1. Определение потребной мощности энергетической установки при максимальной скорости проектируемого автомобиля. Значение мощности энергетической установки при максимальной скорости автомобиля определяется по формуле:
Ne,vmax = Vmax (Ga Ψv + kВFVmax)/(1000ηтkР), [кВт] (1),
где Ga = mag - вес автомобиля, [Н];(средние значения массы и кпд трансмиссии)
ma = mc+mп(mг) - полная масса автомобиля, [кг];
mc - снаряженная масса, [кг];
mп(mг) - масса пассажиров (груза), включая водителя, [кг];
g = 9,8 - ускорение силы тяжести, [м/с2];
Ψv = fv + i, (2) - коэффициент суммарного дорожного сопротивления;
fv = f0(1 + kf V2), - расчетный коэффициент сопротивления качении;
k f = 0.0005184 - коэффициент, учитывающий влияние скорости на сопротивление
качению;
Vmax - максимальная скорость автомобиля, [м/с];
f0 = 0,007…0,0015- коэффициент сопротивления качению при малой скорости по асфальтобетонному покрытию в хорошем состоянии, при движении на котором может быть достигнута максимальная скорость;
i = tga » sina - продольный уклон дороги к горизонту (строительный), знак “+” на подъеме, знак “–“ при уклоне; при расчете Ne,vmax для легковых автомобилей i= 0
hт = 0,8…0,94- к.п.д. трансмиссии (меньшее значение для многоприводных грузовых автомобилей, меньшее- для легковых при использовании синтетических трансмиссионных масел;
kР = 0,95…0,96 - коэффициент стендовой коррекции для двигателей автомобилей производства РФ, США, Японии, ФРГ, который традиционно в литературных источниках [1] будучи однажды использованным в начале расчета, в дальнейшем в расчетных формулах отсутствует, тогда как в данных указаниях присутствие коэффициента кР в основных расчетных формулах на протяжении всего расчета обусловлено учебно-методическими соображениями направлено на осознание и углубленное понимание исполнителем разницы между мощностями двигателя: в стендовых условиях (на испытательном стенде завода-изготовителя или научной лаборатории), в эксплуатационных условиях (в подкапотном пространстве автомобиля) и непосредственно на ведущих колесах автомобиля;
kВ= 0,5СXrВ- коэффициент обтекаемости, [кг/м3];
СX - безразмерный коэффициент продольной аэродинамической силы сопротивления
воздуха;
rB = 1,225 [кг/м3] - плотность воздуха на уровне моря;
kВ = 0,15…0,35- для легковых; kВ = 0,5…0,7- для грузовых;
FЛ = 0,8ВГНГ - обтекаемая площадь Миделя для легковых автомобилей, [м2];
FГ = ВНг - обтекаемая площадь Миделя для грузовых автомобилей, [м2];
ВГ - габаритная ширина, [м];
НГ - габаритная высота, [м];
В- ширина колеи, [м];
kВF- фактор обтекаемости, [кг/м].
Бензиновый ДВС.
Определение набора расчетных частот коленчатого вала и расчет для них значений
стендовой мощности и крутящего момента.
Предельные значения частот вращения ( мин-1) характерных скоростных режимов двигателей приведены в таблице 1.
Таблица 1
|
Скоростной режим |
Бензиновые ДВС |
|
nmin |
1000…1200 |
|
nN |
4000…6000 |
|
nн |
3200…6000 |
|
nM |
(0,4…0,7) nн |
|
nх max |
(1,05…1,15) nн |
Зависимость Nе= f(n) аппроксимируется формулой кубического трехчлена
NeX = Nevmax [a * (nx /nN) + b * (nx /nN)2 – c * (nx /nN)3] (кВт) – эффективная мощность на
к/ валу двигателя, (3)
где а = b = с = 1 для двигателей не имеющих ограничителя или регулятора.
Связь между мощностью и крутящим моментом на различных частотах определяется формулой
(4)
где Мк,х- текущее значение крутящего момента, [Н×м];
Ne,X - текущее значение мощности, [кВт];
nX - текущая частота, [мин-1];
Представляется рациональным для обеспечения плавности кривых
Ne = f(n) и MK = f(n) иметь значения 6-ти характерных частот nmin, nx1, nм, nx2, nN, nmax.
