ДИНАМИЧЕСКИЙ И ЭКОНОМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

II часть

1. Расчет мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя автомобиля.

Мощность NE двигателя, необходимую для движения полностью нагруженного автомобиля с установившейся максимальной скоростью VA.MAX в заданных дорожных условиях, определяют по формуле:

, кВт (39)

где: VA.MAX – максимальная скорость движения автомобиля (по заданию), км/ч;

G – сила тяжести автомобиля с грузом, Н;

Ψ – приведенный коэффициент дорожного сопротивления;

к - коэффициент сопротивления воздуха, кг/м3;

F – площадь лобового сопротивления автомобиля, м2;

ηТР – механический КПД трансмиссии для режима максимальной скорости.

Площадь лобового сопротивления для грузовых автомобилей:

, м2 (40)

где: В – колея задних колес, м;

Н – габаритная высота автомобиля, м.

Для легковых автомобилей:

, м2 (41)

где: А – наибольший габаритный размер по величине, м.

Значения коэффициента сопротивления воздуха к эмпирические и принимаются из характеристики прототипа. В случае отсутствия этого коэффициента (устаревшая модель, некоторые грузовые автомобили) он принимается в следующих пределах:

к=0,20...0,30 – легковые автомобили с закрытым кузовом;

к= 0,35...0,60 – легковые автомобили с необтекаемой формой кузова;

к= 0,60...0,70 – грузовые автомобили;

к= 0,30...0,50 – автобусы.

Сила тяжести автомобиля:

, Н (42)

где: т0 – собственная масса автомобиля (принимается по прототипу), кг;

тГ – масса перевозимого груза (по заданию), кг;

g – ускорение свободного падения, 9,8 м/с2.

При проектировании для обеспечения необходимого динамического фактора в области средних эксплуатационных скоростей движения определяют максимальную мощность двигателя по формуле:

(43)

Частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной мощности, определяется коэффициентом оборотности двигателя ηп , равным отношению частоты вращения коленчатого вала двигателя к соответствующей скорости движения автомобиля.

, отсюда (44)

Коэффициент оборотности принимают равным в пределах 30...50 в соответствии с прототипом автомобиля и расчетной максимальной мощностью двигателя.

2. Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя.

С некоторой долей погрешности внешняя скоростная характеристика может быть определена и построена для четырехтактных двигателей с искровым зажиганием на основании следующих данных:



п, %
п, мин-1 nMAX
NE, %
NE, кВт NE.MAX

Для автомобильных четырехтактных дизелей зависимость эффективной мощности и частоты вращения коленчатого вала в процентах принимают:

п, %
п, мин-1 nMAX
NE, %
NE, кВт NE.MAX

Таким образом, получив в результате расчета NE.MAX и пМАХ и приняв их за 100%, можно рассчитать и графически построить внешнюю скоростную характеристику для двигателя проектируемого автомобиля.

На график также наносится кривая крутящего момента двигателя, каждая точка которой определяется по формуле:

, Нм (45)

где: ω – угловая скорость коленчатого вала, с-1.

, с-1 (46)

Кривая удельного расхода топлива ge для двигателя строится на основании следующих данных:

п, %
п, мин-1
ge, %
ge, г/кВт·ч

За 100% удельного расхода топлива принимают для карбюраторного двигателя 300...330 г/кВт·ч, для дизельного двигателя 220...250 г/кВт·ч.

Часовой расход топлива для каждого значения частоты вращения коленчатого вала двигателя подсчитывается по формуле:

, кг/ч (47)

Примерная скоростная характеристика карбюраторного двигателя представлена на рисунке 6.



Для дизельного двигателя регуляторная характеристика строится аналогично, представленному в первой части пособия.

n
МКР, NE, GТ, ge
ge
МКР
NE

Рисунок 6. Скоростная характеристика карбюраторного двигателя.

3. Определение передаточного числа главной передачи.

Передаточное число главной передачи определяется по выражению:

; (48)

где: iKZ =1 – передаточное число на прямой передаче; при отсутствии прямой передачи (на автомобилях с двухвальными коробками передач) принимается из прототипа передаточное число передачи, на которой автомобиль развивает максимальную скорость (оно близко к 1);

iД = 1...1,5 – передаточное число в дополнительной коробке (если она предусмотрена);

rK – расчетный радиус ведущих колес автомобиля, м.

Далее определяется нормальная нагрузка на одну шину полностью нагруженного автомобиля:

, Н (49)

где: пШ – число шин, приходящихся на ведущие оси;

λ – коэффициент нагрузки на ведущие колеса, учитывающий распределение массы автомобиля по осям.

