СОДЕРЖАНИЕ
1. Исходные данные для расчета
1.1. Определение параметров массы
1.2. Выбор шин
1.3. Определение фактора обтекаемости
1.4. Определение КПД трансмиссии
2. Определение мощности двигателя
2.1. Определение мощностизатрачиваемой на преодоление силы сопротивления дороги
2.2. Определение мощностизатрачиваемой на преодоление силы сопротивления воздуха
2.3.Определение мощности двигателя
3. Построение внешней скоростной характеристикидвигателя
4. Согласование характеристик ДВС-ГДТ
5. Построение характеристиксовместной работы ДВС-ГДТ
6. Определение передаточного числамеханических элементов трансмиссии автомобиля
6.1. Определение передаточного числаглавной передачи
6.2. Определение передаточных чиселмеханической КПП
7. Тяговая и динамическаяхарактеристики автомобиля
8. Определение параметровприемистости автомобиля
8.1. Построение графика ускорений
8.2. Построение графиков времени ипути разгона
9. Топливная характеристикаавтомобиля
Литература
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕДЛЯ РАСЧЕТА
1.1.Определение параметров массы
Определение собственной массыавтомобиля
mо=ko•mг=1.075•2500=2688кг (1.1)
где kо=1.075 –коэффициент собственной массы автомобиля, mг=2500 кг – грузоподъемность автомобиля
Определение полной массы автомобиля
mа=(mо+mг+(mп+mб)•(z+1))=(2688+2500+(75+5)•(2+1))=5428кг (1.2)
где mп=75 кг — масса пассажира,mб=5 кг — масса багажа на одного пассажира,z=2 — количество сидячих мест для пассажиров
Определение распределениянагрузки по осям:
для полной массы
mа2=mа•kа2=5428•0.7=3799кг (1.3)
mа1=mа-mа2=5428-3799=1628кг (1.4)
где kа2=0.7 — коэффициентраспределения масс.
для собственной массы
mо2=mо•kо2=2688•0.525=1411кг (1.5)
mо1=mо-mо2=2688-1411=1277кг (1.6)
где kо2=0.525 — коэффициент распределения масс.
1.2. Выбор шин
Шины выбирают исходя из наибольшейнагрузки которая приходится
на одну шину. Нагрузка наодну шину передних колес
mш1=0.5•mа1=0.5•1628=814кг (1.7)
Нагрузка на одну шину заднихколес
mш2=mа2/nк=3799/4=950 кг(1.8)
где nк=4 — число колес неуправляемогомоста.
По наибольшей нагрузке и максимальнойскорости движения автомобиля выбираем шины по ГОСТ 5513-86 [3, табл. 10]:
обозначение шины –185/80R15,
максимальная нагрузка — 975 кг,
максимальная скорость — 100 км/ч,
радиус статический — 310±5 мм.
1.3.Определение фактора обтекаемости
Определение площади лобовогосопротивления
F=Ш•B∙0,8=2,15•2,20∙0,8=3,784м2 (1.9)
где Ш=2,15 м – габаритнаяширина;
B=2,20 м — габаритная высота.
Определение фактора обтекаемости
W=F•kв=3,784•0,6=2,27Н•с2/м2 (1.10)
где kв=0.6 Н•с2/м4-коэффициент обтекаемости, [2, стр.42].
1.4. Определение КПД трансмиссии
ηтр=0.98k•0.97l•0.995m(1.11)
где k — количество пар цилиндрическихколес,
l — количество пар конических(гипоидных) колес,
m — количество карданных шарниров.
Т.к. в рассматриваемомавтомобиле ГДТ работает совместно с 3-х ступенчатой механической КПП то:
ηтр1=0.98²•0.971•0.9953=0,92(1.12)
для 1-й и 2-й передач
ηтр2=0.98²•0.971•0.9953=0,92(1.13)
для 3-й (прямой)ηтр3=0.980•0.971•0.9953=0,95 (1.14)
2.ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ
2.1.Определениемощности затрачиваемой на преодоление силы сопротивления дороги
Определение коэффициента сопротивлениякачению
ψv=fo+kf•(Vмах/3,6)2=0,018+7•10-6•(90/3,6)2=0,022374(2.1)
где fo=0,018 — коэффициент сопротивления качению при малой скорости,
kf=7•10-6 — коэффициент учитывающийвлияние скорости,
Vмах=90 км/ч — максимальная скорость движения.
