Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Номинальная мощность двигателя (точка «В»)↑ Стр 1 из 4Следующая ⇒ Содержание книги
Поиск на нашем сайте
Исходные данные
1. ТЯГОВЫЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ Тяговый расчет автомобиля Основой для тягового расчета автомобиля является внешняя скоростная характеристика двигателя (рис. 1.1).
1.1.1. Потребная мощность двигателя при заданной максимальной скорости и грузоподъемности автомобиля (точка «А») определяется (кВт): (1.1) где - приведенный коэффициент дорожного сопротивления; - снаряженная масса автомобиля, кг; - масса перевозимого груза, кг (грузоподъемность или пассажировместимость определена техническим заданием); - сопротивление воздуха при движении автомобиля, Н; - максимальная скорость автомобиля, м/с; - механический коэффициент потерь на трение (механический КПД трансмиссии). Механический КПД трансмиссии определяется по формуле (с учетом числа пар зубчатых передач в кинематической схеме трансмиссии прототипа автомобиля): (1.2) где = 0,96 – КПД, характеризующий потери холостого хода; = 0,985 - КПД цилиндрической передачи; = 0,975 - КПД конической передачи; и - соответственно число пар цилиндрических и конических передач, определяемых по кинематической схеме трансмиссии прототипа автомобиля.
Примерные значения механического КПД: для легковых автомобилей = 0,90...0,92; для грузовых обычной проходимости = 0,85...0,88; для грузовых автомобилей повышенной проходимости = 0,80...0,85; с одинарной главной передачей = 0,85...0,90; для автомобилей с двойной или червячной главной передачей = 0,80...0,85. Снаряженная масса и грузоподъемность автомобиля задаются. У легковых автомобилей и автобусов грузоподъемность определяется числом посадочных мест для пассажиров (пассажировместимость). При этом масса одного пассажира принимается равной: для легковых автомобилей - 80 кг (70 кг + 10 кг багаж); для автобусов: городского- 68 кг пригородного - 71 кг (68 кг + 3 кг багажа) сельского (местного) - 81 кг (68 кг +13 кг багажа). Массу обслуживающего персонала автобуса (водитель, гид, кондуктор и др.), водителя и пассажиров в кабине грузового автомобиля принимают равной 75 кг на одного человека. Связь между снаряженной массой автомобиля, грузоподъемностью и разрешенной максимальной массой осуществляется через коэффициент грузоподъемности: (1.3.) Сопротивление воздуха определяется по формуле [Н]: (1,4) где к - коэффициент обтекаемости автомобиля (Н с2/м4). Приближенные значения коэффициента обтекаемости находятся в следующих пределах: легковой автомобиль с закрытым кузовом - 0,20...0,30; легковой автомобиль с обтекаемой формой кузова - 0,20...0,32; легковой автомобиль с необтекаемой формой кузова (УАЗ-31512,ВАЗ-21213 «Нива» и т.п.)-0,35...0,60; грузовой автомобиль: бортовой- 0,50...0,70; с кузовом (фургон) - 0,50...0,60; автобус: капотный компоновки - 0,45...0,55; вагонной компоновки - 0,35...0,45; гоночный автомобиль - 0,15...0,20; F - площадь лобовой поверхности (м2), определяется приближенно по формулам: для грузовых автомобилей — F = B1H для легковых автомобилей - F= 0,8 ВН (1.5) где B1 - колея задних колес; В - габаритная ширина автомобиля; Н - габаритная высота автомобиля.
Следовательно, расчетная мощность двигателя «в точке А»:
Определение его основных параметров Определение основных параметров главной передачи
Коническая главная передача
Из всех типов конических главных передач наиболее распространена передача со спиральным, в большинстве случаев круговым зубом, выполненным по дуге окружности. Характеристика главных передач дана в приложении 2. Передаточное число конической передачи (рис. 2.5.а). = 7,32 (3.1) где z1 – число зубьев шестерни; z2-число зубьев колеса; D ω- начальный диаметр колеса; d ω- начальный диаметр шестерни.
