ЗМІСТ
1. Вихідні дані для розрахунку
1.1. Визначення параметрів маси
1.2. Вибір шин
1.3. Визначення фактора обтічності
1.4. Визначення ККД трансмісії
2. Визначення потужності двигуна
2.1. Визначення потужності витрачається на подолання сили опору дороги
2.2. Визначення потужності витрачається на подолання сили опору повітря
2.3.Определеніе потужності двигуна
3. Побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна
4. Узгодження характеристик ДВЗ-ГДТ
5. Побудова характеристик спільної роботи ДВС-ГДТ
6. Визначення передатного числа механічних елементів трансмісії автомобіля
6.1. Визначення передатного числа головної передачі
6.2. Визначення передавальних чисел механічної КПП
7. Тягова і динамічна характеристики автомобіля
8. Визначення параметрів прийомистості автомобіля
8.1. Побудова графіка прискорень
8.2. Побудова графіків часу і шляху розгону
9. Паливна характеристика автомобіля
Література
1. ВИХІДНІ ДАНІ ДЛЯ РОЗРАХУНКУ
1.1. Визначення параметрів маси
Визначення власної маси автомобіля
mо = ko • mг = 1.075 • 2500 = 2688 кг (1.1)
де kо = 1.075 - коефіцієнт власної маси автомобіля, mг = 2500 кг - вантажопідйомність автомобіля
Визначення повної маси автомобіля
mа = (mо + mг + (m п + mб) • (z +1)) = (2688 +2500 + (75 +5) • (2 +1)) = 5428 кг (1.2)
де m п = 75 кг - маса пасажира, mб = 5 кг - маса багажу на одного пасажира, z = 2 - кількість сидячих місць для пасажирів
Визначення розподілу навантаження по осях:
для повної маси
mа2 = mа • kа2 = 5428 • 0.7 = 3799 кг (1.3)
mа1 = mа-mа2 = 5428-3799 = 1628 кг (1.4)
де kа2 = 0.7 - коефіцієнт розподілу мас.
для власної маси
mо2 = mо • kо2 = 2688 • 0.525 = 1411 кг (1.5)
mо1 = mо-mо2 = 2688-1411 = 1 277 кг (1.6)
де kо2 = 0.525 - коефіцієнт розподілу мас.
1.2. Вибір шин
Шини вибирають виходячи з найбільшого навантаження яка припадає
на одну шину. Навантаження на одну шину передніх коліс
mш1 = 0.5 • mа1 = 0.5 • 1628 = 814 кг (1.7)
Навантаження на одну шину задніх коліс
mш2 = mа2/nк = 3799 / 4 = 950 кг (1.8)
де nк = 4 - число коліс некерованого моста.
За найбільшому навантаженню і максимальної швидкості руху автомобіля вибираємо шини по ГОСТ 5513-86 [3, табл. 10]:
позначення шини - 185/80R15,
максимальне навантаження - 975 кг,
максимальна швидкість - 100 км / год,
радіус статичний - 310 ± 5 мм.
1.3. Визначення фактора обтічності
Визначення площі лобового опору
F = Ш • B ∙ 0,8 = 2,15 • 2,20 ∙ 0,8 = 3,784 м2 (1.9)
де Ш = 2,15 м - габаритна ширина;
B = 2,20 м - габаритна висота.
Визначення фактора обтічності
W = F • kв = 3,784 • 0,6 = 2,27 Н • с2/м2 (1.10)
де kв = 0.6 Н • с2/м4- коефіцієнт обтічності, [2, стор.42].
1.4. Визначення ККД трансмісії
ηтр = 0.98k • 0.97l • 0.995m (1.11)
де k - кількість пар циліндричних коліс,
l - кількість пар конічних (гіпоїдних) коліс,
m - кількість карданних шарнірів.
Оскільки в розглянутому автомобілі ГДТ працює спільно з 3-х ступінчастою механічною КПП то:
ηтр1 = 0.98І • 0.971 • 0.9953 = 0,92 (1.12)
для 1-ї та 2-ї передач
ηтр2 = 0.98І • 0.971 • 0.9953 = 0,92 (1.13)
для 3-ї (прямий) ηтр3 = 0.980 • 0.971 • 0.9953 = 0,95 (1.14)
2. ВИЗНАЧЕННЯ ПОТУЖНОСТІ ДВИГУНА
2.1.Определеніе потужності витрачається на подолання сили опору дороги
Визначення коефіцієнта опору коченню
ψv = fo + kf • (Vмах / 3,6) 2 = 0,018 +7 • 10-6 • (90 / 3,6) 2 = 0,022374 (2.1)
де fo = 0,018 - коефіцієнт опору коченню при малій швидкості,
kf = 7 • 10-6 - коефіцієнт враховує вплив швидкості,
Vмах = 90 км / год - максимальна швидкість руху.
Визначення потужності витрачається на подолання сили опору-ня дороги.
Nд = ψv • mа • g • Vмах/3600 = 0,022374 • 5428 • 9,81 • 90/3600 = 29,782 кВт (2.2)
де g = 9,81 м/с2 - прискорення вільного падіння.
2.2.Визначення потужності витрачається на преодолніе сили опору повітря
Nв = W • (Vмах) 3 / 46656 = 2,27 • 903/46656 = 35,475 кВт (2.3)
2.3.Определеніе потужності двигуна
Nдв = (Nд + Nв) / (ηтр • kр) = (29,782 +35,475) / (0,95 • 0,86) = 79,414 кВт (2.4)
де kр = 0,86 - коефіцієнт корекції.
По додатку 3 [1] згідно з параметрами, що вказані у завданні приймаємо двигун ЗМЗ-513.10, який має наступні параметри: тип двигуна бензиновий робочий об'єм двигуна, л 4,25 кількість циліндрів V8 ступінь стиснення 7,6 номінальна потужність Nмах, кВт 88,3 частота обертання при Nмах, мін-січень 3300 максимальний крутний момент Ммах, Нм 290 частота обертання при Ммах, хв-1 2000-2500
3. ПОБУДОВА зовнішніх швидкісних характеристик двигуна
Параметри тягово-швидкісних властивостей автомобіля зазвичай визначають при роботі двигуна з повною подачею палива, тобто при роботі двигуна по зовнішньої швидкісний характеристиці, яка представляє собою залежність ефективних показників двигуна від частоти обертання колінчастого вала.
