Расчёт тяговой динамичности автотранспортного средства

Расчёт тяговой динамичности автотранспортного средства

Содержание

Введение

Исходные данные

Определение полной массы АТС

Выбор фактора обтекаемости

Выбор коэффициента сопротивления качению

Определение центров масс транспортного средства, груза и нормальных реакций дороги

Внешняя скоростная характеристика двигателя

Подбор шин

Определение радиуса качения колеса

Выбор КПД трансмиссии

Определение максимальной скорости движения АТС

Определение передаточного числа главной передачи

Определение передаточных чисел коробки передач

Заключение

Список использованных источников

тяговый автотранспортный скоростной трансмиссия

Введение

Целью курсовой работы является закрепление полученных в теоретическом курсе знаний, использование их в расчетах, применяя необходимые параметры и зависимости, а также в определении показателей тягово-скоростных свойств и возможностей автомобиля.

Тягово-скоростные свойства имеют важное значение при эксплуатации автомобиля, так как от них во многом зависит его средняя скорость движения и производительность. При благоприятных тягово-скоростных свойствах возрастает средняя скорость, уменьшаются затраты времени на перевозку грузов, а также повышается производительность автомобиля.

Основные задачи расчета связаны с определением возможных значений скорости движения автомобиля в заданных дорожных условиях, максимального преодолеваемого сопротивления движению.

Исходные данные

Исходные данные проектируемого АТС и основные параметры прототипа сведены в таблицу 1.

Таблица 1 - Основные параметры проектируемого АТС и прототипа

1. Определение полной массы АТС

Полная масса грузового АТС повышенной и высокой проходимости рассчитывается поформуле [1, с. 5] :

М а = М 0 + М г + М nZ , (1)

где М0 - снаряжённая масса автомобиля, кг;

Мг - грузоподъёмность автомобиля, кг;

Мn - масса пассажирa, кг;- количество человек в кабине грузового АТС.

Масса пассажира - 75кг.

Снаряжённая масса грузового АТС повышенной и высокой проходимости [1, с. 5]:

М0 = ηм∙ Мг , (2)

где ηм- коэффициент снаряжённой массы автомобиля, кг/кг.

АТС повышенной и высокой проходимости - ηмr = 1,60-2,00.

М 0 = 1,6 ∙ 6000 = 9600 кг;

Ма = 9600 + 6000 +( 75 ∙ 3) = 15825 кг.

. Определение фактора обтекаемости

Выбор фактора обтекаемости (kF) производится по статистическим данным.

где k - коэффициент обтекаемости, Нс2/м4;лобовая площадь его проекции на плоскость, перпендикулярную продольной оси АТС, м2.

Точное определение лобовой площади затруднительно, и на практике пользуются эмпирической формулой - для грузовых АТС [2, c. 5]:

= B ∙ H, (3)

где В - колея автотранспортного средства, м;

Н - габаритная высота АТС, м.

Значения коэффициента обтекаемости грузового автопоезда 0,75 [2, c. 5].

= 2 ∙ 2,6 = 5,2 м2;= 0,75 ∙ 5,2 = 3,9 Н∙с2/м2.

. Определение коэффициента сопротивления качению

Сопротивление качению автомобильного колеса зависит от режима, в котором оно работает (ведомый, ведущий), и является следствием главным образом трех явлений: деформации шины, деформации поверхности, по которой катится колесо, и трения в его подшипниках. Ввиду сложности учета всех этих факторов сопротивление качению автомобиля в целом определяется экспериментально по суммарным затратам энергии. При скоростях до 50 км/ч коэффициент f изменяется не значительно. При больших скоростях возрастание внутренних потерь в шине приводит к заметному увеличению коэффициента f . Для определения его с учетом влияния скорости воспользуемся формулой [3, с. 159]:

= f0∙(1 + 4,5∙10-5∙ Va2), (4)

где f0 - коэффициент сопротивления качению при движении с малой скоростью.

Коэффициент f0 для дорог с с гравийным покрытием 0,020-0,025.

Таблица 2 - Изменение коэффициента сопротивления качению от скорости

. Определение центров масс транспортного средства, груза и нормальных реакций дороги

Центр масс ТС рассчитывается для анализа устойчивости и проходимости. Нормальные реакции дороги - для расчета сцепного веса на ведущие колеса в тяговом и тормозном режимах движения.

