Тяговый расчет автомобиля и трактора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки России

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Тверской государственный технический университет»

(ТвГТУ)

Кафедра «Механизация природообустройства и ремонт машин»

Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Конструкция, расчет и потребительские свойства изделий»

для специальности 190603 СТМ

Тяговый расчет автомобиля и трактора

Тверь 2019

УДК 631.372(076)

ББК 033-011я73-5

Дана методика расчета по выполнению курсовой работы по теме "Тяговый расчет автомобиля" и курсового проекта по теме «Тяговый расчет трактора и автомобиля».

Предназначены для студентов 3 и 4 курсов дневного и заочного отделений направления 23.03.03ЭТК и специальности 23.05.01 НТС.

Составлены в соответствии с программой дисциплины «Конструкция, расчет и потребительские свойства изделий» и «Теория трактора и автомобиля» Тверского государственного технического университета.

Рассмотрены и рекомендованы к печати на заседании кафедры «Механизация природообустройства и ремонта машин» (протокол № 3 от 24 октября 2012 года).

Составители: В.Е. Харламов, И.К. Морозихина, К.С. Крылов

© Тверской государственный технический университет, 2019

Введение

Цель курсового проектирования - закрепить и обобщить знания по специальным дисциплинам, выполнению расчетов и графоаналитического анализа.

В процессе работы студенты должны приобрести навыки пользования справочной литературой, государственными отраслевыми стандартами, компьютерами, дать экономическое обоснование проектируемых машин, научиться правильно оформлять технологическую документацию.

Индивидуальное задание по курсовой работе содержит необходимые исходные данные и сроки проектирования, в нем указан также прототип трактора или автомобиля, на который следует ориентироваться при выполнении расчетов.

Курсовая работа состоит из расчетно-пояснительной записки объемом примерно 25-30 страниц и 2 листов чертежей. Расчетно-пояснительную записку оформляют согласно требованию ЕСКД на листах формата А4. Все листы нумеруют и подшивают в общую обложку: рисунки и графики должны иметь подрисуночные надписи, цифровую масштабную сетку (графики).

Графическую часть работы выполняют на листах чертежной бумаги формата А1 и А2. При выполнении каждого раздела курсовой работы необходимо пользоваться учебной и специальной литературой [1-9], а также таблицами приложения.

На каждом листе записки помещают основную надпись формы 2 (на первом листе) или формы 2а (на последующих листах) по ГОСТ 2.104-28 (рисунки 1-3).



Рисунок 1. Основная надпись для чертежей и схем (форма 1)

Рисунок 2. Основная надпись первого или заглавного листа текстовых конструкторских документов (форма 2)

Рисунок 3. Основная надпись для последующих листов чертежей (схем) и текстовых конструкторских документов (форма 2а)

Расчетно-пояснительная записка состоит из титульного листа, индивидуального задания на курсовую работу (первый лист пояснительной записки должен содержать только индивидуальное задание), содержания, расчетной части и списка использованной литературы.

Расчетная часть начинается со второго листа. Все вычисления записывают в определенной последовательности: название вычисляемой величины. Ее символ - формула - численная подстановка всех величин в системе СП без сокращений - окончательный результат вычислений с указанием размерности. Под формулой приводят пояснения всех символов, входящих в формулу. В случае большого количества однотипных расчетов следует провести одно первое вычисление по указанной форме, остальные вычисления допускается проводить в виде таблицы (например, при тяговом расчете трактора или динамическом расчете автомобиля). При этом количество значащих цифр при вычислении должно соответствовать необходимой точности (обычно достаточно трех значащих цифр).

При выполнении расчетов следует особое внимание уделить обоснованию выбора численного значения коэффициентов, типов систем и механизмов и т.п.

Курсовой проект состоит из следующих частей:

Часть 1. Расчет и построение динамической характеристики автомобиля.

Часть 2. Расчет и построение теоретической тяговой характеристики трактора.

1. Тяговый расчет автомобиля

Основной задачей курсовой работы является систематизация и закрепление знаний студентов по вопросам теории автомобиля.

Тяговый расчет состоит из динамического и топливно-экономического расчетов автомобиля. Расчеты производятся на основании данных, указанных в варианте задания, выданного преподавателем.

При выполнении курсовой работы производится расчет и построение теоретической скоростной (внешней) характеристики двигателя, расчет и построение динамической (топливно-экономической) характеристики автомобиля.

Для расчета тягово-экономических показателей автомобиля принимаем: номинальную грузоподъемность, максимальную скорость движения, приведенный коэффициент дорожного сопротивления.

Курсовая работа должна содержать: расчетно-пояснительную записку, выполненную на листах формата А4, которая состоит из трех частей: подбор и определение основных параметров автомобиля, тяговый расчет автомобиля, топливно-экономический расчет автомобиля; графическую часть, включающую в себя: внешнюю скоростную характеристику двигателя, динамическую характеристику автомобиля. Графическая часть выполняется на листах формата А1 чертежной (или миллиметровой) бумаги.

1.1 Расчет мощности двигателя автомобиля

Одной из основных задач тягового расчета является выбор мощности двигателя рассчитываемого автомобиля. Она должна быть достаточной для обеспечения движения с заданной максимальной скоростью V_max при полном использовании грузоподъемности автомобиля. Автомобили, работающие в сельском хозяйстве, должны иметь запас динамического фактора в пределах 1…1,5 % для преодоления дополнительных дорожных сопротивлений.

Полная масса автомобиля определяется по формуле:

m = mо + mr + a·n, кг,

где т₀ - масса автомобиля;

т_r - масса груза (номинальная грузоподъемность);

п - число мест в кабине;

а = 75 кг - масса водителя или пассажира.