Найважливішими параметрами зовнішньої швидкісної характеристики являютсяеффектівная потужність Nе, крутний момент Ме, питома ефективна витрата палива Gе, годинна витрата палива Gт.
Визначення крутного моменту при максимальній потужності
МN = 9550 • Nмах / nN = 9550 • 88,3 / 3300 = 256 Нм (3.1)
Визначення коефіцієнта приспосабливаемости за моментом: kм = 1,13
Визначення коефіцієнта приспосабливаемости за частотою: kω = 1,4
Межі зміни навантаження на двигун, що відповідає її стійкій роботі, тобто здатності автоматично пристосовуватися до змін навантаження на колесах оцінюють запасом крутного моменту Мз (%) Мз = (Ммах-МN) • 100/МN = (290-256) • 100/256 = 13,28% (3.2)
Визначення ефективних показників двигуна (двигун без обмежувача):
а = 2 - = 2 - = 0,524 (3.3)
b = -1 = -1 = 2,704 (3.4)
c = = = 1,852 (3.5)
a + bc = 0,524 +2,704-1,852 = 1 (3.6)
Nе = Nмах • [a • (nе / nN) + b • (nе / nN) 2-c • (nе / nN) 3], кВт (3.7)
Ме = МN • [a + b • (nе / nN)-c • (nе / nN) 2], Нм (3.8)
Gе = gN • [a1 +-b1 • (nе / nN) + c1 • (nе / nN) 2], г / (кВт • год) (3.9)
Gт = Gе • Nе/1000, кг / год (3.10)
де nе - поточна частота обертання колінчастого вала, 1/хв, a1 = 1.2, b1 = 1.0, c1 = 0.8 - емпіричні коефіцієнти, які залежать від типу двигуна.
При експлуатації частина потужності двигуна витрачається на невраховані при знятті стендової зовнішньої швидкісної характеристики споживачі, а умови, в яких працює двигун, відрізняються від стандартних. Потужність, що передається через трансмісію на провідні колеса, менше обумовленою зовнішньої швидкісної характеристикою. Тому при використанні стандартної зовнішньої швидкісної характеристики для розрахунку тягово швидкісних властивостей значення отриманих по ній потужностей треба помножити на коефіцієнт корекції kр, менший одиниці.
4. ПОГОДЖЕННЯ ХАРАКТЕРИСТИК ДВС - ГДТ
Узгодження характеристик двигуна і ГДТ полягає у виборі активного діаметра Dа гідротрансформатора, забезпечує найкраще використання можливостей двигуна і ГДТ. Основним завданням узгодження є забезпечення при певній передачу в механічній коробці ГМП найбільшого діапазону регулювання при найменшому витраті палива. Процес узгодження полягає в побудові характеристик входу системи ДВС - ГДТ і виборі оптимальної.
Для цього слід вибрати принципову схему і безрозмірну характеристику ГДТ. Безрозмірна характеристика визначає залежність ККД (ηт.н.), коефіцієнта моменту насосного колеса (λн), коефіцієнта трансформації (K) від передавального гідродинамічної передачі (iт.н).
Бензинові двигуни мають досить високим коефіцієнтом приспосабливаемости за моментом. Тому загальний силовий діапазон системи ДВС - ГДТ може бути отриманий, в основному, регулюванням роботи двигуна.
У цьому випадку найбільш доцільне застосування прозорих гідротрансформаторів, що володіють більш низькими коефіцієнтами трансформації, ніж непрозорі або малопрозорий. Прозорість гідротрансформатора повинна бути такою, при якій двигун під час рушання автомобіля з місця розвиває найбільший крутний момент, а потім у міру розгону переходить на режим максимальної потужності.
Для подальших розрахунків приймаємо малопрозорий (П = 1.6) гідротрансформатор марки ЛГ - 470, який має наступні параметри
Активний діаметр вибираємо на режимі "СТОП" і на режимі максимальної потужності.
Режим "СТОП"
nео = 0.8 • nN = 0.8 • 3300 = 2640 об / хв (4.1)
Мео = МnN • [a + b • (nео / nN) c • (nео / nN) 2] = 203.093 • [0,524 +2,704 • (2640/3300) - 1,852 • (2640/3300) 2] = 249.027 Нм ( 4.3)
де ρ = 850 кг/м3 - щільність робочої рідини, [4, стор 80], λно = 3.19 • 106 мін2 / м • об2-коефіцієнт моменту насосного колеса на режимі "СТОП", (табл. 4.1.). Режим максимальної потужності. (4.4)
де λно = 1.3 • 106 мін2 / м • об2-коефіцієнт моменту насосного колеса на режимі максимального ККД, (табл 4.1.). Приймаються активний діаметр Da = 0.28 м.
5. ПОБУДОВА ХАРАКТЕРИСТИК СПІЛЬНОЇ РОБОТИ ДВС-ГДТ
Для побудови характеристики входу необхідно на графік зовнішньої характеристики двигуна завдати навантажувальні параболи гідродинамічної передачі для ряду значень передавального числа iт.н.
Мн = g ∙ ρ ∙ λн ∙ Da5 ∙ nN2, Нм (5.1)
Основною характеристикою для розрахунку тягово-швидкісних властивостей автомобіля з ГМП є характеристика виходу системи двигун-гидропередача, що є залежність потужності Nт, крутного моменту Мт на валу турбінного колеса від частоти врищенія валу турбіни Nт при повній подачі палива в двигуні. Вихідними даними для розрахунку є точки, що характеризують спільну роботу двигуна і гідропередачі, і співвідношення:
Мт = Mн • K, Нм (5.2)
Nт = NН • iт.н., хв-1 (5.3)
Nт = 0.105 • Мт • nт/1000, кВт (5.4)
ηс = ηт.н,% (5.5)
За даними характеристики входу системи двигун-гидропередача будується кінематична характеристика - залежність частоти обертання насоса від швидкості обертання турбіни.