Применительно к автопоезду в составе седельного тягача и полуприцепа центры масс определяются сначала в системе координат полуприцепа (рисунок 1), а затем автопоезда (рисунок 2).

Абсцисса центра масс ХОП (м) снаряжённого полуприцепа определяется [4]:

П =  , (5)

где GОП2 - часть веса порожнего полуприцепа, приходящаяся на тележку, Н;П - база полуприцепа, м;ОП - вес полуприцепа в снаряженном состоянии, Н.

ПП =  = 3,013 м.

Далее определяем абсциссу центра масс ХП(м) гружённого полуприцепа [4]:

ПП =  , (6)

где Gг - вес груза, Н;

ХГ - абсцисса центра масс груза, м;

Приводим фронтальный вид груза к прямоугольной форме, точка пересечения диагоналей которой даст искомое положение центра масс груза.

ХГ = 3,1м.ПП =  = 3,08м.

                  900

                                       X_П0 = 3013

                                          X_П = 3080

                                               X_Г = 3100

Рис. 1 Расчётная схема центров масс полуприцепа.

Определяем часть веса GП1 (Н) груженного полуприцепа, приходящуюся на шкворень [4]:

ПП1 =  , (7)

где GП - вес груженного полуприцепа, Н.

ПП1 =  = 58855 Н.

Далее определяем часть веса GП2 (Н) груженного полуприцепа, приходящуюся на тележку[5]:

ПП2 =  ; (8)ПП2 =  = 93200 Н.

Абсцисса ХАП(м) центра масс автопоезда [4]:

ХАП = , (9)

где GT - собственный вес тягача, Н;

Х0Т - центра масс тягача, м;

ХПП - абсцисса центра масс груженого полуприцепа, относительно оси передних колес, м.

Абсцисса снаряжённого тягача Х0Т (м) [4]:

T =  , (10)

где G0Т2 - часть собственного веса тягача, приходящаяся на тележку, H; - база тягача, м.

T =  = 2,15 м;

ХАП =  = 4,762 м.

Часть веса автопоезда GАП2 (Н) приходящуюся на тележку тягача [5]:

GАП2 = GT +  , (11)

где GПП1 - часть веса груженного полуприцепа, приходящаяся на тележку тягача, Н;

С - смещение седла тягача относительно тележки, С = 0,285 м.

АП2 = 48191 + = 103556 Н .

Часть веса автопоезда GАП1 (Н) приходящуюся на переднюю ось тягача [5]:

АП1 = G0T +  ; (12)АП1 = 48191 + = 51681 Н.

При полной нагрузке L1 = 2,88 м; L2 = 1,42 м; L = 4,3 м.

Нормальные реакции дороги:

= GАП1 = 51681 Н;= R3 = GАП2/2 = 103556/2 = 51778 Н;= R5 =GП2/2 = 93200/2 = 46600 H.

Р_Т1               Р_К1                           Р_Т2     Р_К2  Р_Т3        Р_К3                          Р_К4            Р_К5 R₁                                            R₂                 R₃                         R₄                            R₅

                               L₁                              L₂

                                            L

                                  l

Рис. 2 Расчётная схема автопоезда.

. Внешняя скоростная характеристика двигателя

Внешняя скоростная характеристика двигателя представляет собой зависимость мощности и крутящего момента двигателя от частоты вращения коленчатого вала.

Внешняя скоростная характеристики двигателя строится по следующим формулам [6, c. 355]:

 Ne = Ne max ∙  , (13)

где Ne - текущее значение мощности двигателя, кВт;max - максимальная мощность двигателя, кВт;

ωе - текущее значение угловой скорости вращения коленчатого вала, рад/с;

ωN - угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.

Минимальное устойчивое значение угловой скорости вала двигателя ωmin примем равным 70 рад/с, а максимальное значение угловой скорости коленчатого вала двигателя ωmax = 400 рад/с.

