ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ И ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ И ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

Определение мощности двигателя и расчет внешней скоростной характеристики

Необходимая мощность двигателя (кВт) определяется по формуле:

где G_a = m_a · g – полный вес автомобиля, Н; Ψ – суммарный коэффициент сопротивления дороги; v_max – максимальная скорость движения автомобиля, км/ч; к_в – коэффициент обтекаемости, Нс²/м⁴; F_a = aBH – мидель автомобиля, м ².

Полная масса автомобиля (кг) определяется по формуле:

Здесь – снаряженная масса автомобиля с грузом; m_ч – масса человека, принимается в расчетах 75 кг; n – число мест в салоне автомобиля, включая водителя; m_б – масса багажа, принимается для водителя и пассажиров грузового автомобиля m_б = 5 кг.

Подставив значения, найдем полную массу автомобиля:

В расчетах значение Ψ может быть ориентировочно определено по формуле:

– для грузовых автомобилей:

Здесь f₀ – коэффициент сопротивления качению, принимается для грузовых автомобилей f₀ = 0, 02; максимальная скорость автомобиля v_max в км/ч (по заданию 145 км/ч). Подставив значения получим:

Коэффициент обтекаемости k_в (Нс²/м⁴) для грузовых автомобилей 0, 5–0, 7; меньшие значения относятся к автомобилям с более обтекаемой формой кузова.

Мидель автомобиля (м²) может быть определен из выражения:

F_a=aBH,

где a – коэффициент заполнения площади (a = 0, 75–0, 9 – для грузовых автомобилей, большое значение a относится к более тяжелым автомобилям); B и H – ширина и высота автомобиля, соответственно, выбирается по прототипу. Подставив значения высоты и ширины из паспорта автомобиля получим:

F_a=0, 8·2, 55·3, 11=6, 3444 м²

Коэффициент полезного действия трансмиссии ɳ _тр зависит в основном от конструкции трансмиссии. В расчетах ɳ _тр принимается: для грузовых автомобилей с колесной формулой 6х6, 6х4 – ɳ _тр = 0, 80; для грузовых автомобилей с колесной формулой 4х4 и грузовых автомобилей с двойной главной передачей – ɳ _тр = 0, 82; для грузовых автомобилей с колесной формулой 4х2 и одинарной главной передачей – ɳ _тр = 0, 85.

Найдем необходимую мощность двигателя:

Наиболее полные сведения о параметрах двигателя дает внешняя скоростная характеристика, представляющая собой зависимость мощности N_e и крутящего момента M _e от частоты вращения коленчатого вала n (об/мин) или от угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя ω (с ^-¹).

При отсутствии данных зависимость мощности N_e от частоты вращения коленчатого вала n и зависимость N _e = f ( n ) может быть рассчитана с помощью уравнения С.Р. Лейдермана:

где n_N – номинальная частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальной мощности, об/мин; a, b, c – эмпирические коэффициенты, зависящие от типа двигателя: (а =b = с = 1) –для бензинового двигателя; a = 0, 53, b = 1, 56, c = 1, 09 –для четырехтактного дизеля; n_i – текущие значения частоты вращения коленчатого вала, об/мин.

При расчете внешней скоростной характеристики минимальную частоту вращения коленчатого вала n_min рекомендуется принимать: n_min= 700–900об/мин–для бензинового двигателя; n_min= 800–1000об/мин–для дизельного двигателя.Значения n_N принимаются, ориентируясь на данные, приведенные табл. 1.1.

Таблица 1.1

Группы двигателей	n_N , об/мин
Двигатели бензиновые грузовых автомобилей малой грузоподъемности	4000–4500
Двигатели бензиновые грузовых автомобилей средней грузоподъемности	3200–3600
Двигатели дизельные грузовых автомобилей	2200–2600

График зависимости крутящего момента от частоты вращения коленчатого вала M _e = f ( n) строят, пользуясь зависимостью:

Произведем расчеты мощностей и крутящих моментов двигателя в зависимости от частоты вращения коленчатого вала:

Таблица 1.2

Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя

Текущее значение n_i, об/мин	n_min=900								n_N=2500	n_max=2900(по ТТХ)
Текущее значение ω _i, с^-1	93, 6	114, 4	135, 2		176, 8	197, 6	218, 4	239, 2		301, 6
N_i, кВт	151.22	195.53	240.52	284.72	326.64	364.81	397.75	423.97	442.00	447.55
M_i, Нм	1605.26	1698.23	1767.63	1813.47	1835.74	1834.44	1809.58	1761.15	1689.15	1474.45

По данным табл. 1.2 строятся графики N _e = f ( n ) и M_e =f ( n ), по которым определяютчисло оборотов, соответствующее максимальной мощности n_N (или угловую скорость вращения коленчатого вала ω _N ), а также величину максимального крутящего момента M_e_max и соответствующее этому значению число оборотов коленчатого вала n_M (или угловую скорость вращения коленчатого вала ω _M ).

