Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України Житомирський державний технологічний університет

Факультет компґютерно-інтегрованих технологій, мехатроніки і робототехніки

Кафедра автомобілів і транспортних технологій

Затверджено науково-методичною радою ЖДТУ протокол від «28» березня 2019 р. №2

МЕТОДИЧНІ РЕКОМЕНДАЦІЇ

для виконання курсової роботи з навчальної дисципліни «автомобілі»

для студентів освітнього рівня «БАКАЛАВР» денної і заочної форми навчання спеціальності 274 «Автомобільний транспорт»

освітньо-професійна програма «Автомобільний транспорт»

Розробники: д.т.н., професор Кравченко О.П.,

к.т.н., доцент Опанасюк Є.Г.,

к.т.н., доцент Бегерський Д.Б.,

ст. викладач Можаровський М.М.

Житомир 2019 р.

Методичні рекомендації до виконання курсової роботи з дисципліни “Автомобілі” для студентів спеціальності 274 - Автомобільний транспорт” / О.П. Кравченко, Є.Г. Опанасюк, Д.Б. Бегерський, М.М. Можаровський - Житомир: ЖДТУ, 2019. - 95с.

Рецензенти:

д.т.н., професор, завідувач кафедри прикладної механіки і комп'ютерно-інтегрованих технологій Л.Г. Полонський;

к.т.н., доцент кафедри автомобілів і транспортних технологій А.В. Ільченко

Зміст

Вступ

1. Аналіз вихідних даних та розробка компонувальної схеми автомобіля

1.1 Визначення параметрів маси

1.2 Визначення кількості осей і габаритів автомобіля

1.3 Уточнення компонування i вагових навантажень на осі автомобіля

2. Визначення вихідних даних для тягового розрахунку і розрахунок експлуатаційних властивостей автомобіля

2.1 Визначення вихідних даних

2.1.1 Динамічний радіус колеса

2.1.2 Механічний ККД трансмісії

2.1.3 Фактор опору повітря

2.1.4 Визначення потужності двигуна і побудова його швидкісної зовнішньої характеристики

2.1.5 Визначення кількості передач i передаточних чисел трансмісії автомобіля

2.2 Визначення експлуатаційних властивостей автомобіля

2.2.1 Побудова динамічної характеристики i графіка прискорень автомобіля

2.2.2. Побудова графіків часу i шляху розгону автомобіля

2.2.3 Побудова паливно-швидкiсної характеристики автомобіля

2.2.4 Гальмові властивості автомобіля

2.5.5 Стійкість автомобіля

2.2.6 Керованiсть автомобіля

2.2.7 Плавність ходу автомобіля

3. Проектування основних функціональних елементів трансмісії, ходової системи, органів керування автомобіля

3.1 Трансмісія

3.1.1 Зчеплення

3.1.2 Коробка передач

3.1.3 Карданна передача

3.1.4 Головна передача

3.1.5 Диференціал

3.1.6 Привод ведучих коліс

3.2 Ходова система автомобіля

3.2.1 Несуча система

3.2.2 Мости автомобіля

3.2.3 Підвіска автомобіля

3.3 Розрахунок органів керування автомобілем

3.3.1 Гальмова система

3.3.2 Рульове керування. Кінематичні схеми і силові передавальні числа

Додаток 1

Список літератури

Вступ

автомобіль трансмісія ходовий експлуатаційний

Мета курсової роботи полягає в закріпленні знань з теорії і конструкції автомобілів, надбанні практичних навичок у визначенні показників експлуатаційних властивостей транспортних засобів і оцінюванні досконалості конструкції механізмів і систем автомобіля і автомобіля в цілому.

Завдання на курсову роботу видається індивідуально кожному студенту згідно додатку 1 і включає такі вихідні дані:

- вантажопідйомність G_в, кН (або пасажиромісткість n_n, чол.);

- максимальна швидкість V_{a max}, м/сек.;

- коефіцієнт опору дороги при максимальній швидкості _v;

- цільове призначення автомобіля та умови його експлуатації;

- назва вузлів автомобіля, конструкції яких необхідно роз-робити.

Завдання на курсову роботу видається викладачем - керівником курсової роботи і затверджується завідувачем кафедри. Зразок завдання представлений в додатку 2. Номер варіанту зав-дання (додаток 1) визначається як сума трьох останніх цифр залікової книжки студента, при цьому «0» враховується як «10», наприклад, номер залікової книжки №372590 - номер варіанту 5+9+10=24, тобто варіант №24.

Курсова робота складається з розрахунково-пояснювальної записки об'ємом до 60 сторінок Times New Roman (шрифт 14) тексту на листах паперу форматом А4 (поля: 25 мм - зліва; по 20 мм - зверху і знизу; 10 мм - справа) і графічної частини: 1 лист - графіки та 1 лист - креслення конструкції (формат А1). Зразок титульної сторінки розрахунково-пояснювальної записки представлено в додатку 3, папки для курсової роботи - в додатку 4.

Оформлення розрахунково-пояснювальної записки і графічної частини повинно відповідати вимогам діючих стандартів.

Методичні вказівки до виконання курсової роботи з дисципліни “Автомобілі” для студентів спеціальності 274 - “Автомобіль-ний транспорт” можуть бути використані для проведення прак-тичних занять з дисципліни.

1. Аналіз вихідних даних та розробка компонувальної схеми автомобіля

Вихідні дані на курсовий проект потрібно проаналізувати i, при необхідності, уточнити. На основі даних для проектування автомобіля описати умови його експлуатації i розробити основні вимоги, яким повинна відповідати конструкція автомобіля.

