Проект легкового заднеприводного автомобиля с инжекторным двигателем

ВВЕДЕНИЕ

В данном курсовом проекте требовалось спроектировать легковой автомобиль, удовлетворяющий следующим требованиям:

· Число пассажиров - пять человек;

· Максимальная скорость 160 км/ч;

· Динамический фактор на высшей передаче D₀=0.034;

· Максимальный суммарный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемый на первой передаче ?₁ = 0.34;

В результате выполнения данного проекта был получен заднеприводный автомобиль с инжекторным двигателем, полная масса которого составляет 1389кг. В качестве прототипа был выбран ВАЗ-2107. Был произведен расчет тормозного управления.



1. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ПАРАМЕТРОВ, НЕОБХОДИМЫХ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ ТЯГОВОГО РАСЧЕТА

Исходя из задания, буду проектировать легковой автомобиль. В качестве прототипа беру самый доступный населению автомобиль с целью улучшения его характеристик: ВАЗ-2107.

Основные параметры проектируемого автомобиля:

Следуя тенденциям развития автомобильной техники, выбираю предварительную компоновочную схему. Эта схема обеспечивает недостаточную поворачиваемость, что улучшает устойчивость автомобиля.

Двигатель - бензиновый, четырехтактный, четырехцилиндровый, рядный. автомобиль шина трансмиссия двигатель

Рабочий объем 1100-1690 см³.

Система питания: распределенный впрыск топлива с электронным управлением. Эта система имеет ряд преимуществ по сравнению с карбюратором: более высокая топливная экономичность, хорошие экономические качества, низкая токсичность отработавших газов.

Система зажигания: электронная, бесконтактная.

Система выпуска и нейтрализации отработавших газов: один глушитель и каталитический нейтрализатор для снижения токсичности отработавших газов.

Сцепление: постоянно замкнутое, фрикционное, однодисковое, сухое с центральной диафрагменной пружиной. Применение диафрагменной пружины позволяет упростить конструкцию, так как число деталей сцепления уменьшается примерно в два раза, а длина сцепления сокращается в результате совмещения одной деталью функций наживной пружины и рычагов включения. Диафрагменная пружина обеспечивает равномерное распределения нажимного усилия по всей накладке. Важным преимуществом диафрагменной пружины по сравнению с периферийными является то, что при повышенной угловой скорости центробежные силы не искажают ее характеристику.

Коробка передач: механическая, трехвальная, пятиступенчатая с синхронизаторами на всех передачах.

Главная передача: цилиндрическая косозубая.

Передняя подвеска: Независимая типа «Мак-Ферсон», с телескопическими гидравлическими амортизационными стойками и винтовыми цилиндрическими пружинами, нижними поперечными рычагами с растяжками и стабилизатором поперечной устойчивости. Преимущества независимых подвесок: возможность большого прогиба, улучшение устойчивости и управляемости, уменьшение массы неподрессоренных частей, хорошая приспосабливаемость колес к неровностям дороги.

Задняя подвеска: торсионно-рычажная, с двойными коническими пружинами переменной жесткости, с гидронакопительными амортизаторами и стабилизатором поперечной устойчивости.

Рулевое управление: рулевой механизм - шестеренчатый реечный. Достоинствами такого механизма являются простота и компактность конструкции, обеспечивающие ему меньшую стоимость по сравнению с рулевыми механизмами других типов, высокий коэффициент полезного действия.

Рулевой привод: две тяги с шарнирными креплениями к концам рейки с шарнирными соединением с поворотными рычагами. Рулевой привод с гидроусилителем.

Тормозное управление:

Рабочая тормозная система: гидравлический двухконтурный привод с диагональным разделением на контуры, без антиблокировочной системы.

Достоинствами гидропривода является малое время срабатывания, равенство приводных сил на тормозных механизмах правых и левых колес, удобство компоновки, высокий КПД, возможность распределения приводных усилий между тормозными механизмами передних и задних колес в результате применения рабочих цилиндров разного диаметра.

