Міністерство освіти і науки
Російської Федерації Федеральне агентство з освіти
Орський гуманітарно-технологічний інститут (філія)
Державного освітнього закладу
Вищої професійної освіти
"Оренбурзький державний університет"
Механіко-технологічний факультет
Кафедра "Автомобілі та автомобільне господарство"
Курсовий проект
з дисципліни "Автомобілі"
Керівник: Ушаков В.М.
_______________________
____ _____________ 2007 р
Виконавець: Сурсько С.А.
Зміст
1. Розрахунок показників експлуатаційних властивостей автомобіля. 3
1.1 Визначення параметрів двигуна. 3
1.2 Розрахунок зовнішньої швидкісної характеристики двигуна. 7
1.3 Визначення передавальних чисел трансмісії. 9
1.4 Розрахунок тягового балансу автомобіля. 15
1.5 Розрахунок потужностного балансу автомобіля. 19
1.6 Розрахунок динамічної характеристики автомобіля. 22
1.7 Розрахунок прискорень автомобіля. 26
1.8 Розрахунок часу і шляху розгону автомобіля. 29
1.9 Розрахунок паливної економічності автомобіля. 33
Висновок. 38
тип двигуна - карбюраторний;
частота обертання колінвалу при максимальній потужності (neN) = 3000 об / хв;
вантажопідйомність - 4000 кг;
пасажиромісткість - 2 людини.
Мінімально стійку частоту обертання коленвала двигуна nemin приймаємо за рекомендаціями (вантажні автомобілі з карбюраторним двигуном):
ne min = 500 ... 600 об / хв;
Приймаю ne min = 500 об / хв.
Максимальну частоту обертання коленвала двигуна приймаємо в залежності від номінальної neN по співвідношенням:
вантажні автомобілі ne max = ne N
nemax = 3000 об / хв.
Для визначення потужності двигуна проектованого автомобіля необхідно оцінити його передбачуваний власний і повний вагу.
Власний вага автомобіля визначається за емпіричною залежності:
для вантажних автомобілів
kc - коефіцієнт спорядженого ваги;
mг - маса вантажу, що перевозиться автомобілем, [кг].
Значення коефіцієнта
Таблиця 1 - Значення коефіцієнта
mг = 4000 кг
kc = 0.75
ma = 0.75 * 4000 = 3000 кг.
Повна маса автомобіля визначається за такою залежністю
де mб - маса багажу пасажирів, кг; mб = 0
n - кількість пасажирів; n = 2
m = 3000 + (75 +0) * 2 +4000 = 7150 кг
При русі автомобіля витрачається потужність на подолання сил опору дороги (NΨ) і сил опору повітря (NW). Сумарна потужність витрачається на рух повністю навантаженого автомобіля з максимальною швидкістю по горизонтальній дорозі визначається за формулою-1
де D min - мінімальне значення динамічного чинника,
для вантажних автомобілів і автобусів вибирається в інтервалі значень 0,030 ... 0,045
k - коефіцієнт обтічності автомобіля,
F - лобова площа автомобіля, м2; на етапі проектування можна приймати орієнтовні значення лобовій площі автомобіля:
для вантажних автомобілів F = 3 ... 5, м2.
При відомих габаритних розмірах автомобіля або його аналога лобова площа автомобіля може бути визначена за формулою
F = 0,78 Вана, м2, де
Ва і На - габаритні розміри автомобіля по ширині і висоті відповідно, м2.
F = 0,78 * 2,38 * 2,22 = 4,12, м2.
Nψ + NW = ((7150 +0) * 0,30 * 100) / 367 +0,5 * 4,12 * 1003/46700 = 102 кВт.
Необхідна для руху повністю навантаженого автомобіля з максимальною швидкістю по горизонтальній дорозі потужність двигуна визначиться за формулою 2
де ηтр - ККД трансмісії автомобіля, на етапі проектування приймається для вантажних автомобілів ηтр = 0,85 ... 0,9. Приймаю ηтр = 0,85
NeVmax = 102 / 0,85 = 120 кВт
Максимальна потужність двигуна проектованого автомобіля може бути визначена з формули Лейдерман 3.
де a, b, c - коефіцієнти рівняння Лейдерман; для карбюраторних двигунів a = b = c = 1;
nemax - максимальна частота обертання коленвала двигуна, об / хв;
neN - частота обертання колінвалу при максимальній потужності двигуна, об / хв
Ne max =
де ne - поточна частота обертання коленвала двигуна, для якої визначається потужність, об / хв.
Ne1 = 120 [0,166 +0,027 - 0,0046] = 22,69, кВт
Ne2 = 120 [0,33 +0,11 - 0,037] = 48,89, кВт
Ne3 = 120 [0,5 +0,25 - 0,125] = 75, кВт
Ne4 = 120 [0,66 +0,44 - 0,296] = 97,81, кВт
Ne5 = 120 [0,833 +0,694 - 0,579] = 113,8, кВт
Ne5 = 120 [1 +1 - 1] = 120, кВт
Обертаючий момент на вихідному кінці коленвала двигуна при різних частотах його обертання може бути визначений за формулою-5, що встановлює залежність між моментом, що обертає, потужністю та частотою обертання для будь-якого валу.
Ме1 = 9555,3 * (22,69 / 500) = 433,6 Нм
Ме2 = 9555,3 * (48,89 / 1000) = 467 Нм
Ме3 = 9555,3 * (75/1500) = 478 Нм
Ме4 = 9555,3 * (97,81 / 2000) = 467 Нм
Ме5 = 9555,3 * (113,8 / 2500) = 435 Нм
Ме6 = 9555,3 * (120/3000) = 382,2 Нм
Для побудови зовнішньої швидкісної характеристики двигуна весь діапазон частот обертання коленвала двигуна від nmin до nmax розбивається на 5-6 інтервалів розміром по300 - 500 об / хв таким чином, щоб номінальна частота обертання коленвала nN і максимальна nmax були межами одного або різних інтервалів, при цьому розміри інтервалів, в яких nN і nmax є межами, можуть відрізнятися. За формулами 4 і 5 визначаються значення Ne і Me для частот обертання коленвала ne, які є межами інтервалів, і за отриманими результатами будується зовнішня швидкісна характеристика двигуна.
Результати розрахунків за формулами 4 і 5 записуємо в таблицю форма якої наведена нижче.
Таблиця 2 - Розрахунок потужності Ne і обертаючого моменту Me на коленвалу двигуна при різних частотах обертання ne.
За отриманими значеннями Ne і Me на аркуші міліметрового паперу в масштабі будуємо зовнішню швидкісну характеристику двигуна проектованого автомобіля, а також визначаємо частоту обертання коленвала neM, при якій розвивається максимальний обертаючий момент Memax на вихідному кінці колінчастого вала. Значення neM і Memax необхідно записати після таблиці 2. Форма зовнішньої швидкісної характеристики двигуна наведена на малюнку 1.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Малюнок 1 - Зовнішня швидкісна характеристика двигуна (намалювати в масштабі).
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Рисунок 2 - Схема трансмісії проектованого автомобіля.
