Расчет автомобиля с ГМП

СОДЕРЖАНИЕ

1. Исходные данные для расчета

1.1. Определение параметров массы

1.2. Выбор шин

1.3. Определение фактора обтекаемости

1.4. Определение КПД трансмиссии

2. Определение мощности двигателя

2.1. Определение мощности затрачиваемой на преодоление силы сопротивления дороги

2.2. Определение мощности затрачиваемой на преодоление силы сопротивления воздуха

2.3.Определение мощности двигателя

3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

4. Согласование характеристик ДВС-ГДТ

5. Построение характеристик совместной работы ДВС-ГДТ

6. Определение передаточного числа механических элементов трансмиссии автомобиля

6.1. Определение передаточного числа главной передачи

6.2. Определение передаточных чисел механической КПП

7. Тяговая и динамическая характеристики автомобиля

8. Определение параметров приемистости автомобиля

8.1. Построение графика ускорений

8.2. Построение графиков времени и пути разгона

9. Топливная характеристика автомобиля

Литература

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА

1.1. Определение параметров массы

Определение собственной массы автомобиля

mо=ko•mг=1.075•2500=2688 кг (1.1)

где kо=1.075 – коэффициент собственной массы автомобиля, mг=2500 кг – грузоподъемность автомобиля

Определение полной массы автомобиля

mа=(mо+mг+(mп+mб)•(z+1))=(2688+2500+(75+5)•(2+1))=5428 кг (1.2)

где mп=75 кг - масса пассажира, mб=5 кг - масса багажа на одного пассажира,z=2 - количество сидячих мест для пассажиров

Определение распределения нагрузки по осям:

для полной массы

mа2=mа•kа2=5428•0.7=3799 кг (1.3)

mа1=mа-mа2=5428-3799=1628 кг (1.4)

где kа2=0.7 - коэффициент распределения масс.

для собственной массы

mо2=mо•kо2=2688•0.525=1411 кг (1.5)

mо1=mо-mо2=2688-1411=1277 кг (1.6)

где kо2=0.525 - коэффициент распределения масс.

1.2. Выбор шин

Шины выбирают исходя из наибольшей нагрузки которая приходится

на одну шину. Нагрузка на одну шину передних колес

mш1=0.5•mа1=0.5•1628=814 кг (1.7)

Нагрузка на одну шину задних колес

mш2=mа2/nк=3799/4=950 кг (1.8)

где nк=4 - число колес неуправляемого моста.

По наибольшей нагрузке и максимальной скорости движения автомобиля выбираем шины по ГОСТ 5513-86 [3, табл. 10]:

обозначение шины – 185/80R15,

максимальная нагрузка - 975 кг,

максимальная скорость - 100 км/ч,

радиус статический - 310±5 мм.

1.3. Определение фактора обтекаемости

Определение площади лобового сопротивления

F=Ш•B∙0,8=2,15•2,20∙0,8=3,784 м2 (1.9)

где Ш=2,15 м – габаритная ширина;

B=2,20 м - габаритная высота.

Определение фактора обтекаемости

W=F•kв=3,784•0,6=2,27 Н•с2/м2 (1.10)

где kв=0.6 Н•с2/м4- коэффициент обтекаемости, [2, стр.42].

1.4. Определение КПД трансмиссии

ηтр=0.98k•0.97l•0.995m (1.11)

где k - количество пар цилиндрических колес,

l - количество пар конических (гипоидных) колес,

m - количество карданных шарниров.

Т.к. в рассматриваемом автомобиле ГДТ работает совместно с 3-х ступенчатой механической КПП то:

ηтр1=0.98²•0.971•0.9953=0,92 (1.12)

для 1-й и 2-й передач

ηтр2=0.98²•0.971•0.9953=0,92 (1.13)

для 3-й (прямой) ηтр3=0.980•0.971•0.9953=0,95 (1.14)

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ

2.1.Определение мощности затрачиваемой на преодоление силы сопротивления дороги

Определение коэффициента сопротивления качению

ψv=fo+kf•(Vмах/3,6)2=0,018+7•10-6•(90/3,6)2=0,022374 (2.1)

где fo=0,018 - коэффициент сопротивления качению при малой скорости,

kf=7•10-6 - коэффициент учитывающий влияние скорости,

Vмах=90 км/ч - максимальная скорость движения.

Определение мощности затрачиваемой на преодоление силы сопротивле- ния дороги.

