Методические Указания к Выполнению

Технический Университет Молдовы

Кафедра Автомобильный Транспорт

Методические указания к выполнению

курсового проекта по дисциплине

«Автомобили»

Часть I. Тяговый расчет и технико-эксплуатационные

показатели проектируемого автомобиля

Кишинэу

ТУМ.

2007

2

Методические указания для выполнения курсового

проекта по дисциплине «Автомобили» подготовлены для

студентов специальности 20.51 «Автомобильный транспорт»

Технического Университета Молдовы.

Исполнители:

д - р техн. наук, конф. унив. ПОРОСЯТКОВСКИЙ В. А.

д - р техн. наук, конф. унив. РУССУ Ф. И.

ст. пр - ль РОТАРУ И. В.

Ответственный редактор: др. инж., конф. унив. ЕНЕ В. И.

Рецензенты:

др. техн. наук, конф. унив. ГУБЕР Ю. Е.

др. техн. наук, конф. унив. НОВОРОЖДИН Д. Д.

В первой части методических указаний рассмотрены

вопросы выбора и обоснования исходных данных для

проектирования автомобиля, тягового расчета и определения

технико-эксплуатационных показателей проектируемого

автомобиля, приведены варианты индивидуальных заданий на

курсовой проект и приложения.

Redactor: Enache Irina

Bun de tipar: 10.01.07. Formatul hârtiei 60x84 1/16

Hârtie ofset. Tipar Riso Tirajul 100 ex.

Coli de tipar: 3,5 Comanda nr. 13

U.T.M., 2006, Chişinău, bd. Ştefan cel Mare şi Sfânt, 168.

Secţia de Redactare şi Editare a U.T.M.

2068, Chişinău, str. Studenţilor 9/9

Технический Университет Молдовы, 2007

3

ВВЕДЕНИЕ

Цель курсового проекта – закрепить знания по

дисциплине «Автомобили», приобрести навыки выполнения

тягового расчета автомобиля, научиться оценивать

совершенство конструкции основных функциональных

элементов автомобиля и выполнять необходимые расчеты по

определению их основных параметров.

Каждый студент выполняет курсовой проект согласно

индивидуального задания, которое выбирает из приведенного

в данном пособии приложения 1. Номер задания

соответствует двум последним цифрам зачетной книжки. В

варианте задания указываются исходные данные для

проектирования и тип проектируемого автомобиля. Кроме

того, по приложению 2 руководитель курсового проекта

определяет индивидуально каждому студенту тип

разрабатываемой конструкции агрегата (узла) автомобиля.

Проект состоит из пояснительной записки и графической

части.

Пояснительная записка должна обязательно иметь все

разделы, которые есть в настоящих методических указаниях.

Ее объем – 25…35 страниц (формат А4) рукописного текста.

Допускается представлять текст пояснительной записки,

отпечатанный на компьютере. Необходимые графики и

кинематические схемы следует чертить на миллиметровой

бумаге или компьютерной графикой.

Графическая часть – чертежи конструкции узла

(агрегата), указанного в задании, выполняют в карандаше на

листах формата А1. Чертежи должны отвечать требованиям

ЕСКД. Допускается выполнение отдельных чертежей,

графиков и узловых разработок с помощью компьютерной

графики при соблюдении всех требований ЕСКД.

Образец титульного листа пояснительной записки

приведен в приложении 3.

4

В состав пояснительной записки входят следующие

разделы:

1. Выбор и обоснование исходных данных.

2. Разработка компоновочной схемы проектируемого

автомобиля.

3. Тяговый расчет автомобиля.

3.1. Определение эффективной мощности двигателя и

построение внешней скоростной характеристики двигателя.

3.2. Расчет передаточных чисел трансмиссии.

4. Технико-эксплуатационные свойства автомобиля.

4.1. Тягово – скоростные свойства.

4.2. Динамический паспорт автомобиля.

4.3. Тормозные свойства.

4.4. Устойчивость автомобиля.

4.5. Управляемость автомобиля.

4.6. Плавность хода.

4.7. Проходимость.

4.8. Топливная экономичность автомобиля.

5. Проектирование основных агрегатов и систем

автомобиля (согласно индивидуального задания).

5.1. Выбор типа и обоснование конструкции

разрабатываемого агрегата (узла).

5.2. Разработка расчетной схемы, выбор

конструкционных и эксплуатационных материалов.

5.3. Литературный обзор и патентный поиск по теме


5.4. Расчет на прочность основных деталей


Общие выводы по результатам разрабатываемого

курсового проекта.

Литература.

В состав графической части курсового проекта входит

четыре листа графической части, которые включают

следующее:

5

1. Графики к тяговому расчету автомобиля (внешняя

скоростная характеристика двигателя, тяговая, мощностная

характеристика, динамическая характеристика или

динамический паспорт автомобиля, график ускорений,

графики времени и пути разгона автомобиля) – 1 лист ф.А1.

2. Компоновочная схема автомобиля в двух проекциях –

1 лист ф. А1.

3. Конструкция агрегата (узла) – 1 лист ф А1.

4. Узловая разработка агрегата по результатам

патентного поиска или литературного обзора и рабочие

чертежи 2 – 3 оригинальных деталей – 1 лист ф. А1

Допускается сокращение количества листов графической

части и их содержания в зависимости от учебного плана или

решения методического семинара профилирующей кафедры.

Минимальное количество листов графической части –

3 листа ф.А1.

1. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ

1.1. Определение полной массы автомобиля

Исходя из назначения автомобиля, анализируют и при

необходимости уточняют исходные данные для его

проектирования, описывают условия эксплуатации и

формулируют основные требования, которым должна

соответствовать конструкция автомобиля и его

компоновочная схема.

Перед разработкой компоновочной схемы необходимо

определить массу автомобиля и количество его осей.

Собственную массу грузового автомобиля определяют

по выражению

г0 mqm (1.1)

где mг – масса перевозимого груза, кг;

q – коэффициент тары, который для автомобилей с

колесными формулами 4х2 и 6х4 определяют по зависимости,

приведенной на рис. 1.1.

6

Рис.1.1. Зависимость коэффициента q от грузоподъемности


Ориентировочные значения q для полноприводных

автомобилей приведены в табл.1.1.

Таблица 1.1

Ориентировочные значения q для полноприводных

автомобилей

Колесная формула 4x4 6x6 8x8

Коэффициент q 1,6...1,7 1,4…1,5 1,3…1,4

Собственную массу легкового автомобиля определяют в

зависимости от рабочего объема двигателя, а автобуса – в

зависимости от его длины и назначения, ориентируясь на

существующие однотипные конструкции.

Полная масса автомобиля может быть определена по

формуле

пГ0a mmmm (1.2)

где mг – масса перевозимого груза;

mп = 75 n – масса пассажиров вместе с водителем

(n – количество пассажиров, включая и водителя).

Массу груза для легковых автомобилей можно принять

mг = 50…70 кг, а для пригородных и междугородних

автобусов mг = 10 n (в этих типах автобусов каждый пассажир

может перевезти 10 кг груза). При разработке городского

автобуса массу груза не учитывают.

7

1.2. Определение количества осей автомобиля

Количество осей проектируемого грузового автомобиля

выбирают, ориентируясь на существующие конструкции. но при

этом исходят из допустимых нагрузок на ось, обусловленных

прочностью дорожных покрытий (табл. 1.2).

Таблица 1.2

Допустимые нагрузки для автомобилей, автопоездов и

автобусов, кН.

Тип оси

Группа


А Б

Одинарная неуправляемая

Одинарная управляемая (ориентировочно)

Одинарная неуправляемая автомобилей –

самосвалов, которые изготовлены на базе

двухосных автомобилей

Одинарная неуправляемая автобусов

Спаренные оси при расстоянии между ними, м:

1,00...1,24

1,25...1,39

1,40...2,50

> 2,50

100

60

-

-

70

80

90

100

60

45

65

70

45

50

55

60

Необходимо учитывать, что в существующей сети автомобильных дорог Молдовы есть дороги, на которых можно эксплуатировать только автомобили группы Б. Поэтому важно, чтобы автомобиль, который проектируют, принадлежал к этой группе. Кроме того, необходимо, чтобы количество ведущих осей было минимальным, так как при упрощении трансмиссии ее КПД возрастает.

Автобусы и легковые автомобили, как правило, двухосные. Компоновочную схему грузового автомобиля (рис. 1.2, 1.3)

разрабатывают после выбора и обоснования взаимного расположения кабины и двигателя. При этом учитывают, что для автомобилей с колесными формулами 4х4, 6х6 и 8х8 все колеса одинарные.

8

Автомобили группы А эксплуатируют преимущественно на дорогах с твердым покрытие, имеющие надежное дорожное основание, обладающие высокой несущей способностью дорожного полотна. Поэтому осевая нагрузка на таких дорогах допускается в пределах 100…140 кН. Автомобили группы Б эксплуатируют преимущественно на профилированных дорогах без твердого покрытия или по бездорожью. Поэтому для таких автомобилей назначают меньшую осевую нагрузку, увеличивают количество осей автомобиля (в том числе и поддерживающих).

hgC

Z1 Ga Z2

a b

L

hg

C

Z1 Ga Z2

a b

L

a) б) Рис. 1.2. Компоновочные схемы двухосных автомобилей:

а – с кабиной за двигателем; б – с кабиной над двигателем.

hgC

Z1 Ga Z2

a b

L

hg

C

Z1 Ga Z2

a b

L

Z3

a) б)

l

Z3

l

Рис. 1.3. Компоновочные схемы трехосных автомобилей:

а – с кабиной за двигателем; б – с кабиной над двигателем.