Другий етап у вирішенні задачі визначення передавальних чисел трансмісії полягає в підборі шин для проектованого автомобіля. Тип шин підбирається за максимальному навантаженні, що припадає на неї і максимальної швидкості автомобіля Vmax. Для визначення навантажень на шини передньої і задньої осей визначаються навантаження на осі автомобіля з виразу 6
де G1 (2) - навантаження, що припадає на передню-1 або задню-2 осі, Н;
g - прискорення вільного падіння, м/с2 (g = 9,81 м/с2);
х1 (2) - частина повної ваги автомобіля, що припадає на передню 1 або задні 2 осі автомобіля,%.
У вантажних автомобілів при повному використанні вантажопідйомності 20-30% повної ваги припадає на передню вісь і 70-80% на задні (х1 = 20-30%, х2 = 70-80%). При утрудненні у виборі навантажень на осі проектованого автомобіля слід скористатися розподілом повної ваги по осях в автомобіля аналога. Вибираємо повний вагу на передню вісь x1 = 30%, на задню вісь x2 = 70%.
G1 = 7150 * 9,8 * (30/100) = 21021 Н
G2 = 7150 * 9,8 * (70/100) = 49049 Н
Якщо після виконання розрахунку виявиться що навантаження, що припадає на задню вісь G2, значно перевищує навантаження, що припадає на передню вісь G1, то, для виключення значного недогруза шин передньої осі, слід збільшити число коліс на задній осі, застосувавши подвійні колеса, або збільшити число задніх осей. Навантаження, що припадає на шини передньої і задньої осей, визначають з виразу-7.
де a1 (2) - число передніх-1 або задніх-2 осей на автомобілі;
b1 (2) - число коліс на передній-1 або задній-2 осі автомобіля;
Gш1 = 21021 / 1 * 2 = 10511 Н
Gш1 = 49049 / 1 * 4 = 12262 Н
Вибір типу шини виробляємо за рекомендаціями літературного джерела [3], по найбільш навантаженої шині і максимальної допустимої швидкості руху на яку розрахована ця шина. Типорозмір обраної шини, допустиме навантаження і швидкість руху на яку розрахована шина, а також інші параметри шини наводимо в пояснювальній записці у вигляді таблиці - 3
Таблиця 3 - Характеристика шин проектованого автомобіля.
Відношення висоти профілю шини до ширини профілю Н / В, для шин вантажних автомобілів становить 1 і тому Н = В.
Радіус кочення колеса в с шиною обраної марки визначиться за формулою-8
rk = 0,0127 (d +1,7 H), м (8)
де d - діаметр обода колеса, дюйми (");
H - висота профілю шини, дюйми (");
rk = 0,0127 (20 +1,7 ∙ 8,25) = 0,43 м.
Передаточне число головної передачі автомобіля визначається з умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля Vmax на вищій передачі з виразу-9
де uk - передавальне число коробки передач на вищій передачі.
u0 = 0,377 * 0,43 * 3000 / 1 * 100 = 4,9
КПП проектованого автомобіля не має прискорює передачу, тому uk = 1
Передаточне число першої передачі КПП визначається з умови подолання автомобілем максимального опору дороги. При цьому використовується формула-10
де Ψmax - максимальний коефіцієнт опору дороги, подоланої автомобілем на першій передачі (Ψmax = 0,3 ... 0,4).
Приймаю Ψmax = 0,4.
Меmax - максимальний обертаючий момент, що розвивається двигуном, Нм (Меmax = 478 Нм).
ηтр - ККД трансмісії автомобіля (ηтр = 0,85)
uk1 = 0,4 * 0,437150 * 9,8 / 478 * 4,9 * 0,85 = 6,4
Отримане значення передавального числа першої передачі КПП слід перевірити за умовою зчеплення ведучих коліс автомобіля з дорогою (на відсутність буксування). Зчеплення ведучих коліс з дорогою буде забезпечено, якщо виконується умова
PT max
де PT max - максимальна сила тяги на ведучих колесах автомобіля, Н.
PT max визначається за формулою-11
PT max = 478 * 6,4 * 4,9 * 0,85 / 0,43 = 29631, Н
РСЦ - сила зчеплення шин з дорогою, Н;
де φ - коефіцієнт зчеплення шин з дорогою, φ = 0,6 ... 0,8.
Приймаю φ = 0,6
для задньопривідних автомобілів Gсц = G2
де m2 - коефіцієнти перерозподілу нормальних реакцій; при рушанні автомобіля з місця m2 = 1,2.
Gсц = 49049 * 1,2 = 58858,8, Н
РСЦ = 0,6 * 58858,8 = 35315,3, Н
PT max ≤ Pсц - умова виконується
У разі не виконання умови зчеплення ведучих коліс автомобіля з дорогою при прийнятому передатному числі КПП всі наступні розрахунки на міцність механізмів трансмісії слід вести по силі зчеплення коліс з дорогою Gсц.
Прийняте передавальне число першої передачі КПП uk1 є основою для знаходження передавальних чисел інших передач КПП. Для їх знаходження необхідно визначитися з кількістю ступенів КПП проектованого автомобіля. У навчальних цілях рекомендується приймати 4 ... 5 ступенів, а при великих значеннях максимальної швидкості автомобіля (> 120 км / год) слід застосовувати прискорює вищу передачу з передавальним числом 0,7 ... 0,8. Передавальні числа II, III та інших передач КПП визначаються за формулою-12
Приймаю 4-х ступінчасту КПП
де
uk2 = 3,4
uk3 = 1,9
uk4 = 1
РТ = РΨ + РW + Рj,
де РΨ - cила опору дороги, Н;
РW - сила опору повітря, Н;
Рj - сила інерції автомобіля при його нерівномірному русі (при прискоренні або уповільненні), Н.
Рівняння тягового балансу автомобіля простіше і наочніше вирішувати графічним способом, при якому будуємо графіки залежності кожного з доданків рівняння від швидкості руху автомобіля, і проводимо порівняння положення точок кривої з положенням точок сумарною кривої РΨ і РW. Російської Федерації Федеральне агентство з освіти
Орський гуманітарно-технологічний інститут (філія)
Державного освітнього закладу
Вищої професійної освіти
"Оренбурзький державний університет"
Механіко-технологічний факультет
Кафедра "Автомобілі та автомобільне господарство"
Курсовий проект
з дисципліни "Автомобілі"
Керівник: Ушаков В.М.
_______________________
____ _____________ 2007 р
Виконавець: Сурсько С.А.
Зміст
1. Розрахунок показників експлуатаційних властивостей автомобіля. 3
1.1 Визначення параметрів двигуна. 3
1.2 Розрахунок зовнішньої швидкісної характеристики двигуна. 7
1.3 Визначення передавальних чисел трансмісії. 9
1.4 Розрахунок тягового балансу автомобіля. 15
1.5 Розрахунок потужностного балансу автомобіля. 19
1.6 Розрахунок динамічної характеристики автомобіля. 22
1.7 Розрахунок прискорень автомобіля. 26
1.8 Розрахунок часу і шляху розгону автомобіля. 29
1.9 Розрахунок паливної економічності автомобіля. 33
Висновок. 38
1. Розрахунок показників експлуатаційних властивостей автомобіля.
1.1 Визначення параметрів двигуна.