Для грузовых автомобилей типа 4 2 λ = 0,75.

Для легковых автомобилей типа 4 2 λ = 0,5.

Для грузовых и легковых автомобилей типа 4 4 и 6 6 λ = 1,0.

По вычисленной величине выбирается модель шины и затем определяется радиус качения колеса:

; (50)

где: d – наружный диаметр диска колеса;

b – ширина профиля шины.

Для легковых автомобилей модель шины выбирается в соответствии с прототипом.

Таблица 8. Шины для грузовых автомобилей, автобусов и прицепов.

Обозначение шины Норма слойности Нагрузка на шины, Н различного внутреннего давления, МПа
0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,65
Шины обычные
200-508 - - - - -
8,25-20 - - - -
260-508 - - - -
260-508 - -
11,0-20 - - - -
320-508 - - - - -
10-20 - - - -
Шины повышенной грузоподъемности
180-508 - - - - - -
180-508 - - - -
200-508 - - - - -
200-508 - - -
220-508 - - - -
220-508 - -
240-508 - - -
240-508 -
260-508 - - - -
260-508 - -
280-508 - - - -
280-508 - -
300-508 - - - -
300-508 - -
320-508 - - - - -
320-508 - - -
300-559 - -

4. Подбор передаточных чисел коробки передач.

Для определения передаточных чисел коробки передач, вначале определяют передаточное число на первой, самой низкой передаче.

Передаточное число первой передачи должно удовлетворять следующим требованиям:

- обеспечивать преодоление повышенных дорожных сопротивлений движению;

- не вызывать буксование ведущих колес автомобиля при передаче максимального крутящего момента двигателя.

Эти требования будут выполнены, если максимальная касательная силы тяги автомобиля

; (51)

отсюда передаточное число коробки передач на первой передаче составляет:

; (52)

где: G – сила тяжести автомобиля, Н;

МКР МАХ – максимальный крутящий момент по внешней скоростной характеристики двигателя, Нм;

ηТР 1 – КПД трансмиссии на первой передаче.

Найденное передаточное отношение первой ступени коробки передач должно исключать полное буксование ведущих колес, которое может возникнуть при максимальной касательной силе тяги автомобиля.

Для этого необходимо, чтобы максимальная касательная силы тяги, подводимая к ведущим колесам, была бы меньше или равна максимальной силе сцепления ведущих колес с дорогой, то есть:

; (53)

откуда:

; (54)

где: φ – коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой принимается в пределах 0,5...0,6.

Таким образом, передаточное число первой ступени коробки передач должно лежать в пределах, обуславливающих преодоление автомобилем максимального дорожного сопротивления и отсутствие буксования ведущих колес.

Зная передаточное число 1-й ступени коробки передач, переходят к определению передаточных чисел на промежуточных передачах.

Если исходить из условия сохранения постоянного интервала изменения чисел оборотов двигателя, при разгоне на различных передачах, что обуславливает наибольшую производительность и экономичность автомобиля, то получим ряд передаточных чисел, подчиняющихся закону геометрической прогрессии:

; (55)

откуда:

; ; (56)

где: z – число передач;

q – знаменатель геометрической прогрессии.

; (57)

В частном случае, когда высшая передача является прямой iKZ =1;

; (58)

В случае наличия ускоряющей передачи в трехвальной коробке передач (с прямой передачей), ускоряющая передача в расчете не используется, а ее передаточное отношение принимается из прототипа.

При расчете двухвальной коробки передач, за iKZ принимается передаточное число передачи прототипа, которое использовалось для расчета главной передачи (т.е. передача, на которой достигается максимальная скорость). При этом, если в КПП автомобиля-прототипа имеется передача еще выше, то ее передаточное число также принимается из прототипа.

Зная передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, определяют передаточные числа трансмиссии:

; (59)

Затем определяются скорости движения, соответствующие максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя:

; ; (60)

5. Построение графика тягового баланса автомобиля.

График тягового баланса строится на прямой передаче. Для автомобилей с двухвальными коробками на передаче максимальной скорости.

Уравнение тягового баланса:

; (61)

где: Rψ – сопротивление перекатыванию автомобиля;

δВР – коэффициент учета вращающихся масс;

Rj – сопротивление силам инерции поступательно движущихся масс автомобиля;

RW – сопротивление воздуха при движении автомобиля.

Общий вид тягового баланса автомобиля представлен на рисунке.