Висновок: У даній роботі для заданого типу автомобіля був обраний малопрозорий (П = 1,6) гідротрансформатор ЛГ-470. Це пов'язано з тим, що з 4-х розглянутих типів ГДТ (ГАЗ-13, М-21, ЗІЛ-111, ЛГ-470) у ЛГ-470 пучок передавальних відносин (i) щільніше ніж у більш прозорих і, як видно з графіка рис.5.1, в основному знаходиться в діапазоні оборотів при яких двигун розвиває найбільший крутний момент (Мкр = Мкр.max), а щоб більш повно використовувати криву ДВС
6. ВИЗНАЧЕННЯ Передаточне число
МЕХАНІЧНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ТРАНСМІСІЇ АВТОМОБІЛЯ
6.1. Визначення передатного числа головної передачі
Передаточне число головної передачі вибирають з умови забезпечення максимальної кінематичної швидкості автомобіля при максимальній частоті обертання колінчастого вала двигуна і вищих передачах в коробці передач.
iг.л. = (0.377 • nN • rд) / (Vмах • iк.п.в) = (6.1)
= 0.377 • 3300 • 0.31/90 • 1 = 4.6281
де rд = 0.31 м - динамічний радіус колеса,
iк.п.в = 1 - передавальне число в коробці передач на вищій передачі.
Приймаються iг.л. = 4.63.
6.2. Визначення передавальних чисел механічної
КПП
Передаточне число нижчої передачі iк.п.1 визначається з необхідності дотримання наступних умов:
а) подолання максимального опору дороги
iк.п.1 = (mа • g • ψмах • rд) / (Мто • iг.л • ηт.1) = (6.2)
= (5428 ∙ 9.81 ∙ 0.6 ∙ 0.31) / (603.2 ∙ 4.63 ∙ 0.92) = 3.855
де ψмах = 0.6 - максимальний опір дороги, [5, стор 30],
Мто = 603.2 - момент на турбіні при режимі, близькому до "стопового",
ηт1 = 0.92 - ККД трансмісії на 1-ій передачі.
б) можливості реалізації за умовою зчеплення шин з доро-
гой максимального тягового зусилля
iк.п.1 = (mа • g ∙ φ ∙ rд) / (Мто • iг.л.. • ηт.1) = (6.3)
= (5428 ∙ 9.81 ∙ 0.95 ∙ 0.31) / (603.2 ∙ 4.63 ∙ 0.92) = 4.2736
де φ = 0.95 - коефіцієнт зчеплення провідних коліс сдорогой, [4, стор 85].
Приймаються iк.п.1 = 3,86.
Кількість передач в механічною КПП приймаємо рівне 3. Розподіл передавальних чисел механічної КПП приймаємо за законом геометричної прогресії:
iк.п.j = iк.п.1 ((nj) / (n-1)), (6.4)
де n - кількість передач,
j - номер передачі.
Передавальні числа механічною КПП:
iк.п.1 = 3.86
iк.п.2 = 1.965
iк.п.3 = 1
Передаточне число трансмісії:
на 1-ій передачі
iт.р.1 = iк.п.1 • iг.л. = 3.86 ∙ 4.63 = 17,8718 (6.5)
на 2-ій передачі
iт.р.2 = iк.п.2 • iг.л = 1.965 ∙ 4.63 = 9.1 (6.6)
на 3-ій передачі
iт.р.3 = iк.п.3 • iг.л = 1 ∙ 4.63 = 4.63 (6.7)
Висновок: застосування ГМП дозволило знизити кількість передач в КП з 5 до 3 у порівнянні з механічною трансмісією, а також зменшити передавальні числа механічною КПП і головної передачі. Це дозволяє зменшити масу і розміри цих агрегатів, а також позитивно позначиться на прохідності автомобіля, тому що зменшення розмірів головної передачі збільшує дорожній просвіт автомобіля.
7. Тягові і Динамічні характеристики автомобіля
При наявності в трансмісії гідротрансформатора не можна для розрахунку сили Рт використовувати методику, що застосовується при розрахунку механічної трансмісії, так як гидропередача не забезпечує однозначної залежності між частотою обертання колінчастого вала і турбіни, жорстко пов'язаної з провідними колесами. Тому для побудови тягової характеристики автомобіля будемо використовувати вихідну характеристику ДВС-ГДТ.
Для конкретної точки визначається: швидкість руху
V = (Мт • Nт • rд) / (iк.п.j • iг.л. • iрк.), Км / год (7.1)
сила тяги на колесах
Рт = (Мт • iкпj • iгл • iрк • ηт.j) / rд, Н (7.2)
сила опору повітря
Рв = (W • V2) / 13, Н (7.3)
динамічний фактор повністю завантаженого автомобіля
Da = (Рт Рв) / (mа • g), (7.4)
ККД трансмісії
ηтр = ηтj • ηс, (7.5)
8. Визначення параметрів прийомистості автомобіля
8.1. Побудова графіка прискорень
За отриманими даними будуємо тягову динамічну характеристики автомобіля. На графік динамічного чинника наносимо криві ККД трансмісії на кожній передачі.
Висновок: порівняння залежностей Рт = f (V) автомобіля з гідропередачею і автомобіля з механічною трансмісією дозволяє визначити такі особливості. При наявності гідропередачі Vmin = 0. Цьому ж значенню швидкості відповідає Рт max.
При установці гідротрансформатора автомобіль набуває властивості
автоматично пристосовуватися до зміни зовнішніх опорів у відносно широких межах.
Найбільш зручними та наочними оціночними показниками прийомистості є час tр і шлях Sр розгону автомобіля в заданому інтервалі швидкостей. Для їх визначення використовується графоаналітичний метод, суть якого полягає в тому, що розрахунковий інтервал швидкостей розбивається на ділянки, для кожного з яких вважають прискорення.