(В формулах (3), (4) при расчетах символ «х» заменяется символами min, x1, M, x2, N, max).
nmin = 800…950- минимальная частота вращения к/вала, [мин-1];
nN - частота, соответствующая максимальной мощности (по прототипу, если не указана в задании);
nM = (0,4…0,7) nN (5)
nmax - частота, соответствующая максимальной скорости проектируемого автомобиля;
(6)
(7)
- промежуточные расчетные частоты.
Для легковых автомобилей можно
принять 
(8)
Тогда максимальная мощность равна:
Nmax = Nevmax/А (9)
где 
(10)
Значение частоты nM можно предварительно определить по зависимости (5), ориентируясь на прототип с тем, чтобы рассчитать также предварительно значения частот nx1 и nx2, округляя до десятков или сотен оборотов в минуту.
По результатам расчетов и графических построений рассчитываются: запас крутящего момента М3 %; коэффициент приспосабливаемости по частоте кw. Эти характеристики позволяют оценивать способность автомобиля приспосабливаться к изменениям нагрузки на колесах. Чем больше кw, тем шире диапазон устойчивой работы двигателя. Практика показывает, что увеличение кw при заданном значении nN улучшает топливную экономичность автомобиля.
(11)
(12)
(13)
Для бензиновых двигателей М3= 5…35; kw= 1,5…2,5; kМ=1,1-1,4. Сравнить значения, полученные при расчетах по формулам (11) и (12) с приведенными значениями для карбюраторных двигателей.
Расчет ГМП
определяется размер Da , принимая во внимание передаточное отношение согласующей
передачи iс.п. =1 и когда безразмерная
прямой прозрачности характеристика ГДТ задана табличными данными для построения
кривых k = f(i), η = f(i) и λ1 = f(i). Прозрачность характеристики ГДТ выражается коэффициентом
прозрачности П = λ1max /
λ1p , где λ1max –
коэффициент момента насосного колеса при i = 0
(в данном КП прямой, т.е. падающей прозрачности), λ1p – коэффициент момента при k =1,
когда ДВС вышел на режим номинальной частоты, а ГДТ – уже перешёл на режим ГМ
(реакторы разблокировались).
3.1 Теоретические основы расчёта тягово-скоростных
характеристик автомобиля (ТСХА) с гидромеханической передачей (ГМП).
3.1.1 Выбор, расчёт и построение безразмерной характеристики ГДТ.
Современной наукой и техникой уже созданы достаточно
совершенные гидромеханические передачи (ГМП) для
транспортных и технологических машин. Важным элементом ГМП является
гидротрансформатор (ГДТ), работающий совместно с коробкой передач (КП) с
геометрическими или планетарными осями. Наибольшее распространение на автомобильном
транспорте, особенно легковом, в последнее время получили планетарные 2х,
3х, 4х, 5-тии даже 6-ти ступенчатые
(скоростные) КП: в данном примере 3х ступенчатая со сцепными
сателлитами. ГДТ выбирается двух реакторным для всех вариантов задания и
строится его безразмерная характеристика (см. рис. 3.1) по данным
таблицы 3.1. КПД(h) ГДТ по
определению равен 
-коэффициент
трансформации, 
-передаточное
отношение валу ГДТ, 
- мощность, крутящий момент, частота
вращения соответственно на входном и выходном валу ГДТ.
Таблица 1
|
Безразмерные характеристики гидротрансформатора |
Передаточные отношения i = n2/n1 |
||||||||||
|
0,1 |
0,2 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
0 |
|
|
η = k. i. 100% |
27 |
50 |
68 |
80 |
86 |
88 |
90 |
87 |
90 |
|
– |
|
k = M2/M1 |
2,8 |
2,5 |
2,25 |
2,0 |
1,75 |
1,5 |
1,3 |
1,1 |
1,0 |
|
3,00 |
|
λавт. 103 |
4,65 |
4,15 |
3,65 |
3,15 |
2,65 |
2,25 |
1,80 |
1,60 |
1,4 |
0 |
5,00 |
|
λлег. 103 |
2,80 |
2,70 |
2,30 |
2,10 |
1,90 |
1,70 |
1,50 |
1,30 |
1,0 |
0 |
3,00 |
|
λгруз. 103 |
2,30 |
2,50 |
2,60 |
2,70 |
2,60 |
2,50 |
2,30 |
2,00 |
1,3 |
0 |
2,10 |
 |
Рис.3.1. Безразмерная характеристика.