Масса снаряженного автомобиля принимается по прототипу (приложение 1, табл. 1 и 2) или находится, задаваясь коэффициентом грузоподъемности

.

Для грузовых автомобилей дорожной (нормальной) проходимости з_G = 0,9...1,1.

Сила тяжести (вес) автомобиля G = т·g, Н.

Мощность двигателя, необходимая для движения автомобиля с полной нагрузкой в заданных дорожных условиях с установившейся максимальной скоростью V_max, определяется по формуле

,

где G_a - вес автомобиля с грузом, Н;

V_max - максимальная скорость движения автомобиля на прямой передаче в заданных дорожных условиях, км/ч;

ш - суммарный коэффициент дорожного сопротивления;

К_В - коэффициент сопротивления воздуха (коэффициент обтекаемости);

з_тр - механический к.п.д. трансмиссии для максимальной скорости принимаем равным 0,85...0,90.

F - площадь лобового сопротивления, определяется по формуле

F = H·B, м²

где Н - габаритная высота автомобиля, м;

B - ширина колеи автомобиля, м.

Вес снаряженного автомобиля

G_a = G₀ + G_ГР,

где G₀ - собственный вес автомобиля, Н;

G_ГР - грузоподъемность автомобиля.

Для обеспечения динамического фактора в области средних эксплуатационных скоростей определяем максимальную мощность двигателя по формуле

,

где или берется по прототипу;

n_max = n_N - частота вращения при максимальной мощности;

n_н - частота вращения при номинальной мощности, обычно указываемая в задании или принимаемая по прототипу.

1.2 Расчет и построение внешней скоростной характеристика двигателя

Скоростная характеристика двигателя строится в правом нижнем углу листа формата А1. Она должна вписываться в размер формата А4.

Для расчета и построения кривых эффективной мощности и эффективного удельного расхода топлива используются эмпирические формулы:

- для дизельных двигателей

,

.

- для карбюраторных двигателей

,

.

где N_H и n_H - номинальная мощность и номинальная частота вращения дизеля;

g_eН - эффективный удельный расход топлива при N_H;

N_MAX и n_N - максимальная мощность и максимальная частота вращения карбюраторного двигателя;

g_eN - эффективный удельный расход топлива при N_MAX;

n_X - расчетные (текущие) частоты двигателя;

а, b, с, a₁, b₁, c₁ - опытные коэффициенты (таблица 1).

Таблица 1. Значение опытных коэффициентов

Тип двигателя	а	b	c	a1	b1	c1
Дизели
- с неразделенной камерой сгорания	0,87	1,13	1,0	1,55	l,55	1,0
- с вихревой камерой	0,7	1.3	1.0	1,35	1,35	1,0
- с предкамерой	0,6	1,4	1,0	1,2	1,2	1,0
Карбюраторные двигатели	1,0	1,0	l,0	1,2	1,0	0,8

Крутящийся момент (Н·м) и часовой расход топлива (кг/ч) находятся по формулам:

,

.

Здесь N_еX в кВт, n_X в мин^-1, g_еX в г/кВт·ч.

Расчеты выполняются для 8…12 скоростных режимов двигателя от n_min (600…800 мин^-1) до n_Н (n_N) через 200…300 мин^-1.

Для построения регуляторных ветвей характеристики дизеля следует задаться степенью неравномерности вращения двигателя (д = 0,05…0,1) или принять ее по прототипу и определить максимальную частоту вращения:

.

Расход топлива на максимальной частоте вращения принимается:

G_тхх = (0,17…0,2)·G_тн.

В записке дается пример расчета для какого-либо одного скоростного режима. Результаты расчетов помещают в таблицу 2.

Таблица 2. Результаты расчетов скоростной характеристики

	Частота вращения, мин-1
	nX1 = nMIN	nX2	nX3	…	nH (nN)	nМАХ
Nex, кВт
Мхх, Н·м
gех, г/кВт·ч
GTX, кг/ч

По данным расчетов строятся кривые скоростной характеристики. Отмечаются точки М_мах, g_e.min и соответствующие им числа оборотов. Для дизеля должны быть построены регуляторные ветви скоростной характеристики (рис. 1). Коэффициент приспособляемости двигателя:

.

Для карбюраторных двигателей k = 1,1 … 1,4, для дизелей k = 1,05 … 1,22.

Необходимо отметить, что приведенные выше эмпирические формулы и относительные внешние скоростные характеристики в ряде случаев дают результаты, существенно отличающиеся от действительных значений N_e и g_e, полеченные путем испытания двигателей на тормозных установках. Поэтому формулами и соотношениями допустимо пользоваться только в учебных целей.

При построении скоростных характеристик используют масштаб, при котором 10 мм соответствует следующим величинам:

Частота вращения при nmax, об/мин:
< 1600 ………………………………………	100
1600 … 3200 ……………………………….	200
> 3200 ………………………………………	250
Часовой расход топлива при Gт max, кг/ч:
< 10 ………………………………………...	0,5
10 … 20 …………………………………….	1
> 20 …………………………………………	2
Эффективная мощность при Ne max, кВт:
< 100 ………………………………………..	5
> 100 ………………………………………..	10
Крутящий момент Me, НМм ………………………	50
Удальный расход топлива ge, г/кВтМч …………..	50

Рис. 4. Скоростная характеристика дизельного двигателя

1.3 Подбор шин и определение радиуса качения ведущих колес

Шины оказывают большое влияние на динамические и экономические показатели, тяговые и тормозные свойства, устойчивость, управляемость, плавность хода автомобиля.