Рисунок 1. Графики N _e = f ( n ) и M_e =f ( n ).

РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Расчет синхронизаторов

Наибольшее распространение на современных транспортных средствах получили инерционные конусные синхронизаторы (рис. 4.2), которые не допускают включения передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых деталей, создавая тем самым условия плавного и бесшумного ввода в зацепление ведущие и ведомые шестерни соответствующих передач.

На современных автомобилях стремятся оснастить синхронизаторами все передачи коробок, исключая первую передачу и заднего хода автомобиля.

Цель расчета синхронизатора – определение углов наклона конусов и блокирующих поверхностей, обеспечивающих

соблюдение условия невключения передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых деталей, а также момента трения и времени синхронизации.

Синхронизаторы принято оценивать по удельной работе буксования.

Удельную работу буксования рассчитывают по формуле:

где l_с – удельная работа буксования, МДж/м; L_c – работа буксования при выравнивании угловых скоростей вала и установленного на нем зубчатого колеса, Дж; F_c – площадь поверхности трения синхронизатора, м².

Работу буксования определяют по формуле:

где J_пр – суммарный приведенный момент инерции, кгм; ω _е – расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при пе-реключении передач, рад/с; i_к – передаточное число выключамой передачи; i_к+1 – передаточное число включаемой передачи.

Для трехвальной коробки передач суммарный приведенный момент инерции можно определить следующим образом:

где J_СЦ – момент инерции ведомого диска сцепления, кг·м²; J_ВЩ–момент инерции ведущего вала коробки передач, кг·м²; J_к^ВЩ–момент инерции ведущей шестерни привода промежуточного вала, кг·м; J_пром – момент инерции промежуточного вала, кг·м²; Σ J_к^пром – момент инерции шестерен постоянного зацепления на промежуточном валу, кг·м²; J_к^ВД – момент инерции зубчатого колеса на ведомом валу коробки передач, кг·м².

Момент инерции диска (шестерни, вала) относительно оси, проходящей через его центр и перпендикулярной плоскости его вращения, в общем случае можно определить по формуле:

где J – момент инерции, кг·м²; M – масса диска, кг; R – радиус диска, м.

Для нахождения моментов инерции валов необходимо определить их размеры. Размеры валов коробок передач выбираются, исходя из условия обеспечения достаточной их жесткости.

Диаметр ведущего вала коробки передач приближенно определяют по формуле:

где d_ВЩ – диаметр ведущего вала, мм; k – коэффициент, k = = 4, 0– 4, 6 [7].

Из рекомендуемого отношения диаметра ведущего вала к его длине [4] можно найти длину вала:

тогда

где l_ВЩ – длина ведущего вала, мм.

Диаметр ведомого и промежуточного валов в средней их части (валы ступенчатые) определяют по формуле:

где d_{ВД(пром)} – диаметр ведомого (промежуточного) вала, м. Отношения диаметров валов к их длинам для промежуточного и ведущего валов, соответственно [4]:

тогда ;

тогда .

Определим массы ведущего и промежуточного валов:

M_вщ= ρ · l_вщ = 7700·0, 306· =5 кг;

M_пром= ρ · l_пром = 7700·0, 662· =9, 48 кг;

Тогда моменты инерции будут равны:

кг·м²,

кг·м².

Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач приведена в табл. 4.5 [7].

Таблица 4.5

Заключение

В данной работе был произведен тяговый расчет двигателя КАМАЗ 5320, определена его мощность, полная масса автомобиля, найдены его силовые характеристики при различных частотах вращения вала и при заданной максимальной скорости, определены характеристики коробки передач, был произведен расчет синхронизатора коробки передач.

ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ И ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

12 3 4 Следующая ⇒