Определение мощности затрачиваемойна преодоление силы сопротивле- ния дороги.
Nд=ψv•mа•g•Vмах/3600=0,022374•5428•9,81•90/3600=29,782кВт (2.2)
где g=9,81 м/с2 — ускорение свободного падения.
2.2.Определениемощности затрачиваемой на преодолние силы сопротивления воздуха
Nв=W•(Vмах)3/46656=2,27•903/46656=35,475кВт (2.3)
2.3.Определениемощности двигателя
Nдв=(Nд+Nв)/(ηтр•kр)=(29,782 +35,475)/(0,95•0,86)=79,414 кВт (2.4)
где kр=0,86 — коэффициенткоррекции .
По приложению 3 [1] согласнопараметрам, оговоренным в задании принимаем двигатель ЗМЗ–513.10, который имеетследующие параметры: тип двигателя бензиновый рабочий объем двигателя, л 4,25 количествоцилиндров V8 степень сжатия 7,6 номинальная мощность Nмах, кВт 88,3 частота вращенияпри Nмах, мин-1 3300 максимальный крутящий момент Ммах, Нм 290 частота вращенияпри Ммах, мин-1 2000—2500
3. ПОСТРОЕНИЕВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
Параметры тягово-скоростныхсвойств автомобиля обычно определяют при работе двигателя с полной подачей топлива,т.е. при работе двигателя по внешней скоростной характеристике, которая представляетсобой зависимость эффективных показателей двигателя от частоты вращения коленчатоговала.
Важнейшими параметрами внешнейскоростной характеристики являютсяэффективная мощность Nе, крутящий момент Ме,удельный эффективный расход топлива gе, часовой расход топлива Gт.
Определение крутящего моментапри максимальной мощности
МN=9550•Nмах/nN=9550•88,3/3300=256Нм (3.1)
Определение коэффициента приспосабливаемостипо моменту: kм=1,13
Определение коэффициента приспосабливаемостипо частоте: kω=1,4
Пределы изменения нагрузкина двигатель, соответствующей его устойчивой работе, т.е. способности автоматическиприспосабливаться к изменениям нагрузки на колесах оценивают запасом крутящего моментаМз (%) Мз=(Ммах-МN)•100/МN=(290-256)•100/256= 13,28 % (3.2)
Определение эффективных показателейдвигателя (двигатель без ограничителя):
а=2– =2– =0,524 (3.3)
b= –1= –1=2,704 (3.4)
c= = =1,852 (3.5)
a+b-c=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•ч) (3.9)
Gт=gе•Nе/1000, кг/ч (3.10)
где nе — текущая частота вращенияколенчатого вала, 1/мин, a1=1.2, b1=1.0, c1=0.8 — эмпирические коэффициенты,зависящие от типа двигателя.
При эксплуатации часть мощностидвигателя расходуется на неучтенные при снятии стендовой внешней скоростной характеристикипотребители, а условия, в которых работает двигатель, отличаются от стандартных.Мощность, передаваемая через трансмиссию на ведущие колеса, меньше определяемойвнешней скоростной характеристикой. Поэтому при использовании стандартной внешнейскоростной характеристики для расчета тягово скоростных свойств значения полученныхпо ней мощностей нужно умножить на коэффициент коррекции kр, меньший единицы.
4.СОГЛАСОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ДВС — ГДТ
Согласование характеристикдвигателя и ГДТ заключается в выборе активного диаметра Dа гидротрансформатора,обеспечивающего наилучшее использование возможностей двигателя и ГДТ. Основной задачейсогласования является обеспечение при определенной передаче в механической коробкеГМП наибольшего диапазона регулирования при наименьшем расходе топлива. Процесссогласования заключается в построении характеристик входа системы ДВС — ГДТ и выбореоптимальной.
Для этого следует выбратьпринципиальную схему и безразмерную характеристику ГДТ. Безразмернаяхарактеристика определяет зависимость КПД (ηт.н.), коэффициента момента насосногоколеса (λн), коэффициента трансформации (K) от передаточного отношениягидродинамической передачи (iт.н).
Бензиновые двигателиобладают достаточно высоким коэффициентом приспосабливаемости по моменту.Поэтому общий силовой диапазон системы ДВС — ГДТ может быть получен, восновном, регулированием работы двигателя.