Шины делятся по назначению, форме профиля, форме рисунка протектора, принципу герметизации, конструкции (радиальные, диагональные, широкопрофильные, низкопрофильные и т.д.).

Шины подбирают в соответствии с ГОСТ 4754-80, ГОСТ 5513-86, ГОСТ 8430-85.

В маркировке шины указывают ее размеры, конструкцию, грузоподъемность, дату изготовления.

Пример маркировки шины по ГОСТ 4754-80:

155-13/6,15-13,

где 155 и 6,15 - обозначение ширины профиля шины в миллиметрах и дюймах соответственно;

13 - условное обозначение посадочного диаметра.

Пример маркировки шины с радиальным расположением нитей корда:

9.00R20 (260R508) И - Н142Б НС-12 ГОСТ 5513-86 128Нк085743,

где 9,00 и 260 - ширина профиля шины в дюймах и миллиметрах;

20 и 508 - посадочный диаметр в дюймах и миллиметрах;

R - радиальное расположение нитей корда;

НС-12 - норма слойности;

ГОСТ 5513 - стандарт выпуска;

128 - 12-я неделя 1988 г. выпуска;

085743 - порядковый номер шины.

Индекс скорости, например Р, допускает скорость движения 150 км/ч.

По ГОСТ 5513-86 шины, имеют дюймовое обозначение.

Примеры условного обозначения покрышки:

7.50R20 - шины радиальной конструкции;

7,50-20 - шины диагональной конструкции,

где 7,50 - обозначение ширины профиля шины;

20 - обозначение посадочного диаметра обода;

R - индекс шины радиальной конструкции.

Пример условного обозначения камеры:

7,50-20,

где 7,50 - обозначение ширины профиля соответствующей шины;

20 - обозначение посадочного диаметра обода.

Пример условного обозначения ободной ленты:

6,7-20,

где 6,7 - обозначение ширины ленты;

20 - обозначение посадочного диаметра обода.

То же, для радиальной шины:

205/70R14,

где 205 - условное обозначение ширины профиля;

70 - индекс серии;

R - индекс радиальной шины;

14 - условное обозначение посадочного диаметра.

Под действием вертикальной нагрузки, в результате деформации эластичного обода шины уменьшается расстояние от оси колеса до опорной поверхности. Это расстояние называют статическим радиусом r_СТ колеса. Если колесо находится также под действием вращающего момента, это расстояние становится еще меньше ввиду действия тангенциальной деформации шины, его называют динамическим радиусом r_К. Вследствие небольшой разницы в размерах между статическим и динамическим радиусами, приведенный в ГОСТ статический радиус при движении машины без буксования и скольжения в практических расчетах принимают равным динамическому.

Радиус шины в свободном состоянии подсчитываем по формуле

r_СТ = 0,5·d + ·b, мм,

где d - диаметр обода колеса в миллиметрах;

- коэффициент смятия, учитывающий уменьшение высоты профиля шины из-за смятия под нагрузкой. Для стандартных шин легковых автомобилей л = 0,84...0,88; для шин грузовых автомобилей л = 0,89...0,90.

b - высота профиля покрышки в миллиметрах.

Радиус качения ведущих колес определяется по выражению

r_К = (0,98...0,99)· r_СТ.

Находятся коэффициенты нагрузки передних и задних колес прототипа

или ;

где m_ПР - полная масса заданного прототипа автомобиля;

m_П и m_K - массы, приходящиеся на переднюю и заднюю оси. (приложение 1, табл. 1 и 2).

Массы, приходящиеся на передние и задние колеса проектируемого автомобиля находятся по выражениям

или ;

где т - полная масса проектируемого автомобиля;

z₁ - число колес передней оси автомобиля;

z₂ - число колес задней оси или тележки.

1.4 Определение передаточного числа главной передачи

Пользуясь выражением для определения теоретической скорости движения автомобиля

,

можно найти передаточное число его главной передачи. При движении автомобиля на прямой передаче передаточное число коробки передач i_К = 1, а скорость движения V будет максимальной, тогда

,

где r_к - в метрах; n_Н - об/мин., V_mах - км/ч.

Величина i₀ уточняется исходя из практической возможности подбора чисел зубьев шестерен главной передачи, ориентируясь на прототип.

В двухступенчатых главных передачах можно изменить число зубьев шестерен цилиндрической передачи на 1…2 зуба, оставляя сумму зубьев этих шестерен неизменной. В этом случае конструкция картера главной передачи не меняется. Пример. По расчету передаточное число главной передачи i₀ = 6,60. Конструктивный прототип имеет:

Оставляя неизменным модуль зуба и межосевое расстояние шестерен, изменим число зубьев шестерен цилиндрической пары (z₁₇ и z₁₆),

Тогда



Как видно, полученное значение i₀ больше отличается от расчетного, чем i₀ прототипа. Поэтому для последующих расчетов следует принять i₀ = 6,456. По окончательно принятому значению i₀ уточняется максимальная скорость автомобиля ()

1.5 Подбор передаточных чисел трансмиссии и коробки передач

Передаточное число трансмиссии на первой основной передаче определяется по формуле:

,

где G_СЦ = лк · G_a - сцепной вес автомобиля, Н; ц - коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой (/1/, с. 378, приложения, табл. 2); з_ТР1 - механический КПД трансмиссии ([1], с. 31); Мmax - максимальный крутящий момент двигателя, Н·м;

Мmax = k · Мн,

k - коэффициент приспособляемости двигателя по крутящему моменту; k = 1,2...1,4 - карбюраторные двигатели; k = 1,15...1,22 - дизели.