До параметрів двигуна визначаються в даному підрозділі відносяться мінімальна та максимальна частоти обертання коленвала, обертаючий момент і потужність двигуна, що розвивається у всьому діапазоні частот обертання коленвала. Зазначені параметри визначаються за емпіричними формулами, отриманими на основі аналізу існуючих конструкцій двигунів. Вихідними даними для визначення перерахованих параметрів двигуна проектованого автомобіля є:тип двигуна - карбюраторний;
частота обертання колінвалу при максимальній потужності (neN) = 3000 об / хв;
вантажопідйомність - 4000 кг;
пасажиромісткість - 2 людини.
Мінімально стійку частоту обертання коленвала двигуна nemin приймаємо за рекомендаціями (вантажні автомобілі з карбюраторним двигуном):
ne min = 500 ... 600 об / хв;
Приймаю ne min = 500 об / хв.
Максимальну частоту обертання коленвала двигуна приймаємо в залежності від номінальної neN по співвідношенням:
вантажні автомобілі ne max = ne N
nemax = 3000 об / хв.
Для визначення потужності двигуна проектованого автомобіля необхідно оцінити його передбачуваний власний і повний вагу.
Власний вага автомобіля визначається за емпіричною залежності:
для вантажних автомобілів
kc - коефіцієнт спорядженого ваги;
mг - маса вантажу, що перевозиться автомобілем, [кг].
Значення коефіцієнта
Таблиця 1 - Значення коефіцієнта
| Параметр | Значення параметра | |||||
| mа, кг | 1000 | 2000 | 4000 | 6000 | 8000 | 10000 |
| kc | 1,25 | 0,8 | 0,75 | 0,8 | 0,85 | 0.9 |
kc = 0.75
ma = 0.75 * 4000 = 3000 кг.
Повна маса автомобіля визначається за такою залежністю
де mб - маса багажу пасажирів, кг; mб = 0
n - кількість пасажирів; n = 2
m = 3000 + (75 +0) * 2 +4000 = 7150 кг
При русі автомобіля витрачається потужність на подолання сил опору дороги (NΨ) і сил опору повітря (NW). Сумарна потужність витрачається на рух повністю навантаженого автомобіля з максимальною швидкістю по горизонтальній дорозі визначається за формулою-1
де D min - мінімальне значення динамічного чинника,
для вантажних автомобілів і автобусів вибирається в інтервалі значень 0,030 ... 0,045
k - коефіцієнт обтічності автомобіля,
F - лобова площа автомобіля, м2; на етапі проектування можна приймати орієнтовні значення лобовій площі автомобіля:
для вантажних автомобілів F = 3 ... 5, м2.
При відомих габаритних розмірах автомобіля або його аналога лобова площа автомобіля може бути визначена за формулою
F = 0,78 Вана, м2, де
Ва і На - габаритні розміри автомобіля по ширині і висоті відповідно, м2.
F = 0,78 * 2,38 * 2,22 = 4,12, м2.
Nψ + NW = ((7150 +0) * 0,30 * 100) / 367 +0,5 * 4,12 * 1003/46700 = 102 кВт.
Необхідна для руху повністю навантаженого автомобіля з максимальною швидкістю по горизонтальній дорозі потужність двигуна визначиться за формулою 2
де ηтр - ККД трансмісії автомобіля, на етапі проектування приймається для вантажних автомобілів ηтр = 0,85 ... 0,9. Приймаю ηтр = 0,85
NeVmax = 102 / 0,85 = 120 кВт
Максимальна потужність двигуна проектованого автомобіля може бути визначена з формули Лейдерман 3.
| , КВт | (3) |
nemax - максимальна частота обертання коленвала двигуна, об / хв;
neN - частота обертання колінвалу при максимальній потужності двигуна, об / хв
Ne max =
1.2 Розрахунок зовнішньої швидкісної характеристики двигуна
Зовнішня швидкісна характеристика двигуна представляє собою залежність потужності і обертаючого моменту на вихідному кінці коленвала двигуна від частоти обертання коленвала при повністю відкритій дросельної заслінки або повністю висунутої рейці паливного насоса високого тиску. Залежність між потужністю, що розвивається двигуном, і частотою обертання колінчастого вала двигуна описується за допомогою рівняння Лейдерман-4, що має наступний вигляд:| , КВт | (4) |
Ne1 = 120 [0,166 +0,027 - 0,0046] = 22,69, кВт
Ne2 = 120 [0,33 +0,11 - 0,037] = 48,89, кВт
Ne3 = 120 [0,5 +0,25 - 0,125] = 75, кВт
Ne4 = 120 [0,66 +0,44 - 0,296] = 97,81, кВт
Ne5 = 120 [0,833 +0,694 - 0,579] = 113,8, кВт
Ne5 = 120 [1 +1 - 1] = 120, кВт
Обертаючий момент на вихідному кінці коленвала двигуна при різних частотах його обертання може бути визначений за формулою-5, що встановлює залежність між моментом, що обертає, потужністю та частотою обертання для будь-якого валу.
Ме1 = 9555,3 * (22,69 / 500) = 433,6 Нм
Ме2 = 9555,3 * (48,89 / 1000) = 467 Нм
Ме3 = 9555,3 * (75/1500) = 478 Нм
Ме4 = 9555,3 * (97,81 / 2000) = 467 Нм
Ме5 = 9555,3 * (113,8 / 2500) = 435 Нм
Ме6 = 9555,3 * (120/3000) = 382,2 Нм
Для побудови зовнішньої швидкісної характеристики двигуна весь діапазон частот обертання коленвала двигуна від nmin до nmax розбивається на 5-6 інтервалів розміром по300 - 500 об / хв таким чином, щоб номінальна частота обертання коленвала nN і максимальна nmax були межами одного або різних інтервалів, при цьому розміри інтервалів, в яких nN і nmax є межами, можуть відрізнятися. За формулами 4 і 5 визначаються значення Ne і Me для частот обертання коленвала ne, які є межами інтервалів, і за отриманими результатами будується зовнішня швидкісна характеристика двигуна.
Результати розрахунків за формулами 4 і 5 записуємо в таблицю форма якої наведена нижче.
Таблиця 2 - Розрахунок потужності Ne і обертаючого моменту Me на коленвалу двигуна при різних частотах обертання ne.
| ne min | ne N | ne max | |||||
| ne, об / хв | 500 | 1000 | 1500 | 2000 | 2500 | 3000 | 3000 |
| Ne, кВт | 22,69 | 48,89 | 75 | 97,81 | 113,8 | 120 | 120 |
| Me, Нм | 433,6 | 467 | 478 | 467 | 435 | 382,2 | 382,2 |
SHAPE \ * MERGEFORMAT
M e max |
N e max |
n e, об / хв |
n e max |
n e N |
n e M |
n e min |
Малюнок 1 - Зовнішня швидкісна характеристика двигуна (намалювати в масштабі).
1.3 Визначення передавальних чисел трансмісії.
Динамічні якості автомобіля визначаються багато в чому числом ступенів КПП, передавальними числами КПП і головної передачі. З метою визначення числа щаблів і передавальних чисел трансмісії необхідно в першу чергу визначитися зі схемою трансмісії і представити її на малюнку в пояснювальній записці. Наприклад, схему трансмісії класичної компонування можна представити так, як на малюнку 2.SHAPE \ * MERGEFORMAT
Двигун |
Зчеплення |
КПП |
Карданна передача |
Головна передача і диференціал |
Рисунок 2 - Схема трансмісії проектованого автомобіля.