При выходе из строя одного из контуров сохраняется 50% тормозной эффективности (вместо 30% по установленным нормам).

Запасная тормозная система: каждый контур рабочей системы.

Стояночная тормозная система: механический привод с тормозным механизмом задних колес.

Тормозные механизмы: Передний - дисковый. Основное его достоинство - стабильная работа. Задний - барабанный механизм с плавающими, самоустанавливающимися колодками.

1.1 Полезная масса автомобиля

Полезная масса автомобиля m_п определяется по формуле:

m_п =(70+m_баг)*n_об,

где n_об - общее число мест, включая водителя, n_об=5;

m_баг - масса багажа, приходящаяся на каждого пассажира,

в соответствии с рекомендациями [1, с.7] принимаю m_баг=10 на одного пассажира. Тогда:

m_п=(70+10)*5=400 кг.

1.2 Собственная масса автомобиля

Собственная масса автомобиля m_с определяется по величине коэффициента снаряженный массы. Для прототипа:



где собственная масса автомобиля m_c =1030 кг,

полезная масса автомобиля m_п=400 кг.

С учетом стремления к снижению массы проектируемого автомобиля за счет совершенствования конструкции и применения новый прогрессивных материалов снижаю показатель на 4%. Тогда:

Тогда собственная масса автомобиля равна:

1.3 Полная масса автомобиля

Полная масса автомобиля вычисляется по формуле:

1.4 Распределение массы по осям

Поскольку компоновку автомобиля сохраняю, как у прототипа, то и распределение колесных нагрузок принимаю соответствующие. Коэффициент массы, приходящийся на ось автомобиля определяется по формуле:

где m_{a n} - масса автомобиля, приходящаяся на ось автомобиля.

масса, приходящаяся на переднюю ось m_a1=656 кг,

масса, приходящаяся на заднюю ось m_a2=774 кг [1],

полная масса автомобиля - прототипа m_п=1430 кг.

Доля массы, приходящейся на переднюю ось:

доля массы, приходящейся на заднюю ось:

Для проектируемого автомобиля:

масса, приходящаяся на переднюю ось:

Масса, приходящаяся на заднюю ось:

1.5 Подбор шин и определение радиуса качения

Тип шин выбирается исходя из условий эксплуатации автомобиля. Размер и маркировка шины определяется по величине статической нагрузки на наиболее нагруженном колесе по ГОСТ 4754-80.

Определим нагрузку на одно переднее колесо:



Где - статическая нагрузка на переднее колесо;

n₁ - число передних колес; n₁=2, тогда:

Определим нагрузку на одно заднее колесо:

Из рассчитанных нагрузок выбираю большую, то есть нахожу статическую нагрузку наиболее нагруженного колеса:

По величине G_к по таблицам из ГОСТ 4754-80 предварительно выбираю шины Я-524 185/65 R14. Максимальная нагрузка

V_{a max}=210 км/ч. [2]

Рассчитываю коэффициент, характеризующий степень использования допустимой максимальной скорости шины:

Где V_{a max} - максимальная скорость автомобиля - прототипа.

V_{ш max}=210 км/ч - максимальная скорость шины [3].

По величине нахожу значение коэффициента загрузки шины о:

Определим действительную нагрузку на шину с учетом скоростного фактора по формуле:

Произведем проверку правильности подбора шины, сравнением величины G_?? с максимально допустимой нагрузкой на шину должна быть равна или на 10-12% меньше максимально допустимой:

Статический радиус качения принимаем r_k=0,273 м [3].

1.6 Коэффициент полезного действия трансмиссии

Проектируемый автомобиль - заднеприводный. Коробка передач: двухвальная пятиступенчатая с синхронизаторами на всех передачах. Коробка передач расположена поперечно. Шестерня главной передачи выполнена за одно целое с ведомым валом коробки передач.