9

1.3 Определение нагрузки на оси автомобиля

Нагрузку на каждую из осей автомобиля устанавливают,

исходя из того, что:

- для двухосных грузовых автомобилей с кабиной за

двигателем (рис.2. а) и автобусов капотной компоновки,

которые изготовлены на базе шасси грузовых автомобилей:

G2 =(0,70…0,75) Gа (1.3)

- для двухосных грузовых автомобилей с кабиной над

двигателем и со сдвоенными колесами задней оси (рис.2, б), а

также для автобусов вагонной компоновки:

G2 = (0,65…0,70) Gа (1.4)

- для двухосных грузовых автомобилей с кабиной над

двигателем и одинарными колесами задней оси:

G2 = (0,55…0,60) Gа (1.5)

- для трехосных грузовых автомобилей со сдвоенными

колесами задних осей (рис. 3);

G2 + G3 = (0,75…0,78) Gа (1.6)

- для трехосных грузовых автомобилей с одинарными

колесами задних осей:

G2 + G3 = (0,68…0,74) G а (1.7)

- для легковых автомобилей с задними ведущими колесами и

автобусов на их базе;

G2 + G3 = (0,50…56) Gа (1.8)

- для переднеприводных легковых автомобилей и автобусов

на их базе:

G1 = (0,51…0,56) Gа (1.9)

где G1 – весовая нагрузка на переднюю ось автомобиля;

G2 – весовая нагрузка на заднюю ось двухосного

автомобиля и балансирную тележку трехосного автомобиля

или среднюю ось трехосного автомобиля с раздельным

подвешиванием всех осей;

G3 – весовая нагрузка на заднюю ось трехосного

автомобиля при раздельной подвеске всех трех осей


10

Полный вес автомобиля при его номинальной загрузке

определяется по формуле

Gа = mа g, (1.10)

где mа – полная масса автомобиля, кг;

g = 9,81 м/с2 – ускорение силы тяжести.

При определении нагрузки на оси необходимо учитывать

ограничения, которые установлены для различных категорий

дорог национальными законодательствами. Если осевая

нагрузка на одной или нескольких осях превышает

установленные нормативы, необходимо предусматривать

установку дополнительной поддерживающей оси (времен ной

или постоянной) или ограничивать грузоподъемность


1.4 Определение координат центра тяжести

Базу автомобиля L выбирают, ориентируясь на

существующие конструкции – аналоги; координаты центра

масс определяют по выражениям:

– для двухосного автомобиля:

a2 GL/ G a , м (1.11)

– для трехосного автомобиля

a32 l)]/G(LGL[G a , м (1.12)

где l – расстояние между средней и задней осями, м.

Расстояние от центра масс до задней оси автомобиля

определится из выражения:

aL b , м (1.13)

Высоту центра масс автомобиля выбирают из

соотношений

– для легковых автомобилей:

0,8),(0,7 h д м (1.14)

– для грузовых автомобилей

1,1),(0,9 h д м (1.15)

11

В пояснительной записке на отдельном листе формата

А4 вычерчивают в масштабе схему автомобиля и отмечают

его центр масс с соответствующими координатами, а также

указывают силы и реакции, которые действуют на автомобиль

при его движении на горизонтальной поверхности.

1.5 Подбор шин и определение радиуса качения колеса

Шины для автомобилей выбирают, исходя из нагрузки,

приходящейся на опорные колеса наиболее нагруженной оси

автомобиля и несущей способности шины (допустимой

нагрузки), которая указана в технической характеристике

автомобильных шин всех типоразмеров. По конструктивным

признакам шины делят на диагональные и радиальные. Размер

диагональных шин обозначается двумя числами – в виде

сочетания размеров В – d (В – ширина профиля шины; d –

посадочный диаметр обода шины). Размер радиальных шин

обозначается тремя числами и буквой R. В этом обозначении

первая буква В – ширина профиля шины; вторая – отношение

высоты профиля шины Н к ее ширине В, %, R – шина

радиальная; третья буква d – посадочный диаметр обода

шины. Размеры В и d могут иметь смешанную систему

обозначения ( в дюймах и миллиметрах).

Радиус качения автомобильного колеса можно

определить по эмпирической формуле

B00085,0d0127,0rк , м (1.16)

где d – посадочный диаметр обода шины, дюйм;

В – ширина профиля шины, мм.

1.6 Механический КПД трансмиссии

Механический КПД трансмиссии зависит от количества

и свойств кинематических пар, которые передают

механическую энергию от коленчатого вала на ведущие

колеса автомобиля. Его значение можно выбрать по табл. 1.3.

12

Таблица 1.3

Значение механического КПД трансмиссии для разных

типов автомобилей

Тип автомобиля Колесная

формула КПД (ηТ)

Грузовые автомобили и автобусы с

одинарной главной передачей

То же с двойной главной передачей

Легковые автомобили и автобусы

особо малого и малого класса

4х2

4х2

4х4

6х4

6х6

4х2

0,90...0,92

0,86...0,88

0,82...0,84

0,82...0,84

0,78...0,80

0,92...0,94

1.7 Фактор обтекаемости автомобиля kF

Фактор обтекаемости kF характеризует удельное (на

единицу квадрата скорости) аэродинамическое сопротивление

автомобиля. Чем оно меньше, тем меньше потери мощности

автомобиля на преодоление сопротивления воздуха.

Таблица 1.4

Значения фактора обтекаемости для разных типов


Тип автомобиля kF, Нс2/м

2

Легковые автомобили классов:

особо малого

малого

среднего

большого

Грузовые автомобили грузоподъемностью, т

до 1,0

1,1…2,5

2,6…4,0

свыше 4,0

Автобусы среднего и большого класса

с кузовом вагонного типа

0,50…0, 60

0,60…0,70

0,75…0,78

0,85…0,95

1,2…1,5

1,6…2,0

2,1…2,8

2,9…3,5

2,9…3,6

13

Фактор обтекаемости проектируемого автомобиля

выбирают, ориентируясь на литературные данные. Его можно

выбрать ориентировочно по таблице 1.4.

Для проектируемого автомобиля целесообразно снизить

фактор обтекаемости kF на 8…10% по сравнению с

прототипом, дать обоснование мероприятий, обеспечивающих

такое понижение фактора обтекаемости.

2. РАЗРАБОТКА КОМПОНОВОЧНОЙ СХЕМЫ

ПРОЕКТИРУЕМОГО АВТОМОБИЛЯ

Общая схема компоновки автомобиля представлена на

рис. 2.1, 2.2, 2.3.

Рис. 2.1. Эскизная компоновка легкового автомобиля

14

Рис. 2.2. Эскизная компоновка грузового автомобиля

(седельного тягача)

Рис. 2.3. Эскизная компоновка грузового автомобиля

15

Компоновка автомобиля предусматривает взаимное расположение основных элементов автомобиля – двигателя, трансмиссии, рабочего места водителя, пассажирского салона и груза.

Размещение двигателя зависит от принятой общей схемы компоновки трансмиссии и места размещения двигателя. В зависимости от принятой общей схемы компоновки двигатель может размещаться в переднем отсеке автомобиля или сзади. При переднем размещении двигателя он может быть расположен вдоль продольной оси автомобиля или поперек. Продольное размещение двигателя используют при классической компоновке (двигатель спереди – ведущий мост сзади). Продольное размещение двигателя можно использовать и для переднеприводных автомобилей, но при этом увеличивается объем и размеры моторного отсека.

При переднем продольном расположении двигателя определяют его внешние габаритные размеры и размеры моторного отсека. Необходимо, чтобы габаритные размеры двигателя позволяли разместить его в моторном отсеке без изменения внешних форм и оперения передней части автомобиля и ухудшения его аэродинамических качеств. Следует предусмотреть, чтобы расстояние от задней части блока цилиндров до перегородки моторного отсека допускало снятие головки цилиндров без демонтажа двигателя с автомобиля. Чтобы туннель от приводного карданного вала не был чрезмерно высоким, необходимо, чтобы ось коленчатого вала была наклонена на 5…7

0. Положение двигателя на чертеже

задают точкой пересечения оси коленчатого вала с плоскостью переднего торца блока цилиндров и углом наклона оси коленчатого вала.

При поперечном расположении двигателя необходимо учесть возможность его размещения в моторном отсеке по габаритной ширине и компоновки радиатора и вентилятора за передней облицовкой капота в зоне наибольшего воздушного напора.

Трансмиссию автомобиля компонуют в зависимости от его колесной схемы. При этом наибольшее внимание уделяют размещению карданной передачи, которая должна обеспечивать

16

минимальное взаимное изменение углов наклона карданных валов между собой.

Длина и конструкция карданного вала определяются способностью этой конструкции обеспечить критические обороты без разрушения вала, агрегаты трансмиссии размещают из условия обеспечения минимальной длины карданного вала и жесткости соединения агрегатов сцепления и коробки передач.