Дорожное покрытие	Коэффициент сцепления для шин
Наименование	Состояние	Высокого давления	Низкого давления	Высокой проходимости
Асфальтобетонное	Сухое	0,50-0,70	0,70-0,80 (1,00)	0,7-0,8 (1,00)
	Мокрое	0,35-0,45	0,45-0,55	0,50-0,60
	Покрытое грязью	0,25-0,45	0,25-0,40	0,25-0,45
Булыжное	Сухое	0,40-0,50	0,50-0,55	0,60-0,70
Щебеночное	Сухое	0,50-0,60	0,60-0,70	0,60-0,70
То же	Мокрое	0,30-0,40	0,40-0,50	0,40-0,55
Деревянные торцы	Сухие	0,50-0,70	0,60-0,75	0,60-0,70
То же	Мокрые	0,30-0,40	0,40-0,50	0,50-0,60
Грунтовая дорога	Сухая	0,40-0,50	0,50-0,60	0,50-0,60
	Увлажненная дождем	0,20-0,40	0,30-0,45	0,35-0,50
Целина летом:	В период распутицы	0,15-0,25	0,15-0,25	0,20-0,30
песок	Сухой	0,20-0,30	0,22-0,40	0,20-0,30
	Влажный	0,35-0,40	0,40-0,50	0,40-0,50
Суглинок	Сухой	0,40-0,50	0,45-0,55	0,40-0,50
	Увлажненный до пластического состояния	0,20-0,40	0,25-0,40	0,30-0,45
Целина зимой:	Увлажненный до текучего состояния	0,15-0,20	0,15-0,25	0,15-0,25
снег	Рыхлый	0,20-0,30	0,20-0,40	0,20-0,40
	Укатанный (укатанная дорога)	0,15-0,20	0,20-0,25	0,30-0,50
Обледенелая дорога и гладкий лед	Температура воздуха ниже 0° С	0,08-0,15	0,10-0,20	0,05-0,10

При расчете ц = 0,5...0,7. У автомобилей типа 4х2 на задние колеса приходится 70…75 % веса автомобиля, т.е. л_k = 0,7…0,75. Для автомобилей типа 4х4 л_k = 1.

Передаточное число первой передачи коробки передач будет

.

Передаточные числа в коробке передач можно определить из условия обеспечения наибольшей интенсивности разгона и плавности переключения шестерен, а также для обеспечения движения на первой передаче без буксования по заданной дороге.

Определим максимальную величину динамического фактора на первой передаче:

,

где ц - коэффициент сцепления;

л_k - коэффициент нагрузки задних колес.

Исходя из условия получения заданной максимальной величины D_1max, воспользуемся зависимостью

,

где М_КРmax - максимальный крутящий момент двигателя, Н·м.

Полученное значение сравнивается с передаточным числом конструктивного прототипа и, если надо, то вносятся изменения в число зубьев шестерен на 1…3 зуба (см. пример). При этом целесообразно изменять число зубьев шестерен второй пары, оставляя неизменными шестерни постоянного зацепления, входящие в передаточные числа других передач. В записке указывается принятое значение передаточного числа i_К1 и число зубьев шестерни первой передачи.

Определив передаточное число первой ступени коробки передач, переходим к определению передаточных чисел на промежуточных передачах, выбираемых из условий обеспечения оптимальных показателей, как тягово-скоростных, так и топливно-экономических свойств. Они подбираются таким образом, чтобы разгон на каждой передаче начинался при одних и тех же частотах вращения двигателя n₁ и заканчивался при одних же частотах n₂. Это дает возможность использовать для разгона на всех передачах одну и ту же среднюю мощность двигателя (рис. 5).



Рис. 5. График разгона автомобиля

Первоначально автомобиль движется на первой передаче, в точке а он переходит на вторую передачу, затем в точке б - на третью и т.д. С другой стороны, для плавности перехода с одной передачи на другую необходимо, чтобы скорость, с которой начинался разгон на данной передаче, была равна скорости в конце разгона на предыдущей передаче. Это равенство можно выразить уравнением

,

где n_х - частота вращения коленчатого вала двигателя, с которой начинается разгон на передаче х;

n_(х+1) - частота вращения коленчатого вала в конце разгона на предыдущей (х+1)-й передаче.

Из предыдущего уравнения следует, что

.

Это предполагает построение ряда передач по принципу геометрической прогрессии откуда … ,

где z - число передач, включая прямую передачу.

Знаменатель прогрессии определяем по формуле

.

Так же, как для первой передачи, определяются уточнением (действительные) передаточные числа коробки передач и соответствующие им расчетные скорости автомобиля (; км/ч).

Данные расчета автомобиля заносятся в табл. 3 и в последующем используются для расчета и построения тяговых и динамических характеристик автомобиля.

Таблица 3. Данные тягового расчета автомобиля

m, кг	G = m·g, Н	nH, мин-1	Передаточные числа трансмиссии	Расчетные скорости движения, км/ч
			I	II	III		I	II	III

1.6 Тяговая характеристика автомобиля

Тяговый расчет автомобиля включает в себя определение тягового баланса, динамического фактора, а также ускорение автомобиля на разных передачах.

1.6.1 Тяговый баланс автомобиля

Тяговый баланс автомобиля рассматриваем на основании уравнения движения и решаем графо-аналитическими методами.