Розробка компонувальної схеми автомобіля включає визначення параметрів маси автомобіля (автопоїзда), визначення кількості осей i колісної формули, уточнення компонувальної схеми i навантажень на осi.

1.1 Визначення параметрів маси

Власну масу вантажного автомобіля визначають на основі статистичної обробки параметрів мас існуючих автомобілів даного типу з урахуванням факторів, які можуть здійснити вплив на вибір маси.

Власну масу вантажного автомобіля визначають із співвідношення:

M_о= M_в Ч q, (1)

де М_в - вантажопідйомність автомобіля, т;

q - коефіцієнт тари.

Орієнтовні значення коефіцієнта тари неповноприводних автомобілів з колісними формулами 4x2 i 6x4 можна знайти, використовуючи графік залежності q = f (М_в) (рис.1).

 M_в, т

Рис. 1 Залежність коефіцієнту тари q від вантажопідйомності автомобіля (1 - дорога з твердим покриттям; 2 - бездоріжжя)

Враховуючи дані технічних характеристик повнопривідних вантажних автомобілів, автопоїздів, орієнтовні значення коефіцієнта q можна визначити за та

Таблиця 1

Орієнтовні значення коефіцієнта тари q для повнопривідних автомобілів

Колісна формула	4х4	6х6	8х8
q	1,6...1,7	1,4...1,5	1,3...1,4

Таблиця 2

Орієнтовні значення коефіцієнта тари q для сідельних i причіпних автопоїздів загального призначення

Тягач 4х4, 6х6	Мв	6	8	10	12
	Q	1,0	0,95	0,9	0,85
Тягач 4х2, 6х4	Мв	7…13	14…20	23…26	34…48
	Q	0,9…0,8	0,75…0,68	0,65	0,6…0,5

Власна маса легкових автомобілів визначається в залежності від робочого об`єму двигуна, а власна маса автобусів - в залежності від їх довжини, пасажиромісткості i призначення, на основі даних їх технічних характеристик.

Повна маса автомобіля визначається із виразів:

- вантажного автомобіля

М_а=М_о+М_в,+М_вл+М_n, (2)

- легкового автомобіля, автобуса

М_а=М_о+М_вл+М_n, (3)

де М_в - маса вантажу, т;

М_вл = 10n - маса вантажу (багажу) легкового автомобіля, кг;

М_п = 75n - маса пасажирів (разом з водієм), кг;

n - кількість пасажирів, люд.

1.2 Визначення кількості осей і габаритів автомобіля

Розподіл навантаження по мостах необхідно визначити для підбору шин, а також для визначення максимально можливої по зчепленню тягової сили, величина якої використовується для вибору передаточного числа нижчої передачі трансмісії. Для ван-тажних автомобілів розподіл навантажень між мостами залежить, головним чином, від того, для яких доріг вони призначені.

При цьому, перш за все, виходять із урахування єдиних норм вагових обмежень для вантажних автомобілів, автопоїздів і автобусів, зумовлених міцністю дорожніх покриттів, передбачених відповідними дорожніми стандартами.

За спеціальними правилами здійснюється дорожнє перевезення небезпечних вантажів, рух транспортних засобів та їх составів у разі, коли хоч один з їх габаритів перевищує за шириною 2,6 м, за висотою від поверхні дороги -- 4 м (для контейнеровозів на встановлених Укравтодором і Національною поліцією маршрутах -- 4,35 м), за довжиною -- 22 м (для маршрутних транспортних засобів -- 25 м), фактичну масу понад 40 т (для контейнеровозів -- понад 44 т, на встановлених Укравтодором і Національною поліцією для них маршрутах -- до 46 т), навантаження на одиночну вісь -- 11 т (для автобусів, тролейбусів -- 11,5 т), здвоєні осі -- 16 т, строєні -- 22 т (для контейнеровозів навантаження на одиночну вісь -- 11 т, здвоєні осі -- 18 т, строєні -- 24 т) або якщо вантаж виступає за задній габарит транспортного засобу більш як на 2 м.

Осі слід вважати здвоєними або строєними, якщо відстань між ними (суміжними) не перевищує 2,5 м.

Рух транспортних засобів та їх составів з навантаженням на одиночну вісь понад 11 т, здвоєні осі -- понад 16 т, строєні осі -- понад 22 т або фактичною масою понад 40 т (для контейнеровозів -- навантаження на одиночну вісь -- понад 11 т, здвоєні осі -- понад 18 т, строєні осі -- понад 24 т або фактичною масою понад 44 т, а на встановлених Укравтодором і Національною поліцією для них маршрутах -- понад 46 т) у разі перевезення подільних вантажів автомобільними дорогами забороняється.

Забороняється рух транспортних засобів з навантаженням на вісь понад 7 т або фактичною масою понад 24 т автомобільними дорогами загального користування місцевого значення.

Кількість осей можна визначити із виразу:

n = Ga / Gв, (4)

де: Ga - повна вага автомобіля, кН;

Gв - припустиме вагове навантаження на вісь в залежності від групи доріг і відстані між осями, кН.

При виборі кількості ведучих осей слід також враховувати, що при їх мінімальній кількості спрощується трансмісія автомобіля і збільшується її механічний ККД.

Мінімальну кількість ведучих осей n_вmin визначають із умови можливості усталеного руху автомобіля при мінімальній швидкості в заданих дорожніх умовах по зчепленню:

n_{в min} G_aЧy--_max ? m_зр Ч--G_зч--Чj _розр, (5)

де G_а = М_а --Ч g - повна вага автомобіля, кН;

g - прискорення вільного падіння, м/сек²;

- коефіцієнт зміни нормальної реакції дороги на ведучі колеса автомобіля при русі в тяговому режимі;

y--_max - коефіцієнт сумарного опору дороги (максимальне значення для заданих дорожніх умов) y--_max = (f + i), де f - коефіцієнт опору коченню; i - коефіцієнт поздовжнього ухилу дороги);

=1 / ( 1 - 0,3 j _розр), (6)

j _розр - коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з полотном дороги в несприятливих умовах (j_розр = 0,15...0,4).