В этом случае наиболее целесообразноприменение прозрачных гидротрансформаторов, обладающих более низкими коэффициентамитрансформации, чем непрозрачные или малопрозрачные. Прозрачность гидротрансформаторадолжна быть такой, при которой двигатель во время трогания автомобиля с места развиваетнаибольший крутящий момент, а затем по мере разгона переходит на режим максимальноймощности.
Для дальнейших расчетовпринимаем малопрозрачный (П=1.6) гидротрансформатор марки ЛГ – 470, который имеетследующие параметры
Активный диаметр выбираемна режиме «СТОП» и на режиме максимальной мощности.
Режим «СТОП»
nео=0.8•nN=0.8•3300= 2640об/мин (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)
где ρ=850 кг/м3 — плотность рабочей жидкости, [4, стр. 80], λно=3.19•106мин2/м•об2- коэффициентмомента насосного колеса на режиме «СТОП», (табл. 4.1.). Режиммаксимальной мощности.(4.4)
где λно=1.3•106мин2/м•об2-коэффициент момента насосного колеса на режиме максимального КПД, (табл 4.1.). Принимаемактивный диаметр Da=0.28 м.
5. ПОСТРОЕНИЕХАРАКТЕРИСТИК СОВМЕСТНОЙ РАБОТЫ ДВС-ГДТ
Для построения характеристикивхода необходимо на график внешней характеристики двигателя нанести нагрузочныепараболы гидродинамической передачи для ряда значений передаточного числа iт.н.
Мн=g∙ρ∙λн∙Da5∙nN2,Нм (5.1)
Основной характеристикой длярасчета тягово-скоростных свойств автомобиля с ГМП является характеристика выходасистемы двигатель-гидропередача, представляющая собой зависимость мощности Nт, крутящегомомента Мт на валу турбинного колеса от частоты врыщения вала турбины nт при полнойподаче топлива в двигателе. Исходными данными для расчета являются точки, характеризующиесовместную работу двигателя и гидропередачи, и соотношения:
Мт=Mн•K, Нм (5.2)
nт=nн•iт.н., мин-1 (5.3)
Nт=0.105•Мт•nт/1000, кВт(5.4)
ηс=ηт.н, % (5.5)
По данным характеристики входасистемы двигатель-гидропередача строится кинематическая характеристика –зависимость частоты вращения насоса от скорости вращения турбины.
Вывод: В данной работедля заданного типа автомобиля был выбран малопрозрачный (П=1,6)гидротрансформатор ЛГ-470. Это связанно с тем, что из 4-х рассмотренных типовГДТ (ГАЗ-13, М-21, ЗИЛ-111, ЛГ-470) у ЛГ-470 пучок передаточных отношений (i)плотнее чем у более прозрачных и, как видно из графика рис.5.1, в основномнаходится в диапазоне оборотов при которых двигатель развивает наибольшийкрутящий момент (Мкр=Мкр.max), а чтобы более полно использовать кривую ДВС
6.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
МЕХАНИЧЕСКИХ ЭЛЕМЕНТОВТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ
6.1.Определение передаточного числа главной передачи
Передаточное число главнойпередачи выбирают из условия обеспечения максимальной кинематической скорости автомобиляпри максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя и высших передачахв коробке передач.
iг.л.=(0.377•nN•rд)/(Vмах•iк.п.в)=(6.1)
=0.377•3300•0.31/90•1=4.6281
где rд=0.31 м — динамический радиус колеса,
iк.п.в=1 — передаточное числов коробке передач на высшей передаче.
Принимаем iг.л.=4.63.
6.2.Определение передаточных чисел механической
КПП
Передаточное число низшейпередачи iк.п.1 определяется из необходимости соблюдения следующих условий :
а) преодоления максимальногосопротивления 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
где ψмах=0.6 — максимальное сопротивление дороги, [5, стр. 30] ,
Мто=603.2 — момент на турбинепри режиме, близком к «стоповому»,
ηт1=0.92 — КПД трансмиссиина 1-ой передаче.
б) возможности реализациипо условию сцепления шин с доро-
гой максимального тяговогоусилия
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
где φ=0.95 —коэффициент сцепления ведущих колёс сдорогой, [4, стр. 85].
Принимаем iк.п.1=3,86.
Количество передач в механическойКПП принимаем равное 3. Распределение передаточных чисел механической КПП принимаемпо закону геометрической прогрессии:
iк.п.j=iк.п.1((n-j)/(n-1)), (6.4)
где n — количество передач,
j — номер передачи.