Nд=ψv•mа•g•Vмах/3600=0,022374•5428•9,81•90/3600=29,782 кВт (2.2)

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

2.2.Определение мощности затрачиваемой на преодолние силы сопротивления воздуха

Nв=W•(Vмах)3/46656=2,27•903/46656=35,475 кВт (2.3)

2.3.Определение мощности двигателя

Nдв=(Nд+Nв)/(ηтр•kр)=( 29,782 +35,475)/(0,95•0,86)=79,414 кВт (2.4)

где kр=0,86 - коэффициент коррекции .

По приложению 3 [1] согласно параметрам, оговоренным в задании принимаем двигатель ЗМЗ–513.10, который имеет следующие параметры:тип двигателя бензиновый рабочий объем двигателя, л 4,25 количество цилиндров V8 степень сжатия 7,6 номинальная мощность Nмах, кВт 88,3 частота вращения при  Nмах, мин-1 3300 максимальный крутящий момент Ммах, Нм 290 частота вращения при Ммах, мин-1 2000—2500

3. ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ  ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ

Параметры тягово-скоростных свойств автомобиля обычно определяют при работе двигателя с полной подачей топлива, т.е. при работе двигателя по внешней скоростной характеристике, которая представляет собой зависимость эффективных показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала.

Важнейшими параметрами внешней скоростной характеристики являютсяэффективная мощность Nе, крутящий момент Ме, удельный эффективный расход топлива gе, часовой расход топлива Gт.

Определение крутящего момента при максимальной мощности

МN=9550•Nмах/nN=9550•88,3/3300=256 Нм (3.1)

Определение коэффициента приспосабливаемости по моменту: kм=1,13

Определение коэффициента приспосабливаемости по частоте: kω=1,4

Пределы изменения нагрузки на двигатель, соответствующей его устойчивой работе, т.е. способности автоматически приспосабливаться к изменениям нагрузки на колесах оценивают запасом крутящего момента Мз (%) Мз=(Ммах-МN)•100/МN=(290-256)•100/256= 13,28 % (3.2)

Определение эффективных показателей двигателя (двигатель без ограничителя):

а=2– =2– =0,524 (3.3)

b= –1= –1=2,704 (3.4)

c= = =1,852 (3.5)

a+b-c=0,524+2,704-1,852 =1 (3.6)

Nе=Nмах•[a•(nе/nN)+b•(nе/nN)2-c•(nе/nN)3], кВт (3.7)

Ме=МN•[a+b•(nе/nN)-c•(nе/nN)2], Нм (3.8)

gе=gN•[a1+-b1•(nе/nN)+c1•(nе/nN)2], г/(кВт•ч) (3.9)

Gт=gе•Nе/1000, кг/ч (3.10)

где nе - текущая частота вращения коленчатого вала, 1/мин, a1=1.2, b1=1.0, c1=0.8 - эмпирические  коэффициенты, зависящие от типа двигателя.

При эксплуатации часть мощности двигателя расходуется на неучтенные при снятии стендовой внешней скоростной характеристики потребители, а условия, в которых работает двигатель, отличаются от стандартных. Мощность, передаваемая через трансмиссию на ведущие колеса, меньше определяемой внешней скоростной характеристикой. Поэтому при использовании стандартной внешней скоростной характеристики для расчета тягово скоростных свойств значения полученных по ней мощностей нужно умножить на коэффициент коррекции kр, меньший единицы.

4. СОГЛАСОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ДВС - ГДТ

Согласование характеристик двигателя и ГДТ заключается в выборе активного диаметра Dа гидротрансформатора, обеспечивающего наилучшее использование возможностей двигателя и ГДТ. Основной задачей согласования является обеспечение при определенной передаче в механической коробке ГМП наибольшего диапазона регулирования при наименьшем расходе топлива. Процесс согласования заключается в построении характеристик входа системы  ДВС - ГДТ и выборе оптимальной.

Для этого следует выбрать принципиальную схему и безразмерную характеристику ГДТ. Безразмерная характеристика определяет зависимость КПД  (ηт.н.), коэффициента момента насосного колеса (λн), коэффициента трансформации (K) от передаточного отношения гидродинамической передачи (iт.н).

Бензиновые двигатели обладают достаточно высоким коэффициентом приспосабливаемости по моменту. Поэтому общий силовой диапазон системы ДВС - ГДТ может быть получен, в основном, регулированием работы двигателя.