Величину y--_max вибирають із табл. 4.

Таблиця 4

Орієнтовні значення коефiцiєнтiв f, y--_max i ухилів i

Показник	Категорія дороги
	І	ІІ	ІІІ	ІV	V
Середній коефіцієнт опору коченню, f	0,012	0,012	0,012* (0,015)	0,020	0,03…0,05
Найбільші поздовжні ухили, i	0,03 (0,04…0,06)	0,04 (0,05…0,07)	0,05 (0,06…0,08)	0,06 (0,07…0,09)	0,07 (0,09…0,1)
max	0,072	0,082	0,095	0,110	0,150

* - дані для капітальних покриттів;

(...) - дані для важких ділянок в пересіченій i гірській місцевостях.

1.3 Уточнення компонування i вагових навантажень на осі автомобіля

Розробка компонувальної схеми автомобіля включає оптимізацію взаємного розміщення кабіни, двигуна i кузова (багажника), виходячи із цільового призначення i умов експлуатації автомобіля, що проектується.

Типові схеми компонування автомобілів представлені на рис.2.

1. Легкові автомобілі

2. Двовісні вантажні автомобілі

а б

3. Тривісні вантажні автомобілі

а б

Рис. 2 Компонувальні схеми автомобілів

Засновуючись на вибраній компонувальній схемі автомобіля i даних технічних характеристик існуючих конструкцій, визначають навантаження на осі автомобіля, що проектується, виходячи із наступного:

для легкових автомобілів:

(рис. 2.1 а) - G₂=(0,53...0,55 )G_а;

(рис. 2.1 б) - G₂=(0,59...0,61)G_а;

(рис. 2.1 в) - G₂=(0,46...0,49)G_а;

для двовісних вантажних автомобілів:

G₂=(0,70...0,75) G_а (рис. 2.2 а, задні колеса - двоскатнi);

G₂=(0,65...0,70) G_а (рис. 2.2 б, задні колеса - двоскатнi);

G₂=(0,53...0,57) G_а (рис. 2.2 б, задні колеса - односкатнi);

для тривісних вантажних автомобiлiв:

(G₂+G₃)=(0,75...0,78) G_а (рис. 2.3 а,б,- колісна формула 6х4);

(G₂+G₃)=(0,68...0,74) G_а (рис. 2.3 а,б,- колісна формула 6х6).

При використанні балансирної підвіски задніх коліс тривісних автомобілів приймають G₂=G₃. Автомобілі з колісними формулами 4х4, 6х6, 8х8, як правило, мають односкатнi колеса.

Висоту центра мас h_g приймають:

- для вантажних автомобілів h_д=0,9...1,1 м;

- для легкових автомобілів h_g=0,7...0,8 м.

Величини поздовжньої L i поперечної B баз автомобіля приймають з урахуванням параметрів існуючих конструкцій. Відстані від центра мас до осей коліс автомобіля визначають із виразів: a=G₂L/G_а; b=L-a.

2. Визначення вихідних даних для тягового розрахунку і розрахунок експлуатаційних властивостей автомобіля

2.1 Визначення вихідних даних

2.1.1 Динамічний радіус колеса

Динамічний радіус колеса визначають після вибору шин. В свою чергу, шини автомобіля, що проектуються, вибирають за умови працездатності найбільш навантаженої шини.

Навантаження на шину визначають за залежністю:

G_ш = G_i/n, (7)

де G_i- навантаження на міст, кН;

n - число коліс моста (з односкатними шинами n = 2, з дво-скатними - n = 4).

Для більшої достовірності необхідно визначити G_ш на всіх мостах і по більшому з них вибирають шини необхідного розміру i призначення. В розрахунково-пояснювальну записку вносять такі дані про шину:

- позначення, тип рисунка протектора, кількість шарів корду, розміри при максимальному значенні тиску, максимально допустиме навантаження, допустиму швидкість i статичний радіус r_с.

Вказаний радіус r_с приймають за динамічний r_д, тобто вважають, що r_с r_д.

2.1.2 Механічний ККД трансмісії

Механічний коефіцієнт корисної дії трансмісії залежить від кількості i властивостей її елементів:

- k - кількість пар циліндричних шестерень, через якi пере-дається крутний момент на певній передачі;

- l - кількість пар конічних гiпоїдних шестерень;

- m - кількість карданних шарнiрiв;

- n - кількість пар циліндричних шестерень;

- p - кількість шліцьових з`єднань у трансмісії.

Числове значення ККД механічної трансмісії h_т дорівнює:

h_м=0,98^k----Ч 0,97^l Ч 0,995^m Ч0,977ⁿЧ 0,999^p.

Втратами енергії в підшипниках агрегатів трансмісії зневажаємо.

Для визначення h_м необхідно накреслити кінематичну схему трансмісії.

2.1.3 Фактор опору повітря

Орієнтовні значення фактору опору повітря W=KF (де К- коефіцієнт обтічності автомобіля НЧс²/м⁴; F- площа проекції автомобіля на площину, перпендикулярну його повздовжній осі, м²) вибирають із табл. 5. При виборі значення W=KF необхідно пояснити, за рахунок яких заходів його значення знижене в порівнянні з існуючими конструкціями.