Передаточные числа механическойКПП:
iк.п.1=3.86
iк.п.2=1.965
iк.п.3=1
Передаточное число трансмиссии:
на 1-ой передаче
iт.р.1= iк.п.1•iг.л.=3.86∙4.63=17,8718 (6.5)
на 2-ой передаче
iт.р.2= iк.п.2•iг.л=1.965∙4.63=9.1 (6.6)
на 3-ей передаче
iт.р.3= iк.п.3•iг.л =1∙4.63=4.63(6.7)
Вывод: применение ГМП позволилоснизить количество передач в КП с 5 до 3 по сравнению с механической трансмиссией,а также уменьшить передаточные числа механической КПП и главной передачи. Это позволяетуменьшить массу и размеры этих агрегатов, а также положительно скажется на проходимостиавтомобиля, т.к. уменьшение размеров главной передачи увеличивает дорожный просветавтомобиля.
7. ТЯГОВАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
При наличии в трансмиссиигидротрансформатора нельзя для расчета силы Рт использовать методику, применяемуюпри расчете механической трансмиссии, так как гидропередача не обеспечивает однозначнойзависимости между частотой вращения коленчатого вала и турбины, жестко связаннойс ведущими колесами. Поэтому для построения тяговой характеристики автомобиля будемиспользовать выходную характеристику ДВС-ГДТ.
Для конкретной точки определяется:скорость движения
V=(Мт•nт•rд)/(iк.п.j•iг.л.•iрк.),км/ч (7.1)
сила тяги на колесах
Рт=(Мт•iкпj•iгл•iрк•ηт.j)/ rд, Н (7.2)
сила сопротивления воздуха
Рв=(W•V2)/13, Н (7.3)
динамический фактор полностьюзагруженного автомобиля
Da=(РтРв)/(mа•g),(7.4)
КПД трансмиссии
ηтр=ηтj•ηс,(7.5)
8.Определение параметров приемистости автомобиля
8.1.Построение графика ускорений
По полученным данным строимтяговую динамическую характеристики автомобиля. На график динамического факторананосим кривые КПД трансмиссии на каждой передаче.
Вывод: сравнение зависимостейРт=f(V) автомобиля с гидропередачей и автомобиля с механической трансмиссией позволяетустановить следующие особенности. При наличии гидропередачи Vmin=0. Этому же значениюскорости соответствует Рт max.
При установке гидротрансформатораавтомобиль приобретает свойство
автоматически приспосабливатьсяк изменению внешних сопротивлений в относительно широких пределах.
Наиболее удобными и нагляднымиоценочными показателями приемистости являются время tр и путь Sр разгона автомобиляв заданном интервале скоростей. Для их определения используется графоаналитическийметод, суть которого заключается в том, что расчетный интервал скоростей разбиваетсяна участки, для каждого из которых считают ускорение.
8.2.Построение графиков времени и пути разгона
j=jср=0.5•(j1+j2), м/с2 (8.3)
где j1 и j2 — ускорение вначале и конце участка.
Для каждого участка можнозаписать
V2=V1+jср•t, м/с (8.4)
где V1 и V2 — скорости в началеи конце участка.
t — время, за котороескорость увеличивается от V1 до V2.
Определяя из равенства (8.4)t, получим
t=(V1-V2)/ jср, с(8.5)
Полное время разгона tр винтервале скоростей от начальной V1 до ко-
нечной Vn равно сумме t1+t2+t3+….+tn.
Путь за время t при равноускоренномдвижении на каждом участке
S=V1•t+0.5jср•t2, м (8.6)
Подставив t из формулы(8.5), получим
S=0.5(V22-V12)/jср=Vср•t,(8.7)
где Vср=0.5(V22-V12) –средняя скорость на интервале.
Полный путь разгона от скоростиV1 до скорости Vn
Sр=S1+S2+S2+….+Sn.(8.8)
Принимая на каждом участкеj=const, мы допускаем погрешность, которая будет тем меньше, чем меньше V=V2-V1.
Время на переключение передачминимальное и падением скорости можно пренебреч. Переход от одной передачи к другойопределяется не только значениями силы тяги, но и КПД трансмиссии. Для обеспечениянаименьшего расхода топлива переключение передач будем осуществлять в точках соответствующихвзаимному пересечению кривых КПД трансмиссии на графике динамической характеристики.
9. ТОПЛИВНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКААВТОМОБИЛЯ
Топливная характеристика– это график зависимости расхода топлива от скорости движения на высшей передачепо горизонтальной дороге с твердым покрытием. Построение топливной характеристикипроизводится в следующей последовательности:
1. Задаемся несколькими значениями скорости V.
2. Определяем значения коэффициентасопротивления движению для
выбранных значений V:
ψv=fо+kf•(V/3.6) 2(9.1)
где fо=0.02 — коэффициентсопротивления качению при малой скорости,
kf=7•10-6 — коэффициент учитывающийвлияние скорости, [2, стр.33] ,
3. Определяем силы сопротивлениядороги Pд, воздуха Pв, силу тяги Pт
и тяговую мощность Nт на ведущихколесах автомобиля:
сила сопротивления дороги
Рд=ψv•mа•g, Н (9.2)
сила сопротивления воздуха
Рв=(W•V2)/13, Н (9.3)
сила тяги на колесах
Рт=( Рд + Рв), Н (9.4)
тяговая мощность
Nт=V•(Pд+Pв)/3600, кВт(9.5)
4. Используя безразмернуюхарактеристику ГДТ строим вспомогательный
график функции φ•10
φ=λн•k/i2 (9.6)
5. По значениям скорости Vи силы тяги Рт вычисляем значения φ
φ=(0.3772•Рт•rд3)/(ρ•g•Dа•V2•(iт.р.3в)3•ηмех),(9.7)
где iт.р.3=5.77 — передаточное число механической части трансмиссии на высшей передаче (6.10),
ηмех=0.892 — КПД механическойчасти трансмиссии на высшей пере даче (1.15).
6. По величине φ из вспомогательногографика определяем передаточное отношение i ГДТ при движении со скоростью V.
7. Вычисляем частоту вращениянасосного колеса ГДТ nн, которая равна частоте вращения коленчатого вала двигателяnе:
nн=nе=(V•iт.р.3в)/(0.377•rд•i),1/мин (9.8)
а по характеристике ГДТ определяемКПД ГДТ — ηгдт.
8. По внешней скоростной характеристикеДВС определяем Nе100 при полной подаче топлива.
9. Определяем степень загрузкидвигателя И по мощности и частоте вращения коленчатого вала Е:
И=Nт/(ηмех•ηгдт•Nе100)+(1-kр),(9.10)
Е= nе/nN, (9.11)
10. Рассчитываем коэффициент,учитывающий зависимость удельного эффективного расхода топлива от степени загрузкидвигателя по мощности kи и частоте вращения kч вала двигателя.
kи=1.2-0.14•И+1.89•И2-1.56•И3,(9.12)
kч=1.25-0.99•Е+0.98•Е2-0.23•Е3(9.13)
11. Определяем путевой расходтоплива.
Qs=((gN•kи•kч)•(Nт/(ηмех•ηгдт)+(1-kр)•Nе100))/(10•V•ρт),л/100км (9.14)
где gN=240 г/кВт•ч –удельный расход топлива при Nemax, (табл. 3.1), ρт=0.85 кг/л – плотность топлива.
Вывод: как видно из топливно–экономическойхарактеристики расход топлива у автомобиля с ГМП выше в среднем на 15% по сравнениюс автомобилем имеющим механическую трансмиссию, что объясняется гидравлическимипотерями в гидротрансформаторе, и как следствие более низким КПД. При блокировкеГДТ КПД увеличивается, и расход топлива снижается до показателей автомобиля с механической трансмиссией.
ЛИТЕРАТУРА
1. Методичнi вказiвки до виконання курсовогопроекту з дисциплiни «Автомобiлi» для студентiв спецiальностi 7.090.228.«Автомобiлiта автомобiльне господарство»./Укладач Литвиненко М.П. – Днiпропетровськ:ПДАБА,2001.–25с.
2. Литвинов А.С., Форобин А.К. Автомобиль:Теория эксплуатационных
свойств.– М.: Машиностроение, 1989.–304с.
3. Краткий автомобильный справочник.–М.: Транспорт,1985.–220с.
4. Гришкевич А.И. Автомобили:Теория.– Мн.: Выс. шк., 1987.–200с.
5. Проектирование трансмиссий автомобилей:Справочник / Под общ. ред.
А.И. Гришкевича. – М.:Машиностроение, 1984.– 272с.