Компоновка рабочего места водителя и салона автомобиля. Рабочее место водителя должно обеспечивать возможность его эффективной работы в течение рабочей смены без утомляемости и хорошей обзорности дорожной обстановки, контрольно-измерительных приборов, легкости пользования органами управления. Положение сиденья водителя для грузовых и легковых автомобилей определяется размерами, приведенными на рис. 2.4 и в табл. 2.1.

Рис. 2.4. Положение сиденья водителя

Таблица 2.1

Схема расположения сиденья водителя

Тип автомобиля Высота

подушки

сиденья А, мм

Расстояние от руля до

подушки, мм

Наклон сиденья

α, град

Наклон спинки

β, град

Легковые

автомобили классов:

малого

среднего

большого

Грузовой

300…340

340…380

≤ 420

350…450

180…200

180…200

180…200

> 180

8

8

8

7

104

104

104

97 ± 2

17

Размеры кабины (кузова) должны допускать

беспрепятственное и удобное выполнение работы водителем.

Внутренняя ширина кабины грузового автомобиля должна

быть не менее 750 мм - одноместная и 1250 мм – двухместная.

Высота внутренней части кабины современного грузового

автомобиля должна обеспечивать стоячее положение водителя

среднего роста (1715 мм) плюс зазор от головы до внутренней

стороны обивки 100…135 мм. Толщина крыши должна

составлять 20…40 мм.

При размещении пассажира, сидящего на заднем

сиденье, необходимо обеспечить зазор между элементами

голени пассажира и контурной линией задней стороны

переднего сиденья.

Максимальные усилия, необходимые для приведение в

действие органов управления (в Н), при удобной посадке и

длительной работе водителя должны

составлять:

- рулевое колесо 60

- педаль тормоза 700

- педаль сцепления 150

- рычаг стояночного тормоза 400

- рычаг переключения передач 60

При наличии усилителей в рулевом приводе или

тормозной системе в случае их отказа должна быть

обеспечена возможность управления машиной.

Размеры пассажирского салона выбирают из

соображений удобства размещения пассажиров согласно

антропологическим требованиям, обеспечения необходимой

кратности вентиляции и минимальных условий комфортности

при длительной езде.

Размеры грузовой платформы выбирают в зависимости

от класса перевозимого груза, для которого проектируется

платформа, необходимости размещения всего объема

(веса)номинальной грузоподъемности в пределах габаритных

размеров грузовой платформы и действующих габаритных

ограничений.

18

3. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ


построение внешней скоростной характеристики

двигателя

Для определения необходимой эффективной мощности

двигателя используют уравнение мощностного баланса.

Поскольку в исходных данных на курсовой проект задана

максимальная скорость движения автомобиля и его

грузоподъемность, то реализации этих исходных параметров

проектируемого автомобиля определяют эффективную

мощность двигателя при реализации его максимальной

скорости при номинальной грузоподъемности. Эта мощность

может быть определена по формуле:

3

maxmaxva

t

v VkFVfG1000

1P (3.1)

где Рv – мощность двигателя при максимальной скорости

движения автомобиля, кВт;

fv – коэффициент сопротивления качению колес

автомобиля при его максимальной скорости движения;

Vmax – максимальная (проектная) скорость автомобиля;

kF - фактор обтекаемости автомобиля, Нс2/м

2.

Если максимальная скорость автомобиля ниже 20…22 м/с,

то необходимо принимать fv = 0,025…0,035 с тем, чтобы местные

непродолжительные увеличения сопротивления движению

(кратковременные подъемы и др.) могли преодолеваться

автомобилем на прямой передаче.

При более высоких максимальных скоростях автомобиля

коэффициент сопротивления качению можно определить по

зависимости:

)20000/V131(ff2

a0v (3.2)

где f0 – коэффициент сопротивления качению при движении

автомобиля со скорость меньше 20…22 м/с;

Va – текущее значение скорости движения автомобиля.

19

Мощность, определенная по зависимости (3.1),

соответствует частоте оборотов коленчатого вала двигателя

ωv, при которой скорость движения автомобиля будет

максимальной. У дизелей частота оборотов коленчатого вала

двигателя ограничивается регулятором. При этом ωР=ωv=ωpег

(ωрег – частота срабатывания регулятора – ограничителя числа

оборотов, ωР – частота оборотов коленчатого вала при

максимальной мощности),

регvmax P P P (3.3)

где Рmax – максимальная мощность двигателя, кВт:

- для дизелей грузовых автомобилей ωР=ωv =220…260 с-1

;

- для бензиновых двигателей легковых автомобилей и

автобусов Рмax = 1,1 Рv; ωР = 440…550 c-1

.

ωv = (1,15…1,20)ωP (3.4)

Максимальную мощность Рmax и соответствующую ей

частоту оборотов ωР оборотов коленчатого вала бензиновых

двигателей грузовых автомобилей ограничивают с целью

повышения долговечности двигателей. Поэтому для таких

двигателей:

maxvог P P P ; (3.5)

maxvог ; (3.6)

где Pог – наибольшая мощность двигателя с ограничителем

частоты вращения коленчатого вала двигателя, кВт;

ωог – частота вращения коленчатого вала при мощности

Рог. При проектировании принимают ωог = 310…330 с-1

.

Тип двигателя выбирают, исходя из определенной

максимальной мощности, назначения автомобиля, условий его

эксплуатации, установленных в задании на курсовой проект.

При этом приоритет отдается дизельному двигателю как

наиболее экономичному.

Внешняя скоростная характеристика двигателя – это

совокупность графиков, устанавливающих зависимость

эффективной мощности Рe, крутящего момента Ме и

удельного расхода топлива ge от частоты вращения

коленчатого вала двигателя при полностью от крытой

20

дроссельной заслонке или полной подаче рейки топливного

насоса.

Эти параметры могут быть определены по зависимостям: 3

p

e

2

p

e

p

emaxe cbaPP , kВт (3.7)

e

ee

P1000M , Нм (3.8)

2

p

e1

p

e11pe cbagg , г/кВт ч (3.9)

где ωе – текущее значение частоты вращения коленчатого

вала, с-1

.

а, в, c, а1, в1, с1 – эмпирические коэффициенты (табл. 3.1);

gР – удельный расход топлива двигателем при

максимальной мощности, г/кВт ч. Его значения можно

принимать в следующих границах: для бензиновых

двигателей gР=330…360 г/кВт ч; для дизельных двигателей –

gР = 220…240 г/кВт ч.

Для бензиновых двигателей грузовых автомобилей и

дизелей выбирают 6…7 значений ωе в границах от

минимальной частоты вращения ωmin до максимальной

частоты вращения ωmax = ωР.

Для бензиновых двигателей легковых автомобилей и

автобусов выбирают 7…8 значений от ωmin = 80 c -1

до

ωmax=(1,15…1,20)ωР. Среди выбранных значений обязательно

должны быть ωР.

Таблица 3.1

Расчетное значение коэффициентов а, в, c, а1, в1, с1

Тип двигателя Коэффициенты

a b c a1 b1 c1

Бензиновый 1,0 1,0 1,0 1,20 1,0 0,8

Дизель 0,87 1,13 1,0 1,55 1,55 1,0

21

Результаты расчетов сводят в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Параметры внешней скоростной характеристики двигателя

ωе, s-1

ωmin ωmax

ωе/ωР

Pe, кВт

Ме, Нм

ge, г/(кВт ч)

Исходные данные для расчета внешней скоростной

характеристики двигателя внутреннего сгорания на ЭВМ

приведены в приложении 4.

Внешнюю скоростную характеристику вычерчивают на

отдельном листе формата А4 и помещают в записку. Образцы

внешней скоростной характеристики двигателя внутреннего

сгорания приведены на рис. 3.1.

а) б) с)

Рис. 3.1. Скоростные характеристики двигателей: а – бензинового двигателя легкового автомобиля и автобуса;

б – бензинового двигателя грузового автомобиля; в – дизеля;

∆ω = 8…12 с-1 – зона нечувствительности регулятора (ограничителя).

22

3.2. Расчет передаточных чисел трансмиссии

Минимальное передаточное число трансмиссии umin

определяется из условия обеспечения заданной максимальной

скорости движения Vmax, м/с.

max

maxkmin

V

ru (3.10)

где ωmax – максимальная частота оборотов коленчатого вала

двигателя, с- 1

;

rk – радиус качения колеса, м.

0minркminкmin uuuu (3.11)

где ukmin – минимальное передаточное число коробки

передач;

upkmin – минимальное передаточное число раздаточной

коробки;

u0 – передаточное число главной передачи.

Для грузовых автомобилей с бензиновыми двигателями

принимают последнюю передачу прямой, т.е. ukmin = 1,0, а для

таких же автомобилей с дизельными двигателями

ukmin = 0,66…1,0. Если же на грузовом автомобиле с

дизельным двигателем применяют коробку передач с

делителем или демультипликатором, то ukmin = 0,71…0,82.

Коробки передач легковых автомобилей с задними

ведущими колесами имеют в основном последнюю передачу

прямую (ukmin=1,0). Легковые переднеприводные автомобили

имеют последнюю передачу повышающую (ukmin=0.73…0.95).

Для городских и пригородных автобусов ukmin = 1,0, а

междугородних – ukmin=0,72…0,78.