Дорожные сопротивления можно принять величиной постоянной:

; (62)

где: т – полная масса автомобиля;

; (63)

Сопротивление воздуха определяется по формуле:

; (64)

При этом скоростью до VMAX можно задаваться произвольно.

Кривая касательного усилия на движителях определяется по формуле:

; (65)

Значения МКР принимаются из скоростной характеристики.

Критерием правильности расчетов служит точное совпадение численных значений РК и Rψ+RW в точке «А» (Рисунок 7).

R jРЕЗ=δВР·Rj
Д
Д
С
С
В
В
А
PK, RW, Rψ, RjРЕЗ
V
VA.MAX
RW
РК

Рисунок 7. График тягового баланса автомобиля.

6. Построение универсальной динамической характеристики автомобиля.

Динамической характеристикой автомобиля называют графически выраженную зависимость динамического фактора от скорости движения автомобиля на разных передачах.

Универсальная динамическая характеристика автомобиля является его основным техническим документом.

Динамический фактор представляет собой отношение избыточной касательной силы к силе тяжести автомобиля:

; (66)

Величина динамического фактора зависит от характера протекания кривой крутящего момента двигателя, передаточного числа трансмиссии, скорости движения автомобиля и его массы.

Вначале строят динамическую характеристику порожнего автомобиля без груза и без прицепа.

Масса порожнего автомобиля определяется следующим образом:

; (67)

где: тВОД – масса водителя.

Для построения кривых динамического фактора по передачам в уравнение (66) вместо т подставляется тПОР.

Общий вид динамической характеристики представлен на рисунке 8.

Задаются рядом значений частот вращения коленчатого вала (20, 40, 60, 80,100, 120 от пМАХ), и для выбранных частот подсчитывают величины скоростей автомобиля на каждой передаче по формуле:

; км/ч (68)

Величина динамического фактора определяется по формуле (66).

Полученные данные заносят в таблицу .

Таблица 9. Расчетные значения динамической характеристики автомобиля.

Передача V, км/ч п, мин-1 МКР, Нм РК, Н RW, Н D

После построения динамической характеристики порожнего автомобиля производят дополнительные построения для получения универсальной динамической характеристики.

1,5
Г
1,375
1,25
1,125
1,0
D
0,225
0,135
0,045
0,27
0,21
0,15
0,09
0,03
IV
III
II
I
VMAX
V

Рисунок 8. Универсальная динамическая характеристика автомобиля.

В верхней части построенной динамической характеристики (рисунок 8) строится вторая горизонтальная координатная ось и на ней откладываются значения коэффициента загрузки автомобиля:

; (69)

Начало отсчета по оси Г начинается с 1, что соответствует массе порожнего автомобиля. Отношение полностью груженого автомобиля к порожнему даст максимальное значение Г , и его нужно отложить в точке координаты, соответствующей VMAX . Точки ГМАХ и VMAX соединяются вертикальной линией, которая будет служить ординатой динамического фактора полностью груженого автомобиля.

Умножив значения динамического фактора порожнего автомобиля на ГМАХ , получают численные значения динамического фактора полностью груженого автомобиля и откладывают их на второй ординате:

; (70)

Соединяют соответствующие значения динамического фактора порожнего и полностью груженого автомобиля наклонными линиями. Ось Г разбивают на ряд равных отрезков и через их граничные точки проводят вертикальные линии до пересечения с нижней горизонтальной осью. Эти линии будут соответствовать промежуточным значениям Г.

Таким образом, построенная универсальная динамическая характеристика позволяет определять значение динамического фактора при любой степени загрузки кузова.

7. Расчет и построение экономической характеристики автомобиля.

Экономическая характеристика показывает, сколько топлива расходуется на единицу длины пробега автомобиля при его равномерном движении на разных скоростях и в различных дорожных условиях.

Топливную экономичность автомобиля принято оценивать расходом топлива на 100 км пройденного пути.

Общий вид экономической характеристики показан на рисунке .

На характеристике наносятся кривые удельного расхода топлива при движении автомобиля по дорогам с тремя различными значениями коэффициента дорожного сопротивления:

ψ1 =0,01; ψ2 = ψ (по заданию); ψ =0,07.

Обычно экономическая характеристика строится на каждой передаче. В курсовой работе рекомендуется построить характеристику при движении на прямой передаче с полной нагрузкой.