Момент двигателя Мe , Н∙м:

 Me= 1000 ∙ . (14)

Кривая удельного эффективного расхода топлива ge строится,

используя данные внешней скоростной характеристики двигателя [7, c. 14]:

ge = gN, (15)

где gе - удельный эффективный расход топлива в расчетной точке характеристики, г/(кВт∙ч); - удельный расход при максимальной мощности двигателя, г/(кВт∙ч);

Значение удельного эффективного расхода топлива карбюраторного двигателя при максимальной мощности можно принять равным gN = 300-320 г/(кВт·ч).

Результаты вычислений приведены в таблице 3.

Таблица 3 - Данные для построения внешней скоростной характеристики двигателя

. Подбор шин

Выбор шин производится по наиболее нагруженным колесам [2, с. 4]:

ш = m ∙ R/k , (16)

где R- нормальные реакции приходящиеся оси автопоезда;- количество колёс на одной оси;- коэффициент изменения нормальных реакций действующих колёса.

Принимаем m = 1,2 ,

Тогда:

ш = 1,2 ∙ 51021/2 = 30613 Н.

Из справочника «Шины с регулируемым давлением» ГОСТ 13298-70 (для автотранспортных средств повышенной проходимости) выбираем шины для проектируемого автомобиля [8, c. 4-6]:

Типы шины шины с регулируемым давлением

Обозначение шины 1200×500 - 508

Максимально допустимая нагрузка, Н 32632

Допустимая скорость движения, км/ч 80

Наружный диаметр, мм 1177±15

Ширина профиля, мм 481

Статистический радиус, мм 540±7

. Определение радиуса качения колеса

Как показали исследования, на дорогах с твердым покрытием и хорошим сцеплением радиус качения, статический и динамический радиусы отличаются друг от друга незначительно. Поэтому можно считать, что они практически равны, т.е. rс ≈ rд ≈ rкач.

При выполнении расчетов в дальнейшем будем использовать это приближенное значение. Соответствующую величину назовем радиусом колеса и обозначим rк.

Для различных типов шин радиус колеса может быть определен по ГОСТ, в котором регламентированы статические радиусы для ряда значений нагрузки и давления воздуха в шинах [9, c. 31]. Кроме того, радиус колеса, м, можно рассчитать по номинальным размерам шины, используя выражение:

к = 0,5d + λш∙ Вш, (17)

где d - диаметр обода колеса, м;

Вш - ширина профиля шины, м;

λш - коэффициент деформации шины.

к ≈ 0,54 м [6, c. 4].

8. Выбор КПД трансмиссии

Коэффициент полезного действия трансмиссии определяет потерю мощности при передаче её от двигателя к ведущим колёсам автомобиля. КПД механической трансмиссии выбирают в зависимости от типа АТС, от колёсной формулы и от типа главной передачи. Для автомобилей повышенной проходимости ηтр равен 0,78-0,85 [ 3, с. 156]. Принимаем ηтр - 0,82.

. Определение максимальной скорости движения АТС

Для определения максимальной скорости АТС в формулу (18) [2, c. 10] подставляем несколько значений скоростей. По полученным значениям строится кривая (рисунок 3) изменения мощностей сил сопротивления в зависимости от скорости движения. На этом же графике на оси ординат откладывается значение произведения Nvηтр и проводится горизонтальная линия. В точке пересечения и будет находиться максимальная скорость автомобиля.

= 10-3(kF∙V3max + GАП∙ψ∙Vmax)∙η-1тр , (18)

где kF - фактор обтекаемости, Н∙с2/м4; - максимальная скорость, м/с;

ψv - коэффициент сопротивления дороги при Vmax;

ηтр - КПД трансмиссии.

Результаты вычислений приведены в таблице 4.

Таблица 4 - Данные для построения максимальной скорости АТС

Рис. 3 Максимальная скорость автопоезда.

. Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи u0 определяется из условия движения АТС по хорошей горизонтальной дороге с максимальной скоростью, при максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя и высших передачах в коробке передач и раздаточной коробки при полной нагрузке по формуле [9, с. 113]:

u0 = , (19)

где uкв - передаточное число высшей передачи, принимаем uкв = 1;р - передаточное число дополнительной коробки, принимаем uр = 1.

= 3,6  = 11,8.