В этом случае наиболее целесообразно применение прозрачных гидротрансформаторов, обладающих более низкими коэффициентами трансформации, чем непрозрачные или малопрозрачные. Прозрачность гидротрансформатора должна быть такой, при которой двигатель во время трогания  автомобиля с места развивает наибольший крутящий момент, а затем по мере разгона переходит на режим максимальной мощности.

Для дальнейших расчетов принимаем малопрозрачный (П=1.6) гидротрансформатор марки ЛГ – 470, который имеет следующие   параметры

Активный диаметр выбираем на режиме "СТОП" и на режиме максимальной мощности.

Режим "СТОП"

nео=0.8•nN=0.8•3300= 2640 об/мин (4.1)

Мео=МnN•[a+b•(nео/nN)c•(nео/nN)2]=203.093•[0,524+2,704•(2640/3300)- 1,852 •(2640/3300)2]=249.027 Нм (4.3)

где ρ=850 кг/м3 - плотность рабочей жидкости, [4, стр. 80], λно=3.19•106мин2/м•об2- коэффициент момента насосного колеса на режиме "СТОП", (табл. 4.1.). Режим максимальной мощности.(4.4)

где λно=1.3•106мин2/м•об2- коэффициент момента насосного колеса на режиме максимального КПД, (табл 4.1.). Принимаем активный диаметр Da=0.28 м.

5. ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК СОВМЕСТНОЙ РАБОТЫ ДВС-ГДТ

Для построения характеристики входа необходимо на график внешней характеристики двигателя нанести нагрузочные параболы гидродинамической передачи для ряда значений передаточного числа iт.н.

Мн=g∙ρ∙λн∙Da5∙nN2, Нм (5.1)

Основной характеристикой для расчета тягово-скоростных свойств автомобиля с ГМП является характеристика выхода системы двигатель-гидропередача, представляющая собой зависимость мощности Nт, крутящего момента Мт на валу турбинного колеса от частоты врыщения  вала турбины nт при полной подаче топлива в двигателе. Исходными данными для расчета являются точки, характеризующие совместную работу двигателя и гидропередачи, и соотношения:

Мт=Mн•K , Нм (5.2)

nт=nн•iт.н., мин-1 (5.3)

Nт=0.105•Мт•nт/1000 , кВт (5.4)

ηс=ηт.н, % (5.5)

По данным характеристики входа системы  двигатель-гидропередача строится кинематическая характеристика – зависимость частоты вращения насоса от скорости вращения турбины.

Вывод: В данной работе для заданного типа автомобиля был выбран малопрозрачный (П=1,6) гидротрансформатор ЛГ-470. Это связанно с тем, что из 4-х рассмотренных типов ГДТ (ГАЗ-13, М-21, ЗИЛ-111, ЛГ-470) у ЛГ-470 пучок передаточных отношений (i) плотнее чем у более прозрачных и, как видно из графика рис.5.1, в основном находится в диапазоне оборотов при которых двигатель развивает наибольший крутящий момент (Мкр=Мкр.max), а чтобы более полно использовать кривую ДВС

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА

МЕХАНИЧЕСКИХ ЭЛЕМЕНТОВ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

6.1. Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи  выбирают из условия обеспечения максимальной кинематической скорости автомобиля при максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя и высших передачах в коробке передач.

iг.л.=(0.377•nN•rд)/(Vмах• iк.п.в)=(6.1)

=0.377•3300•0.31/90•1=4.6281

где rд=0.31 м - динамический радиус колеса,

iк.п.в=1 - передаточное число в коробке передач на высшей передаче.

Принимаем iг.л.=4.63.

6.2. Определение передаточных чисел  механической

КПП

Передаточное число низшей передачи iк.п.1 определяется из необходимости соблюдения следующих условий :

а) преодоления максимального сопротивления дороги

iк.п.1=(mа•g•ψмах•rд)/( Мто•iг.л •ηт.1)= (6.2)

=(5428∙9.81∙0.6∙0.31)/(603.2∙4.63∙0.92)=3.855

где ψмах=0.6 - максимальное сопротивление дороги, [5, стр. 30] ,

Мто=603.2 - момент на турбине при режиме, близком к "стоповому",

ηт1=0.92 - КПД трансмиссии на 1-ой передаче.

б) возможности реализации по условию сцепления шин с доро-

гой максимального тягового усилия

iк.п.1=(mа•g∙φ∙rд)/( Мто•iг.л..•ηт.1)= (6.3)

=(5428∙9.81∙0.95∙0.31)/(603.2∙4.63∙0.92)= 4.2736

где φ=0.95 — коэффициент сцепления ведущих колёс сдорогой, [4, стр. 85].