Основные достоинства трехвальной коробки: более высокий КПД по сравнению с трехвальной КПП на промежуточных передачах, меньшая масса, простота конструкции. Достоинства поперечного расположения: компактность и простота конструкции

Недостатки: отсутствие прямой передачи, подшипники всегда нагружены. При прямой передаче имеют место только гидравлические потери.

Коэффициент полезного действия трансмиссии ??_тр характеризует потери мощности при передаче ее механизмам трансмиссии и равен произведению коэффициентов полезного действия ее механизмов.

Можно ориентировочно определить КПД трансмиссии по формуле:

где z, k, n - соответственно число пар цилиндрических и конических шестерен и число карданных шарниров, передающих нагрузку при прямолинейном движении.

Исходя из кинематической схемы трансмиссии имеем следующие значения z=0; k=1; n=2; тогда:

1. Сцепление;

2. КП трехвальная, с высшей прямой передачей;

3. Шарниры неравных угловых скоростей;

4. Главная передача - гипоидная.

1.7 Лобовая площадь автомобиля

Для ориентировочной оценки лобовой площади автомобиля можно использовать следующую зависимость:

где б - коэффициент заполнения площади;

По рекомендациям [2, с.7] принимаю б=0,79;

в_a и H_а - соответственно наибольшая высота и ширина автомобиля. Значения этих величин принимаю, основываясь на данных прототипа ВАЗ-2107 [1 с. ].

Итак, в_a=1,62 м; H_а=1,446 м; тогда:

1.8 Коэффициент сопротивления воздуха

Так как для прототипа неизвестна величина коэффициента обтекаемости С_х, то, основываясь на рекомендациях [2, с.8], принимаю С_х=0,35. Такого значения С_х можно добиться следующими конструкторскими решениями:

· Оптимизация геометрических параметров передней части автомобиля, то есть при проектировании я буду избегать резких углов, делать линии корпуса более плавными. С помощью выдающегося вперед бампера, разрезающего воздушный поток на две части, наклона капота добьюсь снижения сопротивления воздушного потока примерно на 3-5% [4].

· Оптимизация геометрических параметров решетки радиатора поможет добиться того, чтобы в подкапотное пространство поступало лишь то количество воздуха, которое необходимо для охлаждения двигателя. Это позволит снизить сопротивление воздуха примерно на 2,5% [4, с.168].

· Установка спойлера в задней части автомобиля и создание круто спускающейся формы задней части автомобиля с углом более 30⁰ снижает С_х примерно на 3-4% [4, с.178].

· Закрытие частей днища пластинами даст снижение коэффициента аэродинамического сопротивления на 9,8% [4, с.182].

По выбранному коэффициенту обтекаемости С_х нахожу значение коэффициента сопротивления воздуха k_в по формуле:

где плотность воздуха с_в=1,22 кг/м³ [2, с.8]. Тогда:



2. РАСЧЕТ МАКСИМАЛЬНОЙ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ

Выбор типа автомобиля.

Ориентируясь на прототип ВАЗ-2107 [1], выбираю двигатель: бензиновый, четырехтактный, четырехцилиндровый, рядный. Число клапанов - восемь. Рабочий объем - 1100-1690 см³, расположен спереди, продольно.

Преимущества бензинового двигателя по сравнению с дизельным:

· больший коэффициент приспособляемости по крутящему моменту и частоте вращения коленчатого вала двигателя. Поэтому у этого типа двигателей больший диапазон оборотов коленчатого вала. Это преимущества также избавляет от частого переключения передач;

· большая литровая мощность. Это обеспечивает меньшие размеры и вес двигателя.

Недостатки бензинового двигателя по сравнению с дизельным:

· больший расход топлива;

· небольшой крутящий момент при одинаковой мощности;

· большая токсичность отработавших газов.