Минимальные передаточные числа раздаточных коробок

upkmin для современных полноприводных грузовых

автомобилей находятся в интервале 0,917…1,30.

При выбранных значениях uKmin и upkmin определяют

передаточное число главной передачи:

minpkmink

min0

uu

uu (3.12)

23

Максимальное передаточное число трансмиссии umax

определяют из условия преодоления автомобилем

наибольшего сопротивления дороги.

tmaxe

kamaxmax

M

rGu (3.13)

где ψmax – максимальное значение коэффициента

сопротивления дороги;

Memax – максимальное значение крутящего момента

двигателя, Н м, которое определяется из внешней скоростной

характеристики двигателя.

В расчетах следует принимать ψmax=0,30…0,35 – для

легковых автомобилей, а также для магистральных грузовых

автомобилей и междугородних автобусов, ψmax=0,35…0,45 -

для других автомобилей и автобусов; ψmax=0,55…0,65 – для

автомобилей повышенной проходимости.

Найденное значение umax проверяют на выполнение

условий сцепления ведущих колес автомобилей с опорной

поверхностью:

temax

ксц

maxM

rGu (3.14)

где φ – коэффициент сцепления колес с опорной

поверхностью (в тяговом расчете переда точных чисел

трансмиссии φ = 0,7);

Gсц – сцепной вес автомобиля.

Для заднеприводных автомобилей с колесной формулой

4х2 сцепной вес следует вычислять по зависимости:

22сц GmG (3.15)

где m2 = 1,2 – коэффициент перераспределения реакций на

ведущую заданию ось автомобиля;

G2 – нагрузка, приходящаяся на заднюю ведущую ось

автомобиля, Н.

Для заднеприводных автомобилей с колесной

формулой 6х4 сцепной вес следует вычислять по зависимости:

322сц GGmG (3.16)

24

где m2 = 1,2 – коэффициент перераспределения реакций на

ведущие задние оси автомобиля;

G2 – нагрузка на среднюю ось, Н;

G3 – нагрузка на заднюю ведущую ось, Н.

Для полноприводных автомобилей принимают Gсц = Ga.

Если условие (3.14) выполняется, то вычисленную

величину umax используют для дальнейших вычислений, если

же – нет, то корректируют величину ψmax до тех значений, при

которых выполняется неравенство (3.14).

Максимальное передаточное число трансмиссии

автомобиля можно определить по зависимости

0maxpk1kmax uuuu (3.17)

где uk1 – передаточное число коробки передач на первой

передаче;

upkmax – максимальное передаточное число раздаточной

коробки (для полноприводных автомобилей upkmax=1,31…2,28).

Если раздаточная коробка отсутствует, то принимают upkmax=1.0.

Используя формулу (3.17), находят передаточное число

коробки передач на первой передаче по зависимости:

maxpk0

max1k

uu

uu (3.18)

Количество передач переднего хода определяют, исходя

из предпосылки, что передаточные числа коробки передач

распределяются по закону геометрической прогрессии.

qlg

ulgulgn 1kmink (3.19)

где q – знаменатель геометрической прогрессии (q = ωм/ωmax;

ωм – частота вращения коленчатого вала двигателя при

максимальном крутящем моменте Mkmax)

Если последняя передача коробки – прямая, то

промежуточные передаточные числа коробки передач

определяют по выражению:

1n jn

1kkj uu (3.20)

где j – порядковый номер промежуточной передачи;

25

n – количество передач переднего хода.

Если последняя передача ускоряющая, а предпоследняя –

прямая, то передаточные числа промежуточных передач

определяться по зависимости:

2n 1jn

1kkj uu (3.21)

Расчет передаточных чисел может быть выполнен на

ЭВМ. Исходные данные для расчета передаточных чисел

трансмиссии на ЭВМ представлены в приложении 5.

Передаточные числа коробки передач, подобранные по

закону геометрической прогрессии, обеспечивают

наибольшую интенсивность разгона автомобиля, однако

используемая мощность двигателя на каждой передаче,

остается одинаковой и не превышает 75% номинальной

мощности двигателя. Коробка передач с такими

передаточными числами вызывает повышенный расход

топлива. Чтобы понизить расход топлива на тех передачах,

которые используются наиболее часто, необходимо

производить корректировку ряда переда точных чисел

высших передач коробки, сближая их между собой и

приближая передаточные числа к гармоническому ряду.

Для корректировки передаточных чисел можно

использовать графоаналитический метод. В основу этого

метода положена графическая зависимость использования

мощности двигателя (в %) при движении автомобиля на

различных передачах от удельного суммарного

сопротивления движению. Эта зависимость строится по

уравнению

k

ce

uKP (3.22)

где К – постоянный коэффициент, который можно

определить из выражения:

γс – удельное сопротивление движению автомобиля на

дорогах с заданным коэффициентом сопротивления дороги ψ.

т0kea u1000/)r G (K (3.23)

26

На график (рис. 3.2) сначала наносят линии Pe=f(γc) для

первой uk1 и последней передач ukn, подсчитав для этого

удельные сопротивления движения автомобиля на этих

передачах, соответствующие 100% использованию мощности

двигателя по уравнениям:

ka

1k0тP1c

rG

uuM; (3.24)

ka

kn0тPcn

rG

uuM (3.25)

где МP – крутящий момент при оборотах,

соответствующих максимальной мощности двигателя, Нм.

Рис. 3.2. Диаграмма использования мощности двигателя на

автомобиле по передачам (% использования мощности для 5-ти ступенчатой передачи: Iпер – 30%,

IIпер – 80%, IIIпер – 90%, IVпер – 75% (прямая), Vпер – 85%)

Если последняя передача ускоряющая, то необходимо

определить величину γcn для прямой передачи по


ka

0тPcn

rG

uM (3.26)

Положение линии использования мощности Pe (%) на

промежуточных передачах определяется, исходя, из

необходимости обеспечить более высокое использование тех

27

передач, которые включены в процессе работы большую часть

времени (табл. 3.3). Минимальное использование мощности

двигателя при движении автомобиля на первой передаче

можно принимать равным 30…50% и на предпоследней

передаче – 70…80 %.Следует также иметь ввиду, что на

прямой передаче использование мощности составляет 75%.

Численные значения величины γсn, соответствующие

100% использованию мощности, определяется из графика

(рис. 3.2).

Таблица 3.3

Длительность работы автомобилей на передачах

Тип автомобиля и

дорожные условия

Длительность работы автомобиля

на передачах, % от общего

времени

I II III IV V По

инерции

Легковые автомобили:

в городе

за городом

по хорошим дорогам

0,5

1,0

0,5

3,5

8,0

2,5

26

73

12

40

-

45

-

-

25

30

18

15

Грузовые автомобили:

в городе

за городом

по плохим дрогам

1,0

1,0

5,0

8,0

4,0

15,0

25,0

20,0

30,0

37,0

40,0

30,0

15,0

25,0

20,5

14,0

10,0

-

Грузовые автомобили

высокой проходимости

по плохим дорогам

5,0

25,0

45,0

25,0

-

-

После определения удельных сопротивлений дороги γс

на различных передачах с установленным % использования

мощности на каждой из них, определяют уточненные

передаточные числа на промежуточных ступенях по

зависимостям:

;/uu 1c2c1k2k ;.../uu 1c3c1k3k (3.27)

Полученные значения передаточных чисел уточняются и

анализируются с теми, которые вычислены по зависимостям

(3.20) и (3.21).

28

4. ТЕХНИКО-ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ СВОЙСТВА

АВТОМОБИЛЯ

4.1. Тягово-скоростные свойства

Тягово-скоростные свойства автомобиля оценивают по

динамической характеристике, графику ускорений и

скоростной характеристике разгона.

Динамический фактор автомобиля можно определить по


a

wk

G

FFD (4.1)

где Fк – сила тяги на ведущих колесах, Н;

Fw – сила сопротивления воздуха, Н.

Силу тяги на ведущих колесах можно определить по


к

т0рккe

кr

uuuMF (4.2)

где Мe – крутящий момент на коленчатом валу двигателя, Нм.

Сила сопротивления воздуха определится по формуле: 2

aw VkFF (4.3)

где кF – фактор обтекаемости автомобиля (к – коэффициент

обтекаемости, Нс2/м

4, F – площадь лобового сопротивления

автомобиля, м2);

Vа – скорость автомобиля, м/с.

Скорость движения автомобиля можно определить по

зависимости

0pkk

kea

uuu

rV (4.4)

Ускорение автомобиля определяется из выражения

)u04,005,1(

81,9)fD(

dt

dVj

2

k

v (4.5)

29

Значение величин D, Fk, j и V вычисляют для каждой

частоты оборотов коленчатого вала двигателя, приведенных в

табл. 3.2, и заносят в табл. 4.1. Исходные данные для тягового

расчета автомобиля на ЭВМ приведены в приложении 6.

Таблица 4.1

Результаты расчетов скорости, динамического фактора сила

тяги на ведущих колесах и ускорений автомобиля

Передача Параметры Числовые значения

ωе, с-1

Первая

передача

V, м/с

D

j, м/с2

Fк, kН

Вторая

передача,

и.т.д.