Другий етап у вирішенні задачі визначення передавальних чисел трансмісії полягає в підборі шин для проектованого автомобіля. Тип шин підбирається за максимальному навантаженні, що припадає на неї і максимальної швидкості автомобіля Vmax. Для визначення навантажень на шини передньої і задньої осей визначаються навантаження на осі автомобіля з виразу 6
де G1 (2) - навантаження, що припадає на передню-1 або задню-2 осі, Н;
g - прискорення вільного падіння, м/с2 (g = 9,81 м/с2);
х1 (2) - частина повної ваги автомобіля, що припадає на передню 1 або задні 2 осі автомобіля,%.
У вантажних автомобілів при повному використанні вантажопідйомності 20-30% повної ваги припадає на передню вісь і 70-80% на задні (х1 = 20-30%, х2 = 70-80%). При утрудненні у виборі навантажень на осі проектованого автомобіля слід скористатися розподілом повної ваги по осях в автомобіля аналога. Вибираємо повний вагу на передню вісь x1 = 30%, на задню вісь x2 = 70%.
G1 = 7150 * 9,8 * (30/100) = 21021 Н
G2 = 7150 * 9,8 * (70/100) = 49049 Н
Якщо після виконання розрахунку виявиться що навантаження, що припадає на задню вісь G2, значно перевищує навантаження, що припадає на передню вісь G1, то, для виключення значного недогруза шин передньої осі, слід збільшити число коліс на задній осі, застосувавши подвійні колеса, або збільшити число задніх осей. Навантаження, що припадає на шини передньої і задньої осей, визначають з виразу-7.
де a1 (2) - число передніх-1 або задніх-2 осей на автомобілі;
b1 (2) - число коліс на передній-1 або задній-2 осі автомобіля;
Gш1 = 21021 / 1 * 2 = 10511 Н
Gш1 = 49049 / 1 * 4 = 12262 Н
Вибір типу шини виробляємо за рекомендаціями літературного джерела [3], по найбільш навантаженої шині і максимальної допустимої швидкості руху на яку розрахована ця шина. Типорозмір обраної шини, допустиме навантаження і швидкість руху на яку розрахована шина, а також інші параметри шини наводимо в пояснювальній записці у вигляді таблиці - 3
Таблиця 3 - Характеристика шин проектованого автомобіля.
| Марка шини | Допустима навантаження на шину, [G], Н | Максимально допустима швидкість, [V], км / год | Діаметр обода колеса, d, " | Ширина профілю шини, B, " | Відношення висоти профілю шини До ширині шини, Н / B | Висота профілю шини, H, " | Статичний радіус шини, м |
| 220-508 | 11500 | 100 | 20 | 8,25 | 1 | 8,25 | 0,443 |
Радіус кочення колеса в с шиною обраної марки визначиться за формулою-8
rk = 0,0127 (d +1,7 H), м (8)
де d - діаметр обода колеса, дюйми (");
H - висота профілю шини, дюйми (");
rk = 0,0127 (20 +1,7 ∙ 8,25) = 0,43 м.
Передаточне число головної передачі автомобіля визначається з умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля Vmax на вищій передачі з виразу-9
де uk - передавальне число коробки передач на вищій передачі.
u0 = 0,377 * 0,43 * 3000 / 1 * 100 = 4,9
КПП проектованого автомобіля не має прискорює передачу, тому uk = 1
Передаточне число першої передачі КПП визначається з умови подолання автомобілем максимального опору дороги. При цьому використовується формула-10
де Ψmax - максимальний коефіцієнт опору дороги, подоланої автомобілем на першій передачі (Ψmax = 0,3 ... 0,4).
Приймаю Ψmax = 0,4.
Меmax - максимальний обертаючий момент, що розвивається двигуном, Нм (Меmax = 478 Нм).
ηтр - ККД трансмісії автомобіля (ηтр = 0,85)
uk1 = 0,4 * 0,437150 * 9,8 / 478 * 4,9 * 0,85 = 6,4
Отримане значення передавального числа першої передачі КПП слід перевірити за умовою зчеплення ведучих коліс автомобіля з дорогою (на відсутність буксування). Зчеплення ведучих коліс з дорогою буде забезпечено, якщо виконується умова
PT max
де PT max - максимальна сила тяги на ведучих колесах автомобіля, Н.
PT max визначається за формулою-11
PT max = 478 * 6,4 * 4,9 * 0,85 / 0,43 = 29631, Н
РСЦ - сила зчеплення шин з дорогою, Н;
де φ - коефіцієнт зчеплення шин з дорогою, φ = 0,6 ... 0,8.
Приймаю φ = 0,6
для задньопривідних автомобілів Gсц = G2
де m2 - коефіцієнти перерозподілу нормальних реакцій; при рушанні автомобіля з місця m2 = 1,2.
Gсц = 49049 * 1,2 = 58858,8, Н
РСЦ = 0,6 * 58858,8 = 35315,3, Н
PT max ≤ Pсц - умова виконується
У разі не виконання умови зчеплення ведучих коліс автомобіля з дорогою при прийнятому передатному числі КПП всі наступні розрахунки на міцність механізмів трансмісії слід вести по силі зчеплення коліс з дорогою Gсц.
Прийняте передавальне число першої передачі КПП uk1 є основою для знаходження передавальних чисел інших передач КПП. Для їх знаходження необхідно визначитися з кількістю ступенів КПП проектованого автомобіля. У навчальних цілях рекомендується приймати 4 ... 5 ступенів, а при великих значеннях максимальної швидкості автомобіля (> 120 км / год) слід застосовувати прискорює вищу передачу з передавальним числом 0,7 ... 0,8. Передавальні числа II, III та інших передач КПП визначаються за формулою-12
Приймаю 4-х ступінчасту КПП
де
uk2 = 3,4
uk3 = 1,9
uk4 = 1
1.4 Розрахунок тягового балансу автомобіля
Рух автомобіля по дорозі можливо тільки в тому випадку, якщо сила тяги, що розвивається на ведучих колесах автомобіля, більше або дорівнює сумі сил дорожніх опорів. Якщо величина сили тяги PТ перевищує суму сил дорожніх опорів, то цей запас використовується або на прискорення автомобіля, або на буксирування автомобілем додаткового вантажу. Математично це положення описується за допомогою рівняння тягового балансу автомобіля. Рівняння тягового балансу автомобіля має наступний виглядРТ = РΨ + РW + Рj,
де РΨ - cила опору дороги, Н;
РW - сила опору повітря, Н;
Рj - сила інерції автомобіля при його нерівномірному русі (при прискоренні або уповільненні), Н.
Для побудови графіка залежності сили тяги РТ на ведучих колесах автомобіля від швидкості його руху використовується вираз-13
де Ме - обертаючий момент на вихідному кінці коленвала двигуна при відповідній його частоті обертання, Нм;
Швидкість руху автомобіля при різних частотах обертання коленвала двигуна визначається за формулою-14
Значення сил тяги РТ і швидкостей автомобіля V слід визначати для частот обертання коленвала двигуна nе, які є межами інтервалів при розбитті всього діапазону частот обертання коленвала, зробленого в п.1.2.2 Результати розрахунків за формулами 13 і 14 представляємо у вигляді таблиці-5.