Максимальная мощность двигателя рассчитывается из условий обеспечения автомобиля в двух режимах: в режиме максимальной скорости V_{a max} на высшей передаче и в режиме заданного максимального динамического фактора D_{o max} на высшей передаче в коробке переключения передач.

Для этих условий движения максимальная мощность рассчитывается дважды, а затем из полученных значений выбирается большее, которое, очевидно, обеспечит возможность движения автомобиля в обоих рассматриваемых режимах.



2.1 Мощность, необходимая для движения автомобиля с заданной максимальной скоростью

Расчет мощности, необходимой для движения автомобиля с заданной максимальной скоростью, N_v берется по уравнению мощностного баланса для данного режима движения:

где G_a - полный вес автомобиля;

G_a=m_a*g=1389_*9,81=13626 Н;

??_v - суммарный коэффициент сопротивления дороги в режиме максимальной скорости. Он выбирается из соображений, что максимальная скорость развивается автомобилем на горизонтальном участке дороги с усовершенствованным покрытием, находящемся в хорошем состоянии. Для этих условий по рекомендации [2, с.9] принимаю ??_v равным значению коэффициента сопротивления качению f_v, т.е. ??_v= f_v=0,015;

V_{a max} - максимальная скорость автомобиля;

V_{a max}=160/3,6=44,4 м/с. Тогда:

2.2 Максимальная мощность двигателя по условию обеспечения максимальной скорости автомобиля

Максимальная мощность N_{e max} определяется по формуле С.Р. Лейдермана, связывающей мощность в произвольной точке внешней скоростной характеристики N_e с максимальной мощностью двигателя N_{e max} :

где щ_eN - угловая скорость коленчатого вала в режиме максимальной мощности двигателя;

щ_v - угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости движения на высшей передаче в коробке переключения передач;

По рекомендации [2, с.10] щ_v / щ_eN = 1,1. Тогда щ_v=1,1_*586=644,6 рад/с.

a, b, c - эмпирические коэффициенты.

Для расчета эмпирических коэффициентов a, b, c, ориентируясь на современные модели двигателей, следует задаться коэффициентом приспосабливаемости двигателя по моменту [2, с.10]:

где M_{e max}=120 Н*м - максимальный крутящий момент автомобиля - прототипа [1, с. ],

M_N - крутящий момент на режиме максимальной мощности:

где N_{e max} = 54,8 кВт - максимальная мощность двигателя автомобиля - прототипа [1, с. ];

и коэффициентом приспосабливаемости по скорости вращения:

где щ_N угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя автомобиля-прототипа [1, c ] на режиме максимальной мощности:

где n=5600 об/мин - скорость вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности [1, с. ];

щ_M - угловая скорость коленчатого вала двигателя автомобиля прототипа на режиме максимального крутящего момента:

где n=3500 об/мин - скорость вращения коленчатого вала на режиме максимального крутящего момента [1, с. ].

Так как двигатель проектируемого автомобиля соответствует соотношению , поэтому расчет коэффициентов a, b, c осуществляется по формулам:

Тогда:



2.3 Расчет мощности двигателя, необходимой для обеспечения заданного значения максимального динамического фактора на высшей передаче

Мощность для режима максимального динамического фактора на высшей передаче N_D рассчитывается по формуле:

где D_{0 max}=0,034 - заданное максимальное значение динамического фактора на высшей передаче;

V_{a D}= V_{a max *} щ_M/щ_v=44,4*366/644,6=25,2 м/с - скорость автомобиля на режиме максимального динамического фактора на высшей передаче.

2.4 Максимальная мощность двигателя по условию обеспечения заданного максимального значения динамического фактора на высшей передаче

Значение максимальной мощности двигателя по условию обеспечения заданного максимального значения динамического фактора на высшей передаче также определяется с помощью формулы С.Р. Лейдермана:



2.5 Окончательный выбор максимальной мощности двигателя

Как наибольшее из двух рассчитанных значений и в качестве максимальной мощности двигателя N_{e max} принимаю:

N_{e max}= 46,94 кВт.