При i = 0,6 = 88% включение 2-го реактора;
при i = 0,85 = 84% начало режима гидромуфты.
3.1.2 Расчёт нагрузочных парабол, построение графика согласования работы системы ДВС-ГДТ и определение точек совместной работы.
На основе теории гидродинамического подобия момент M1насосного
колеса пропорционален плотности 
рабочего тела (масла), частоте вращения 
во второй степени,
активному диаметру 
в
пятой степени и коэффициенту пропорциональности l,
называемому коэффициентом насосного колеса, который может быть постоянным (l=const) и
переменным (l=var).
Тогда момент насосного колеса может быть рассчитан по формуле:
(3.1)
При l=const ГДТ называется непрозрачным, а при l=var- прозрачным. В зависимости от назначения транспортных и технологических машин прозрачность ГДТ может быть падающей (с увеличением передаточного отношения l уменьшается- ,например легковые автомобили см. рис. 3.1), смешанной (с увеличением передаточного отношения l сначало увеличивается, достигает максимума, а затем уменьшается –например, грузовые автомобили см. рис. 3.1) и возрастающей для технологических машин определённого назначения.
Из формулы (3.1) активный диаметр (диаметр проточной
части) должен
быть определён при значении 
(частота 
):
(3.2)
Для построения графика согласования работы “системы ДВС-ГДТ” выполняются расчёты моментов нагрузочных парабол для каждого значения коэффициента крутящего момента насосного колеса (для непрозрачного ГДТ – парабола будет одна) j результаты расчётов заносятся в таблицу 3.2. По данным таблицы 3.2 строится график согласования работы “системы ДВС-ГДТ” (см. рис. 3.2).
Таблица 3.2
|
№№ п.п. расчётн. параболы |
Передаточное отношение i=n2/n1 |
Коэффициент крутящего момента, l.103, мин.2/об.2 |
Расчётные значения моментов нагрузочной параболы, М1, Н.м |
|||
|
nmin=900 |
nx1=2200 |
nM=3500 |
nN=5600 |
|||
|
1 |
i =0 |
2,1 |
6,206 |
32,08 |
93,86 |
240,20 |
|
2 |
i =0,4 |
2,7 |
7,97 |
47,67 |
120,66 |
308,89 |
|
3 |
i =0,6 |
2,5 |
7,38 |
44,14 |
111,72 |
286,00 |
|
4 |
i =0,8 |
1,3 |
3,84 |
22,94 |
58,06 |
148,64 |
|
5 |
i =0,9 |
1,0 |
2,95 |
17,66 |
44,69 |
114,42 |
|
|
|
|
113,49 |
123,8 |
123,4 |
100,00 |
 |
Рис.3.2. График согласования работы «системы ДВС–ГДТ»
По графику согласования (см. рис. 3.2) в точках
пересечения 
кривой крутящего момента двигателя с
кривыми нагрузочных парабол определяются рабочие частоты 
и соответствующие
им рабочие крутящие моменты 
. Результаты графических расчётов величин 
заносятся в таблицу 3.3 и являются
исходными данными для дальнейших расчётов.
3.1.3 Расчёт и построение выходной характеристики “системы ДВС – ГДТ”.
Выходная характеристика ГДТ представляет собой зависимость вида М2=f(n2), кроме того на график наносятся кривые зависимостей: h=f(n2); n1=f(n2), M1=f(n2).
Для ГДТ с непрозрачной
характеристикой n1=f(n2) и М1=f(n2) будут изображаться прямыми линиями
параллельными оси n2 (частота на выходном
валу ГДТ). Значения М2 определяются по формуле: 
, а значения n2
определяются по формуле n2=n1.i; результаты расчётов сводятся в таблицу и строится график.