Рис. 4.1. Графики тяговой характеристики, динамической

характеристики и характеристики ускорений

Исходные данные для построения скоростной

характеристики разгона автомобиля находят из графиков

ускорений, используя графоаналитический метод. С этой

целью каждую из кривых графика ускорений (рис. 4.1) делят

на пять-шесть интервалов, на которых участок кривой линии

ускорений можно с определенным допущением заменить на

прямую линию. Границы интервалов скоростей и ускорений

обозначают V1, j1; V2, j2;…Vn, jn.

30

Время ∆τi и путь ∆Ѕi разгона в каждом из интервалов

определяют из выражений:

∆τi = 2 (Vi+1–Vi)/(ji+1+ji) (4.6)

∆Ѕi = (Vi+Vi+1)∆τi/2 (4.7)

Полученные значения заносят в табл. 4.2.

Таблица 4.2

Результаты расчета скоростной характеристики

автомобиля

Параметры Интервал скоростей

1 2 3 n.

Скорость в конце интервала Vi+1, м/с

Ускорение в конце интервала ji, м/с2

Время разгона в интервале ∆τi, с

Суммарное время разгона τ, с

Путь разгона в интервале ∆Ѕi, м

Суммарный путь разгона Ѕ, м

Используя данные табл. 4.2, находят суммарное время τ

и путь Ѕ разгона автомобилей до скоростей, которые отвечают

концу каждого из интервалов. При этом учитывают, что

τ1 = ∆τ1; τ2 = ∆τ1 + ∆τ2; τ3 = τ2 + ∆τ3; τn = τn-1 + ∆τn (4.8)

Ѕ1 = ∆Ѕ1; Ѕ2 = ∆Ѕ1 + ∆Ѕ2; Ѕ3 = Ѕ2 + ∆Ѕ3; Ѕn = Ѕn-1 + ∆Ѕn (4.9)

На основании вычисленных данных строят скоростную

характеристику разгона автомобиля (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Скоростная характеристика разгона автомобиля

при ψ = 0,02

31

4.2. Динамический паспорт автомобиля

При оценке провозных свойств автомобиля необходимо

оценить возможность движения автомобиля в зависимости от

степени его загрузки относительно его номинальной

грузоподъемности сцепных качеств ведущих колес

автомобиля с опорной поверхностью. Эту задачу можно

решить, построив и используя для выводов динамический

паспорт автомобиля.

Динамический паспорт автомобиля представляет

совокупность графиков динамической характеристики,

номограммы нагрузок и графика контроля буксования (рис.

4.3).

Рис. 4.3. Динамический паспорт автомобиля

Вычисление динамического фактора рассмотрено выше,

а внешний вид динамической характеристики представлен на

рис. 4.1.

При построении динамической характеристики считают,

что автомобиль загружен до номинальной грузоподъемности,

а динамический фактор, соответствующий этой

грузоподъемности, обозначают D100. При вычислении

32

динамического фактора не груженого автомобиля его

обозначают D0, а для случая перегрузки автомобиля на 50%

его номинальной грузоподъемности динамический фактор

обозначают D150.

При построении номограммы нагрузок определяют

масштабы а100, а0 и а150 динамического фактора, равного 0,1

при номинальной загрузке Н100, не груженого автомобиля Н0 и

перегруженного на 50% - Н150. Масштаб а100 выбирается

произвольно в зависимости от формата чертежа. Для формата

А3 рекомендуется масштаб а100 = 30…40 мм. Масштабы а0 и

а150 являются производными от масштаба а100 и могут быть

определены по зависимостям:

,G

Ga

a

00 мм (4.10)

,G

Ga

a

150150 мм (4.11)

где G0 – собственный вес автомобиля, Н;

Gа – полный вес автомобиля, загруженного грузом до его

номинальной грузоподъемности, Н;

G150 – вес автомобиля, перегруженный на 50% от

номинальной грузоподъемности, Н.

г0150 G5,1GG (4.12)

где Gг – номинальная грузоподъемность автомобиля, Н.

Откладывая масштабы а100, а0 и а150 на соответствующих

осях динамических факторов D100, D0 и D150, и соединяя

одноименные точки динамического фактора на этих осях,

получим номограмму нагрузок.

Для полной реализации динамического фактора

необходимо, чтобы он не превышал динамического фактора

по сцеплению, т.е., чтобы выполнялось условие

DDmax (4.13)

где Dφ – динамический фактор по сцеплению.

Для полноприводных автомобилей:

33

Dφ = φ (4.14)

- для неполноприводных автомобилей:

Dφ = Kφ φ (4.15)

a

)2(1

G

GK (4.16)

где Кφ – коэффициент использования сцепного веса

автомобиля;

G1(2)- весовая нагрузка на ведущую ось соответственно

переднюю или заднюю, Н;

φ – коэффициент сцепления колес автомобиля с дорогой.

Для графического решения неравенства строят графики

контроля буксования.

Масштабы динамического фактора по сцеплению при

коэффициенте сцепления φ = 0,1 определяют по следующим


- для негруженого автомобиля

0

)2(01

00G

Gab , мм (4.17)

- для груженого автомобиля на 100%

a

)2(1

100100G

Gab ,мм (4.18)

- для автомобиля, перегруженного на 50% от его номинальной

грузоподъемности

150

)2(150

150150G

Gab , мм (4.19)

где G0 1(2) – весовая нагрузка негруженого автомобиля,

приходящаяся на ведущие колеса передней (задней) осей

автомобиля;

G 1(2) – весовая нагрузка автомобиля, загруженного

номинальной грузоподъемностью, приходящаяся на ведущие

колеса передней (задней) осей автомобиля;

G150 (2) – весовая нагрузка, приходящаяся на ведущие

колеса задней оси автомобиля, перегруженного на 50% от

номинальной грузоподъемности.

34

г02)2(150 G5,1GG (4.20)

Откладывая масштабы b0, b100 и b150 на ординатах D0,

D100 и D150 и соединяя одноименные точки пунктирными

линиями, получают график контроля буксования.

Последовательно откладывая вверх по ординатам D0, D100 и

D150 масштабы b0, b100 и b150, строят графики контроля

буксования для коэффициентов сцепления φ = 0,2; 0,3; … 0,7.

4.3. Тормозные свойства

Оценочными показателями тормозной динамичности

автомобиля являются замедление при торможении jτ и

тормозной путь Ѕτ.

Замедление при торможении автомобиля определится по


gsinfcosj (4.21)

где φ = 0,7 – коэффициент сцепления колес автомобильных

колес;

α = 0; f = 0,02 – коэффициент сопротивления качению;

g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.

Тормозной путь автомобиля (м) определится по

формуле:

sinfcosg2

VKS

2

aэ , m (4.22)

где Va – начальная скорость движения автомобиля, м/с. В

расчетах принимают: V =16,7 м/с – для грузовых автомобилей

и автобусов; V = 22, 2 м/с – для легковых автомобилей.

Остановочный путь автомобиля определяют по


Ѕо = (tp + tпр + 0,5 tн) V + Кэ Ѕτ (4.23)

где tp = 0,8 c – время реакции водителя;

35

tпр – время реакции тормозного привода (tпр = 0,2 с – для

гидравлического привода, tпр = 0,6 с – для пневматического

при вода);

tн = 0,5 с – время нарастания тормозного усилия;

Кэ – коэффициент эффективности тормозной системы

(Кэ = 1,2 – для легковых автомобилей; Кэ = 1,4 – для грузовых

автомобилей).

Полученные значения параметров торможения

необходимо сравнить с требованиями ГОСТ 25478 – 82

«Автомобили грузовые и легковые, автобусы, автопоезда.

Требования безопасности к техническому состоянию. Методы

проверки» и Правила 13 ЕЭК ООН, сделать необходимые

выводы о соответствии определенных величин jτ и Ѕτ

требованиям этих документов.

4.4. Устойчивость автомобиля

Устойчивость проектируемого автомобиля оценивают по

критическим скоростям по условиям опрокидывания и

бокового скольжения. Критическая скорость автомобиля по

условиям опрокидывания на горизонтальном участке дороги

определится по зависимости:

g

опh2

RBgV (4.24)

где R – радиус поворота дорожного полотна, м;

В – среднее значение колеи автомобиля, В=(В1+В2)/2, В1, В2 –

колея соответствен но передних и задних колес автомобиля, м;

hg – высота центра тяжести автомобиля, м.

Критическая скорость автомобиля по условиям

скольжения на горизонтальном участке дороги определится

по зависимости:

RgVск (4.25)

Для определения параметров устойчивости автомобиля

Vоп и Vск необходимо взять 5…7 значений радиусов поворота

в пределах 20…100 м и произвести их вычисление при

36

проектом значении высоты центра тяжести hg и коэффициенте

сцепления φ=0,7. На основе вычислений строятся графики

зависимостей скорости движения автомобиля от радиуса

поворота.

Рис. 4.4. Зависимость критических скоростей движения

автомобиля от радиуса поворота. (Voп - критическая скорость по опрокидыванию; Vск - критическая

скорость по скольжению).

Критические скорости при движении автомобиля на

вираже по условиям опрокидывания определится из

выражения:

tg2

Bh

tgh2

BRgV

g

gВ

оп (4.26)

Критическая скорость по условиям бокового скольжения

при движении автомобиля на вираже определится по

формуле:

tg1

)tg(RgVВ

.ск (4.27)

где β = 40 угол поперечного наклона дороги.