11. Определение передаточных чисел коробки передач

При определении передаточных чисел коробки передач нужно помнить о том, что первой передача предназначена для преодоления максимального сопротивления дороги. При расчете передаточных чисел сначала определяется передаточное число первой передачи по максимальному динамическому фактору автомобиля по тяге Dmax на первой передаче.

Это передаточное число определяется с помощью выражения [9, c. 115]:

uk1 = , (20)

где GТ - вес тягача, Н;ПП1- вес груженного полуприцепа, приходящийся на шкворень, Н;

Мmах - максимальный крутящий момент двигателя, Н∙м.

= = 6,96.

Чтобы не было пробуксовывания ведущих колес при движении на первой передаче, необходимо выполнение следующего неравенства [9, c. 115]:

 ≤ Dсц =  , (21)

где Dсц - динамический фактор АТС по сцеплению; - коэффициент изменения реакций на ведущих колесах, m = 1.2;

φ - коэффициент сцепления колес с дорогой, φ = 0,6 (гравий).

 = 0.33 < Dсц =  = 0,72.

Из этого соотношения определяют новое передаточное число первой передачи [7, c. 115]:

uk1 =  ; (22)

uk1 = = 15,17;

 = 0,72 = Dсц =  = 0,72.

После проверки передаточного числа первой передачи на отсутствие пробуксовывания ведущих колес автомобиля из двух найденных передаточных чисел первой передачи коробки передач для дальнейших расчетов выбираются среднее.

Для седельного автопоезда передаточное число трансмиссии определяется из выражения, при включенной первой передаче в коробке передач [9, c. 120]:

тр = ∙ ; (23)тр = ∙ = 149,23.к1 + uр =  =  = 12,65.

Принимаем uк1 = 12,8;

,65 < 12,8) < 17,9.

Передаточные числа промежуточных ступеней рассчитываются по геометрическому ряду [9, c. 116]:= , (25)

где m - порядковый номер передачи;- число ступеней в коробке передач, не считая ускоряющей.

uK2= = 8.9;= = 6.2;= = 4.3;= = 3;= = 2.1;

uK7= = 1.45;= = 1;

Передаточное число для повышающей передачи рассчитаем по гиперболическому ряду [10, с. 47]:

кm =  ; (26)=  = 0,88.

Заключение

) Из графика, внешней скоростной характеристики следует, что максимальная мощность двигателя 110,5 кВт достигается при угловой скорости вращения коленчатого вала 336 рад/с ( ≈ 3200 об/мин) ; максимум крутящего момента 411Н∙м достигается при 170 рад/с (≈1620 об/мин); минимальный удельный расход топлива 250 г/кВт∙ч достигается при 200 рад/с ( ≈ 1900 об/мин).

) Из графика мощностного баланса следует, что максимальная мощность двигателя равна 110,5 кВт из них затрачиваемая на потери в трансмиссии, составляет 19,9 кВт

) Из графика силового баланса следует, что максимальное суммарное значение силы сопротивления воздуха и силы сопротивления качения 7200 Н. Сила сопротивления качения равна 5100 Н, сила сопротивления воздуха 1134,5Н. При движении автомобиля со скоростью 550, км/ч.

) Из динамического паспорта видно, что при данных дорожных условиях (гравийное покрытие) автомобиль может двигаться на всех передачах без буксования и развивать максимальную скорость 55,5 км/ч.

) Из графика ускорения АТС видно, что при движении на пятой передаче со скоростью 55,5 км/ч ускорение сведено до минимума.

Список использованных источников

Л. С. Жданов В. Л. Жданов ,,Техника транспорта ” методические указания.

А.С. Фурман ,,Транспортные средства” методические указания.

Г. А. Гаспарянц ,,Конструкция, основы теории и расчёта автомобиля”.

сайт <http://www.manytransport.ru/maor-443.html>.

сайт <http://www.intransport.ru/lets-962-1.html>.

В. К. Вахламов ,,Техника автомобильного транспорта”.

В.А. Чернышев ,,Тягово-динамический и топливно-экономический расчет автомобиля ”.

,,Шины с регулируемым давлением” ГОСТ 13298-70”.

В. К. Вахламов ,,Конструкция, расчет и эксплуатационные свойств автомобилей”.

А.Ш. Хусаинов В.В. Селифонов ,,Теория автомобиля”.