Рисунок 2.5. - Схема главной передачи: а - конической;б – гипоидной; Е – эксцентриситет гипоидной передачи (приложение 5)
Минимальное число зубьев шестерни может быть доведено до z1=(5…6). Применяемый в этих передачах угол наклона зубьев шестерни и колеса равны и находятся в пределах = = (30…40º). Для улучшения приработки зубьев число зубьев шестерни и колеса не кратно, поэтому передаточное число всех типов главных передач выражается не целым числом.
Гипоидная главная передача
Передаточное число гипоидной передачи (рис. 2.5.б): = 7,32 (3.2) где . Обычно , большие значения - для главных передач легковых автомобилей, меньшие – для грузовых. . Передаточные числа одинарных конических и гипоидных передач обычно выбирают: для легковых автомобилей U гп = (3,5…4,5); для грузовых автомобилей и автобусов U гп = (5…7). Если U гп >7, применяют двойные главные передачи. При известном значении передаточного числа главной передачи определяют число зубьев колеса, пользуясь формулами (3.1) и (3.2).
Определение реакции опор
При консольном расположении ведущей шестерни (рисунок 2.6.а) =
Напряжения на зубьях шестерен: 1. Напряжение изгиба (3.17) - коэффициент формы зуба, l - длина образующей Конуса; tm – нормальный торцевой модуль. Допустимые напряжения зависят от ряда факторов (материала, термической обработки и др.) и находятся в пределах 700…900 МПа, большие значения относятся к гипоидным шестерням. 2. Контактные напряжения: = (3.18)
где (3.19) (3.20) Допустимы напряжения до 1000 МПа. Применяемые материалы шестерен: 20ХН3А, (МАЗ); 20ХНМ (ГАЗ); 30ХГС (ЗИЛ).
Дифференциалы Конический дифференциал
Для конического дифференциала (рис. 2.8.) внутреннее передаточное число, т.е. кинематический параметр , (4.1) где z1 и z2 – число зубьев полуосевых шестерен; знак «-» указывает на вращение выходящих валов в разные стороны при остановленном водиле (в корпусе дифференциала). Кинематические соотношения в дифференциале: для симметричного (4.2) для несимметричного (4.3) Здесь - кинематический параметр. Число зубьев сателлитов и полуосевых шестерен может быть четным и нечетным, но для обеспечения сборки должно выполняться условие , (4.4) где zш – число зубьев полуосевой шестерни; n – число сателлитов; k – целое число.
Рисунок 2.8. - Схемы конических дифференциалов: а – симметричного, б - несимметричного
Силовые соотношения в дифференциале без учета потерь М 1 = М 2 = 0,5 М д = 376,78 Нм (для симметричных дифференциалов). Моменты на полуосях: =753,56 Нм (4.5) Моменты на забегающей полуоси: . (4.6) Моменты на отстающей полуоси: М от.= 0,5(М д + М тр). (4.7) Здесь М тр – момент трения в зацеплениях дифференциала. С достаточным приближением можно считать, что коэффициент блокировки для конического симметричного дифференциала равен единице: , (4.8) к = 1 при прямолинейном движении; к = , если М заб = 0.
Недостаток симметрического дифференциала – снижение проходимости автомобиля, если одно колесо находится в условиях малого сцепления. Необходимый коэффициент блокировки для заданных условий: . (4.9) где , - коэффициенты сцепления колес автомобиля, находящихся в худших и в лучших условиях сцепления с дорогой соответственно; f – коэффициент сопротивления качению, если f = 0, то к блок = 4…5. В коническом дифференциале определяют нагрузки на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала. Окружная сила, действующая на один сателлит (рис. 2.9.): (4.10) где r 1 – радиус приложения; n c – число сателлитов. Напряжения изгиба зубьев могут быть определены по ГОСТ 21354-87. Для сателлита и полуосевых шестерен = (500…800) МПа. Для изготовления зубчатых колес дифференциала используются обычно такие же материалы, что и для главной передачи (цементирование стали марок 18ХГТ, 25ХГТ). Число зубьев сателлитов равно 10…14, а полуосевых шестерен 14…22 с передаточным числом 1,4…2,0. Шип крестовины под сателлитом испытывает:
3) напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы (4.13) где r 2 - радиус приложения. (4.14) где l 2 - длина крестовины в корпусе дифференциала. [ ] = (50…60). Давление торца сателлита на корпус дифференциала (рисунок 9) определяется напряжением смятия (4.15) где - опорная поверхность сателлита; - угол зацепления, = 30…40° - половина угла конуса сателлита, МПа.