Таблиця 5

Орієнтовні значення фактору опору повітря W

Тип автомобіля	W, НЧс2/м2
1	2
Легкові класів: - особливо малого - малого - середнього - великого Вантажні вантажопідйомністю: до 1 т 1,1...2,5 т 2,6...4,0 т понад 4 т Автопоїзди причіпні: тягач з кузовом-фургоном і причепом-фургоном тягач з бортовою платформою і бортовим причепом Сідельні автопоїзди: тягач 4х2 з напівпричепом-фургоном тягач 6х4 з напівпричепом-фургоном Автобуси з кузовом вагонного типу середньої і великої пасажиромісткості	0,5...0,6 0,6...0,7 0,75...0,85 0,85...0,95 1,2...1,5 1,6...2,0 2,1...2,8 2,9...3,5 3,9...4,0 4,3...4,4 3,4...3,5 4,2...4,4 2,9...3,6

2.1.4 Визначення потужності двигуна і побудова його швидкісної зовнішньої характеристики

Розрахунок починають з визначення потужності двигуна N_ev, необхідної для забезпечення руху із заданою в завданні на курсовий проект максимальною швидкістю V_max.

Оскільки при V_max j_а=0, то, користуючись рівнянням балансу потужності i приймаючи г_с= г_д, визначимо

N_ev= V_max Ч (G_а Ч+ K Ч F Ч V²_max)/1000 Ч h_м, кВт (8)

де V_max - максимальна швидкість автомобіля, м/с;

G_а - сила тяжіння від повної маси автомобіля, Н;

- коефіцієнт опору дороги при максимальнiй швидкостi автомобіля;

KF = W - фактор опору повітря, Нс²/м²;

h_м - механічний ККД трансмісії.

Потужність N_ev відповідає частоті обертання колінчастого вала двигуна _v, при якій швидкість руху автомобіля буде максимальною.

Оскільки дизельні двигуни обладнаються регуляторами, що підтримують максимальну частоту обертання колінчастого вала двигуна при N_{е max}, то для них справедливі рівняння:

w _V = w _N і N_{e v} = N_{e max},

де N_{е max} - максимальна ефективна потужність двигуна, кВт;

w_N - частота обертання колінчастого вала двигуна при максимальній потужності, c^-1.

При проектуванні вантажних автомобілів з дизельними двигунами приймають _N = 220...260 c^-1.

В загальному випадку w_v w_N, а значить i N_ev N_{e max.} При цьому N_{e v} < N_{e max}. Тому при проектуванні легкових автомобілів i автобусів з карбюраторними двигунами приймають:

N_{e max} = 1,1N_{e v} ; w _N = 440...580 с^-1.

Для підвищення довговічності карбюраторні двигуни вантажних автомобілів обладнаються обмежувачами максимальної частоти обертання колінчастого вала. Тому для них приймають:

N_{e max об} = N_v ; w _{N об} = 340...420 с^-1.

При побудові повної кривої N_eоб = f (w_об ) карбюраторного двигуна вантажного автомобіля приймають:

w_N = 1,03...1.04 w_{N об}; w_v =1,15...1,20w_N;

N_{e max} = 1,01...1,02 N_{e max об}.

Для математичного вираження i графічної побудови залежності N_e=f () використовують формулу проф. С.Р. Лей-дермана:

N_e = N_{e max} [a+b()²с()³], кВт (9)

Залежнiсть M_к= f () визначають за формулою:

Мк=1000(N /w), НЧм (10)

Питома витрата палива g може бути визначена при використанні залежності:

g =Ч, г/кВтЧгод. (11)

В формулах (9, 10, 11):

N_{е max} - максимальна ефективна потужність двигуна, кВт;

wi - поточне значення частоти обертання колінчастого вала двигуна, с^-1,

(w_i = 0,1w_N; 0,2w_N ; 0,3w_N; …, ; w_N);

w_N - частота обертання колінчастого вала двигуна при максимальній потужності, с^-1;

N_e, M_к, g - поточні значення відповідно потужності, крутного моменту (H?м) i питомої витрати палива при w_i;

а, в, c - емпiричнi коефіцієнти рівняння (9);

- коефіцієнт впливу частоти обертання колінчастого вала двигуна на питому витрату палива;

- питома витрата палива, г/кВтЧгод. (у дизелів =210...240 г/кВт?год., у карбюраторних - =320...360 г/кВтЧгод.

Значення коефiцiєнтiв а, в, с i коефіцієнта k=a+b()²c()³ можна визначити за табл. 6.

Таблиця 6

Коефіцієнти до побудови кривої потужності за методом С.Р. Лейдермана

Коефі-цієнти	Значення для двигунів
	Карбюраторних	Дизелів
	вантажні автомобілі	легкові і автобуси.	вантажні автомобілі	легкові і автобуси
a	1,0	0,9	0,7	0,8
b	1,0	1,1	1,3	1,2
c	1,0	1,0	1,0	1,0
k	ki=a+b()2c()3
0,2	0,232	0,216	0,184	0,200
0,3	0,363	0,243	0,300	0,321
0,4	0,496	0,272	0,424	0,448
0,5	0,625	0,600	0,550	0,575
0,6	0,744	0,720	0,672	0,696
0,7	0,847	0,826	0,784	0,805
0,8	0,928	0,912	0,880	0,896
0,9	0,981	0,972	0,954	0,963
1,0	1,000	1,000	1,000	1,000
1,1	0,98	0,99	--	--

При обраних значеннях відповідні їм значення коефіцієнта k можна визначити за графіком залежності k=f () (рис. 3).