Мощность на выходе определяется по формуле:
(3.3)
Результаты расчётов заносятся в таблицу 3.3 и строится выходная характеристика “системы ДВС-ГДТ” (см. рис. 3.3).
Таблица 3.3
|
Передаточное отношение, i=n2/n1 |
Крутящий момент на входном валу, М1p, Н.м |
Входная частота совместной работы, n1p, мин–1 |
K=M2/M1 |
h, % |
Крутящий момент на выходном валу, М2, Н.м |
Частота на выходе ГДТ, n2, мин–1 |
Мощность на выходе, N2, кВт |
|
i=0 |
117 |
3950 |
2,8 |
0 |
327,6 |
0 |
0 |
|
i=0,4 |
123 |
3500 |
2,0 |
80 |
246,0 |
1400 |
36,04 |
|
i=0,6 |
120 |
3700 |
1,5 |
88 |
180,0 |
2220 |
41,82 |
|
i=0,8 |
113 |
4700 |
1,1 |
87 |
126,5 |
3760 |
49,78 |
|
i=0,9 гидромуфта |
100 |
5300 |
1,0 |
90 |
100,0 |
4770 |
49,90 |
Рис.3.3.Выходная характеристика «системы
ДВС–ГДТ»
3.1.4 Расчет и построение тяговой характеристики и динамического паспорта при установке на автомобиль гидромеханической передачи (ГМП).
Сила тяги на ведущих колесах при k-ой трансформации момента в гидротрансформаторе (ГДТ) при i-ом передаточном отношении ГДТ при включенной j-ой передаче механической (планетарной) коробки.
(3.4)
-
входной расчетный крутящий момент при согласованной работе ГДТ и ДВС при i-ом передаточном отношении в ГДТ , Н·м ;
=
М2/M1 - коэффициент
трансформации момента в ГДТ при i-ом передаточном
отношении ;
–
передаточное отношение механической (планетарной) коробки на j-ой
передаче;
–
передаточное отношение главной передачи при установке ГМП, рассчитываемое с
учетом “скольжения“ 6…11%, а также с учетом достижения максимальной скорости
при номинальной частоте;
=
– к.п.д. гидромеханической
передачи (0,80…0,88);
=0,96…0,98
- к.п.д. главной передачи;
=0,95…0,96
– коэффициент стендовой коррекции двигателя.
Скорость автомобиля при i-ом передаточном отношении ГДТ при включенной j-ой передаче механической (планетарной) коробки:
, м/с. (3.5)
Передаточное отношение главной передачи из условий достижения максимальной скорости:
(3.6)
Коэффициент суммарного дорожного сопротивления YV,i=0,012.(1+0,0005184.V2).
Передаточное отношение 1-ой
передачи планетарной коробки из условия преодоления максимального дорожного
сопротивления 
(3.7)
-передаточное
отношение главной передачи из условия достижения максимальной скорости при
номинальной частоте.
Для исключения длительной работы
гидротрансформатора (ГДТ) в области низких к.п.д. целесообразно принять рабочий
коэффициент трансформации легковых автомобилей в пределах 
, а при расчетном
передаточном отношении 1-ой
механической коробки 
=2,1…5,0 выбрать коробку с числом ступеней не
менее 3-х, при этом из компоновочных соображений выбор должен остановится на
планетарной кинематической схеме. Повышающую 4-ую передачу в данном расчете не
предусматривать. Все расчеты для построения тяговой характеристики (см. рис.
3.4) и динамического паспорта (см. рис. 3.5) выполнить для каждой передачи
коробки и занести в таблицу 3.4.
Расчёт параметров тяговой характеристики и динамического паспорта.
Первая передача.
Определение скорости автомобиля.
Определение передаточного отношения главной передачи.
Определение передаточного отношения 1-ой передачи планетарной КП. Принимаем ki=0=2,8, Ga=14500 Н.
Так как 2,1 < U1=3,63 < 5,0, то ® принимаем к установке 3-х ступенчатую планетарную КП:
Определение коэффициента суммарного дорожного сопротивления на соответствующих скоростях 1-ой передачи планетарной КП.
Определение силы тяги на ведущих колёсах на 1-ой передаче планетарной КП.