Список литературы 1. Акимов А.П. Справочное пособие по автотранспорту. Чебоксары, 1998,–93с. 2. Акимов А.П. Методическое пособие по курсовому проекту для студентов специальности 150200 «Автомобили и автомобильное хозяйство». Чебоксары, 2001,-69 с. 3. Анохин В.И. Отечественные автомобили. М.: Машиностроение, 1977.-707 с. 4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. в 3 томах. Т. 3,6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2003,-557 с. 5. «Автомобиль. Основы конструкции». Учебник 2 –е изд. Вишнякова Н.Н., Вахламова В.К., Нарбут А.Н., Шлипе И.С., Островцева А.Н. М.: Машиностроение, 1986.-304 с. 6. Высоцкий М.С. и др. Грузовые автомобили. Проектирование и основы конструирования. М.: Машиностроение, 1995. -256 с. 7. Краткий автомобильный справочник. НИИАТ. М.: Трансконсалтинг, 1994,-570 с. 8. Конструирование и расчет автомобиля.// под ред. Лукина П.Н., Гаспарянца Г.А., Родионова В.Ф. - М.: Машиностроение, 1984.-472 с. 9. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций и элементы расчета. Учебник. М.: Машиностроение, 1989.-304 с. 10. Осипов В.И., Архипов А.И. Тормозные системы. М.: МАДИ, 1993.-20 с. 11. Осипов В. И. и др. Методические указания к курсовому проекту. под ред. Осипова В.И. М.: МАДИ.1989.-52 с. 12. Осипов В.И., Архипов А.И. Трансмиссия М.: МАДИ, 1992.-32 с. 13. Нарбут А.Н., Квасновская Н.П. Методические указания к практическим занятиям по рабочим процессам механизмов и систем автомобиля. М.: МАДИ, 2003.-40 с. 14. Нарбут А.Н., Квасновская Н.П. Методические указания к курсовому проекту по автомобилям. М.: МАДИ, 2005.-47 с. 15. Курсовое проектирование по деталям машин. 2 –е изд. перераб. и доп. под ред. Чернавского С.А. – М.: Машиностроение, 1988.–416 с. 16. Вахламов В.К. Автомобили. Конструкция и элементы расчета. 2-е издание, стереотипное. М.: Академия, 2008.-480с. 17. Вахламов В.К. Конструкция, расчет и эксплуатационные свойства автомобилей. М.: Академия, 2007.-560с. 18. Сокол Н.А., Попов С.И. Основы конструкции и расчета автомобиля. Ростов-на-Дону.: Феникс, 2006.-302с. 19. Акимов А.П., Медведев В.И., Ильин В.В. Колесный движитель с кантующим устройством. Сборник статей Кировской ГСХА. 20. Медведев В.И., Акимов А.П., Ильин В.В., Батманов В.Н. Колесом с «кантующимся» центром вращения с реактивным тормозным устройством. №2007||7975/|| бюллетень ФИПС №33. 21. Иванов А.Н. Основы конструкции автомобиля. М.: «За рулем», 2005.-336с.
Исходные данные
1. ТЯГОВЫЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ Тяговый расчет автомобиля Основой для тягового расчета автомобиля является внешняя скоростная характеристика двигателя (рис. 1.1).