3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Передаточное число главной передачи U₀ рассчитывается из условия обеспечения заданной скорости автомобиля по выражению:

где U_кп и U_доп - передаточные числа коробки переключения передач, и, так как на проектируемом автомобиле нет раздаточной коробки, U_доп = 1,0;

принимаю U_кп = 1,0.



4. РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Передаточное число первой передачи рассчитывается из условия преодоления заданного максимального сопротивления дороги (для первой передачи), характеризующегося суммарным коэффициентом сопротивления ??_{1 мах}, по формуле:

где =0,34;

- максимальный крутящий момент двигателя.

Передаточное число первой передачи удовлетворяет условие обеспечения минимально устойчивой скорости движения, примерно равной 4-5 км/ч.

Значение максимального крутящего момента определяется из формулы:

где N_M - мощность двигателя при максимальном крутящем моменте.

Так как максимальная мощность двигателя принята из условия обеспечения заданного максимального значения динамического фактора, то N_M=N_D.

Тогда:

Рассчитанное U₁ должно быть проверено по условию возможности реализации максимальной силы тяги по сцеплению колес с дорогой:

где - максимальная сила тяги на первой передаче.

P_сц - максимальная сила тяги, которая может быть реализована по условиям сцепления колес с дорогой.

Значение передаточного числа первой передачи по условиям сцепления колес с дорогой должно удовлетворять неравенству:

Максимальная сила тяги по сцеплению определяется по формуле:

где G_сц - сцепной вес автомобиля (вес, приходящийся на ведущие колеса);

?? - коэффициент сцепления колес с дорогой.

Принимаю ??=0,8 [2]

где G₂ - вес автомобиля, приходящийся на задние колеса:

G₂ =m_2*g=774_*9,81=7592,94 Н.

- коэффициент перераспределения нагрузки на задние колеса.

Значение коэффициента перераспределения реакций m_n2 можно определить по формуле:

где h_g - высота центра масс автомобиля. Так как значение величины h_g для прототипов неизвестна, то, пользуясь рекомендациями, принимаю h_g = 0,5м [2]

б - максимальный угол подъема, преодолеваемый автомобилем.

Максимальный угол подъема б находится по рассчитанному значению его синуса:

где f - коэффициент сопротивления качению.

По рекомендациям [1, с.14] принимаю f=0,015;

Тогда:

Условие сцепления колес с дорогой:



выполняется.

Передаточные числа промежуточный передач рассчитываются из тех соображений, что общий ряд передаточных чисел коробки передач должен представлять собой геометрическую прогрессию.

Расчет ведется по формуле:

где n - номер прямой передачи. Принимаю n=5;

m - номер рассчитываемой передачи.

Итак, передаточное число второй передачи равно:

передаточное число третьей передачи равно:

передаточное число четвертой передачи равно:

передаточное число пятой передачи равно:



5. ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ

Под внешней скоростной характеристикой двигателя обычно понимают зависимость показателей его работы от угловой скорости выходного (коленчатого) вала при полном открытии дроссельной заслонки в карбюраторных двигателях. Необходимо рассчитать и построить зависимость вида:

Так как внешняя скоростная характеристика для выполнения тягового расчета автомобиля, то задаваться щ_e желательно из условия достижения определенной скорости движения автомобиля на высшей передаче, удобной для построения графиков.

Принимаю следующие значения угловой скорости:

щ_e = 80; 180; 275; 366; 460; 520; 586; 644,6 рад/с.

Мощность рассчитывается по формуле:

По рассчитанным значениям мощности в каждой точке характеристики определяется крутящий момент двигателя по формуле:

Результаты расчетов сведены в таблицу 1.

Внешняя скоростная характеристика двигателя

Таблица 1.