Принимаем iк.п.1=3,86.

Количество передач в механической КПП принимаем равное 3. Распределение передаточных чисел механической КПП принимаем по закону геометрической прогрессии:

iк.п.j= iк.п.1((n-j)/(n-1)), (6.4)

где n - количество передач,

j - номер передачи.

Передаточные числа механической КПП:

iк.п.1=3.86

iк.п.2=1.965

iк.п.3=1

Передаточное число трансмиссии:

на 1-ой передаче

iт.р.1= iк.п.1•iг.л. =3.86∙4.63=17,8718 (6.5)

на 2-ой передаче

iт.р.2= iк.п.2•iг.л =1.965∙4.63=9.1 (6.6)

на 3-ей передаче

iт.р.3= iк.п.3•iг.л =1∙4.63=4.63 (6.7)

Вывод: применение ГМП позволило снизить количество передач в КП с 5 до 3 по сравнению с механической трансмиссией, а также уменьшить передаточные числа механической КПП и главной передачи. Это позволяет уменьшить массу и размеры этих агрегатов, а также положительно скажется на проходимости автомобиля, т.к. уменьшение размеров главной передачи увеличивает дорожный просвет автомобиля.

7. ТЯГОВАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ

При наличии в трансмиссии гидротрансформатора нельзя для расчета силы Рт использовать методику, применяемую при расчете механической трансмиссии, так как гидропередача не обеспечивает однозначной зависимости между частотой вращения коленчатого вала и турбины, жестко связанной с ведущими колесами. Поэтому для построения тяговой характеристики автомобиля будем использовать выходную характеристику ДВС-ГДТ.

Для конкретной точки определяется: скорость движения

V=(Мт•nт•rд)/(iк.п.j•iг.л.•iрк.), км/ч (7.1)

сила тяги на колесах

Рт=(Мт• iкпj•iгл•iрк•ηт.j)/ rд, Н (7.2)

сила сопротивления воздуха

Рв=(W•V2)/13, Н (7.3)

динамический фактор полностью загруженного автомобиля

Da=(РтРв)/(mа•g), (7.4)

КПД трансмиссии

ηтр=ηтj•ηс, (7.5)

8. Определение параметров приемистости автомобиля

8.1. Построение графика ускорений

По полученным данным строим тяговую динамическую характеристики автомобиля. На график динамического фактора наносим кривые КПД трансмиссии на каждой передаче.

Вывод: сравнение зависимостей Рт=f(V) автомобиля с гидропередачей и автомобиля  с механической трансмиссией позволяет установить следующие особенности. При наличии гидропередачи Vmin=0. Этому же значению скорости соответствует Рт max.

При установке гидротрансформатора автомобиль приобретает свойство

автоматически приспосабливаться к изменению внешних сопротивлений в относительно широких пределах.

Наиболее удобными и наглядными оценочными показателями приемистости являются время tр и путь Sр разгона автомобиля в заданном интервале скоростей. Для их определения используется графоаналитический метод, суть которого заключается в том, что расчетный интервал скоростей разбивается на участки, для каждого из которых считают ускорение.

8.2. Построение графиков времени и пути разгона

j=jср=0.5•(j1+j2), м/с2 (8.3)

где j1 и j2 - ускорение в начале и конце участка.

Для каждого участка можно записать

V2=V1+jср•t, м/с (8.4)

где V1 и V2 - скорости в начале и конце участка.

t - время, за которое скорость увеличивается от V1 до V2.

Определяя из равенства (8.4) t, получим

t=(V1-V2)/ jср, с (8.5)

Полное время разгона tр в интервале скоростей от начальной V1 до ко-

нечной  Vn равно сумме t1+t2+t3+….+tn.

Путь за время t при равноускоренном движении на каждом участке

S=V1•t+0.5 jср•t2, м (8.6)

Подставив t из формулы (8.5), получим

S=0.5(V22-V12)/jср=Vср•t, (8.7)

где Vср=0.5(V22-V12) – средняя скорость на интервале.

Полный путь разгона от скорости V1 до скорости Vn

Sр=S1+S2+S2+….+Sn. (8.8)

Принимая на каждом участке j=const, мы допускаем погрешность, которая будет тем меньше, чем меньше V=V2-V1.