Таблиця 5 - Розрахунок сил тяги на ведучих колесах проектованого автомобіля і його швидкостей руху.
| ne, об / хв | 500 | 1000 | 1500 | 2000 | 2500 | 3000 |
| Me | 433,6 | 467 | 478 | 467 | 435 | 382,2 |
| PTI | 26879,2 | 28949,7 | 29631,6 | 28949,7 | 26966,0 | 23692,8 |
| VI | 2,6 | 5,2 | 7,8 | 10,3 | 13 | 15,5 |
| PTII | 14279,6 | 15379,5 | 15741 | 15379,5 | 14325,7 | 12586,8 |
| VII | 4,9 | 9,7 | 14,6 | 19,5 | 24,3 | 29,2 |
| PTIII | 7978,2 | 8592,8 | 8795,2 | 8592,8 | 8004 | 7032,5 |
| VIII | 8,7 | 17,4 | 26,1 | 34,8 | 43,5 | 52,2 |
| PTIV | 4162,6 | 4483,2 | 4588,8 | 4483,2 | 4176 | 3669,12 |
| VIV | 16,5 | 33 | 49,5 | 66 | 85 | 99 |
Для побудови графіка залежності сили опору дороги РΨ від швидкості руху автомобіля V використовується формула
РΨ = mg [Н],
де Ψ - коефіцієнт опору дороги (Ψ = i + ƒ);
i - ухил дороги; при русі автомобіля по горизонтальній дорозі i = 0;
ѓ - коефіцієнт опору дороги; для доріг з асфальтобетонним покриттям значення коефіцієнта визначаються за формулою
Таким чином, формула для визначення сили опору дороги РΨ набуває вигляду формули-15
Сила опору повітря РW руху автомобіля визначається за формулою-16
де k і F-коефіцієнт обтічності автомобіля і лобова площа автомобіля відповідно, значення яких приймалися раніше в п.1.2.1
Так як і сила опору дороги РΨ і сила опору повітря РW залежать від зміни швидкості автомобіля, то задаючись 5-у
Таблиця 6 - Розрахунок сил опору руху проектованого автомобіля по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям.
| V, км / год | 2,6 | 15,5 | 29,2 | 52,2 | 85 | 99 |
| РΨ, Н | 1051,1 | 1064 | 1096 | 1194,2 | 1431 | 1566 |
| РW, Н | 1,07 | 38,1 | 135,1 | 432 | 1145 | 1553,1 |
будуємо криву залежності сили опору дороги РΨ від швидкості V;
від точок кривої РΨ = ƒ (V) відкладаємо ординати кривої РW = ѓ (V) і після з'єднання точок плавною лінією отримуємо криву РΨ + РW = ѓ (V).
Нанесені на одному графіку криві РТ = ѓ (V), РΨ = ƒ (V) і РΨ + РW = ѓ (V) являють собою графічне рішення рівняння тягового балансу проектованого автомобіля.
На графіку, в точці осі V, що відповідає максимальній швидкості руху автомобіля Vmax, має бути або РТ = РΨ + РW (криві перетинаються), або РТ> РΨ + РW (крива РТ проходить вище РΨ + РW). Приклад графіка тягового балансу автомобіля наведено на малюнку 3.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Рисунок 3 - Графік тягового балансу проектованого автомобіля.
1.5 Розрахунок потужностного балансу автомобіля
Для аналізу динамічних властивостей автомобіля можна замість співвідношення сил використовувати зіставлення тягової потужності NT з потужністю, необхідної для подолання опору руху. Мощностной баланс автомобіля в загальному вигляді можна представити наступною формулоюде
де
Рівняння потужностного балансу, так само як і рівняння силового балансу, простіше вирішувати графічно. З цією метою будуємо графік залежності тягової потужності
Графік сумарної потужності дорожніх опорів
Таблиця 7 - Розрахунок потужностного балансу проектованого автомобіля.
| Передача КПП | Частота обертання коленвала, ne, об / хв | Швидкість руху автомобіля, V, км / год | Потужність двигуна, Ne, кВт, (див. табл.3) | Потужність на ведучих колесах автомобіля, NТ, кВт | Потужність опорів | Запас потужності, Nj, кВт | |
| Nf, кВт | NW, кВт | ||||||
| I | 500 | 2,6 | 22,69 | 19,3 | 0,76 | 0,0008 | 18,54 |
| 1000 | 5,2 | 48,89 | 41,56 | 1,5 | 0,006 | 40,054 | |
| 1500 | 7,8 | 75 | 63,8 | 2,3 | 0,02 | 61,48 | |
| 2000 | 10,3 | 97,81 | 83,14 | 3,02 | 0,05 | 80,07 | |
| 2500 | 13 | 113,8 | 96,73 | 3,83 | 0,1 | 92,8 | |
| 3000 | 15,5 | 120 | 102 | 4,58 | 0,16 | 97,26 | |
| II | 500 | 4,9 | 22,69 | 19,3 | 1,43 | 0,005 | 17,87 |
| 1000 | 9,7 | 48,89 | 41,56 | 2,8 | 0,04 | 38,72 | |
| 1500 | 14,6 | 75 | 63,8 | 4,3 | 0,14 | 59,4 | |
| 2000 | 19,5 | 97,81 | 83,14 | 5,8 | 0,32 | 77,02 | |
| 2500 | 24,3 | 113,8 | 96,73 | 7,3 | 0,63 | 88,8 | |
| 3000 | 29,2 | 120 | 102 | 8,89 | 1,1 | 92,01 | |
| III | 500 | 8,7 | 22,69 | 19,3 | 2,5 | 0,03 | 16,77 |
| 1000 | 17,4 | 48,89 | 41,56 | 5,2 | 0,23 | 36,13 | |
| 1500 | 26,1 | 75 | 63,8 | 7,9 | 0,78 | 55,12 | |
| 2000 | 34,8 | 97,81 | 83,14 | 10,8 | 1,8 | 70,54 | |
| 2500 | 43,5 | 113,8 | 96,73 | 13,9 | 3,6 | 79,23 | |
| 3000 | 52,2 | 120 | 102 | 17,3 | 6,3 | 78,4 | |
| IV | 500 | 16,5 | 22,69 | 19,3 | 4,9 | 0,2 | 14,2 |
| 1000 | 33 | 48,89 | 41,56 | 10,2 | 1,6 | 29,76 | |
| 1500 | 49,5 | 75 | 63,8 | 16,2 | 5,3 | 42,3 | |
| 2000 | 66 | 97,81 | 83,14 | 23,5 | 12,6 | 47,04 | |
| 2500 | 85 | 113,8 | 96,73 | 33,7 | 27,03 | 36 | |
| 3000 | 99 | 120 | 102 | 43,1 | 42,7 | 16,2 | |
1.6 Розрахунок динамічної характеристики автомобіля
Динамічним чинником автомобіля D називають відношення різниці сили тяги на ведучих колесах автомобіляЗначення динамічного фактора автомобіля змінюються в залежності від номера включеної передачі в КПП і від швидкості руху автомобіля. Динамічний фактор автомобіля при включенні різних передач КПП визначається за формулою-20
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Рисунок 4 - Графік потужностного балансу проектованого автомобіля.