8.2. Побудова графіків часу і шляху розгону
j = jср = 0.5 • (j1 + j2), м / с 2 (8.3)
де j1 і j2 - прискорення на початку і кінці ділянки.
Для кожної ділянки можна записати
V2 = V1 + jср • t, м / с (8.4)
де V1 і V2 - швидкості на початку і кінці ділянки.
t - час, за який швидкість збільшується від V1 до V2.
Визначаючи з рівності (8.4) t, отримаємо
t = (V1-V2) / jср, з (8.5)
Повний час розгону tр в інтервалі швидкостей від початкової V1 до ко-
нечний Vn дорівнює сумі t1 + t2 + t3 + .... + tn.
Шлях за час t при рівноприскореному русі на кожній ділянці
S = V1 • t +0.5 jср • t2, м (8.6)
Підставивши t з формули (8.5), отримаємо
S = 0.5 (V22-V12) / jср = Vср • t, (8.7)
де Vср = 0.5 (V22-V12) - середня швидкість на інтервалі.
Повний шлях розгону від швидкості V1 до швидкості Vn
Sр = S1 + S2 + S2 + .... + Sn. (8.8)
Приймаючи на кожній ділянці j = const, ми допускаємо похибка, яка буде тим менше, чим менше V = V2-V1.
Час на переключення передач мінімальне і падінням швидкості можна знехтувати. Перехід від однієї передачі до іншої визначається не тільки значеннями сили тяги, але і ККД трансмісії. Для забезпечення найменшого витрати палива перемикання передач будемо здійснювати в точках відповідних взаємною перетинанню кривих ККД трансмісії на графіку динамічної характеристики.
9. ПАЛИВНА ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБІЛЯ
Паливна характеристика - це графік залежності витрати палива від швидкості руху на вищій передачі по горизонтальній дорозі з твердим покриттям. Побудова паливної характеристики проводиться в такій послідовності:
1. Задаємося кількома значеннями швидкості V.
2. Визначаємо значення коефіцієнта опору руху для
вибраних значень V:
ψv = fо + kf • (V/3.6) 2 (9.1)
де fо = 0.02 - коефіцієнт опору коченню при малій швидкості,
kf = 7 • 10-6 - коефіцієнт враховує вплив швидкості, [2, стор.33],
3. Визначаємо сили опору дороги Pд, повітря Pв, силу тяги Pт
і тягову потужність Nт на ведучих колесах автомобіля:
сила опору дороги
Рд = ψv • mа • g, Н (9.2)
сила опору повітря
Рв = (W • V2) / 13, Н (9.3)
сила тяги на колесах
Рт = (Рд + Рв), Н (9.4)
тягова потужність
Nт = V • (Pд + Pв) / 3600, кВт (9.5)
4. Використовуючи безрозмірну характеристику ГДТ будуємо допоміжний
графік функції φ • 10
φ = λн • k/i2 (9.6)
5. За значеннями швидкості V і сили тяги Рт обчислюємо значення φ
φ = (0.3772 • Рт • rд3) / (ρ • g • Dа • V2 • (iт.р.3в) 3 • ηмех), (9.7)
де iт.р.3 = 5.77 - передавальне число механічної частини трансмісії на вищій передачі (6.10),
ηмех = 0.892 - ККД механічної частини трансмісії на вищій пере дачі (1.15).
6. За величиною φ з допоміжного графіка визначаємо передатне ставлення i ГДТ при русі зі швидкістю V.
7. Обчислюємо частоту обертання насосного колеса ГДТ Nн, яка дорівнює частоті обертання колінчастого вала двигуна nе:
NН = nе = (V • iт.р.3в) / (0.377 • rд • i), 1/хв (9.8)
а за характеристикою ГДТ визначаємо ККД ГДТ - ηгдт.
8. За зовнішньої швидкісної характеристики ДВС визначаємо Nе100 при повній подачі палива.
9. Визначаємо ступінь завантаження двигуна І по потужності й частоті обертання колінчастого вала Е:
І = Nт / (ηмех • ηгдт • Nе100) + (1-kр), (9.10)
Е = nе / nN, (9.11)
10. Розраховуємо коефіцієнт, що враховує залежність питомої ефективної витрати палива від ступеня завантаження двигуна за потужністю kи і частоті обертання чеських крон вала двигуна.
kи = 1.2-0.14 • І +1.89 • И2-1.56 • И3, (9.12)
чеських крон = 1.25-0.99 • Е +0.98 • Е2-0.23 • Е3 (9.13)
11. Визначаємо шляхової витрата палива.
Qs = ((gN • kи • чеських крон) • (Nт / (ηмех • ηгдт) + (1-kр) • Nе100)) / (10 • V • ρт), л/100км (9.14)
де gN = 240 г / кВт • год - питома витрата палива при Nemax, (табл. 3.1), ρт = 0.85 кг / л - щільність палива.
Висновок: як видно з паливно-економічної характеристики витрата палива у автомобіля з ГМП вище в середньому на 15% в порівнянні з автомобілем мають механічну трансмісію, що пояснюється гідравлічними втратами в гідротрансформаторі, і як наслідок більш низьким ККД. При блокуванні ГДТ ККД збільшується, і витрата палива знижується до показників автомобіля з механічною трансмісією.
ЛІТЕРАТУРА
1. Методічнi вказiвкі до виконання курсового проекту з дисциплiн "Автомобiлi" для студентiв спецiальностi 7.090.228. "Автомобiлi та Автомобiльний господарство". / Укладач Литвиненко М.П. - Днiпропетровська: ПДАБА, 2001.-25с.
2. Литвинов А.С., Форобін А.К. Автомобіль: Теорія експлуатаційних
властивостей .- М.: Машинобудування, 1989.-304с.
3. Короткий автомобільний довідник .- М.: Транспорт, 1985.-220с.
4. Гришкевич А.І. Автомобілі: Теорія .- Мн.: Вис. шк., 1987.-200с.
5. Проектування трансмісій автомобілів: Довідник / За заг. ред.
А.І. Гришкевич. - М.: Машинобудування, 1984 .- 272с.