Рис. 3 Залежність коефіцієнта Kщ від відношення щ_i/щ_N

Годинна витрата палива Q_г визначається за формулою:

Q_г = g Ч N/1000, кг/год. (12)

Результати розрахунків , , , g для побудови швидкісної зовнішньої характеристики двигуна наводяться у вигляді таблиці 7.

Таблиця 7

Параметри швидкісної зовнішньої характеристики двигуна

=	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1
, 1/с
, кВт
, Нм
g, г/кВт?год.
Qг,кг/год.

Зразок швидкісної зовнішньої характеристики автомобільного поршневого двигуна внутрішнього згоряння наведений на рис. 4.

Рис. 4 Швидкісна зовнішня характеристика автомобільного поршневого двигуна внутрішнього згоряння

2.1.5 Визначення кількості передач i передаточних чисел трансмісії автомобіля

За умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля визначають мінімальне передаточне число трансмісії, яке дорівнює:

u_{тр min} = (w_max Ч г_к)/V_max, (13)

де --w_max - максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна, с^-1 (для карбюраторного автомобіля w_max = w_Nоб ; легкового автомобіля i автобуса - w_max; для дизельного двигуна w_max = w_N);

г_к - кінематичний радіус колеса (г_к г_g г_ст), м;

V_max - максимальна швидкість руху автомобіля, м/с.

При наявності в трансмісії коробки передач, додаткової коробки передач i головної передачi:

u_{тр min} = u_{к min} Ч u_{дк min} Ч u_о, (14)

де u_{к min} - мінімальне передаточне число коробки передач (при застосуванні тривальної коробки передач з останньою прямою передачею - u_{к min} =1; в автомобілях з двовальними коробками передач u_{к min} =0,7...0,95; в механічних трансмісіях з додатковою коробкою u_{к min} =0,71...0,82); при відсутності додаткової коробки вважають u_{дк min} =1;

u_{дк min} - мінімальне передаточне число додаткової коробки (u_{дк min} =,0...1,3);

u_о - передаточне число головної передачі.

Прийнявши, враховуючи призначення i умови експлуатації автомобіля, що проектується, u_{к min} та u_{дк min,} визначимо передавальне число головної передачi:

u_о = u_{тр min} /( u_{к min} Ч u_{дк min}). (15)

Максимальне передаточне число трансмісії u_{тр max} визначають за умови подолання автомобілем найбільшого сумарного опору дороги :

u_{тр max} = (ЧG_aЧ г_д)/(М_{к max} Чh_тр), (16)

де - максимальне значення коефіцієнта сумарного опору дороги;

= 0,25...0,3 - для всіх типів автомобілів, призначених для міжміських сполучень;

= 0,35...0,45 - для інших вантажних автомобілів;

= 0,45...0,55 - для всіх типів автомобілів підвищеної прохідності;

г_д г_ст - динамічний радіус колеса, м;

M_{к мах} - максимальний крутний момент двигуна, H*м;

h_тр - ККД механічної трансмісії.

Отримана величина u_{тр max} повинна бути перевірена за умови зчеплення ведучих колiс з опорною поверхнею:

u_{тр max} (G_зч Ч г_д Ч)/(M_{к мах} Чh_тр), (17)

де G_зч - сила тяжіння від маси автомобіля, що припадає на ведучі колеса, кН:

G_зч = G₁, G_зч = G₂ - для автомобілів з колісною формулою 4х2 відповідно передньоприводних i задньоприводних;

G_зч =G₂ +G₃ - для автомобілів з колісною формулою 6х4;

G_зч =G_а - для повноприводних автомобілів;

= 0,4 - розрахункове значення коефіцієнта зчеплення.

При виконанні нерівності (17) знайдену величину u_{тр max} можна використовувати в подальших розрахунках, якщо ж вона не виконується, слід зменшити обране значення i відповідно, вказати дорожні умови, в яких автомобіль може експлуатуватись.

Максимальне передаточне число трансмісії дорівнює:

u_{тр max} = u_{к max} Ч--u_{дк max} Ч--u_о, (18)

де u_{к max} = u_к1 - передаточне число першої передачi коробки передач;

u_{дк max} = 1,9...2,3 - максимальне передаточне число додаткової коробки передач.

Враховуючи результат, отриманий з виразу (16), який відповідає нерівності (17), з формули (18) отримуємо значення передаточного числа першої передачі коробки передач:

u_к1 = u_{тр max} / (u_{дк max} Ч u_о) (19)

Число передач коробки передач залежить від типу, питомої потужності i умов експлуатації автомобіля, що проектується.

Коробки передач легкових автомобілів мають, як правило, 4 або 5 ступенів; вантажних автомобілів вантажопiдйомнiстю 3-10 т - 5 або 6 ступенів, вантажопiдйомнiстю більше 10 т - 8-20 ступенів (разом з подільником або додатковою коробкою передач); автомобiлiв-тягачiв - 4 або 5 ступенів з двоступінчастою головною передачею.

Передаточні числа промiжкових передач підбирають за умови забезпечення оптимальних показників тягово-швидкiсних i паливно-економiчних властивостей автомобіля.

Найчастіше їх підбирають за законом геометричної прогресії, згідно якого кількість передач визначається з виразу:

n = ((lg u_{к min}- lg u_{к max})/lg q)+1, (20)

де qд = та qк = - показник геометричної прогресії відповідно для коробок передач вантажних автомобілів i автобусів з дизельними двигунами i легкових автомобілів i автобусів з карбюраторними двигунами.

При використанні останньої прямої передачі передаточні числа визначають з виразу:

u_kj = , (21)

де n - число передач коробки передач;

j - порядковий номер промiжкової передачі.