Значення сил РTi для різних передач КПП і швидкостей руху автомобіля наведені в таблиці 4, значення сил PWi для різних швидкостей руху автомобіля можна визначити за формулою-21
Величина динамічного чинника обмежується умовами зчеплення ведучих коліс автомобіля з дорогою. Динамічний фактор за умовами зчеплення коліс з дорогою може бути визначений за формулою-22 для задньопривідних автомобілів
де
Приймаються
Приймаються
Використовуючи формули 20 і 21, визначаємо значення динамічного фактора автомобіля для 5 ... 6 швидкостей його руху при включенні кожної передачі КПП, і будуємо динамічну характеристику автомобіля на вільному полі першого аркуша графічної частини проекту. Тут же наносимо попередньо підрахований по одній з формул 22 динамічний фактор за умовою зчеплення коліс з дорогою і зробити висновок про можливість руху автомобіля без буксування по второваній снігу. Розрахунок динамічного фактора автомобіля представляємо у вигляді таблиці 8.
Таблиця 8 - Розрахунок динамічного чинника проектованого автомобіля.
| Передача КПП | Швидкість руху автомобіля, V, км / год (див. табл.5) | Сила тяги на ведучих колесах автомобіля, PT I, H | Сила опору повітря, PW I, H | Різниця сил (PT I - PW I), Н | Динамічний фактор автомобіля, Di, Н / Н |
| I | 2,6 | 26879,2 | 1,07 | 26878,13 | 0,384 |
| 5,2 | 28949,7 | 4,2 | 28945,5 | 0,413 | |
| 7,8 | 29631,6 | 9,6 | 29622,0 | 0,423 | |
| 10,3 | 28949,7 | 16,8 | 28932,9 | 0,413 | |
| 13 | 26966,0 | 26,8 | 26939,2 | 0,384 | |
| 15,5 | 23692,8 | 38,1 | 23654,7 | 0,338 | |
| II | 4,9 | 14279,6 | 3,8 | 14275,8 | 0, 204 |
| 9,7 | 15379,5 | 15 | 15364,5 | 0,220 | |
| 14,6 | 15741,0 | 33,8 | 15707,2 | 0,224 | |
| 19,5 | 15379,5 | 60,3 | 15319,2 | 0,219 | |
| 24,3 | 14325,7 | 93,6 | 14232,1 | 0, 203 | |
| 29,2 | 12586,8 | 135,11 | 12451,7 | 0,178 | |
| III | 8,7 | 7978,2 | 12 | 7966,2 | 0,114 |
| 17,4 | 8592,8 | 48 | 8544,8 | 0,122 | |
| 26,1 | 8795,2 | 107 | 8688,2 | 0,124 | |
| 34,8 | 8592,8 | 191 | 8401,8 | 0,120 | |
| 43,5 | 8004,0 | 300 | 7704,0 | 0,110 | |
| 52,2 | 7032,5 | 431 | 6601,5 | 0,100 | |
| IV | 16,5 | 4162,6 | 43 | 4119,6 | 0,058 |
| 33 | 4483,2 | 172,6 | 4310,6 | 0,061 | |
| 49,5 | 4588,8 | 388,3 | 4200,5 | 0,060 | |
| 66 | 4483,2 | 690,3 | 3792,9 | 0,054 | |
| 85 | 4176,0 | 1144,9 | 3031,1 | 0,043 | |
| 99 | 3669,12 | 1553,1 | 2116,02 | 0,030 |
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Малюнок 5 - Динамічна характеристика проектованого автомобіля.
де
де
У курсовому проекті прискорення автомобіля визначаємо для умов руху автомобіля по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям і тому можна вважати, що
Визначення прискорень автомобіля, що рухається по горизонтальній дорозі, для 5 ... 6 швидкостей кожної передачі КПП необхідно провести з урахуванням вищевикладеного у вигляді таблиці-9. Форма графіка наведена на малюнку 6.
Таблиця 9 - Розрахунок прискорень автомобіля.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Малюнок 6 - Графік прискорень проектованого автомобіля.
Криві прискорень автомобіля, починаючи з першої передачі, розбиваємо на 3 ... 4 інтервалу швидкостей. Для кожного інтервалу швидкостей визначаємо середнє прискорення і зміна швидкості в межах інтервалу. Час розгону автомобіля в даному інтервалі швидкостей визначається за формулою-24
де
При визначенні часу розгону автомобіля враховується і час на перемикання передач, що визначається за рекомендаціями таблиці-10.
Таблиця 10 - Час перемикання передач
Вибираю час перемикання передачі - 0,5 с.
Падіння швидкості автомобіля за час перемикання передач визначається за формулою-25
де
Ψ - коефіцієнт опору дороги, відповідний швидкості руху автомобіля при якій відбувається перемикання передачі;
Шлях розгону автомобіля визначається для тих же інтервалів зміни швидкості автомобіля за формулою 26
де
Шлях, прохідний автомобілем за час перемикання передач (рух накатом), визначається за формулою-27
Використовуючи всю вищенаведену інформацію, визначаємо час і шлях розгону автомобіля на горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям до максимальної швидкості
Всі розрахунки по даному підрозділу зводимо в таблицю-11.
Таблиця 10 - Розрахунок часу і шляху розгону проектованого автомобіля до максимальної швидкості.
За результатами розрахунків будуємо графіки зміни часу і шляху розгону автомобіля до максимальної швидкості. Ці графіки допускається будувати в одних координатних осях у відповідних масштабах. Переломи графіків в точках, відповідних моментів перемикання передач слід показувати умовно, так як в масштабах побудови графіків, ці падіння швидкості руху автомобіля практично невловимі.
Приклад графіків часу і шляху розгону автомобіля до максимальної швидкості побудований в одних координатних осях наведено на малюнку-7.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Рисунок 7 - Графік часу і шляху розгону проектованого автомобіля до максимальної швидкості.
Подорожній витрати палива визначаються за формулою-28
де
для бензину
Питома ефективна витрата палива залежить від частоти обертання коленвала двигуна і ступеня використання потужності двигуна (ступеня відкриття дросельної заслінки карбюратора. Це положення враховують коефіцієнти формули-29, що зв'язує питома витрата палива при заданому режимі руху і питома витрата палива при максимальній потужності двигуна.
де
для карбюраторних двигунів
де
де
У курсовому проекті побудова паливно-економічної характеристики автомобіля проводиться для умов його руху на вищій передачі по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям. У зв'язку з цим, для підстановки в формулу 30 і для визначення
Значення коефіцієнтів
Таблиця 12 - Значення коефіцієнта
Таблиця 13 - Значення коефіцієнта
Значення коефіцієнтів 
Розрахунок і побудова паливно-економічної характеристики автомобіля слід проводити для двох умов руху автомобіля, характеризуються такими значеннями коефіцієнтів опору дороги:
Розрахунки паливно-економічної характеристики автомобіля представляємо в формі таблиці-14.
За результатами розрахунку будуємо паливно-економічну характеристику автомобіля. Форма кривих паливно-економічної характеристики автомобіля показана на рисунку 8.