Приняв несколько значений радиуса поворота R в

пределах 20…100 м, находят значения VВ

оп и VВ

ск и строят

графики зависимости критических скоростей на автомобиля

на вираже от радиуса поворота (рис. 4.4).

37

4.5. Управляемость автомобиля

Управляемость автомобиля может быть нейтральной,

избыточной и недостаточной. Эти свойства по управляемости

можно оценить путем сравнения радиусов поворота

автомобиля на эластичных и жестких колесах. При этом, если

радиус поворота автомобиля на эластичных колесах

находится по отношению к радиусу поворота на жестких

колесах в соотношении:

Rэ > Rж – управляемость недостаточная;

Rэ < Rж – управляемость избыточная; (4.28)

Rэ = Rж – управляемость нейтральная.

Достаточным условием является недостаточная или

нейтральная управляемость.

Радиус поворота автомобиля на эластичных колесах

может быть определен по зависимости:

21

эtgtg

LR (4.29)

где Θ = 200 – средний угол поворота управляемых колес;

δ1, δ2 – углы бокового увода колес соответственно

передней и задней осей. Эти углы могут быть определены по


1d

11

K

F,

2d

22

K

F (4.30)

где Fδ1, Fδ2 – боковые силы, действующие на колеса

передней и задней оси, Н.;

Кd1 Кd2 – суммарные углы бокового сопротивления

соответственно передней и задней осей автомобиля, Н/град;

Кd1 = n1 Кd1; Кd2 = n2 Кd2 (n1 – общее число колес передней

оси, n2 – общее число колес задней оси). Для колеса легкового

автомобиля Кd = 500…1000 Н/ град; для колеса грузового

автомобиля Кd = 800…1500 Н/град.

38

Граничные значения боковых сил Fδ1 и Fδ2 при которых

колеса котятся без скольжения, могут быть определены из

выражений:

;F4,0F 11 ;F4,0F 22 (4.31)

где Fφ1 = φ G1 и Fφ2 = φ G2 – силы сцепления соответственно

колес передней и задней осей с полотном дороги;

Для жестких колес радиус поворота можно определить

по зависимости:

tg

LR (4.32)

Ориентируясь на условия (4.28) и результаты

вычислений по выражению (4.29), делают вывод об

управляемости автомобиля (недостаточной, избыточной или

нейтральной).

Если управляемость окажется избыточной, то

определяют критическую скорость из условия бокового увода

колес (Rэ → 0):

1d

1

2d

2.кр.ув

K

G

K

G

gLV (4.33)

Учитывая, что Vув.кр должна превышать на 20…30% максимальную скорость автомобиля, делают вывод о возможности эксплуатации автомобиля, который проектируют.

При движении автомобиля могут возникнуть условия бокового скольжения автомобиля при повороте его управляемых колес на угол Θ, град. Критическая скорость, при которой не возникает боковое скольжение автомобиля на повороте, может быть определена по зависимости:

cosgLftg

fV

22

кр (4.34)

где Θ - угол поворота управляемых колес автомобиля, град.

39

Рис. 4.5. Зависимость критической скорости автомобиля по

условиям управляемости от угла поворота управляемых колес Вычисляя критические скорости по условиям

управляемости при Θ = 5, 10, 15, 20, 25, 30, 35, 400, строят

зависимость критической скорости от угла поворота управляемых колес (рис. 4.5).

4.6. Плавность хода

Основными оценочными показателями плавности хода автомобиля являются частота сводных колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс, ускорения и скорость изменения ускорений подрессоренных масс при колебаниях автомобиля.

Подрессоренные массы совершают низкочастотные колебания с частотой, Гц:

ст

нf

g

2

1 (4.35)

где fст – статический прогиб рессор; fст = 0,15…0,25 м - для легковых автомобилей; fст =0,08…0,13 м – для грузовых автомобилей и городских автобусов; fст = 0,12…0,18 м – для междугородних автобусов. Меньшие значения берут для задней подвески, большие – для передней.

Плавность хода легковых автомобилей считается удовлетворительной, если νн=0,8…1,3 Гц; грузовых автомобилей и городских автобусов - νн=1,3…1,8 Гц; междугородних автобусов - νн=0,70…1,35 Гц.

40

Вычисляя значения νн для автомобиля, который проектируется, сравнивают полученные значения с указанными выше величинами.

Неподрессоренные массы мостов совершают высокочастотные колебания, обусловленные жесткостью шин, с частотой, Гц:

м

ш

вm

C

2

1 (4.36)

где ∑Сш – суммарная жесткость шин, Н/м;

mм – масса моста, кг. При отсутствии данных о жесткости шин

ориентировочно можно принимать частоту высокочастотных колебаний νв = 6,7…8,5 Гц (меньшие значения для передней подвески, большие – для задней).

Кроме свободных колебаний автомобиль совершает вынужденные колебания с частотой, Гц:

S

Vвын (4.37)

где V- скорость автомобиля, м/с;

S – длина волны неровности дороги, м. В расчетах

принимают S = 0,5…5,0 м.

При скоростях движения от 0 до 60 км/ч возможен

резонанс колебаний как подрессоренных (νн = νвын –

низкочастотный резонанс), так и неподрессоренных (νв = νвын

– высокочастотный резонанс).

Рис. 4.6. Зависимость резонансных скоростей автомобиля от

длины неровностей

41

Скорость движения, при которой может наступить

резонанс, можно вычислить по зависимости:

SV )в(нр (4.38)

При вычислениях устанавливают интервал неровностей S → (0…4, м). По зависимости (4.38) устанавливают координаты точек, через которые проходят прямые, определяющие скорости движения Vp и Vp', при которых возникает соответственно низкочастотный и высокочастотный резонанс.

При помощи графика (рис. 4.6) определяют резонансные скорости при длине волны неровности S = 0, 3 м и S = 3 м. Потом определяют скорости и ускорения колебаний подрессоренных масс автомобиля:

;ZZ 2,10 2

2,10ZZ (4.39)

где Z0 – высота неровности дорожного полотна, м.

Скорость изменения ускорений при колебаниях 3

2,10ZZ (4.40)

В приведенных выражениях высоту неровности принимают

Z0 = 0,05 м.

4.7. Проходимость автомобиля

Пользуясь компоновочной схемой автомобиля, дополненной видами спереди и сзади, назначают показатели профильной (геометрической) проходимости: дорожный просвет под передним h1 и задним h2 мостами, мм; передний l1 и задний l2 свесы, мм; углы переднего γ1 и заднего γ2 свесов, град; продольный R1 и задний R2 радиусы проходимости, м.

Наибольший угол подъема, который может преодолеть автомобиль по условиям скольжения, можно определить по зависимости:

L

h1

fL

a

arctgg

max (4.41)

42

По условиям опрокидывания максимальный угол

подъема можно определить по формуле:

g

rh

barctg (4.42)

Наибольший угол косогора, на которой автомобиль с

жесткой подвеской может удержаться без бокового

скольжения:

arctgmax (4.43)

- без бокового опрокидывания:

g

rh2

Barctg (4.44)

Для определения показателей опорной проходимости

определяют коэффициент сцепного веса колес с полотном

дороги:

a

сц

G

GK (4.45)

где Gсц – вес, приходящийся на ведущие колеса автомобиля, Н.

Для двухосных автомобилей с приводом на задние колеса Gсц=G2,

а с приводом на передние колеса Gсц=G1. Для грузовых

автомобилей с колесной формулой 6х4 Gсц=G2+G3; для

полноприводных автомобилей Gсц=Ga.

Учитывая, что движение автомобиля по условиям

сцепления возможно при

iK (4.46)

определяют, сможет ли автомобиль двигаться при f = 0,04, i =0,06,

φ = 0,22.

Давление на опорную поверхность р0 колес каждой оси

определяют из выражения:

iiii

0Fn

G

Fn

Zp (4.47)

43

где Z – нормальная опорная реакция полотна дороги под

колесами оси, для которой определяют р0, Н;

G – сила тяжести, которая приходится на эту же ось, Н;

ni – количество колес на оси;

Fi – контурная площадь отпечатка колеса, м2.

При отсутствии информации о величине Fi принимают

р0 =рш (рш – давление воздуха в шине).

Давление на выступах рисунка протектора рв части

шины, которая контактирует с опорной поверхностью,

определится по зависимости:

bibi

вFn

G

Fn

Zp (4.48)

где Fb – площадь выступа рисунка протектора, м2. При

отсутствии информации о величине Fb берут рв =2 р0.

4.8. Топливная экономичность автомобиля

Топливную экономичность автомобиля оценивают по

его топливно-экономической характеристике. Для построения

этой характеристики используют зависимость:

t

4

wвp

s106,3

)PP(KKgQ (4.49)

где qP – удельный расход топлива при максимальной

мощности двигателя, г/кВт ч;

KB – коэффициент, учитывающий изменение удельного

расхода топлива в зависимо от частоты вращения коленчатого

вала двигателя;

K – коэффициент, учитывающий изменение qP в

зависимости от степени использования мощности двигателя;

– плотность топлива, г/см3 (для бензина ρ=0,75,

дизельного топлива ρ=0,83);

Fψ = ψ Ga – сила сопротивления дороги, Н;

ψ – коэффициент сопротивления дороги.

