032 м
Модуль зубьев шестерён, мм
, (2.9)
где – коэффициент формы зуба, определяется согласно таблицы 1.1 [4],
исходя из приведенного числа зубьев, в данном расчёте принимается 0,119;
– напряжение изгиба зуба, лежит в пределах 420...550 МПа, в данном
расчёте при консольном закреплении шестерни, принимается
=450 МПа.
3,44 мм
Согласно [5] принимается = 5 мм.
Радиус основания начального конуса ведомого зубчатого колеса, м
. (2.10)
0,097 м
Радиус основания начального конуса ведущей шестерни, м
. (2.11)
где – угол наклона спирали ведомого зубчатого колеса для гипоидной
передачи легкового автомобиля лежит в пределах , в данном расчёте принимается =, согласно [4].
0,033 м
Средний радиус начального конуса ведущей шестерни, м
. (2.12)
0,029 м
Средний радиус начального конуса ведомого зубчатого колеса, м
. (2.13)
0,078 м
Условное окружное усилие действующее на среднем радиусе, Н
. (2.14)
14896 Н
Длина линии контакта зубьев, м
. (2.15)
0,036 м
Радиус эквивалентной цилиндрической шестерни, соответствующей ведущей конической шестерне, м
. (2.16)
0,060 м
Радиус эквивалентной цилиндрической шестерни, соответствующей ведомому коническому колесу, м
, (2.17)
0,337 м
Контактные напряжения, Па
, (2.18)
где – модуль продольной упругости материала, в данном расчёте
принимается = Па, согласно [4], Па.
Па
Контактные напряжения в зубьях не должны превышать Па, данное условие выполняется.
В результате полученных данных по проектировочному расчёту легкового автомобиля появилась возможность для уменьшения расхода топлива, при движении со скоростью 100 км/ч на 36 %, по сравнению с прототипом. Этого удалось достичь за счёт уменьшения максимальной мощности двигателя на
10,2 %, что, в свою очередь, привело к установке на автомобиль оригинальной коробки перемены передач и главной передачи. Снижение мощности также повлекло за собой незначительное ухудшение динамических свойств автомобиля, увеличилось время разгона от 0 до скорости 100 км/ч на 26 %. Снижение мощности повлияло на уменьшение габаритных размеров двигателя, что в конечном итоге привело к уменьшению массы автомобиля в целом. На данный легковой автомобиль следует установить шины 155/80R13,
Данные по расчёту гипоидной главной передачи полностью удовлетворяют критериям прочности и безопасности при работе.
Таблица 2.1– Сравнительная характеристика
|
№ п/п |
Параметры |
Числовые значения |
|
|
Прототип |
Расчётные |
||
|
1. |
Максимальная мощность двигателя, Вт |
54000 |
49049 |
|
2. |
Максимальный крутящий момент, |
89 |
108 |
|
3. |
Время разгона до 100 км/ч, с |
22 |
20,1 |
|
4. |
Расход топлива при 100 км/ч, л/100км |
9,8 |
8,52 |
|
5. |
Шины |
165/80R13 |
155-13/6,45-13 |
|
6. |
Передаточное число главной передачи |
4,1 |
4 |
|
7. |
Передаточное число I-ой передачи |
3,75 |
4 |
|
8. |
Передаточное число II-ой передачи |
2,30 |
2,52 |
|
9. |
Передаточное число III-ой передачи |
1,49 |
1,6 |
|
10. |
Передаточное число IV-ой передачи |
1,00 |
1,00 |
1. Краткий автомобильный справочник. – 10-е изд., перераб и доп. – М.: Транспорт, 1983. – 220с., ил., табл. – (Гос. науч.-исслед. ин-т автомоб. трансп.)
2. Конструкция, расчёт и потребительские свойства изделий. Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальности 230100 «Сервис транспортных машин и оборудования (автомобильный транспорт)». Составитель А.В. Глазунов., – Иркутск, 2003. – Ч.1.-24 с.
3. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств: Учебник для вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: Машиностроение, 1989. – 240 с.: ил.
4. Автомобили. Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальности 150200. Составители: А.С. Бектемиров, А.Н. Герасимов. – Иркутск: Издательство Иркутский государственный технический университет-2002г. – Ч.2.-24 с.
5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454 с.: ил., черт. – Б. ц.
Copyright (c) 2024 Stud-Baza.ru Рефераты, контрольные, курсовые, дипломные работы.