Таблиця 14 - Розрахунок паливно-економічної характеристики проектованого автомобіля.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
Малюнок 8 - Паливно-економічна характеристика проектованого автомобіля
Незважаючи на те, що показники експлуатаційних властивостей автомобіля визначені тільки для одного режиму роботи двигуна автомобіля (робота з повністю відкритою дросельної заслінкою), вони мають велике практичне значення. Деякі показники використовуються для оцінки технічного рівня знову проектованого автомобіля (наприклад, час і шлях розгону автомобіля до максимальної швидкості, паливно-економічна характеристика), інші - є вихідними даними для проектування механізмів і систем автомобіля, на підставі яких у другій частині цього проекту розроблено карданна передача проектованого автомобіля.
1.7 Розрахунок прискорень автомобіля
Динамічний фактор автомобіля відповідає дорожньому опору, що характеризується коефіцієнтом опору дороги Ψ, яку автомобіль здатний подолати на даній передачі із заданою постійною швидкістю. У разі, якщо величина динамічного фактора автомобіля відрізняється від коефіцієнта опору дороги, по якій він рухається, то цей рух буде прискореним (при D> Ψ), або уповільненим (при D <Ψ). Величина розвивається автомобілем прискорення (уповільнення) визначається за формулою-23де
де
У курсовому проекті прискорення автомобіля визначаємо для умов руху автомобіля по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям і тому можна вважати, що
Визначення прискорень автомобіля, що рухається по горизонтальній дорозі, для 5 ... 6 швидкостей кожної передачі КПП необхідно провести з урахуванням вищевикладеного у вигляді таблиці-9. Форма графіка наведена на малюнку 6.
Таблиця 9 - Розрахунок прискорень автомобіля.
| Передаточне число (Передача) | Швидкість автомобіля, V, км / год (Див. табл.5) | Динамічний фактор, D, Н / Н (Див. табл.8) | Коефіцієнт опору дороги Ψ = f | Різниця D-Ψ | Коефіцієнт обертових мас, δвр | Прискорення, j, м / с 2 |
| ukI (I) | 2,6 | 0,384 | 0,0150 | 0,369 | 3,098 | 1,17 |
| 5,2 | 0,413 | 0,0150 | 0,398 | 3,098 | 1,26 | |
| 7,8 | 0,423 | 0,0150 | 0,408 | 3,098 | 1,29 | |
| 10,3 | 0,413 | 0,0151 | 0,3979 | 3,098 | 1,26 | |
| 13 | 0,384 | 0,0151 | 0,3689 | 3,098 | 1,17 | |
| 15,5 | 0,338 | 0,0152 | 0,3228 | 3,098 | 1,02 | |
| ukII (II) | 4,9 | 0, 204 | 0,0150 | 0,189 | 1,628 | 1,14 |
| 9,7 | 0,220 | 0,0151 | 0, 2049 | 1,628 | 1,23 | |
| 14,6 | 0,224 | 0,0152 | 0, 2088 | 1,628 | 1,26 | |
| 19,5 | 0,219 | 0,0153 | 0, 2037 | 1,628 | 1,22 | |
| 24,3 | 0, 203 | 0,0154 | 0,1876 | 1,628 | 1,13 | |
| 29,2 | 0,178 | 0,0156 | 0,1624 | 1,628 | 0,98 | |
| ukIII (III) | 8,7 | 0,114 | 0,0151 | 0,0989 | 1,2305 | 0,79 |
| 17,4 | 0,122 | 0,0152 | 0,1068 | 1,2305 | 0,85 | |
| 26,1 | 0,124 | 0,0155 | 0,1085 | 1,2305 | 0,86 | |
| 34,8 | 0,120 | 0,0159 | 0,1041 | 1,2305 | 0,83 | |
| 43,5 | 0,110 | 0,0164 | 0,0936 | 1,2305 | 0,75 | |
| 52,2 | 0,100 | 0,0170 | 0,083 | 1,2305 | 0,66 | |
| ukIV (IV) | 16,5 | 0,058 | 0,0152 | 0,0428 | 1,1 | 0,38 |
| 33 | 0,061 | 0,0158 | 0,0452 | 1,1 | 0,40 | |
| 49,5 | 0,060 | 0,0168 | 0,0432 | 1,1 | 0,38 | |
| 66 | 0,054 | 0,0182 | 0,0358 | 1,1 | 0,32 | |
| 85 | 0,043 | 0,0204 | 0,0226 | 1,1 | 0, 20 | |
| 99 | 0,030 | 0,0223 | 0,0077 | 1,1 | 0,07 |
j, м / с 2 |
j I |
j II |
j III |
j IV |
V, км / год |
Малюнок 6 - Графік прискорень проектованого автомобіля.
1.8 Розрахунок часу і шляху розгону автомобіля
Час і шлях розгону автомобіля до максимальної швидкості є найпоширенішими та наочними характеристиками динамічність автомобіля. Їх визначення виробляють графоаналітичним способом з використанням графіка прискорень автомобіля. При проведенні розрахунків вважаємо, що розгін автомобіля на кожній передачі провадиться до досягнення двигуном максимальних оборотів.Криві прискорень автомобіля, починаючи з першої передачі, розбиваємо на 3 ... 4 інтервалу швидкостей. Для кожного інтервалу швидкостей визначаємо середнє прискорення і зміна швидкості в межах інтервалу. Час розгону автомобіля в даному інтервалі швидкостей визначається за формулою-24
де
При визначенні часу розгону автомобіля враховується і час на перемикання передач, що визначається за рекомендаціями таблиці-10.
Таблиця 10 - Час перемикання передач
| Тип коробки передач | Час перемикання передач, з | |
| Карбюраторні двигуни | Дизельні двигуни | |
| Без синхронізатора | 1,3 - 1,5 | 1 - 5 |
| З синхронізаторами | 0,3 - 0,5 | 1 - 1,5 |
Падіння швидкості автомобіля за час перемикання передач визначається за формулою-25
де
Ψ - коефіцієнт опору дороги, відповідний швидкості руху автомобіля при якій відбувається перемикання передачі;
Шлях розгону автомобіля визначається для тих же інтервалів зміни швидкості автомобіля за формулою 26
де
Шлях, прохідний автомобілем за час перемикання передач (рух накатом), визначається за формулою-27
Використовуючи всю вищенаведену інформацію, визначаємо час і шлях розгону автомобіля на горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям до максимальної швидкості
Всі розрахунки по даному підрозділу зводимо в таблицю-11.
Таблиця 10 - Розрахунок часу і шляху розгону проектованого автомобіля до максимальної швидкості.