Якщо остання передача прискорююча, а передостання пряма, проміжкові передаточні числа обчислюються за такою формулою:

u_kj=, (22)

де u _k1 - передаточне число першої передачі.

В коробках передач вантажних автомобілів, що мають пiдвищуючу передачу, значення її передаточного числа підбирається в межах 0.6...0.8.

Остаточно передаточні числа коробок передач уточнюють при виборі параметрів зубчастого зачеплення в процесі проектування коробки передач.

Обчислені значення параметрів двигуна i трансмісії викорис-товуються в подальших розрахунках експлуатаційних властивос-тей автомобіля i складових елементів автомобіля, що проекту-ється.

2.2 Визначення експлуатаційних властивостей автомобіля

2.2.1 Побудова динамічної характеристики i графіка прискорень автомобіля

Динамічна характеристика автомобіля - це графічне зображен-ня залежності динамічного фактора D від швидкості руху автомо-біля v_a (тобто D = f (v_a)).

При побудові динамічної характеристики автомобіля викорис-товується швидкісна зовнішня характеристика двигуна (рис.4, табл. 7).

Динамічний фактор автомобіля дорівнює:

D = ( P_p -P_w ) /G_a, (23)

де Р_р - сила тяги на ведучих колесах автомобіля, Н;

Р_w - сила опору повітря, Н.

Сила тяги дорівнює:

Р_{р ij} = (M_eiЧu_kjЧu_oЧh_тр)/г_д = ((M_eNЧu_kjЧu_oЧh_тр)/г_д)--Ч(a+bк_i-к_i²), (24)

де М_еi - i-те значення крутного моменту двигуна;

u_kj - передаточне число j-тої передачi коробки передач;

к_i =.

Сила опору повітря визначається з виразу:

Pw = KЧfЧv_ij² , (25)

де v_ij - швидкість руху автомобіля при W_ei частоті обертання колінчастого вала двигуна на j-тiй передачі, м/с:

v_ij = (w_eiЧг_к)/(u_kjЧu_o) = (w_eNЧк_i)/( u_kjЧu_o). (26)

Враховуючи рівняння (23...26) i використовуючи данi табл. 8, динамічний фактор обчислюється з рівняння:

D_ij = A Ч u_kj Ч( a+bк_i+к_i²) - B(к²_i/u²_kj), (27)

де А = (M_eNЧu_oЧh_трЧu_дк)/(г_дЧG_a); В = ((КF/G_a)--Ч(r)²)--Ч(1/ u_дк²) - константи, якi визначаються для всіх значень передавальних чисел додаткових коробок u_дкi.

При відсутності додаткової коробки передач в автомобілі, що проектується, u_дк = 1.

Для полегшення обчислень приймаємо, що

v_ij = CЧ(k_i/u_кj) (28)

де C = (w_eNЧг_к)/(u_oЧu_дк) - постійна (для даного автомобіля) величина.

Прискорення автомобіля на j-тiй передачі (при y = 0,02, = 1,03+0,05 u_кj²)

j_ij = (dv/dt)_ij =(D_ij - y)= ((D_ij - 0,02)/(1,04+0,04 _кj²))--Ч9,81. (29)

Якщо прийняти величину

9,81/(1,04+0,04 u_кj²) = E_j, (30)

яка є постійною, то

j_ij = (D_ij - 0,02)--ЧE_j. (31)

Отримані в результаті обчислень за формулами (26; 27; 30) значення v_ij, D_ij і j_ij зводимо в таблицю 8. На основі обчислених даних (табл. 8) будують динамічну характеристику (рис. 5) і графік прискорень автомобіля, що проектується (рис. 6).

Таблиця 8

Результати розрахунків швидкості динамічного фактора і прискорення автомобіля

Передача

Пара-метр

Кi

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0

1,1

i, с-1

Ne, кВт

Mк, Н м

ge, г/кВтгод.

Перша (нижча) uк1= E1=

V1, м/с

D1

j1, м/с2

Друга uк2= E2=

V2, м/с

D2

j2, м/с2

Остання (вища) uкi= Ei=

V1, м/с

Di

ji, м/с2



Рис. 5 Динамічна характеристика автомобіля

Рис. 6 Графік прискорень автомобіля

2.2.2 Побудова графіків часу i шляху розгону автомобіля

Для побудови графіка часу v = f(t_a) i шляху v = f(S_а) розгону автомобіля графоаналітичним методом використовують графік прискорень автомобіля j_a = f(v_a) (рис.6).

Для цього кожну криву графіка прискорень ділять на кілька інтервалів (рис.7), кінці яких з'єднують відрізками прямої, тобто представляють її у вигляді кусочно-лiнiйної функції.



Рис. 7 Графік залежності прискорення автомобіля ja від його швидкості va на і-тій передачі

Кінці інтервалів швидкостей i прискорень позначають відповідно v_i1, v_i2… v_in і j_i1, v_i2… j_in. Тоді для кожного інтервалу швидкостей час розгону автомобіля буде дорівнювати:

Шлях розгону для кожного інтервалу швидкостей:

Знайденi в дiапазонi вiд v_a= 0 до v_а = v_аmax значення t_in i S_in заносять до табл. 9.

Таблиця 9

Результати обчислень часу і шляху розгону автомобіля

	Інтервал швидкості
	1	2	3	4	5	…	n-1	n
Швидкість в кінці інтервала vai, м/с
Прискорення в кінці інтервала jai, м/с2
Час розгону в інтервалі, ti, с.
Сумарний час розгону T=ti, с
Шлях розгону в інтервалі Si, м
Сумарний шлях розгону S=Si, м

Падіння швидкості під час переключення передач дорівнює ?Vп= tn·g(-2Ш1)/дn = tn·g·Ш1/дn, де tn=1,5 с. - час переключення передач; Ш1-коефіцієнт сумарного опору дороги при швидкості автомобіля на початку переключення; дn - коефіцієнт врахування мас автомобіля, що обертаються (дn = 1 + 0.03 …..0.05).