ще, рад/с	Mе, Н*м	Nе, кВт
80.0000	81.5259	6.5221
180.0000	88.9157	16.0048
275.0000	92.4359	25.4199
366.0000	92.6097	33.8952
460.0000	89.5035	41.1716
520.0000	85.7750	44.6030
586.0000	80.1024	46.9400
644.4000	73.7103	47.4989

По результатам расчетов строю внешнюю скоростную характеристику двигателя.



6. Тяговый расчет

6.1 Тяговая характеристика и тяговый баланс автомобиля

Тяговая характеристика представляет собой зависимость силы тяги на колесах автомобиля от скорости движения по передачам:

Скорость автомобиля для всех ступеней коробки передач рассчитывается в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Расчет скорости автомобиля V_a, м/с, ведется по формуле:

Значения силы тяги P_T и Н рассчитываются в отдельных точках по формуле:

Тяговый (силовой) баланс автомобиля описывается уравнением:

где P_f - сила сопротивления качению;

P_n - сила сопротивления подъему;

P_в - сила сопротивления воздуха;

P_u - сила сопротивления разгону (сила инерции).

В общем случае сопротивление дороги при движении автомобиля на подъеме определяем из выражения:

где - коэффициент сопротивления качению;

- угол подъема;

- полный вес автомобиля, Н.

Для практических значений уклонов дороги (до 10%) весьма близок к единице и при расчетах обычно не учитывается == i

Тогда:

,

где i - уклон дороги в долях единицы.

Суммарный коэффициент сопротивления дороги определяется по формуле:

,

на горизонтальном ее участке ( = 0) принимаем равным коэффициенту сопротивления качению на указанной дороге, то есть

Сила сопротивления воздушной среды, Н, равна:

,



где - сила сопротивления воздушной среды, Н;

- коэффициент сопротивления воздуха, H•с²/м⁴;

- лобовая площадь автомобиля, м²;

- скорость автомобиля, м/c.

Сила инерции автомобиля определяем как замыкающий член силового баланса:

.

Результаты расчета заносятся в таблицу 2 и по ним строится графически зависимости по передачам. На графике значение изображается отрезком прямой, проведенной для нужного значения скорости, параллельной оси ординат между точками пересечения этой прямой с графиками

и .

6.2 Мощностной баланс автомобиля

Уравнение мощностного баланса автомобиля, получается из уравнения тягового баланса, почленно умножив его на скорость автомобиля.

В общем случае уравнение мощностного баланса имеет вид:

,

где - мощность, подводимая к колесам;

- мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению;

- мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления подъема;

- мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздушной среды;

- мощность, затрачиваемая на разгон автомобиля.

Уравнение мощностного баланса можно представить в виде:

где .

Величина мощности, подводимой к колесам, равна:

,

где - текущее значение мощности в расчетной точке внешней скоростной характеристики двигателя.

Мощность, в кВт затрачиваемая на преодоление суммарного сопротивления дороги, рассчитывается по формуле:

,

где - вес автомобиля, Н;

- скорость автомобиля, м/с.

Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздушной среды, определяется по выражению:

.

При построении этого графика используем прием, аналогичный тому, который был использован при построении графика в тяговом балансе. Значения откладываем не от оси абсцисс, а от ранее построенного луча, выражающего зависимость .Таким образом, ордината получившейся кривой представляет в принятом масштабе сумму мощностей, затрачиваемых на преодоление сопротивлений дороги и сопротивления воздуха - .

Мощность, затрачиваемая на разгон автомобиля, может быть рассчитана, как замыкающий член мощностного баланса:

.

Графически значения представляют собой отрезки прямых, проведенных параллельно оси ординат, от пересечения с кривой до пересечения с кривой .

Рассчитанные значения мощностей заносят в таблицу 2.

6.3 Расчет и построение динамической характеристики

Динамическая характеристика представляет собой зависимость динамического фактора автомобиля от скорости на разных передачах. В каждой расчетной точке на каждой передаче динамический фактор рассчитываем, согласно его определению, по формуле:



.