44

Рис. 4.7. Зависимость коэффициента KB от отношении

зависимости коэффициента ωi/ωР.

Рис. 4.8. Зависимость коэффициента K

(1 – для бензиновых двигателей; 2 – для дизельных двигателей)

Данные для построения топливно-экономической

характеристики автомобиля определяют из условия его

движения при ψ = 0,03 на высшей из передач, на которой

автомобиль может двигаться при этом значении коэффициента

сопротивления движению. Значение коэффициента KB находят

из зависимости, приведенной на рис. 4.7.

Значение коэффициента К зависит от коэффициента

использования мощности В:

Вi = Pni/Pi (4.50)

где Pni – мощность, которую должен развивать двигатель для

движения автомобиля со скоростью Vi по дороге с

коэффициентом сопротивления дороги ψ;

iwiia

t

ni VPVG1000

1P (4.51)

где Vi – скорость автомобиля, которая соответствует

выбранной частоте вращения коленчатого вала двигателя ωi

(см. табл. 3.2).

45

Определив для каждого из выбранных значений ωi

величины Vi и Pni и используя приведенные в табл. 3.2

значения Pi, находят для этих самих ωi величины Bi, а с

приведенного на рис. 4.7 графика – соответствующие

значения KВ.

Подставляя найденные значения в выражение 4.49,

определяют расход топлива Qs для каждой из скоростей

автомобиля, которая соответствует выбранным величинам ωi и

передаче, на которой может двигаться автомобиль.

При вычислениях удобно пользоваться таблицей, форма

которой приведена в табл.4.3.

Таблица 4.3

Параметры расчета топливно-экономической

характеристики автомобиля

Показатели Числовые значения Примечание

ωi ω1 ω2 ω3 ω4 ω5 ω6 ω7

ωi /ωp см. таблица 3.2

Pi см. таблица 3.2

K Вi см. рисунок 4.7

Vi, m/s см. таблица 3.3

Pwi, kW Pwi = kF Vi2

Pni, kW см. формулу 4.51

Bi см. формулу 4.50

K i см. рисунок 4.8

Qs, l/100км см. формулу 4.49

На основании результатов расчетов строят топливно-

экономическую характеристику автомобиля (рис. 4.9) и с ее

помощью определяют контрольный расход топлива

автомобилем Qsmin и экономическую скорость автомобиля,

46

при которой автомобиль будет расходовать минимальное

количество топлива в конкретных дорожных условиях.

Рис. 4.9. Топливно-экономическая характеристика


Найденные расчетные значения экономичного расхода

топлива Qsmin и экономической скорости Vэк необходимо

сравнить с аналогичными показателями современных

автомобилей данного типа и сделать обобщающие выводы по

топливной экономичности проектируемого автомобиля.

Исходные данные для проведения расчета топливной

экономичности автомобиля на ЭВМ приведены в приложении 7.

Литература

1. Литвинов А. С., Фаробин Я. Е. Автомобиль. Теория

эксплуатационных свойств. М.: Машиностроение, 1989. - 237 с.

2. Гришкевич А. И. Автомобили. Теория. Минск.

:Выщеэйшая школа, 1986. - 207 с.

3. Поросятковский В. А., Куку Д. Г., Чобруцкая Р. В.

Тягово - динамический расчет автомобиля. Методические

указания к курсовому проекту (курсовой работе) по дисциплине

«Автомобили». Кишинев.: КПИ, 1991. - 39 с.

4. D. Cucu, V. Poroseatcovschi. “Teoria automobilului”.

Material didactic; UTM. Chişinău, 1996.

5. E. Ionescu. V. Câmpian , S. Popescu, Gh. Pereş. Tractoare

şi automobile. Dinamica şi economicitatea tractoarelor şi

automobilelor, 1979.

47

Приложение 1.

ЗАДАНИЯ

к курсовому проекту по дисциплине «Автомобили» для

студентов дневной и заочной формы обучения специальности

«Автомобильный транспорт».

Исходные данные для проектирования

Вар

иан

т (д

ве

по

след

ни

е ц

иф

ры

зачет

ной

кн

иж

ки

)

Гр

узо

по

дъ

емн

ост

ь,

кН

(п

асса

жи

ро

-

вм

ести

мост

ь), ч

ел.

Мак

сим

альн

ая

ско

ро

сть,

м/с

Ко

эфф

иц

иен

т

соп

ро

тивлен

ия

кач

ени

ю,. f

0

Ко

лес

ная

фо

рм

ула

Класс

автомобиля

1 2 3 4 5 6

1. Легковые автомобили

00

01

02

03

04

05

06

07

08

09

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

2+2

4

4

4

4...5

5

5

5

5

5

2+4 kN

5

5

5...6

5...6

5...6

5+5 kN

7

6...7

6...7

6...7

34

35

36

37

38

39

40

41

42

44

40

45

40

43

45

48

45

50

48

52

55

0,012

0,014

0,015

0,016

0,017

0,018

0,019

0,020

0,021

0,022

0,023

0,012

0,014

0,016

0,018

0,014

0,017

0,014

0,018

0,013

0,012

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х4

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х4

4х2

4х4

4х2

4х2

микро., купе

-//-, хетчбек

-//-, берлинетта

-//-, седан

м. литр., хетчбек

-//-, берлина

-//-, купе

-//-, фаэтон

-//-, купе

-//-, родстер

-//-, пикап

-//-, седан

-//-, универсал

ср. литр., седан

-//-, купе

-//-, фаэтон

-//-, пикап

лимузин

б. литр, седан

-//-, хетчбек

лимузин

48

Продолжение 1 2 3 4 5 6

2. Автобусы 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37

11 13 16 21 23 25 28 32 44 46 54 68 80 94 80 110 130

42 44 46 40 42 38 35 36 38 37 35 32 30 35 38 32 30

0,016 0,014 0,015 0,020 0,021 0,022 0,023 0,025 0,024 0,026 0,025 0,027 0,024 0,023 0,022 0,024 0,022

4х2 4х2 4х4 4х2 4х4 4х2 4х2 4х2 4х2 4х4 4х2 4х2 4х2 6х4 6х2 6х2 6х4

микро -//- -//-

малый класс -//- -//- -//- -//-

средний класс -//- -//- -//-

большой класс -//-

-//-, турист особо большой

класс 3. Грузовые автомобили

38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55

2 + 3,5 2 + 5,0 2 + 8,0

2 + 10,0 15,0 20,0 30,0 40,0 50,0 80,0

100,0 120,0 140,0 150,0 180,0 200,0 240,0 260,0

32 34 36 38 40 42 44 38 36 37 38 24 26 22 20 19 18 19

0,022 0,024 0,026 0,025 0,022 0,024 0,026 0,024 0,026 0,028 0,024 0,022 0,028 0,027 0,026 0.029 0,030 0,028

4х2 4х2 4х4 4х4 4х2 4х4 4х2 4х2 4х2 4х4 4х2 6х2 6х4 8х4 6х4 8х4 8х8 8х4

особо мал, пикап -//- -//- -//-

малой гр., борт. -//- -//-

средней гр., борт. -//- -//-

больш. гр., борт. -//- -//- -//-

ос. больш., борт -//- -//- -//-

49

Продолжение

1 2 3 4 5 6

4. Седельные тягачи

56 57 58 59 60 61 62

30,0*

40,0 50,0 80,0 100,0 120,0 140,0

32 34 33 30 28 26 25

0,024 0,025 0,026 0,027 0,028 0,029 0,030

4х2 4х2 4х2 4х4 6х4 8х4 8х8

п/п, борт -//-

п/п, цистерна -//-

п/п, фургон -//-

п/п, цистерна 5. Самосвалы

63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74

10,0 15,0 20,0 30,0 50,0 80.0 100,0 140,0 180,0 200,0 240,0 260,0

32 34 66 33 32 20 18 16 15 14 14 15

0,022 0,024 0,026 0,025 0.024 0,028 0,032 0,034 0,036 0,038 0,039 0,040

4х2 4х2 4х4 4х2 4х2 6х4 6х6 8х4 8х8 8х8 8х8 8х8

строительный -//- -//- -//- -//-

карьерный -//- -//- -//- -//- -//- -//-

6. Автоцистерны

75 76 77 78 79 80 81 82 83

30,0 50,0 80,0 100,0 140,0 180,0 200,0 240,0 260,0

35 36 30 28 26 27 25 24 26

0,022 0,024 0,026 0,028 0,030 0,032 0,034 0,036 0,038

4х2 4х2 4х2 6х4 8х4 8х8 8х4 8х8 8х4

молоковоз -//-

бензовоз -//- -//- -//- -//- -//- -//-

50

Продолжение 1 2 3 4 5 6

7. Автофургоны

84 85 86 87 88 89 90 91 92

30,0 40,0 50,0 80,0 80,0

100,0 100,0 45,0 55,0

38 36 34 32 40 38 36 42 40

0,018 0,019 0,020 0,021 0,022 0,023 0,024 0.025 0,026

4х2 4х2 4х2 4х2 6х4 6х4 6х6 4х2 4х4

хлебовоз -//- -//-

перевоз. мебели -//- -//- -//-

термокузов -//-

8. Специальные автомобили

93 94 95 96 97 98 99

8 8 + 5 кН

8 + 10 кН 50 80 100 140

50 48 46 44 36 35 32

0,022 0,024 0,026 0.028 0,030 0,032 0,034

4х2 4х2 4х4 4х2 6х4 8х4 8х8

скорая помощь -//- -//-

пожарная -//- -//- -//-

* - нагрузка на седло седельного тягача.