В случае установившегося движения уравнение тягового баланса будет иметь вид

Р_К = Р_ш + Р_W,

где Р_К - касательная сила тяги автомобиля, Н;

Р_ш - общее сопротивление движению, оказываемое дорогой, Н;

P_W - сопротивление воздуха, Н,

В курсовом проекте должны быть рассчитаны и построены графики силового и мощностного баланса автомобиля, динамическая характеристика, графики ускорения, времени и пути разгона автомобиля для движения его с полной нагрузкой на всех передачах. Для построения указанных зависимостей выбирают 8…10 расчетных скоростных режимов двигателя от n_min до п_н (пN) и по скоростной характеристике определяют значения крутящего момента и мощности двигателя. Полученные данные заносят в табл. 3.

Далее для всех скоростных режимов работы последовательно рассчитываются:

Величину касательной силы тяги определим из выражения

,

где М_к - крутящий момент двигателя для данного скоростного режима рабочего двигателя;

з_ТР - механический КПД трансмиссии. В расчетах его можно принять одинаковым для всех передач.

Общее сопротивление движению, оказываемое дорогой,

.

Значение силы сопротивления воздуха для разных скоростей движения автомобиля подсчитываем по формуле

Величины скоростей на каждой передаче определяем по формуле

,

где n - текущее значение оборотов двигателя, об/мин.

Результаты подсчетов сводим в таблицу. По данным расчета строим график тягового баланса автомобиля (рис. 6).

Составляющие мощностного баланса



При будет

Рис. 6. График тягового баланса автомобиля: Р_тI, Р_тII, Р_тIII - тяговые силы на I, II, III передачах; Р?_тI - тяговая сила на I передаче при уменьшенной подаче топлива; v₁ - одно из возможных значений скорости автомобиля

1.6.2 Расчет и построение динамической характеристики автомобиля

Динамическим фактором автомобиля называется отношение сил (Р_К - P_W) к весу автомобиля.

Динамической характеристикой автомобиля называется графическое изображение зависимости динамического фактора от скорости движения при различных передачах и полной нагрузке на автомобиль.

Величину динамического фактора на каждой скорости для всех передач определим по формуле

.

Необходимо учитывать, что на низких передачах динамический фактор больше, чем на высших. Это обуславливается увеличением силы Р_K и уменьшением силы P_W .

Рассчитав величину динамического фактора, результаты заносим в табл.

Используя значения динамического фактора, по расчетным данным строим кривые динамического фактора для каждой передачи (рис. 7).



Рис. 7. Динамическая характеристика автомобиля: I…III - передачи; I? - I передача при уменьшенной подаче топлива; v_mах - максимальная скорость автомобиля; vmax(ш) - максимальная скорость автомобиля для конкретных дорожных условий

1.6.3 Приемистость автомобиля

Приемистость (разгон автомобиля) - это способность автомобиля быстро увеличивать скорость движения. Оценочными параметрами являются: максимально возможное ускорение, время разгона, путь разгона.

Максимальное возможное ускорение при работе двигателя с полной подачей топлива определим по формуле

j = (D - ш)·g/д_ВР,

где д_ВР - коэффициент вращающихся масс;

g - ускорение свободного падения.

Для каждой передачи подсчитываем коэффициент учета вращающихся масс:

д_ВР = 1,04 + 0,05·i_K²,

где i_K - передаточное число коробки передач на данной передаче.

Имея динамическую характеристику, а также значения д_ВР для различных значений i_K и ш, строим график ускорений автомобиля (рис. 7).

В процессе эксплуатации автомобиль движется равномерно сравнительно небольшое время. Большую часть времени он движется неравномерно. Так, в условиях города он движется с постоянной скоростью 15...25 % времени работы, а ускоренное движение (разгон) составляет 30…45 %.

Разгон автомобиля во многом зависит от его приемистости, т.е. способности быстро увеличивать скорость движения.

Показателями разгона автомобиля являются ускорение при разгоне j (м/с²), время разгона t_P (с) и путь разгона S_P (м).

Показатели разгона определяются экспериментально при дорожных испытаниях автомобиля. Они также могут быть определены расчетным способом.

Для расчета ускорений при разгоне выберем на динамической характеристике автомобиля пять-шесть значений скорости V, определим соответствующие этим скоростям значения динамического фактора D и коэффициента сопротивления дороги ш. Затем, решив уравнение , найдем значения ускорений при разгоне на различных передачах. По результатам расчетов строим график ускорений при разгоне автомобиля (рис. 8 и 9).

Различные автомобили имеют разные значения максимальных ускорений. Так, у легковых автомобилей с механической трансмиссией максимальные ускорения составляют 2…2,5 м/с², у грузовых автомобилей - 1,7…2 м/с² и у автобусов - 1,8...2,3 м/с².

Графики ускорений позволяют сравнивать приемистость различных автомобилей при движении по дорогам с одинаковым сопротивлением. Однако такое сравнение не совсем точно, так как различные автомобили имеют разные максимальные ускорения на каждой передаче и разное число передач в коробке передач. Поэтому более точное сравнение приемистости обеспечивают графики времени и пути разгона.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 8. График ускорений легкового автомобиля: v1, v2 - значения скорости автомобиля; I…III - передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 9. График ускорений грузового автомобиля: а, е - начальная и конечная точки разгона; б…г - точки переключения передач; j1, j2 - ускорения в начале и конце интервала скоростей от v1 до v2; I…IV - передачи

Результаты расчетов вносятся в таблицу и по расчетным данным строятся графики тягового (силового) и мощностного баланса, динамическая характеристика, графики ускорения и обратной величины ускорения. Характер кривых и методика построения изложены в рекомендуемой литературе.

