Визначення основних масових параметрів автомобіля

Дорожній просвіт між мостами - це найменша відстань між опорною площиною і найнижчою жорсткою точкою автомобіля.

Передній l₁ та задній l₂ звіси - відстань від крайньої точки контуру передньої (задньої) виступаючої частини автомобіля по його довжині до площини, яка проходить через центри передніх (задніх) коліс.

Кут переднього звису - це максимальний кут між поверхнею дороги і площиною, що проходить по дотичній до шин передніх коліс при статичному навантаженні таким чином, щоб ніяка точка транспортного засобу перед передньою віссю не знаходилася нижче цієї площини.

Кут заднього звису - це максимальний кут між поверхнею дороги і площиною, що проходить по дотичній до шин задніх коліс при статичному навантаженні таким чином, щоб ніяка жорстка частина транспортного засобу, що знаходиться під задньою віссю, не розташовувалися нижче цієї площини.

Поздовжній кут прохідності - це найменший гострий кут між двома площинами, розташованими перпендикулярно до середньої поздовжньої площини, що прикладені при статичному навантаженні тангенціально до шин передніх коліс і до шин задніх коліс і точка перетину яких знаходиться на жорсткій частині автомобіля всередині бази.

Поздовжній радіус прохідності  R_позд - це радіус циліндра, дотичного до кіл, які описані радіусами сусідніх коліс, та до контуру нижньої частини автомобіля у межах його бази L.

 

де h - дорожній просвіт між мостами. h=0.65

 

Поперечний радіус прохідності  R_попер  - це радіус циліндра, дотичного до бічних поверхонь шин одного моста (внутрішніх шин при здвоєних колесах) і до найнижчої жорсткої точки автомобіля між колесами.

 

де В_вн - відстань між внутрішніми поверхнями шин коліс переднього (заднього) моста.

h₁ - дорожній просвіт під переднім мостом;

h₂ - дорожній просвіт під заднім мостом.

h₁=0,315 м h₂= 0,315 м

В_вн1=1,52 - відстань між внутрішніми поверхнями шин коліс переднього моста, м

 

В_вн2=1,47 - відстань між внутрішніми поверхнями шин коліс заднього моста, м

 

 

Найбільший кут підйому, який автомобіль може подолати, з умови ковзання:

 

а за умови перекидання:

 

Тут a та b - координати центра мас автомобіля по базі.

a=1,9

 

b=1,4

 

Найбільший кут косогору, на якому автомобіль з жорсткою підвіскою може втриматися:

без бокового ковзання

 

без перекидання вбік

 

B=1.941

 

 

Опорну прохідність оцінюють за допомогою коефіцієнта сили зчеплення коліс з полотном дороги:

 

де G_зч - сила тяжіння, що припадає на ведучі колеса.

G_зч=53464,5 Н

 

Рух автомобіля з умов зчеплення  можливий при

 

рух автомобіля можливий на дорозі з  ухилом до і=0,418.

Тиск на опорну поверхню р₀ коліс кожної з осей визначають за виразом

 

де Z - нормальна опорна реакція  полотна дороги під колесами осі, для якої визначають р₀;

G - сила тяжіння, що припадає на цю саму вісь;

n_к - кількість коліс, встановлених на осі:

F_к - контурна площа відбитка колеса.

При відсутності відомостей про  величину F_к беруть

кгс/см²

Тиск на виступах рисунка  протектора р_в частини шини, що контактує з опорною поверхнею:

 

де F_в - площа виступів рисунка протектора.

При відсутності відомостей про  величину F_в беруть p_в = 2р₀.

кгс/см²

 

12. Визначення показників паливної економічності автомобіля

Паливна характеристика усталеного руху - залежність витрати палива в літрах на 100 км пройденого шляху (шляхової витрати) від швидкості усталеного руху V_а на вищій передачі по горизонтальній дорозі.

Для побудови паливної характеристики усталеного руху зручно використовувати рівняння витрати палива у вигляді:

 

де - питома витрата палива при максимальній потужності двигуна, г/(кВт год) (за швидкісною зовнішньою характеристикою);

- коефіцієнт, який враховує  зміну питомої витрати палива  залежно від кутової швидкості  колінчастого вала двигуна;

- коефіцієнт, який враховує  зміну залежно від ступеня  використання потужності двигуна;

- густина палива, г/см³, у дизельного палива = 0,83;

= G_а - сила опору дороги руху автомобіля.