1. Вихідні дані для розрахунку
1.1. Визначення параметрів маси
1.2. Вибір шин
1.3. Визначення фактора обтічності
1.4. Визначення ККД трансмісії
2. Визначення потужності двигуна
2.1. Визначення потужності витрачається на подолання сили опору дороги
2.2. Визначення потужності витрачається на подолання сили опору повітря
2.3.Определеніе потужності двигуна
3. Побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна
4. Узгодження характеристик ДВЗ-ГДТ
5. Побудова характеристик спільної роботи ДВС-ГДТ
6. Визначення передатного числа механічних елементів трансмісії автомобіля
6.1. Визначення передатного числа головної передачі
6.2. Визначення передавальних чисел механічної КПП
7. Тягова і динамічна характеристики автомобіля
8. Визначення параметрів прийомистості автомобіля
8.1. Побудова графіка прискорень
8.2. Побудова графіків часу і шляху розгону
9. Паливна характеристика автомобіля
Література
1. ВИХІДНІ ДАНІ ДЛЯ РОЗРАХУНКУ
1.1. Визначення параметрів маси
Визначення власної маси автомобіля
mо = ko • mг = 1.075 • 2500 = 2688 кг (1.1)
де kо = 1.075 - коефіцієнт власної маси автомобіля, mг = 2500 кг - вантажопідйомність автомобіля
Визначення повної маси автомобіля
mа = (mо + mг + (m п + mб) • (z +1)) = (2688 +2500 + (75 +5) • (2 +1)) = 5428 кг (1.2)
де m п = 75 кг - маса пасажира, mб = 5 кг - маса багажу на одного пасажира, z = 2 - кількість сидячих місць для пасажирів
Визначення розподілу навантаження по осях:
для повної маси
mа2 = mа • kа2 = 5428 • 0.7 = 3799 кг (1.3)
mа1 = mа-mа2 = 5428-3799 = 1628 кг (1.4)
де kа2 = 0.7 - коефіцієнт розподілу мас.
для власної маси
mо2 = mо • kо2 = 2688 • 0.525 = 1411 кг (1.5)
mо1 = mо-mо2 = 2688-1411 = 1 277 кг (1.6)
де kо2 = 0.525 - коефіцієнт розподілу мас.
1.2. Вибір шин
Шини вибирають виходячи з найбільшого навантаження яка припадає
на одну шину. Навантаження на одну шину передніх коліс
mш1 = 0.5 • mа1 = 0.5 • 1628 = 814 кг (1.7)
Навантаження на одну шину задніх коліс
mш2 = mа2/nк = 3799 / 4 = 950 кг (1.8)
де nк = 4 - число коліс некерованого моста.
За найбільшому навантаженню і максимальної швидкості руху автомобіля вибираємо шини по ГОСТ 5513-86 [3, табл. 10]:
позначення шини - 185/80R15,
максимальне навантаження - 975 кг,
максимальна швидкість - 100 км / год,
радіус статичний - 310 ± 5 мм.
1.3. Визначення фактора обтічності
Визначення площі лобового опору
F = Ш • B ∙ 0,8 = 2,15 • 2,20 ∙ 0,8 = 3,784 м2 (1.9)
де Ш = 2,15 м - габаритна ширина;
B = 2,20 м - габаритна висота.
Визначення фактора обтічності
W = F • kв = 3,784 • 0,6 = 2,27 Н • с2/м2 (1.10)
де kв = 0.6 Н • с2/м4- коефіцієнт обтічності, [2, стор.42].
1.4. Визначення ККД трансмісії
ηтр = 0.98k • 0.97l • 0.995m (1.11)
де k - кількість пар циліндричних коліс,
l - кількість пар конічних (гіпоїдних) коліс,
m - кількість карданних шарнірів.
Оскільки в розглянутому автомобілі ГДТ працює спільно з 3-х ступінчастою механічною КПП то:
ηтр1 = 0.98І • 0.971 • 0.9953 = 0,92 (1.12)
для 1-ї та 2-ї передач
ηтр2 = 0.98І • 0.971 • 0.9953 = 0,92 (1.13)
для 3-ї (прямий) ηтр3 = 0.980 • 0.971 • 0.9953 = 0,95 (1.14)
2. ВИЗНАЧЕННЯ ПОТУЖНОСТІ ДВИГУНА
2.1.Определеніе потужності витрачається на подолання сили опору дороги
Визначення коефіцієнта опору коченню
ψv = fo + kf • (Vмах / 3,6) 2 = 0,018 +7 • 10-6 • (90 / 3,6) 2 = 0,022374 (2.1)
де fo = 0,018 - коефіцієнт опору коченню при малій швидкості,
kf = 7 • 10-6 - коефіцієнт враховує вплив швидкості,
Vмах = 90 км / год - максимальна швидкість руху.
Визначення потужності витрачається на подолання сили опору-ня дороги.
Nд = ψv • mа • g • Vмах/3600 = 0,022374 • 5428 • 9,81 • 90/3600 = 29,782 кВт (2.2)
де g = 9,81 м/с2 - прискорення вільного падіння.
2.2.Визначення потужності витрачається на преодолніе сили опору повітря
Nв = W • (Vмах) 3 / 46656 = 2,27 • 903/46656 = 35,475 кВт (2.3)
2.3.Определеніе потужності двигуна
Nдв = (Nд + Nв) / (ηтр • kр) = (29,782 +35,475) / (0,95 • 0,86) = 79,414 кВт (2.4)
де kр = 0,86 - коефіцієнт корекції.
По додатку 3 [1] згідно з параметрами, що вказані у завданні приймаємо двигун ЗМЗ-513.10, який має наступні параметри: тип двигуна бензиновий робочий об'єм двигуна, л 4,25 кількість циліндрів V8 ступінь стиснення 7,6 номінальна потужність Nмах, кВт 88,3 частота обертання при Nмах, мін-січень 3300 максимальний крутний момент Ммах, Нм 290 частота обертання при Ммах, хв-1 2000-2500
3. ПОБУДОВА зовнішніх швидкісних характеристик двигуна
Параметри тягово-швидкісних властивостей автомобіля зазвичай визначають при роботі двигуна з повною подачею палива, тобто при роботі двигуна по зовнішньої швидкісний характеристиці, яка представляє собою залежність ефективних показників двигуна від частоти обертання колінчастого вала.