Таблица 4 Данные тягового баланса автомобиля

n, мин-1

МК, Н·м

Ne, кВт

V, км/ч

v, м/с

РК, Н

PW, Н

D

j, м/с2

, с2/м

NK, кВт

Nш, кВт

NW, кВт

первая передача (iТР1 = , iК1 = )

nmin

…

nmax

Вторая передача (iТР2 = , iК2 = )

nmin

…

nmax

…

i-я передача (iТРi = , iКi = )

1.6.4 Время и путь разгона автомобиля

Время и путь разгона автомобиля определяются графоаналитическим способом. С этой целью кривую ускорений (см. рис. 7) разбивают на ряд отрезков, соответствующих определенным интервалам скоростей. При этом интервалы скоростей принимают следующие: на низшей передаче - 2…3 км/ч, на промежуточных передачах - 5…10 км/ч и на высшей передаче - 10…15 км/ч. Считается, что в каждом интервале скоростей разгон происходит с постоянным ускорением

,

где j₁ и j₂ - ускорения в начале и конце интервала скоростей.

Величину среднего ускорения можно также рассчитать, зная величину скорости в начале и конце интервала. Так, например, при изменении скорости от V₁ до V₂ среднее ускорение будет

,

где Дt - время разгона в заданном интервале скоростей.

Из последнего выражения определяем время разгона в интервале скоростей от V₁ до V₂:

.

Время разгона автомобиля определяется в такой последовательности (см. рис. 7): на I передаче - по кривой j_I (участок а-б), на II передаче - по кривой j_II (участок б-в), на III передаче - по кривой j_III (участок в-г) и на IV передаче - по кривой j_IV (участок д-е). При скоростях, соответствующих точкам б-в-г, следует переключать передачи, так как эти скорости являются оптимальными для переключения передач.

Вычислив значение времени разгона в каждом интервале скоростей по формуле Дt₁ = ДV_CP / j_CP, находим общее время разгона от минимальной V_min до максимальной V_max скорости:

t_P = Дt₁ + Дt₂ + … + Дt_n.

По значениям t определенным для различных скоростей, строят кривую времени разгона, начиная со скорости V_min.

Имея значения времени разгона в различных интервалах скоростей, строим график времени разгона (рис. 6). Изломы времени разгона соответствуют моментам переключения передач.

Уменьшение скорости автомобиля при переключении передач зависит от дороги, скорости движения и параметров обтекаемости. Величину уменьшения скорости (км/ч) определяем по формуле

где t_П = 1,5 с - время переключения передач.

Для определения пути разгона используют те же интервалы скоростей, которые были выбраны при определении времени разгона. При этом считается, что в каждом интервале скоростей происходит равномерное движение автомобиля со средней скоростью

.

При разгоне от скорости V₁ до скорости V₂ (см. рис. 7) путь разгона в этом интервале определяем по формуле

или с учетом времени разгона

.

Общий путь разгона S_P от минимальной до максимальной скорости находим по формуле

S_P = ДS₁ + ДS₂ + … + ДS_n.

Имея значения пути разгона в различных интервалах скоростей, строим график пути разгона (см. рис. 10). Изломы кривой пути разгона, так же как и у кривой времени разгона, соответствуют переключению передач.

Рис. 10. График времени и пути разгона

За время переключения передач автомобиль проходит некоторый путь, величина которого определяется по формуле

S_П = V_П · t_П,

где V_П - скорость в момент начала переключения передач, м/с.

Рассмотренный метод определения времени и пути разгона автомобиля является приближенным. Поэтому полученные при расчете результаты могут несколько отличаться от действительных.

2. Тяговый расчет трактора

Тяговым расчетом определяются основные параметры трактора, обеспечивающие получение заданных тягово-сцепных качеств: общая и сцепная массы трактора, мощность двигателя, расчетный тяговый диапазон, скорости движения и структура передач, передаточные числа трансмиссии и тяговые характеристики трактора.

Исходными данными для расчета являются: назначение, тип и тяговый класс трактора и конструктивный прототип его.

Тяговый класс сельскохозяйственных тракторов характеризуется величиной номинальной силы тяги на крюке Р_н при низшей рабочей скорости на стерне нормальной плотности и влажности. При этом трактор должен работать с допустимым буксованием 6 и максимальным тяговым КПД. Допустимое буксование у колесных тракторов в пределах 15...18%, у гусеничных - в пределах 3...5%. Тяговый КПД должен быть у колесных тракторов типа 4х2 не ниже 60...65%, типа 4х4 не ниже 65...68%, гусеничных тракторов не ниже 70...74%.

Для сельскохозяйственных тракторов установлен следующий ряд тяговых классов (в килоньютонах): 2; 6; 9 (12); 14 (18); 20; 30; 40 (50); 60 (100). В скобках даны классы по перспективному типажу.

Для промышленных тракторов тяговый класс определяется предельной силой тяги по сцеплению на рыхлой почве (грунте) нормальной влажности. Поэтому один и тот же трактор по промышленной классификации имеет тяговое усилие примерно на 70% больше, чем по сельскохозяйственной.

Трактор должен быть рассчитан на выполнение всех видов работ, соответствующих его тяговому классу и некоторой части работ, относящихся к тяговой зоне предыдущего класса.

Расчетом последовательно определяются:

2.1 Расчетный тяговый диапазон

Тяговый диапазон определяют по формуле:

,

где е - коэффициент расширения тяговой зоны трактора, е = 1,25…1,30;

Р_н - номинальная сила тяги на крюке трактора заданного класса;

Р_н' - номинальная сила тяги на крюке, установленная по типажу для трактора предыдущего класса.

Для тракторов, не имеющих общую тяговую зону с тракторами других классов, обычно принимают д_Т = 2 [1].