Коефіцієнти та   можна визначити також за формулами:

 

 

 

Значення коефіцієнта  залежить від коефіцієнта використання потужності В

 

де - потужність, яку повинен розвивати двигун для руху автомобіля зі швидкістю V_а по дорозі з коефіцієнтом опору ці на вищій передачі;

 

N - потужність двигуна за швидкісною  зовнішньою характеристикою при  кутовій швидкості колінчастого  вала , яка відповідає швидкості _.

Розрахунок паливної характеристики усталеного руху

 г/кВт∙год

 г/см³ ; 

= G_а=0.021∙53464,5=3465 H

 

Таблиця до розрахунку паливної характеристики усталеного руху автомобіля

 

Показник		Числове значення
, рад/с		80	120	160	200	240	280	320
		0,25	0,375	0,5	0,625	0,75	0,875	1
, кВт		23,515	36,67	49,51	61,11	70,55	76,89	79,21
		1,06	1,004	0,97	0,955	0,958	0,973	1
	м/с	6,751	10,126	13,502	16,877	20,252	23,628	27
	м/год	24,3	36,45	48,62	60,76	72,91	85,06	97,2
, Н		113,706	255,839	454,826	710,665	1023	1393	1819
,кВт		10,06	16,82	25,64	37,28	52,35	71,61	95,69
		1,175	1,113	1,02	0,931	0,898	0,964	1,057
,		22,68	22,68	22,98	24	27,18	34,75	45,79

 

ПРОЕКТУВАННЯ ОСНОВНИХ ФУНКЦІОНАЛЬНИХ ЕЛЕМЕНТІВ АВТОМОБІЛЯ

Метою цієї частини проекту є  вибір та обґрунтування типу і  конструктивних схем основних функціональних елементів автомобіля, що проектується - трансмісії, ходової системи і  органів керування. Для цього  потрібно розробити кінематичну  схему кожного з основних вузлів автомобіля. Кінематичні схеми розміщуються на початку кожного з відповідних  розділів пояснювальної записки.

Вибираючи та обґрунтовуючи тип  та принципову схему функціонального  елемента, слід виходити з умови  найповнішого задоволення спеціальних  вимог, які ставляться до його конструкції, а також з порівняльної техніко-експлуатаційної  оцінки та аналізу існуючих аналогічних  конструкцій.

При цьому треба врахувати особливості  конкретних умов експлуатації та розробити  елементи конструкції, що забезпечать  нормальний робочий процес вузла  під час експлуатації автомобіля (регулювання, мащення, тощо).

Визначивши основні параметри  вузла, що розробляється, слід обчислити  значення розрахункових навантажень, вибрати матеріал і розрахувати  основні деталі на міцність.

Трансмісія

Зчеплення

Зчеплення сухе, фрикційне, однодискове, з перефірійним розташуванням пружин

 

Основними параметрами зчеплення, що визначається при розрахунку курсового  проекту, є зовнішній та внутрішній діаметри фрикційних накладок та відповідно, коефіцієнт запасу зчеплення b, натискне зусилля пружини _{, тиск на фрикційні накладки} та кількість ведених дисків

Вихідні данні:

Крутний момент

Розмір фрикційних накладок приймаємо  згідно з витягом із ГОСТ 1786-88 з  урахуванням , що чим більше крутний  момент , що передається зчепленням, тим більша площа фрикційних накладок.

 

 

Коефіцієнт запасу зчеплення b=1,8 (приймаємо в межах 1,5 … 2,2)

m - коефіцієнт тертя фрикційних поверхонь (приймають у межах 0,25… 0,30)

_{z – кількість поверхонь тертя (для одно дискових z=2, для дводискових z=4)}

Тиск на фрикційні накладки :

_{Кількість натискних  пружин 12 та 3 важелі виключання.}

_{Хід натискного диска lH, який має забезпечувати повне зчеплення,визначається зазором між поверхнями тертя 1 мм і відповідно хід диска 2мм.}

Коробка передач

Вихідні дані:

Тип автомобіля – вантажний.

Маса вантажу, що перевозиться – 2000 кг.

Тип трансмісії – механічна, ступінчаста.

Тип коробки передач – механічна, чотирьохступінчаста.