1.1.1. Потребная мощность двигателя при заданной максимальной скорости и грузоподъемности автомобиля (точка «А») определяется (кВт): (1.1) где - приведенный коэффициент дорожного сопротивления; - снаряженная масса автомобиля, кг; - масса перевозимого груза, кг (грузоподъемность или пассажировместимость определена техническим заданием); - сопротивление воздуха при движении автомобиля, Н; - максимальная скорость автомобиля, м/с; - механический коэффициент потерь на трение (механический КПД трансмиссии). Механический КПД трансмиссии определяется по формуле (с учетом числа пар зубчатых передач в кинематической схеме трансмиссии прототипа автомобиля): (1.2) где = 0,96 – КПД, характеризующий потери холостого хода; = 0,985 - КПД цилиндрической передачи; = 0,975 - КПД конической передачи; и - соответственно число пар цилиндрических и конических передач, определяемых по кинематической схеме трансмиссии прототипа автомобиля.
Примерные значения механического КПД: для легковых автомобилей = 0,90...0,92; для грузовых обычной проходимости = 0,85...0,88; для грузовых автомобилей повышенной проходимости = 0,80...0,85; с одинарной главной передачей = 0,85...0,90; для автомобилей с двойной или червячной главной передачей = 0,80...0,85. Снаряженная масса и грузоподъемность автомобиля задаются. У легковых автомобилей и автобусов грузоподъемность определяется числом посадочных мест для пассажиров (пассажировместимость). При этом масса одного пассажира принимается равной: для легковых автомобилей - 80 кг (70 кг + 10 кг багаж); для автобусов: городского- 68 кг пригородного - 71 кг (68 кг + 3 кг багажа) сельского (местного) - 81 кг (68 кг +13 кг багажа). Массу обслуживающего персонала автобуса (водитель, гид, кондуктор и др.), водителя и пассажиров в кабине грузового автомобиля принимают равной 75 кг на одного человека. Связь между снаряженной массой автомобиля, грузоподъемностью и разрешенной максимальной массой осуществляется через коэффициент грузоподъемности: (1.3.) Сопротивление воздуха определяется по формуле [Н]: (1,4) где к - коэффициент обтекаемости автомобиля (Н с2/м4). Приближенные значения коэффициента обтекаемости находятся в следующих пределах: легковой автомобиль с закрытым кузовом - 0,20...0,30; легковой автомобиль с обтекаемой формой кузова - 0,20...0,32; легковой автомобиль с необтекаемой формой кузова (УАЗ-31512,ВАЗ-21213 «Нива» и т.п.)-0,35...0,60; грузовой автомобиль: бортовой- 0,50...0,70; с кузовом (фургон) - 0,50...0,60; автобус: капотный компоновки - 0,45...0,55; вагонной компоновки - 0,35...0,45; гоночный автомобиль - 0,15...0,20; F - площадь лобовой поверхности (м2), определяется приближенно по формулам: для грузовых автомобилей — F = B1H для легковых автомобилей - F= 0,8 ВН (1.5) где B1 - колея задних колес; В - габаритная ширина автомобиля; Н - габаритная высота автомобиля.
Следовательно, расчетная мощность двигателя «в точке А»:
Номинальная мощность двигателя (точка «В»)
Номинальная мощность определяется по формуле (формула С.Р. Лейдермана), кВт
(1,6)
где a1 = b1 = c1 = 1,0 — для карбюраторных двигателей; a1 = 0,53, b1 = 1,56, c1 —1,09 - для дизелей; nн и nmax -номинальная и максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, nmax =(1,1-1,15) пн - для бензиновых двигателей без ограничителя частоты вращения вала двигателя (легковые и грузовые автомобили грузоподъемностью до 1,5 т); nmax = nн - для дизелей и бензиновых двигателей с ограничителем частоты вращения вала двигателя (грузовые автомобили грузоподъемностью свыше 1,5 т).
Ориентировочно частоту вращения коленчатого вала двигателей можно определить nmax = nн+ (6,7...8,4), с-1 - для бензиновых двигателей; nmax = nн+ (5,0...7,0), с-1 - для дизелей.
Следовательно расчетная мощность двигателя «в точке В»
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-04-26; просмотров: 385; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.137.178.169 (0.008 с.) |