Если известен часовой расход топлива двигателя и скорость движения автомобиля, то расход топлива в литрах на 100 км пробега выразится в виде следующей зависимости:


; л/100 км (71)

где: γТ – плотность топлива, кг/л; для бензина – 0,725 кг/л; для дизельного топлива – 0,825 кг/л.

Эффективная мощность двигателя NE , потребная для движения автомобиля в заданных дорожных условиях, определяется по формуле (39).

При выполнении работы следует учесть, что удельный расход топлива ge является величиной переменной, зависящей от скоростного и нагрузочного режима работы двигателя. Чтобы учесть это влияние, следует воспользоваться эмпирической формулой:

; (72)

где: ge(NE MAX) – удельный расход топлива при максимальной мощности по внешней скоростной характеристике;

Кп – коэффициент учитывающий влияние на удельный расход топлива скоростного режима работы двигателя;

КN - коэффициент учитывающий влияние на удельный расход топлива нагрузочного режима работы двигателя.

Величина коэффициентов Кп и КN определяется из графиков на рисунке 9, где значение коэффициента Кп дано в функции от отношения текущей частоты вращения коленчатого вала двигателя при данной скорости движения к частоте вращения вала при максимальной скорости автомобиля; значение коэффициента КN дано в функции от отношения мощности, затрачиваемой на преодоление сопротивлений с данной скоростью к мощности двигателя при той же частоте вращения вала по внешней скоростной характеристике.

Рекомендуется следующая последовательность построения экономической характеристики.

Задавшись рядом частот вращения коленчатого вала по формуле (68) определяется скорость движения автомобиля при разных частотах (таблица 9).

По формуле (39) определяют мощность двигателя, требуемую для движения автомобиля на разных скоростях.

Зная частоту вращения коленчатого вала двигателя для разных скоростей движения автомобиля, определяют отношения , согласно которым по графику (рисунок 9) находят значения коэффициентов Кп.

. По внешней скоростной характеристике двигателя для принятых частот вращения коленчатого вала находят значения эффективной мощности NE и согласно отношению по графику (рисунок 9)устанавливают согласно типу двигателя значения коэффициента КN.

По формуле (72) находят удельный расход топлива для разных скоростей движения. Полученные данные используются затем при определении расхода топлива на 100 км пути по формуле (71).

Кп
а

КN
б

Рисунок 9. Значение коэффициента Кп для разных типов двигателей и коэффициента КN для: 1 – двигателей с искровым зажиганием; 2 – дизелей.

Аналогичным образом рассчитывается экономическая характеристика для других дорог (другой приведенный коэффициент дорожного сопротивления).

Расчетные данные заносятся в таблицу 10.

Таблица 10. Расчетные данные экономической характеристики автомобиля.

ψ V, км/ч п, мин-1 Кп NE, кВт КN ge, г/кВт·ч QS, л/100 км

Строится экономическая характеристика автомобиля (рисунок 10)

Точки на кривых, соответствующие максимальным значениям скоростей и минимальным удельным расходом топлива, плавными кривыми а-с и а/-с/.

с/
б/
а/
с
б
а
VMAX
V
QS
ψ3
ψ2
ψ1

Рисунок 10. Экономическая характеристика автомобиля

По графику экономической характеристики автомобиля производится анализ его работы: определяют наиболее экономичную скорость движения, отмечают участки повышенных расходов топлива в зонах больших и малых скоростей движения.


Литература.

1. Чудаков Д.А. Основы теории трактора и автомобиля. М.: «Изд-во с/х литературы», 1962, 310с.

2. Гуськов В.В., Велев Н.Н. и др. Тракторы. Теория. М.: «Машиностроение», 1988, 374с.

3. Каптюшин Г.К., Баженов С.П. Конструкция, основы теории, расчет и испытание тракторов. М.: «Агропромиздат», 1990, 511с.

4. Лихачев В.С. Испытания тракторов. М.: «Машиностроение», 1974, 287с.

5. Иванов В.В., Иларионов В.А., Морин М.М. Основы теории автомобиля и трактора. М.: Агропромиздат», 1972.

6. Скотников В.А., Мащенский А.А., Солонский А.С. Основы теории и расчета трактора и автомобиля. М.: «Агропромиздат», 1986.

7. Краткий автомобильный справочник НИИАТ. М.: «Транспорт», 1984.

8. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е. Автомобиль. Теория эксплуатационных свойств. М.: «Машиностроение», 1989,240с.


ПРИЛОЖЕНИЯ

В приложении приведены характеристики некоторых отечественных тракторов и автомобилей


3488819163813115.html
3488935695305309.html
    PR.RU™