Определение силы сопротивления воздуха для соответствующих скоростей на 1-ой передаче планетарной КП.
Определение силы суммарного дорожного сопротивления.
Определение свободной силы тяги:
Определение динамического фактора:
Вторая передача.
Определение передаточного отношения 2-ой передачи планетарной КП.
Определение скоростей движения автомобиля на 2-ой передаче при различных передаточных отношениях.
Определение коэффициента суммарного дорожного сопротивления на соответствующих скоростях 2-ой передачи планетарной КП.
Определение силы тяги на ведущих колёсах на 2-ой передаче планетарной КП.
Определение силы сопротивления
воздуха для соответствующих скоростей на 2-ой передаче планетарной КП.
Определение силы суммарного дорожного сопротивления для соответствующих скоростей на 2-ой передаче планетарной КП.
Определение свободной силы тяги на 2-ой передаче планетарной КП.
Определение динамического фактора на 2-ой передаче планетарной КП.
Третья передача – прямая.
Uk,3=1.
Определение скоростей движения автомобиля на 3-ей передаче при различных передаточных отношениях ГДТ.
Определение коэффициента суммарного дорожного сопротивления на соответствующих скоростях 3-ей передачи КП.
Определение силы тяги на ведущих колёсах на 3-ей передаче планетарной КП.
Определение силы сопротивления воздуха для соответствующих скоростей на 3-ей передаче планетарной КП.
Определение силы суммарного дорожного сопротивления для соответствующих скоростей на 3-ей передаче планетарной КП.
Определение свободной силы тяги на 3-ей передаче планетарной КП.
Определение динамического фактора на 3-ей передаче планетарной КП.
Таблица 3.4
|
Номер передачи пл. КП |
Параметры, получ. из графика нагруз. парабол и расчёта |
Передаточные отношения ГДТ и коэфф. трансформации |
Приме-чание |
||||
|
i=0, k=2,8 |
i=0,4, k=2,0 |
i=0,6, k=1,5 |
i=0,8, k=1,1 |
i=0,9, k=1,0 |
|||
|
1-ая передача |
|
3950 |
3500 |
3700 |
4700 |
5300 |
|
|
|
0/0 |
1400/385,7 |
2220/611,5 |
3760/1035,8 |
4770/1314,0 |
|
|
|
|
117 |
123 |
120 |
115 |
100 |
|
|
|
|
0 |
1,280 |
3,799 |
8,770 |
12,240 |
|
|
|
|
0,012 |
0,0120102 |
0,01208978 |
0,0124784 |
0,0129319 |
|
|
|
|
10714,26 |
8045,43 |
5886,9 |
4137,18 |
3270,50 |
|
|
|
|
0 |
0,807 |
7,11 |
37,9 |
73,86 |
|
|
|
|
174,00 |
174,15 |
175,30 |
180,93 |
187,50 |
|
|
|
|
10714,26 |
8044,62 |
5879,79 |
4099,28 |
3196,64 |
|
|
|
|
0,738 |
0,555 |
0,406 |
0,285 |
0,226 |
|
|
|
2-ая передача |
|
3950 |
3500 |
3700 |
4700 |
5300 |
|
|
|
0/0 |
1400/736,8 |
2220/1168,4 |
3760/1978,9 |
4770/2510,5 |
|
|
|
|
117 |
123 |
120 |
115 |
100 |
|
|
|
|
0 |
3,43 |
7,26 |
16,77 |
23,40 |
|
|
|
|
0,012 |
0,012073187 |
0,012327883 |
0,013749493 |
0,015406261 |
|
|
|
|
5607,86 |
4211,03 |
3081,24 |
2165,43 |
1711,8 |
|
|
|
|
0 |
5,80 |
25,98 |
138,64 |
269,94 |
|
|
|
|
174 |
175,06 |
178,75 |
199,36 |
223,39 |
|
|
|
|
5607,86 |
4205,23 |
3055,26 |
2026,79 |
1441,86 |
|
|
|
|
0,386 |
0,290 |
0,210 |
0,140 |
0,099 |
|
|
|
3-ая передача |
|
3950 |
3500 |
3700 |
4700 |
5300 |
|
|
|
0/0 |
1400/1400 |
2220/2220 |
3760/3760 |
4770/4770 |
|
|
|
|
117 |
123 |
120 |
115 |
100 |
|
|
|
|
0 |
6,52 |
13,79 |
31,85 |
44,45 |
|
|
|
|
0,012 |
0,012264448 |
0,013182972 |
0,018310519 |
0,024291072 |
|
|
|
|
2951,67 |
2216,46 |
1621,8 |
1139,76 |
901,00 |
|
|
|
|
0 |
20,95 |
93,75 |
500,11 |
974,07 |
|
|
|
|
174,00 |
177,83 |
191,15 |
265,50 |
352,22 |
|
|
|
|
2951,67 |
2195,51 |
1528,05 |
639,65 |
-73,07 |
|
|
|
|
0,203 |
0,151 |
0,105 |
0,044 |
-0,00504 |
|
|
 |
Рис.3.4.Тяговая характеристика автомобиля с ГМП.