2.2 Масса трактора

Должны быть определены максимальная эксплуатационная масса трактора и эксплуатационная масса по прототипу. Максимальная эксплуатационная масса трактора должна быть достаточной для получения номинальной силы тяги на крюке при работе в расчетных условиях с допустимым буксованием и находится по уравнению:

где ц_К - коэффициент использования сцепной массы, который допустить в расчетных почвенных условиях. Для колесных тракторов ц_К = 0,5…0,60, для гусеничных ц_К = 0,55…0,65

л_К - коэффициент нагрузки ведущих колес. Для тракторов колесной формулы 4К2 л_К = 0,76...0,8. Для гусеничных тракторов и тракторов колесной формулы 4К4 л_К = 1, так как в создании тягового усилия всегда участвует весь вес трактора;

f - коэффициент сопротивления качению. Для гусеничных тракторов в формулу подставляется f/2 (учитываются лишь внешние сопротивления качения);

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

Эксплуатационная масса трактора включает конструкционную массу и заправочных материалов, инструмента, дополнительного оборудования тракториста. Для выполненных конструкций она составляет:

m_Э = (1, 07…1,1) m₀,

где m₀ - конструктивная масса трактора, кг.

Эксплуатационная масса современных гусеничных тракторов и колесных тракторов со всеми ведущими колесами обычно больше требуемой макетной эксплуатационной массы, а колесных тракторов с задними ведущими колесами меньше ее.

Поэтому для обеспечения заданных тягово-сцепных качеств колесных тракторов с заданными ведущими колесами применяется навешивание грузов ведущие колеса и «заливка жидкости в шины. В этом случае масса балласта находится по выражению:

m_б = л_К · (m_МАХ - m_Э)

При выполнении курсового проекта конструктивная масса проектируемого трактора принимается равной массе прототипа (Приложение 1). Находится эксплуатационная масса трактора и, если она больше требуемой максимальной массы (m_max), то для последующих расчетов массу трактора принимают равной эксплуатационной массе его (m = m_э).

Таким образом сила тяжести (вес) трактора, Н.

G = g·m_Э = 9,81·m,

2.3 Номинальные скорости движения. Структура передач

Разнообразие выполняемых работ вызывает необходимость иметь на тракторе три группы передач и, следовательно, три группы скоростей: вспомогательные (замедленные), основные и транспортные. В курсовом проекте замедленные передачи и соответствующие им скорости движения не рассчитываются и принимаются по прототипу или близкими к ним.

Выбор номинальных скоростей движения начинается с определения диапазона основных скоростей - отношения высшей основной скорости к низшей:

.

Величина скоростного диапазона определяется по формуле:

В расчетах можно принимать

,

где = 0,85...0,90 - минимально допустимый коэффициент загрузки двигателя

Ряд основных скоростей строится по геометрической прогрессии со знаменателем прогрессии:

,

где z - число основных скоростей.

Так как для сельскохозяйственных тракторов скоростной диапазон д_Vосн невелик, то в группе основных скоростей целесообразно иметь не более 4...6 передач. Число их можно принимать так же, как у конструктивного прототипа.

Если на тракторе не устанавливается увеличитель крутящего момента, то основным скоростям добавляют более низкую резервную передачу для получения на крюке тягового усилия больше Р_Н при преодолении возросших сопротивлений движению.

Первая основная скорость указывается в задании, или она принимается; для гусеничных тракторов 5...6 км/ч, для колесных тракторов 8...9 км/ч. Ее можно принимать такой же (или близкой), как у прототипа (Приложение 1, табл. 1 и 2)

Если двигатель проектируемого трактора отличается по частоте вращения двигателя прототипа, то скорость V_H1 принимается

где и - первая основная скорость трактора и номинальная частота вращения двигателя прототипа.

Основные скорости находятся по выражениям:

, ,

Резервную скорость можно принимать

V_Hp = V_H1 / q.

При расчете максимальную транспортную скорость принимают равной и близкой к скорости прототипа.

Если транспортных скоростей две, то промежуточная скорость может быть определена как средняя геометрическая

,

где V_Нmax и V_Нz - высшая транспортная и высшая основная скорости движения.

Окончательно ряд скоростей корректируется при кинематическом раем коробки передач в соответствии с практическими возможностями подбора чисел зубьев шестерен.

2.4 Размеры ведущих колес и расчетный радиус колеса

Для колесного трактора типа 4 на 2 шины ведущих колес подбирают по расчетной нагрузке на шину одного колеса

или

расчетный радиус колеса определяют по эмпирической формуле

r_к = 0,5d + (0,80…0,85)В

где d - наружный диаметр обода колеса, на котором монтируется шина:

В - ширина профиля шины.

Размеры пневматических шин для тракторов и сельскохозяйственных машин определяются по ГОСТ 7463-2003.

Примеры обозначений шин:

11.2-20 или 12.4R28 - обычного профиля;

8.4/78-30 или 30.5L-32 или 480/70R38 - низкопрофильных;

31 х 15.5R16 - широкопрофильных,

где 11.2; 12.4; 18.4; 30.5; 15.5 - условные обозначения номинальной ширины профиля;

31 - условное обозначение номинального наружного диаметра;

480 - обозначение номинальной ширины профиля в миллиметрах;

78; 70 - серии (номинальное отношение высоты к ширине профиля шины в процентах);

R - обозначение радиальной шины;

L - обозначение низкопрофильной шины;

20; 28; 30; 32; 38; 16 - условные обозначения номинального посадочного диаметра обода.

Расчетный радиус r_к ведущих колес гусеничных тракторов определяется по выражению

где l_зв - шаг звена гусеницы;

z_к - число активно действующих зубьев ведущего колеса

Значения l_зв и z_к принимаются по заданному прототипу трактора (Приложение 1).