| Номер передачі КПП | Інтервал Vi, км / год | Інтервал ji, м/с2 | ΔVi, км / год | jср i, м / с 2 | Δt i, з | ΣΔt i, c | Vср i, км / год | ΔS i, м | ΣΔSi, м |
| I | 2,6-5,2 | 1,17-1,26 | 2,6 | 1,22 | 0,592 | 0,592 | 3,9 | 0,641 | 0,641 |
| 5,2-7,8 | 1,26-1,29 | 2,6 | 1,28 | 0,564 | 1,156 | 6,5 | 1,018 | 1,659 | |
| 7,8-10,3 | 1,29-1,26 | 2,5 | 1,28 | 0,543 | 1,699 | 9,05 | 1,365 | 3,024 | |
| 10,3-13 | 1,26-1,17 | 2,7 | 1,22 | 0,615 | 2,314 | 11,65 | 1,990 | 5,014 | |
| 13-15,5 | 1,17-1,02 | 2,5 | 1,10 | 0,631 | 2,945 | 14,25 | 2,498 | 7,512 | |
| Накат | - | - | 0,255 | - | 0,5 | 3,445 | - | 2,135 | 9,647 |
| II | 15,2-19,5 | 1,02-1,22 | 4,3 | 1,12 | 1,066 | 4,511 | 17,35 | 5,138 | 14,785 |
| 19,5-24,3 | 1,22-1,13 | 4,8 | 1,18 | 1,130 | 5,641 | 21,9 | 6,874 | 21,659 | |
| 24,3-29,2 | 1,13-0,98 | 4,9 | 1,06 | 1,284 | 6,925 | 26,75 | 9,541 | 31,2 | |
| Накат | - | - | 0,262 | - | 0,5 | 7,425 | - | 4,037 | 35,237 |
| III | 28,9-34,8 | 0,98-0,83 | 5,9 | 0,91 | 1,801 | 9,226 | 31,85 | 15,934 | 51,171 |
| 34,8-43,5 | 0,83-0,75 | 8,7 | 0,79 | 3,059 | 12,285 | 39,15 | 33,267 | 84,438 | |
| 43,5-52,2 | 0,75-0,66 | 8,7 | 0,71 | 3,404 | 15,689 | 47,85 | 45,245 | 129,683 | |
| Накат | - | - | 0,286 | - | 0,5 | 16,189 | - | 7,230 | 136,913 |
| IV | 51,91-66 | 0,52-0,32 | 14,09 | 0,42 | 9,32 | 25,51 | 59 | 152,74 | 289,65 |
| 66-85 | 0,32-0, 20 | 19 | 0,26 | 20,30 | 45,81 | 75,5 | 425,74 | 715,39 | |
| 85-99 | 0, 20-0,07 | 14 | 0,135 | 28,81 | 74,62 | 92 | 736,3 | 1451,69 |
Приклад графіків часу і шляху розгону автомобіля до максимальної швидкості побудований в одних координатних осях наведено на малюнку-7.
SHAPE \ * MERGEFORMAT
ΣΔt |
ΣΔS |
V, км / год |
Δt, c |
ΔS, м |
Рисунок 7 - Графік часу і шляху розгону проектованого автомобіля до максимальної швидкості.
1.9 Розрахунок паливної економічності автомобіля
Паливно-економічні якості знову проектованих автомобілів при русі з постійною швидкістю оцінюються паливно-економічною характеристикою. Ця характеристика являє собою графік залежності колійного витрати палива від швидкості руху для різних дорожніх умов.Подорожній витрати палива визначаються за формулою-28
де
для бензину
Питома ефективна витрата палива залежить від частоти обертання коленвала двигуна і ступеня використання потужності двигуна (ступеня відкриття дросельної заслінки карбюратора. Це положення враховують коефіцієнти формули-29, що зв'язує питома витрата палива при заданому режимі руху і питома витрата палива при максимальній потужності двигуна.
де
для карбюраторних двигунів
де
де
У курсовому проекті побудова паливно-економічної характеристики автомобіля проводиться для умов його руху на вищій передачі по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям. У зв'язку з цим, для підстановки в формулу 30 і для визначення
Значення коефіцієнтів
Таблиця 12 - Значення коефіцієнта
| Для всіх типів двигунів | 0,2 | 0,4 | 0,6 | 0,8 | 1,0 | 1,2 | |
| 1,13 | 1,0 | 0,96 | 0,97 | 1,0 | 1,15 |
| 0,2 | 0,4 | 0,6 | 0,8 | 1,0 | Тип двигуна | |
| 2,0 | 1,34 | 1,0 | 0,98 | 1,0 | Карбюраторний |
Розрахунок і побудова паливно-економічної характеристики автомобіля слід проводити для двох умов руху автомобіля, характеризуються такими значеннями коефіцієнтів опору дороги:
Розрахунки паливно-економічної характеристики автомобіля представляємо в формі таблиці-14.
За результатами розрахунку будуємо паливно-економічну характеристику автомобіля. Форма кривих паливно-економічної характеристики автомобіля показана на рисунку 8.
Таблиця 14 - Розрахунок паливно-економічної характеристики проектованого автомобіля.
| Параметри | Коефіцієнт опору дороги Ψ1 | |||||
| ne, об / хв | 500 | 1000 | 1500 | 2000 | 2500 | 3000 |
| ne / nN | 0,2 | 0,3 | 0,5 | 0,7 | 0,8 | 1 |
| Kn | 1,13 | 1,07 | 0,98 | 0,965 | 0,97 | 1 |
| V, км / год | 16,5 | 33 | 49,5 | 66 | 85 | 99 |
| Ne, кВт | 5,906 | 13,211 | 23,312 | 37,611 | 61,093 | 84,391 |
| N (100), кВт | 22,69 | 48,89 | 75 | 97,81 | 113,8 | 120 |
| Ne / N (100) | 0,260 | 0,270 | 0,311 | 0,385 | 0,537 | 0,703 |
| KN | 1,84 | 1,84 | 1,67 | 1,34 | 1,17 | 0,99 |
| ge, г / кВт год | 735,21 | 696,17 | 578,70 | 457,24 | 401,30 | 350,06 |
| g п, л/100 км | 35,56 | 37,66 | 36,83 | 35,21 | 38,98 | 40,32 |
| Параметри | Коефіцієнт опору дороги Ψ2 | |||||
| ne, об / хв | 500 | 1000 | 1500 | 2000 | 2500 | 3000 |
| ne / nN | 0,2 | 0,3 | 0,5 | 0,7 | 0,8 | 1 |
| Kn | 1,13 | 1,07 | 0,98 | 0,965 | 0,97 | 1 |
| V, км / год | 16,5 | 33 | 49,5 | 66 | 85 | 99 |
| Ne, кВт | 11,579 | 24,556 | 40,330 | 60,302 | 90,317 | 118,427 |
| N (100), кВт | 22,69 | 48,89 | 75 | 97,81 | 113,8 | 120 |
| Ne / N (100) | 0,510 | 0,502 | 0,538 | 0,617 | 0,794 | 0,987 |
| KN | 1,17 | 1,17 | 1,09 | 1,0 | 0,98 | 1,0 |
| ge, г / кВт год | 467,50 | 442,67 | 377,72 | 341,22 | 336,13 | 353,6 |
| g п, л/100 км | 44,33 | 44,51 | 41,59 | 42,13 | 48,26 | 57,16 |
|
Ψ 2 |
Ψ 1 |
g п, л/100км |
Малюнок 8 - Паливно-економічна характеристика проектованого автомобіля
Висновок
У результаті виконаних розрахунків визначено числові значення показників експлуатаційних властивостей і побудовані графіки зміни експлуатаційних властивостей проектованого автомобіля залежно від зміни його швидкості руху.Незважаючи на те, що показники експлуатаційних властивостей автомобіля визначені тільки для одного режиму роботи двигуна автомобіля (робота з повністю відкритою дросельної заслінкою), вони мають велике практичне значення. Деякі показники використовуються для оцінки технічного рівня знову проектованого автомобіля (наприклад, час і шлях розгону автомобіля до максимальної швидкості, паливно-економічна характеристика), інші - є вихідними даними для проектування механізмів і систем автомобіля, на підставі яких у другій частині цього проекту розроблено карданна передача проектованого автомобіля.