Максимальний крутний момент

_{Діапазон коробки  передач Дк=4,43}

_{Передаточні числа}

Коробка передач механічна, чотириступінчаста, трьох вальна, з постійним зачепленням  шестерень, синхронізована, неавтоматична (з безпосереднім керуванням), з  одним рядом передаточних чисел.

Міжосьова відстань :

, де

k _a = 8.9 (для коробок передач вантажних автомобілів приймаюсь в межах 8,6 … 9,6)

М_вих – крутний момент на вторинному валу на першій передачі, коли на вихідний вал передається максимальний крутний момент

Міжосьова відстань регламентується  ГОСТ 2185-66

Приймаємо

Осьовий розмір коробки передач

_{де nзк , nп , nс – відповідно кількість зубчастих коліс, підшипників і синхронізаторів:}

    _{b –  ширина зубчастих  коліс:}

    _{B –  ширина підшипників:}

    _{H –  ширина синхронізаторів.}

_{Значення l, b, B, H визначенні із базового розміру коробки – міжосьової відстані}

_{робоча ширина вінців зубчастих  коліс b=(0,19… 0,23) aw}

_{ширина підшипників B=(0,20…0,25) aw}

_{осьовий розмір синхронізатора H=(0,40…0,55) aw}

_{Отримане значення осьового розміру l необхідно  перевірити на відповідність  співвідношенню між  осьовим розміром та міжосьовою відстанню  для існуючих конструкцій:}

_{чотириступінчаста КП l= (2,2…2,7) aw=275…337,5 мм  (l=233мм)}

_{Визначення параметрів зубчастих коліс:}

_{Всі зубчасті колеса у коробці передач  мають однакові нормальні  модулі mn=3,5 мм}

_{Кут нахилу bпр лінії зуба}

_{Сумарна кількість  зубців кінематичної пари}

 

 

 

_{Приймаємо z=53}

_{Виходячи із сумарної кількості зубців кінематичної пари z, знаходять уточнене значення кута нахилу лінії зуба:}

_{Кількість зубців ведучого зубчастого колеса першої передачі zвч1 знаходять в таких межах:}

_{zвч1 =15…17  (zвч1 =16)}

_{Кількість зубців веденого зубчастого колеса першої передачі:}

_{zвн1 =zΕ -zвч1 =53-16=37}

_{Фактичне передаточне  число вихідної пари зубчастих коліс  першої передачі:}

_{Попередня значення передаточного числа  пари зубчастих коліс  привода проміжного вала:}

_{Кількість зубців зубчастих коліс  привода проміжного вала:}

_{Фактичне значення передаточного числа  пари зубчастих коліс  привода проміжного вала:}

_{де zвч1, zвн1, zвчп, zвнп, zΕ – кількість зубців відповідно ведучого, веденого, зубчастих коліс першої передачі і привода проміжного вала та сумарна кількість кінематичної пари;}

    _{Uзп1, U1, Uп- передаточні числа відповідно пари зубчастих коліс першої передачі}

_{Друга передача}

_{Третя передача}

_{Уточняємо:}

              

_{Перевірка (абсолютна  похибка розрахунку):}

    

_{Похибка <5%, розрахунки вірні}

 

 

Карданна передача

Карданна передача з’єднує КП і ГП, відстань між якими 2060 мм. Допустима довжина кардана 1674 мм, тому потрібна додаткова опора.

Карданна передача складається  з двох валів: переднього (проміжного) та заднього. Карданні вали відкритого типу , трубчаті, є три карданних  шарніра на голчатих підшипниках; з  проміжною опорою, асинхронний.

Для визначення допустимої довжини  карданного вала L_{кв max}  необхідно:

   розрахувати максимальну  кутову швидкість карданного  вала, яка можлива при експлуатації  автомобіля виходячи з його  максимальної швидкості;

   обчислити розрахунковий  момент М на карданному валі;

   обрати величину зовнішнього  та внутрішнього діаметрів карданного  вала.

Максимальна кутова швидкість карданного вала:

де U₀ – передаточне число головної передачі

     V_{a max} – максимальна швидкість руху автомобіля

     r_K – радіус кочення колеса

Розрахунковий крутний момент на карданом увалі:

де М – крутний момент на ведучому валі коробки передач, Н×м

     U1 – передаточне число коробки передач на нижчій передачі