2.5 Передаточные числа трансмиссии и уточнение расчетных скоростей движения

Для рассчитываемого трактора кинематическая схема трансмиссии принимается такой же, как у конструктивного прототипа (Приложение 2). Передаточное число главной передачи 1₀ принимается по прототипу. В записке приводится ксерокопия трансмиссии конструктивного прототипа, на которой должны быть указаны числа зубьев всех входящие в нее передач. Для коробки перемены передач указываются передаточные числа по передачам и номера шестерен, работающих на каждой передаче.

Передаточное число первой передачи определяется по формуле:

Так как число зубьев шестерен может быть только целым, то следует, используя кинематическую схему коробки передач, найти уточненное передаточное число i_к1. Для этого, оставляя неизменным межосевое расстояние шестерен а_щ и модуль зацепления (m) - необходимо изменить числа зубьев шестерен коробки передач, чтобы можно было получить передаточное число близкое к расчетному, которое принимается как окончательное. При этом должно быть выполнено условие

и поэтому сумма z₁ + z₂ при всех изменениях чисел зубьев должна быть неизменной.

Изменение числа зубьев шестерен на 2…3 зуба не влечет за собой изменения конструкции корпуса коробки передач.

Пример 2. По расчету i_К1 - 1,96. Передаточное число первой передачи коробки передач прототипа (трактор ДТ-75М) i_к1 = z₁₁ / z₂₂ = 50/28 = 1,786.

Оставляя неизменным межосевое расстояние шестерен и модуль зуба изменим число зубьев шестерен на 1 и 2 зуба тогда



Значение i_К1 = 2.0 близко к расчетному. Окончательно следует принять i_к1 = 2,0. Число зубьев шестерен z₁₂ = 52, z₁₁ = 26.

Передаточные числа последующих передач определяются по выражениям

; ;

Также как для первой передачи, определяются уточненные (действительные) передаточные числа коробки передач и соответствующие им расчетные скорости трактора

2.6 Номинальная мощность двигателя

Номинальная мощность двигателя определяется из условий реализации номинального тягового усилия Р_н на первой основной скорости движения:

, кВт

где Рн - номинальная сила тяги на крюке. Н;

m - масса трактора, кг;

f - коэффициент сопротивления качению;

V_н1 - номинальная скорость движения на 1-й основной передаче, км

з_ТР = 0,88…0,93 - механический КПД трансмиссии, определяемый по эмпирической формуле (1, с. 31);

ч_э = 0,85 - коэффициент эксплуатационной нагрузки двигателя;

g = 9, 81 м/с.

Расчетное значение мощности округляется и, по окончательно принятому значению рассчитываются двигатель и характеристики трактора. Данные тягового расчета заносятся в табл. 5.

Таблица 5. Данные тягового расчета трактора

РН, кН

Р?Н, кН

дТ

m, кг

дV.ОСН

Расчетные скорости

NН, кВт

основные

транспортные

I

II

III

I

II

III

2.7 Расчет и построение тяговой характеристики трактора

Тяговую характеристику строят в функции силы тяги на крюке при установившейся работе трактора на горизонтальном участке для заданных почвенных условий, Должны быть построены графические зависимости скорости движения V , тяговой мощности N_кр, буксования д, тягового КПД з_тяг и удельного расхода топлива g_кр от силы тяги на крюке Р_кр. Кривые характеристики рассчитываются и строятся для всех основных передач. Расчеты производятся для скоростных режимов работы двигателя n_хх, n_н и от n_н через 200 (300) мин до частоты вращения на 200...400 мин меньше n_м. По регуляторной характеристике двигателя для этих частот вращения определяются крутящий момент и мощность двигателя и значения их вносятся в табл. 6. Определяется сила сопротивления качению Р_f = G · f. При построении тяговой характеристики принимают, что коэффициент сопротивления качению сохраняет постоянное значение при всех режимах работы трактора.

Далее для всех скоростных режимов работы последовательно рассчитываются:

2.7.1 Касательная сила тяги

H,

М_к - крутящий момент двигателя для данного скоростного режима работы, определяемого по регулярной характеристике

з_тр - механический КПД трансмиссии ([1], с. 31).

Таблица 6. Данные расчета для построения тяговой характеристики трактора

n, мин-1	МК, Н·м	Nе, кВт	РК, Н	РКР, Н	VТ, км/ч	V, км/ч	NКР, кВт	GТ, кг/ч	gе, г/кВт·ч	зТЯГ
1 передача (iТР1 = , iК1 = )
n1
n2
…
nНОМ
2 передача (iТР2 = , iК2 = )
n1
n2
…
nНОМ
3 передача (iТР3 = , iК3 = )
n1
n2
…
nНОМ

2.7.2 Теоретическая и действительная скорости движения

, км/ч;

, км/ч.

Здесь r_K - в метрах; д - буксование.

Величина буксования может быть определена по кривой буксования заданного конструктивного прототипа. Она также может быть найдена по кривой буксования, построенной по данным табл. 7.

Таблица 7. Зависимость буксования от относительной силы тяги

Р	0…0,3	0,4	0,6	0,65	0,7	0,8	0,9	1,0
для баллонов	0,21·р	0,084	0,126	0,152	0,18	0,27	0,46
для гусениц	0,3·р	0,013	0,028	0,036	0,05	0,105	0,24	0,57
В таблице р - относительная сила тяги, равная

ц - коэффициент сцепления;

л - коэффициент нагрузки ведущих колес, принимаемый:

для гусеничных тракторов л = 1;

для колесных тракторов 4х2 л = 0,76... 0,80;

для колесных тракторов 4х4 л = 0,90... 1,0

2.7...