Користуючись розрахунковими даними, будують графіки залежностей v = f(t_a) i v = f(S_a) (рис. 8).

Рис. 8 Графіки часу та шляху розганяння автомобіля

2.2.3 Побудова паливно-швидкiсної характеристики автомобіля

Для побудови паливно-економiчної характеристики автомобіля використовують залежність:

Qs = , л/100км (32)

де q_N - питома витрата при максимальній потужності двигуна, г/кВт*год;

- питома вага палива, г/см³ (для бензину _б = 0,75 г/см³, для дизельного палива _д = 0,83 г/см³);

Kщ - коефіцієнт, який враховує зміну питомої витрати палива в залежності від частоти обертання колінчастого валу двигуна визначається за графіком рис. 9 а),

Рис. 9а Залежність коефіцієнта Kщ від відношення щi/щN

K_N - коефіцієнт впливу ступеня використання потужностi двигуна на величину g_N (визначається за графiком рис. 9 б).

Рис. 9 б Залежність коефіцієнта K_N (Kв) від ступеня використання потужності: ----- бензиновий двигун; - - - - -дизель

Розрахунки для отримання даних для побудови паливно-економiчної характеристики автомобіля виконують в такій послідовності. З табл. 9 в табл. 11 виписують значення, , v_ai (для вищої передачі). Туди ж заносять визначені за графіками рис. 9а i 9б значення коефiцiєнтiв i K_N.

Після підрахування сил =y*G_a, = W*v_i² та потужностi N_{п i,} яка дорiвнює:

N_{п i}= (y₁* G_a * v_i +* v_i)/(1000*_тр) (33)

де: N_{п i} - потужнiсть, яку повинен розвити двигун при русi ав-томобiля по дорозi з коефiцiєнтом опору = 0,02 зi швидкiстю v_i; значення , та N_{п i} заносять до табл. 10.

На основi вихiдних даних (табл. 10) розраховують значення Q_Si (за формулою (32)) i будують графiк залежностi Q_Si = f(v_a) (рис. 10).

Таблиця 10

До визначення показникiв паливно-швидкiсної характеристики автомобiля

Величина	Частота обертання колінчастого вала і, с-1
	w1	--w2	w3	w4	w5	........	wn
w1/wn
,кВт
vi,км/год
і
KN
, Н
, Н
Nп i, кВт
Nп i /Ni
QSi, л



Рис. 10 Паливно-швидкісна характеристика автомобіля

2.2.4 Гальмові властивості автомобіля

Для оцінки гальмових властивостей автомобіля використовуються показники:

- шлях гальмування S_г, м

S_г = , (34)

де v_a - швидкiсть автомобiля, з якої починається гальмування (встановлюється згiдно вимог до випробувань гальмових систем), км/год.;

a - кут нахилу полотна дороги, град.;

f - коефiцiєнт опору кочення колiс;

j - коефiцiєнт зчеплення колiс з полотном дороги;

g = 9,81 м/с² - прискорення сили ваги.

- уповiльнення j_c, м/с²

j_c =. (35)

Значення ,, відповідають показникам рівної ділянки дороги з сухим цементобетонним або асфальтним покриттям.

На основi розрахунків будують графiки залежностей S_{г i} = f(v_a,--j) та j_c = f(v_a,--j) (рис. 11).

Рис. 11 Графiки залежностей S_{г i} = f(v_a,--j) та j_c = f(v_a,--j)

Отримані значення S_г i j_c порівнюють з вимогами “Правил дорожнього руху України” i роблять висновок про ефективність гальмової системи i вiдповiднiсть діючим вимогам.

2.2.5 Стійкість автомобіля

Поперечна стійкість автомобіля оцінюється за величиною критичної швидкості автомобіля під час руху по криволiнiйнiй траєкторії згідно з умовами бічного перекидання v_пер i заносу v_з:

v_пер=; (36)

v_з=, (37)

де R - радiус кривизни полотна дороги в планi, м;

В - ширина колiї автомобiля, м;

- висота центра мас автомобiля, м;

j - коефiцiєнт зчеплення (асфальт, асфальтобетон).

Розрахунки значень v_пер i v_з проводяться для значень R (20, 40, 60, 80, 100м). Пiсля отримання значень v_пер і будують графiк залежностi v_{пер (ков)} = f(R) (рис. 12а).

а

б

Рис. 12 Залежності критичних швидкостей руху автомобіля: - а - від радіусу повороту; - б - за умови керованості від кута повороту керованих коліс

При русі автомобіля на віражі критчні швидкості визнача-ються за формулами:

V^в_пер =; (36)

V^в_з=, (37)

де Я =4° - кут поперечного нахилу дороги.

Для кожного значення R (10 м; 20 м; 30 м; 40 м; 50м; 60 м;

70 м; 80 м; 90 м; 100 м) необхідно розрахувати значення Vпер і Vвковз під час руху на віражі та побудувати графіки залежностей V^в_пер =f(R) та V^в_з = f(R).

На основі аналізу графіків, зображених на рис. 12, зроби-ти висновки про вплив поперечного нахилу дороги на вели-чини критичних швидкостей та стійкість автомобіля.