Найважливішими параметрами зовнішньої швидкісної характеристики являютсяеффектівная потужність Nе, крутний момент Ме, питома ефективна витрата палива Gе, годинна витрата палива Gт.
Визначення крутного моменту при максимальній потужності
МN = 9550 • Nмах / nN = 9550 • 88,3 / 3300 = 256 Нм (3.1)
Визначення коефіцієнта приспосабливаемости за моментом: kм = 1,13
Визначення коефіцієнта приспосабливаемости за частотою: kω = 1,4
Межі зміни навантаження на двигун, що відповідає її стійкій роботі, тобто здатності автоматично пристосовуватися до змін навантаження на колесах оцінюють запасом крутного моменту Мз (%) Мз = (Ммах-МN) • 100/МN = (290-256) • 100/256 = 13,28% (3.2)
Визначення ефективних показників двигуна (двигун без обмежувача):
а = 2 - = 2 - = 0,524 (3.3)
b = -1 = -1 = 2,704 (3.4)
c = = = 1,852 (3.5)
a + bc = 0,524 +2,704-1,852 = 1 (3.6)
Nе = Nмах • [a • (nе / nN) + b • (nе / nN) 2-c • (nе / nN) 3], кВт (3.7)
Ме = МN • [a + b • (nе / nN)-c • (nе / nN) 2], Нм (3.8)
Gе = gN • [a1 +-b1 • (nе / nN) + c1 • (nе / nN) 2], г / (кВт • год) (3.9)
Gт = Gе • Nе/1000, кг / год (3.10)
де nе - поточна частота обертання колінчастого вала, 1/хв, a1 = 1.2, b1 = 1.0, c1 = 0.8 - емпіричні коефіцієнти, які залежать від типу двигуна.
При експлуатації частина потужності двигуна витрачається на невраховані при знятті стендової зовнішньої швидкісної характеристики споживачі, а умови, в яких працює двигун, відрізняються від стандартних. Потужність, що передається через трансмісію на провідні колеса, менше обумовленою зовнішньої швидкісної характеристикою. Тому при використанні стандартної зовнішньої швидкісної характеристики для розрахунку тягово швидкісних властивостей значення отриманих по ній потужностей треба помножити на коефіцієнт корекції kр, менший одиниці.
4. ПОГОДЖЕННЯ ХАРАКТЕРИСТИК ДВС - ГДТ
Узгодження характеристик двигуна і ГДТ полягає у виборі активного діаметра Dа гідротрансформатора, забезпечує найкраще використання можливостей двигуна і ГДТ. Основним завданням узгодження є забезпечення при певній передачу в механічній коробці ГМП найбільшого діапазону регулювання при найменшому витраті палива. Процес узгодження полягає в побудові характеристик входу системи ДВС - ГДТ і виборі оптимальної.
Для цього слід вибрати принципову схему і безрозмірну характеристику ГДТ. Безрозмірна характеристика визначає залежність ККД (ηт.н.), коефіцієнта моменту насосного колеса (λн), коефіцієнта трансформації (K) від передавального гідродинамічної передачі (iт.н).
Бензинові двигуни мають досить високим коефіцієнтом приспосабливаемости за моментом. Тому загальний силовий діапазон системи ДВС - ГДТ може бути отриманий, в основному, регулюванням роботи двигуна.
У цьому випадку найбільш доцільне застосування прозорих гідротрансформаторів, що володіють більш низькими коефіцієнтами трансформації, ніж непрозорі або малопрозорий. Прозорість гідротрансформатора повинна бути такою, при якій двигун під час рушання автомобіля з місця розвиває найбільший крутний момент, а потім у міру розгону переходить на режим максимальної потужності.
Для подальших розрахунків приймаємо малопрозорий (П = 1.6) гідротрансформатор марки ЛГ - 470, який має наступні параметри
Активний діаметр вибираємо на режимі "СТОП" і на режимі максимальної потужності.
Режим "СТОП"
nео = 0.8 • nN = 0.8 • 3300 = 2640 об / хв (4.1)
Мео = МnN • [a + b • (nео / nN) c • (nео / nN) 2] = 203.093 • [0,524 +2,704 • (2640/3300) - 1,852 • (2640/3300) 2] = 249.027 Нм ( 4.3)
де ρ = 850 кг/м3 - щільність робочої рідини, [4, стор 80], λно = 3.19 • 106 мін2 / м • об2-коефіцієнт моменту насосного колеса на режимі "СТОП", (табл. 4.1.). Режим максимальної потужності. (4.4)
де λно = 1.3 • 106 мін2 / м • об2-коефіцієнт моменту насосного колеса на режимі максимального ККД, (табл 4.1.). Приймаються активний діаметр Da = 0.28 м.
5. ПОБУДОВА ХАРАКТЕРИСТИК СПІЛЬНОЇ РОБОТИ ДВС-ГДТ
Для побудови характеристики входу необхідно на графік зовнішньої характеристики двигуна завдати навантажувальні параболи гідродинамічної передачі для ряду значень передавального числа iт.н.
Мн = g ∙ ρ ∙ λн ∙ Da5 ∙ nN2, Нм (5.1)
Основною характеристикою для розрахунку тягово-швидкісних властивостей автомобіля з ГМП є характеристика виходу системи двигун-гидропередача, що є залежність потужності Nт, крутного моменту Мт на валу турбінного колеса від частоти врищенія валу турбіни Nт при повній подачі палива в двигуні. Вихідними даними для розрахунку є точки, що характеризують спільну роботу двигуна і гідропередачі, і співвідношення:
Мт = Mн • K, Нм (5.2)
Nт = NН • iт.н., хв-1 (5.3)
Nт = 0.105 • Мт • nт/1000, кВт (5.4)
ηс = ηт.н,% (5.5)
За даними характеристики входу системи двигун-гидропередача будується кінематична характеристика - залежність частоти обертання насоса від швидкості обертання турбіни.