Рис.3.5.Динамический паспорт автомобиля с ГМП.
1.1.5 Приемистость автомобиля.
5.а) Ускорение автомобиля.
Приемистость автомобиля – это его способность быстро увеличивать скорость движения. Оценочными показателями приемистости являются: максимально возможное ускорение jmax, время разгона tP и путь разгона SP. Для определения величины jmax, а также анализа изменения ускорений на различных передачах строится график зависимости ускорений от скорости j = f(v).
Для случая работы двигателя с полной подачей топлива ускорение может быть определено из равенства (36).
, [м/с2 ]
(45)
где
Di,x – динамический фактор на i-ой передаче х-вой частоте (формула (37);
Ψv- коэффициент суммарного дорожного сопротивления (формуле(2));
g = 9.8 (м/с2) – ускорение свободного падения;
δВР,i - коэффициент учета вращающихся масс (рабочая расчетная формула (30)).
По формуле (42) рассчитываются ускорения на различных передачах; результаты расчетов заносятся в таблицу №1.4 и строится график ускорений (рис. 1.6). По графику ускорений можно определить величину jmax, а также характер зависимости j = f(v) на разных передачах. Однако этого не достаточно для оценки приемистости различных автомобилей. Дополнительными наиболее удобными для восприятия показателями приемистости являются время и путь разгона.
5.б) Время и путь разгона.
Более удобными и наглядными (в сравнении с максимальным ускорением) показателями приемистости являются время tР и путь разгона SР автомобиля в заданном интервале скоростей. Время и путь разгона определяются теоретически и экспериментально.
Для теоретического определения времени разгона используется график ускорений (рис. 6). Расчетный интервал скоростей разбивают на мелкие участки, например на n = 3¼5 участков для каждой передачи (момент переключения передач соответствует частоте nN, время на переключение передач 1¼2 с). Для каждого такого участка время Dτi,n за которое скорость увеличивается от Vi,n - 1 до Vi,n определяется по формуле:
, [c]
(46)
Полное время разгона автомобиля с 5-ти ступенчатой МП (i = 5) при разбивке на мелкие участки (n=4) и с учетом времени на переключение передач определяются по формуле:
, [с]
(47)
Для теоретического определения пути разгона исходят из следующих соображений. Путь за время ∆τ при равноускоренном движении на каждом мелком участке равен в общем случае:
∆S = V1∆τ + 0.5jср∆τ2 = 0.5(V22 – V12)/ jср = Vср∆τ, [м]
Тогда рабочая расчетная формула имеет вид:
∆Si,n = Vср,i,n ∆τi,n , [м] (48)
где Vср,i,n = 0.5(Vi,n-1 + Vi,n), [м/с],
∆Si۱ – путь пройденный за время переключения с i-ой на i+1 передачу
Полный путь разгона автомобиля с 5-ти ступенчатой МП (i=5) при разбивке на мелкие участки (n=4) и с учетом пути ∆Si۱ пройденного за время переключения передач определяется по формуле:
, [м]
(49)
Пользуясь графиком ускорений (Рис.1.6) рассчитываются величины по формулам (46), (47), (48), (49) и заносятся в таблицу №1.5
///////////////////////////////////