По этим значениям строятся графики для каждой передачи.

6.4 Расчет ускорения автомобиля и величины, обратной ускорению

Ускорение автомобиля в каждой расчетной точке определяем по формуле:

,

где - ускорение автомобиля, м/с²;

- коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс;

м/с²- ускорение свободного падения.

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс автомобиля, рассчитываем по приближенной формуле:

,

где -передаточное число соответствующей ступени коробки передач;

- передаточное число дополнительной коробки (при ее отсутствии = 1);

- постоянная для данного автомобиля величина.



6.5 Расчет и построение графика времени разгона

Для теоретического определения времени разгона t_p и пути разгона S_p предложено два метода: Е.А. Чудакова и Н.А. Яковлева.

Последний состоит в том, что расчетный интервал скоростей разбивают на мелкие участки, для каждого из которых считают:

,

где - среднее ускорение на участке ДV;

,- соответственно ускорение в начале и конце участка.

Время разгона на участке, используя график, находится с помощью выражения:

.

Время разгона до конечной скорости получается сложением времени на отдельных участках:

.

Путь за время при равноускоренном движении на каждом участке:

.



Результаты расчетов заносятся в таблицу

Результаты расчета времени и пути разгона

Таблица.

Va, м/с*10-3	t, c*10-3	s, м*10-3
0.0017	0.0014	0.0020
0.0039	0.0025	0.0063
0.0059	0.0036	0.0129
0.0079	0.0048	0.0188
0.0099	0.0055	0.0274
0.0112	0.0064	0.0366
0.0126	0.0072	0.0392
0.0139	0.0074	0.0572
0.0105	0.0086	0.0769
0.0132	0.0099	0.0881
0.0149	0.0112	0.1299
0.0168	0.0123	0.1764
0.0140	0.0143	0.2450
0.0176	0.0167	0.3732
0.0199	0.0190	0.5290
0.0224	0.0237	0.6554
0.0194	0.0279	1.1171
0.0244	0.0332	1.9718

По результатам расчета строится график зависимости времени разгона от скорости автомобиля.

6.6 Расчет и построение характеристик топливной экономичности

Характеристика топливной экономичности представляет собой зависимость путевого расхода топлива в литрах на 100 км пробега автомобиля от скорости движения в заданных дорожных условиях. Эта характеристика строится только для высшей передачи переднего хода и для трех вариантов дорожных условий, характеризуемых значениями суммарного коэффициента сопротивления дороги , , .

Принимаем:

; ;

Путевой расход топлива рассчитывается по формуле:

,

где -минимальный удельный эффективный расход топлива двигателем, г/(кВт ч);

- коэффициент, учитывающий изменение удельного эффективного расхода топлива от скоростного режима двигателя;

- коэффициент, учитывающий изменение удельного эффективного расхода топлива от нагрузочного режима двигателя;

-плотность топлива, кг/дм³ (кг/л);

- скорость автомобиля, м/с;

-мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивлений дороги, кВт;

-мощность на преодоление сопротивления воздушной среды, кВт;

- КПД трансмиссии;

=250 г/(кВт ч).

Плотность топлива ориентировочно: = 0,725 кг/дм³

Поправочные коэффициенты и являются, соответственно, функциями относительной скорости вращения коленчатого вала двигателя и относительной нагрузки .

Относительная нагрузку, определяем по формуле:

,

где N_в мощность двигателя по внешней характеристике при скорости вращения вала двигателя, соответствующей рассматриваемому значению скорости автомобиля, кВт.

Значения поправочных коэффициентов k_щ и k_u определяем по аналитическим зависимостям, составленным на основе обработки и обобщения данных испытаний многих автомобильных двигателей.

Предельный для данной скорости значения расхода топлива в предположении, что двигатель , работает по внешней скоростной характеристике определяется по формуле.

Размещено на Allbest.ru

...