Висновок: У даній роботі для заданого типу автомобіля був обраний малопрозорий (П = 1,6) гідротрансформатор ЛГ-470. Це пов'язано з тим, що з 4-х розглянутих типів ГДТ (ГАЗ-13, М-21, ЗІЛ-111, ЛГ-470) у ЛГ-470 пучок передавальних відносин (i) щільніше ніж у більш прозорих і, як видно з графіка рис.5.1, в основному знаходиться в діапазоні оборотів при яких двигун розвиває найбільший крутний момент (Мкр = Мкр.max), а щоб більш повно використовувати криву ДВС
6. ВИЗНАЧЕННЯ Передаточне число
МЕХАНІЧНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ТРАНСМІСІЇ АВТОМОБІЛЯ
6.1. Визначення передатного числа головної передачі
Передаточне число головної передачі вибирають з умови забезпечення максимальної кінематичної швидкості автомобіля при максимальній частоті обертання колінчастого вала двигуна і вищих передачах в коробці передач.
iг.л. = (0.377 • nN • rд) / (Vмах • iк.п.в) = (6.1)
= 0.377 • 3300 • 0.31/90 • 1 = 4.6281
де rд = 0.31 м - динамічний радіус колеса,
iк.п.в = 1 - передавальне число в коробці передач на вищій передачі.
Приймаються iг.л. = 4.63.
6.2. Визначення передавальних чисел механічної
КПП
Передаточне число нижчої передачі iк.п.1 визначається з необхідності дотримання наступних умов:
а) подолання максимального опору дороги
iк.п.1 = (mа • g • ψмах • rд) / (Мто • iг.л • ηт.1) = (6.2)
= (5428 ∙ 9.81 ∙ 0.6 ∙ 0.31) / (603.2 ∙ 4.63 ∙ 0.92) = 3.855
де ψмах = 0.6 - максимальний опір дороги, [5, стор 30],
Мто = 603.2 - момент на турбіні при режимі, близькому до "стопового",
ηт1 = 0.92 - ККД трансмісії на 1-ій передачі.
б) можливості реалізації за умовою зчеплення шин з доро-
гой максимального тягового зусилля
iк.п.1 = (mа • g ∙ φ ∙ rд) / (Мто • iг.л.. • ηт.1) = (6.3)
= (5428 ∙ 9.81 ∙ 0.95 ∙ 0.31) / (603.2 ∙ 4.63 ∙ 0.92) = 4.2736
де φ = 0.95 - коефіцієнт зчеплення провідних коліс сдорогой, [4, стор 85].
Приймаються iк.п.1 = 3,86.
Кількість передач в механічною КПП приймаємо рівне 3. Розподіл передавальних чисел механічної КПП приймаємо за законом геометричної прогресії:
iк.п.j = iк.п.1 ((nj) / (n-1)), (6.4)
де n - кількість передач,
j - номер передачі.
Передавальні числа механічною КПП:
iк.п.1 = 3.86
iк.п.2 = 1.965
iк.п.3 = 1
Передаточне число трансмісії:
на 1-ій передачі
iт.р.1 = iк.п.1 • iг.л. = 3.86 ∙ 4.63 = 17,8718 (6.5)
на 2-ій передачі
iт.р.2 = iк.п.2 • iг.л = 1.965 ∙ 4.63 = 9.1 (6.6)
на 3-ій передачі
iт.р.3 = iк.п.3 • iг.л = 1 ∙ 4.63 = 4.63 (6.7)
Висновок: застосування ГМП дозволило знизити кількість передач в КП з 5 до 3 у порівнянні з механічною трансмісією, а також зменшити передавальні числа механічною КПП і головної передачі. Це дозволяє зменшити масу і розміри цих агрегатів, а також позитивно позначиться на прохідності автомобіля, тому що зменшення розмірів головної передачі збільшує дорожній просвіт автомобіля.
7. Тягові і Динамічні характеристики автомобіля
При наявності в трансмісії гідротрансформатора не можна для розрахунку сили Рт використовувати методику, що застосовується при розрахунку механічної трансмісії, так як гидропередача не забезпечує однозначної залежності між частотою обертання колінчастого вала і турбіни, жорстко пов'язаної з провідними колесами. Тому для побудови тягової характеристики автомобіля будемо використовувати вихідну характеристику ДВС-ГДТ.
Для конкретної точки визначається: швидкість руху
V = (Мт • Nт • rд) / (iк.п.j • iг.л. • iрк.), Км / год (7.1)
сила тяги на колесах
Рт = (Мт • iкпj • iгл • iрк • ηт.j) / rд, Н (7.2)
сила опору повітря
Рв = (W • V2) / 13, Н (7.3)
динамічний фактор повністю завантаженого автомобіля
Da = (Рт Рв) / (mа • g), (7.4)
ККД трансмісії
ηтр = ηтj • ηс, (7.5)
8. Визначення параметрів прийомистості автомобіля
8.1. Побудова графіка прискорень
За отриманими даними будуємо тягову динамічну характеристики автомобіля. На графік динамічного чинника наносимо криві ККД трансмісії на кожній передачі.
Висновок: порівняння залежностей Рт = f (V) автомобіля з гідропередачею і автомобіля з механічною трансмісією дозволяє визначити такі особливості. При наявності гідропередачі Vmin = 0. Цьому ж значенню швидкості відповідає Рт max.
При установці гідротрансформатора автомобіль набуває властивості
автоматично пристосовуватися до зміни зовнішніх опорів у відносно широких межах.
Найбільш зручними та наочними оціночними показниками прийомистості є час tр і шлях Sр розгону автомобіля в заданому інтервалі швидкостей. Для їх визначення використовується графоаналітичний метод, суть якого полягає в тому, що розрахунковий інтервал швидкостей розбивається на ділянки, для кожного з яких вважають прискорення.