51


Индивидуальные задания

на разработку узла проектируемого автомобиля № п/п

Наименование разрабатываемого узла Примечание

Разрабатываемый узел (агрегат) Тип автомобиля

1 2 3 4

1. Сцепление легковой авт. фрикционное

2. Сцепление 2х диск грузовой авт. -//-

3. Сцепление грузовой авт. гидр.

4. Коробка передач 5 ст. легковой авт. механическая

5. Коробка передач 4 ст. грузовой авт. -//-

6. Коробка передач 5 ст. с дел. грузовой авт. -//-

7. Коробка передач переднепр. авт. легковой авт. -//-

8. Гидротрансформатор 2х ст. легковой авт. гидр.

9. Гидротрансформатор 2х ст. грузовой авт. гидр.

10. Гидромеханическая передача легковой авт. комб.

11. Гидромеханическая передача грузовой авт. комб.

12. Карданная передача легковой авт. 4х2

13. Карданная передача легковой авт. 4х4

14. Карданная передача грузовой авт. 4х2



17. Раздаточная коробка легковой авт. с межос. диф.

18. Раздаточная коробка грузовой авт. -//-

19. Главная передача одинарная легковой авт. гипоидная

20. Главная передача одинарная грузовой авт. -//-

21. Главная передача двойная грузовой авт. центральная

22. Главная передача двойная грузовой авт. разнесенная

23. Главная передача одинарная легковой авт. переднеприв.

24. Дифференциал симметричный легковой авт. простой

25. Дифференциал симметричный грузовой авт. кулачковый

26. Дифференциал грузовой авт. межосевой

26. Дифференциал разд. кор. грузовой авт. блокируемый

27. Дифференциал разд. кор. легковой авт. самоблок.

28. Привод ведущих колес легковой авт. пер. привод

29. Привод ведущих колес легковой авт. задн.привод

30. Привод ведущих колес грузовой авт. пер. привод

31. Привод ведущих колес грузовой авт. задн. привод

32. Подвеска передних колес легковой авт. незав. пруж.

33. Подвеска передних колес легковой авт. назав. торс.

34. Подвеска передних колес грузовой авт. зав. рессор.

52

Продолжение 1 2 3 4

35. Подвеска задних колес легковой авт. незав. пруж.

36. Подвеска задних колес легковой авт. зав. пруж.

37. Подвеска задних колес легковой авт. зав. рессор.

38. Подвеска задних колес грузовой авт. зав. рессор.

39. Рулевой механизм легковой авт. червяк - рол.

40. Рулевой механизм легковой авт. шест. рейка

41. Рулевой механизм грузовой авт. черв. - рол.

42. Рулевой механизм грузовой авт. винт гайка

43. Рулевой механизм грузовой авт. комбиниров.

44. Рулевой привод легковой авт. передн. расп.

45. Рулевой привод грузовой авт. задн. расп.

46. Рулевой усилитель легковой авт. гидравлич.

47. Рулевой усилитель грузовой авт. гидравлич.

48. Рулевой усилитель легковой авт. электр. - мех.

49. Тормозной механизм легковой авт. кол. - бар.

50. Тормозной механизм грузовой авт. кол. бар.

51. Тормозной механизм легковой авт. дисковый

52. Тормозной механизм грузовой авт. дисковый

53. Тормозной привод гидравлический разделен.

54. Тормозной привод пневматический разделен.

55. Тормозной усилитель грузовой авт. гидровак.

56. Тормозной усилитель легковой авт. вакуумн.

53

Приложение 3

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И МОЛОДЕЖИ

РЕСПУБЛИКИ МОЛДОВА

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ МОЛДОВЫ

Кафедра «Автомобильный Транспорт»

УТВЕРЖДАЮ:

Зав. кафедрой А.Т.

Доктор, конф. унив.

_________ ___________ (подпись) (Ф.И.О)

„__” ___________200__

_____________________________________________________ Тема проекта в соответствии с заданием

_____________________________________________________

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине____________________

ТУАТ ПЗ

(обозначение документа)

СОГЛАСОВАНО:

Руководитель проекта

__________ _____________ (подпись) (Ф.И.О)

„__” _______________200__

РАЗРАБОТАЛ:

Студент гр. ______________

__________ _____________ (подпись) (Ф.И.О)

„__” _______________200__

54


Расчет внешней скоростной характеристики двигателя проектируемого автомобиля (исходные данные

для ввода в программу ЭВМ) 1. Полный вес автомобиля Ga, Н; 2. Коэффициент сопротивления качению f0; 3. Максимальная скорость автомобиля Vmax, м/с; 4. Фактор обтекаемости kF, Нс

2/м

2;

5. КПД трансмиссии ηт; 6. Минимальная угловая скорость коленчатого вала ωmin, с

- 1;

7. Максимальная угловая скорость коленчатого вала ωmax, с - 1

; 8. Опытные коэффициенты: а; b; с. 9. Угловая скорость коленчатого вала при максимальной мощности ωР, с

- 1;

10. Шаг счета машины «n», с - 1

.


Расчет передаточных чисел агрегатов трансмиссии aвтомобиля 1. Посадочный диаметр обода колеса d, дюйм; 2. Ширина профиля шины B, мм; 3. Максимальная угловая скорость коленчатого вала ωmax, с

-1;

4. Максимальная скорость автомобиля Vmax, м/с; 5. Минимальное передаточное число коробки передач uk min; 6. Максимальный крутящий момент двигателя Mmax, Нм; 7. КПД трансмиссии ηт; 8. Сцепной вес автомобиля Gсц, Н; 9. Коэффициент сцепления φ ; 10. Полный вес автомобиля Ga, Н; 11. Коэффициент сопротивления дороги ψmax; 12. Минимальная угловая скорость коленчатого вала ωmin, с

- 1;

13. Число передач переднего хода в коробке передач N;

55


Расчет параметров тягово-скоростных свойств автомобиля

1. Минимальная угловая скорость коленчатого вала ωmin, с - 1

; 2. Максимальная угловая скорость коленчатого вала ωmax, с

- 1;


; 4. Передаточное число главной передачи u0; 5. Число передач переднего хода «N»; 6. КПД трансмиссии ηт; 7. Коэффициент сопротивления качению fv; 8. Полный вес автомобиля Gа, Н; 9. Радиус качения колеса rк, м; 10. Фактор обтекаемости kF, Нс

2/м

2;

11. Передаточные числа коробки передач uk; 12. Текущие значения эффективного крутящего момента Mе.


Расчет топливной экономичности автомобиля

1. Минимальная угловая скорость коленчатого вала ωmin, с - 1

; 2. Максимальная угловая скорость коленчатого вала ωmax, с

- 1;


; 4. Передаточное число главной передачи u0; 5. КПД трансмиссии ηт; 6. Радиус качения колеса rк, м; 7. Коэффициент сопротивления качению fv; 8. Коэффициент сопротивления качению fv+0,01; 9. Коэффициент сопротивления качению fv+0,02; 10. Фактор обтекаемости kF, Нс

2/м

2;

11. Угловая скорость коленвала при макс. мощности ωр, с - 1

; 12. Удельный эффективный расход топлива gp, г/кВтч; 13. Плотность топлива ρ, г/л; 14. Количество ведомых колес n1; 15. Количество ведущих колес n2; 16. Момент инерции колеса Jk, Нмс

2;

17. Момент инерции маховика Jm, Нмс2;

18. Вес негруженого автомобиля G0, Н; 19. Полный вес автомобиля Gа, Н; 20. Вес перегруженого автомобиля на 50% G150, Н; 21. Число передач переднего хода «N»; 22. Текущие значения эффективной мощности двигателя Рe; 23. Передаточные числа коробки передач uk.

56

СОДЕРЖАНИЕ.

Введение 3

1. Выбор и обоснование исходных данных 5

1.1. Определение полной массы автомобиля 5

1.2. Определение количества осей автомобиля 7

1.3 Определение нагрузки на оси автомобиля 9

1.4 Определение координат центра тяжести 10

1.5 Подбор шин и определение радиуса качения колеса 11

1.6 Механический КПД трансмиссии 11

1.7 Фактор обтекаемости автомобиля kF 12

2. Разработка компоновочной схемы проектируемого

автомобиля 13

3. Тяговый расчет автомобиля 18


построение внешней скоростной характеристики двигателя 18

3.2. Расчет передаточных чисел трансмиссии 22

4. Технико-эксплуатационные свойства автомобиля 28

4.1. Тягово-скоростные свойства 28

4.2. Динамический паспорт автомобиля 31

4.3. Тормозные свойства 34

4.4. Устойчивость автомобиля 35

4.5. Управляемость автомобиля 37

4.6. Плавность хода 39

4.7. Проходимость автомобиля 41

4.8. Топливная экономичность автомобиля 43

Литература 46

Приложение 1 47







Содержание 57

Documents

Методические Указания к Выполнению