Время на переключение передач минимальное и падением скорости можно пренебреч. Переход от одной передачи к другой определяется не только значениями силы тяги, но и КПД трансмиссии. Для обеспечения наименьшего расхода топлива переключение передач будем осуществлять в точках соответствующих взаимному пересечению кривых КПД трансмиссии на графике динамической характеристики.

9. ТОПЛИВНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБИЛЯ

Топливная характеристика – это график зависимости расхода топлива от скорости движения на высшей передаче по горизонтальной дороге с твердым покрытием. Построение топливной характеристики производится в следующей последовательности:

1. Задаемся несколькими значениями  скорости V.

2. Определяем значения коэффициента сопротивления движению для

выбранных значений V:

ψv=fо+kf•(V/3.6) 2 (9.1)

где fо=0.02 - коэффициент сопротивления качению при малой скорости,

kf=7•10-6 - коэффициент учитывающий влияние скорости, [2, стр.33] ,

3. Определяем силы сопротивления дороги Pд, воздуха Pв, силу тяги Pт

и тяговую мощность Nт на ведущих колесах автомобиля:

сила сопротивления дороги

Рд=ψv•mа•g, Н (9.2)

сила сопротивления воздуха

Рв=(W•V2)/13, Н (9.3)

сила тяги на колесах

Рт=( Рд + Рв), Н (9.4)

тяговая мощность

Nт=V•(Pд+Pв)/3600, кВт (9.5)

4. Используя безразмерную характеристику ГДТ строим вспомогательный

график функции φ•10

φ=λн•k/i2 (9.6)

5. По значениям скорости V и силы тяги Рт вычисляем значения φ

φ=(0.3772•Рт•rд3)/(ρ•g•Dа•V2•(iт.р.3в)3•ηмех), (9.7)

где iт.р.3=5.77 - передаточное число механической части трансмиссии на  высшей передаче (6.10),

ηмех=0.892 - КПД механической части трансмиссии на высшей пере даче (1.15).

6. По величине φ из вспомогательного графика определяем передаточное отношение i ГДТ при движении со скоростью V.

7. Вычисляем частоту вращения насосного колеса ГДТ nн, которая равна частоте вращения коленчатого вала двигателя nе:

nн=nе=(V•iт.р.3в)/(0.377•rд•i), 1/мин (9.8)

а по характеристике ГДТ определяем КПД ГДТ - ηгдт.

8. По внешней скоростной характеристике ДВС определяем Nе100 при полной подаче топлива.

9. Определяем степень загрузки двигателя И по мощности и частоте вращения коленчатого вала Е:

И=Nт/(ηмех•ηгдт•Nе100)+(1-kр), (9.10)

Е= nе/nN, (9.11)

10. Рассчитываем коэффициент, учитывающий зависимость удельного эффективного расхода топлива от степени загрузки двигателя по мощности kи и частоте вращения kч вала двигателя.

kи=1.2-0.14•И+1.89•И2-1.56•И3, (9.12)

kч=1.25-0.99•Е+0.98•Е2-0.23•Е3 (9.13)

11. Определяем путевой расход топлива.

Qs=((gN•kи•kч)•(Nт/(ηмех•ηгдт)+(1-kр)•Nе100))/(10•V•ρт), л/100км (9.14)

где gN=240 г/кВт•ч – удельный расход топлива при Nemax, (табл. 3.1), ρт=0.85 кг/л – плотность топлива.

Вывод: как видно из топливно–экономической характеристики расход топлива у автомобиля с ГМП выше в среднем на 15% по сравнению с автомобилем имеющим механическую трансмиссию, что объясняется гидравлическими потерями в гидротрансформаторе, и как следствие более низким КПД. При блокировке ГДТ КПД увеличивается, и расход топлива снижается до показателей автомобиля с механической  трансмиссией.

ЛИТЕРАТУРА

1. Методичнi вказiвки до виконання курсового проекту з дисциплiни "Автомобiлi" для студентiв спецiальностi 7.090.228."Автомобiлi та автомобiльне господарство"./Укладач Литвиненко М.П. – Днiпропетровськ : ПДАБА,2001.–25с.

2. Литвинов А.С., Форобин А.К. Автомобиль: Теория эксплуатационных

свойств.– М.: Машиностроение, 1989.–304с.

3. Краткий автомобильный  справочник.– М.: Транспорт,1985.–220с.

4. Гришкевич А.И. Автомобили: Теория.– Мн.: Выс. шк., 1987.–200с.

5. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / Под общ. ред.

А.И. Гришкевича. – М.: Машиностроение, 1984.– 272с.