2.2.6 Керованiсть автомобiля

Керованiсть автомобiля визначається мірою вiдповiдностi траєкторiї його руху положенню керованих колiс. Її оцiнюють критичними швидкостями руху по боковому ковзанню v_кер i по збоченню v_зб колiс, а також радiусом повороту автомобiля R_е.

Критична швидкiсть з умов керованостi дорiвнює:

v_кер=, (38)

де j - коефiцiєнт зчеплення шин з дорогою (розрахункове значення 0,4);

f - коефiцiєнт опору коченню коліс (=0,02);

L - повздовжня база автомобіля, м;

q - середній кут повороту керованих коліс автомобіля, м.

Графiк залежностi v_кері = f() (рис. 12б) будується після обчислення V_кер і при значеннях = 5, 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40°.

Пiд час руху автомобіля зi швидкістю більшою, ніж v_кер, керованi колеса будуть ковзати в поперечному напрямку i поворот їх на ще більший кут не приведе до зміни загального напрямку руху.

Радіус повороту автомобіля (рис. 13) дорівнює:

R_е=, (39)

де ; - кути бокового збочення відповідно передніх i задніх коліс, град;

, - бокові сили, якi діють на колеса відповідно передньої i задньої осей автомобіля, H;

, - коефіцієнти опору збоченню одного одинарного колеса відповідно передньої i задньої осі, H/град (для колеса легкового автомобіля значення дорівнює 500...1000 H/град, вантажного автомобіля - 800...1500 H/град).

Рис. 13 Схема повороту автомобіля з еластичними колесами

Граничні значення бокових сил, при яких колеса котяться без бокового ковзання

= 0,4; =0,4,

де P₁=G₁; P₁=G₂ - сили зчеплення з полотном дороги коліс відповідно передньої i задньої осей, Н.

Після визначення кутів бокового збочення коліс i обчислюють радіус повороту автомобіля, що проектується, з еластичними колесами (R_е), з радіусом повороту автомобіля з жорсткими (в бічному напрямі) колесами (R), який дорівнює:

R=L/tg, (40)

i порівнюють отримані R_е i R.

Керованість автомобіля при:

R_е = R - нейтральна;

R_е > R - недостатня;

R_е < R - надлишкова.

Доцільно, щоб керованість автомобіля була нейтральною або недостатньою. Якщо ж отримані значення R_е i R відповідають надлишковій керованості, то необхідно визначити критичну швидкість за умови бокового збочення коліс осей за формулою:

v_зб = . (41)

Отримане значення v_зб повинно бути на 20...30% більшим від заданої максимальної швидкості руху автомобіля.

2.2.7 Плавність ходу автомобіля

Плавність ходу автомобіля при його коливаннях оцінюється:

- частотою вільних коливань пiдресорених мас;

- частотою вільних коливань непiдресорених мас;

- прискоренням пiдресорених мас;

- швидкістю зміни прискорення пiдресорених мас.

Частота вільних коливань пiдресорених мас автомобіля може бути визначена з виразу:

_п = , с^-1 (42)

де f_ст - статичний прогин підвіски, м.

Для вантажних автомобілів і міських автобусів приймають f_ст = 0,08...0,13 м, при цьому більші значення приймають для передньої підвіски, менші - для підвіски задніх коліс вантажних автомобілів.

У сучасних легкових автомобiлiв для передньої пiдвiски _ст =0,15...0,25 м, для задньої пiдвiски _ст =0,12...0,18 м. Для міжміських автобусів _ст = 0,12…0,18 м.

Плавність ходу можна вважати задовільною, якщо:

_п = 0,8...1,3 Гц - для легкового автомобіля;

_п = 1,2...1,8 Гц - для вантажного автомобіля.

Частота вільних коливань непiдресорених мас автомобіля дорівнює:

_п =, (43)

де C_ш - сумарна радіальна жорсткість шин моста, H/м;

m_м - маса моста, кг.

Жорсткість однієї шини визначити за залежністю:

C_ш =, (44)

де G_{ш max} - максимальне припустиме навантаження на шину, H;

Д_в - зовнішній діаметр шини при максимальному тиску без навантаження, м;

г_с - статичний радіус шини при максимальному тиску i навантаженні, м.

Чисельні значення G_{ш max}, Д_в, г_с, наведені в додатку 3. Для задовільнення вимог плавності ходу автомобіля частота вільних коливань його непiдресорених мас повинна бути:

_н = 8...12 Гц - для легкових автомобілів;

_н = 6,5...9 Гц - для вантажних автомобілів.

Під час руху автомобіля по дорозі, яка має нерівності, він здійснює вимушені коливання, частота i амплітуда яких залежить від швидкості руху автомобіля, висоти i довжини хвиль нерівностей на дорозі.

Частота вимушених коливань в цьому випадку дорівнює:

_а = v_a/S, (45)

де v_a - швидкість руху автомобіля, м/с;

S - довжина хвилі нерівності на дорозі, м (S_м=0,5...5м).

Під час руху автомобіля можуть виникнути резонансні явища:

- низькочастотні - _п =_в ;

- високочастотні - _н =_в,

що мають місце при відповідних швидкостях руху автомобіля:

v_a = _п S i v_a = _н S (45)

Використовуючи залежності (45), необхідно побудувати залежності v_a = f(S) для пiдресорених i непiдресорених мас передніх i задніх мостів автомобіля, що проектується (рис. 14).

Рис. 14 Залежність резонансних швидкостей руху автомобіля від довжини нерівності

3. Проектування основних функціональних елементів трансмісії, ходової системи, органів керування автомобіля

Метою цієї частини курсового проекту є вибір та обгрунтування основних функціональних елементів автомобіля відповідно до завдання з урахуванням особливостей цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується. При цьому необхідно враховуват...