8.2. Побудова графіків часу і шляху розгону
j = jср = 0.5 • (j1 + j2), м / с 2 (8.3)
де j1 і j2 - прискорення на початку і кінці ділянки.
Для кожної ділянки можна записати
V2 = V1 + jср • t, м / с (8.4)
де V1 і V2 - швидкості на початку і кінці ділянки.
t - час, за який швидкість збільшується від V1 до V2.
Визначаючи з рівності (8.4) t, отримаємо
t = (V1-V2) / jср, з (8.5)
Повний час розгону tр в інтервалі швидкостей від початкової V1 до ко-
нечний Vn дорівнює сумі t1 + t2 + t3 + .... + tn.
Шлях за час t при рівноприскореному русі на кожній ділянці
S = V1 • t +0.5 jср • t2, м (8.6)
Підставивши t з формули (8.5), отримаємо
S = 0.5 (V22-V12) / jср = Vср • t, (8.7)
де Vср = 0.5 (V22-V12) - середня швидкість на інтервалі.
Повний шлях розгону від швидкості V1 до швидкості Vn
Sр = S1 + S2 + S2 + .... + Sn. (8.8)
Приймаючи на кожній ділянці j = const, ми допускаємо похибка, яка буде тим менше, чим менше V = V2-V1.
Час на переключення передач мінімальне і падінням швидкості можна знехтувати. Перехід від однієї передачі до іншої визначається не тільки значеннями сили тяги, але і ККД трансмісії. Для забезпечення найменшого витрати палива перемикання передач будемо здійснювати в точках відповідних взаємною перетинанню кривих ККД трансмісії на графіку динамічної характеристики.
9. ПАЛИВНА ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБІЛЯ
Паливна характеристика - це графік залежності витрати палива від швидкості руху на вищій передачі по горизонтальній дорозі з твердим покриттям. Побудова паливної характеристики проводиться в такій послідовності:
1. Задаємося кількома значеннями швидкості V.
2. Визначаємо значення коефіцієнта опору руху для
вибраних значень V:
ψv = fо + kf • (V/3.6) 2 (9.1)
де fо = 0.02 - коефіцієнт опору коченню при малій швидкості,
kf = 7 • 10-6 - коефіцієнт враховує вплив швидкості, [2, стор.33],
3. Визначаємо сили опору дороги Pд, повітря Pв, силу тяги Pт
і тягову потужність Nт на ведучих колесах автомобіля:
сила опору дороги
Рд = ψv • mа • g, Н (9.2)
сила опору повітря
Рв = (W • V2) / 13, Н (9.3)
сила тяги на колесах
Рт = (Рд + Рв), Н (9.4)
тягова потужність
Nт = V • (Pд + Pв) / 3600, кВт (9.5)
4. Використовуючи безрозмірну характеристику ГДТ будуємо допоміжний
графік функції φ • 10
φ = λн • k/i2 (9.6)
5. За значеннями швидкості V і сили тяги Рт обчислюємо значення φ
φ = (0.3772 • Рт • rд3) / (ρ • g • Dа • V2 • (iт.р.3в) 3 • ηмех), (9.7)
де iт.р.3 = 5.77 - передавальне число механічної частини трансмісії на вищій передачі (6.10),
ηмех = 0.892 - ККД механічної частини трансмісії на вищій пере дачі (1.15).
6. За величиною φ з допоміжного графіка визначаємо передатне ставлення i ГДТ при русі зі швидкістю V.
7. Обчислюємо частоту обертання насосного колеса ГДТ Nн, яка дорівнює частоті обертання колінчастого вала двигуна nе:
NН = nе = (V • iт.р.3в) / (0.377 • rд • i), 1/хв (9.8)
а за характеристикою ГДТ визначаємо ККД ГДТ - ηгдт.
8. За зовнішньої швидкісної характеристики ДВС визначаємо Nе100 при повній подачі палива.
9. Визначаємо ступінь завантаження двигуна І по потужності й частоті обертання колінчастого вала Е:
І = Nт / (ηмех • ηгдт • Nе100) + (1-kр), (9.10)
Е = nе / nN, (9.11)
10. Розраховуємо коефіцієнт, що враховує залежність питомої ефективної витрати палива від ступеня завантаження двигуна за потужністю kи і частоті обертання чеських крон вала двигуна.
kи = 1.2-0.14 • І +1.89 • И2-1.56 • И3, (9.12)
чеських крон = 1.25-0.99 • Е +0.98 • Е2-0.23 • Е3 (9.13)
11. Визначаємо шляхової витрата палива.
Qs = ((gN • kи • чеських крон) • (Nт / (ηмех • ηгдт) + (1-kр) • Nе100)) / (10 • V • ρт), л/100км (9.14)
де gN = 240 г / кВт • год - питома витрата палива при Nemax, (табл. 3.1), ρт = 0.85 кг / л - щільність палива.
Висновок: як видно з паливно-економічної характеристики витрата палива у автомобіля з ГМП вище в середньому на 15% в порівнянні з автомобілем мають механічну трансмісію, що пояснюється гідравлічними втратами в гідротрансформаторі, і як наслідок більш низьким ККД. При блокуванні ГДТ ККД збільшується, і витрата палива знижується до показників автомобіля з механічною трансмісією.
ЛІТЕРАТУРА
1. Методічнi вказiвкі до виконання курсового проекту з дисциплiн "Автомобiлi" для студентiв спецiальностi 7.090.228. "Автомобiлi та Автомобiльний господарство". / Укладач Литвиненко М.П. - Днiпропетровська: ПДАБА, 2001.-25с.
2. Литвинов А.С., Форобін А.К. Автомобіль: Теорія експлуатаційних
властивостей .- М.: Машинобудування, 1989.-304с.
3. Короткий автомобільний довідник .- М.: Транспорт, 1985.-220с.
4. Гришкевич А.І. Автомобілі: Теорія .- Мн.: Вис. шк., 1987.-200с.
5. Проектування трансмісій автомобілів: Довідник / За заг. ред.
А.І. Гришкевич. - М.: Машинобудування, 1984 .- 272с.