147770 (Тяговый и динамический расчет автомобиля ГАЗ-4301), страница 5

Рисунок 2.6 – График времени и пути разгона.

3. Топливная экономичность автомобиля

3.1 Построение топливной характеристики автомобиля

Топливной экономичностью называют совокупность свойств, определяющих расход топлива при выполнении автомобилем транспортной работы в разных условиях движения.

Топливной характеристикой установившегося движения называют зависимость путевого расхода топлива от установившейся скорости при установившемся движении на ровной горизонтальной дороге на высшей передаче.

При построении графика топливной характеристики установившегося движения для заданной скорости автомобиля на высшей передаче определяется:

- обороты двигателя, соответствующие заданной в км/ч скорости:

; (3.1)

- значение эффективной мощности на валу двигателя, соответствующее полученным оборотам двигателя:

, (3.2)

- значение мощности, передающейся в трансмиссию автомобиля:

; (3.3)

- значение мощности, подводимой к ведущим колесам автомобиля на высшей передаче:

; (3.4)

- значения мощностей, затрачиваемых на преодоление сил дорожного сопротивления и сопротивление воздуха (здесь скорость в м/с):

; (3.5)

; (3.6)

- значения степени использования мощности И и частоты вращения Е:

; (3.7)

; (3.8)

- определяем коэффициенты, зависящие от степени использования двигателя и частоты вращения коленчатого вала двигателя:

; (3.9)

. (3.10)

- путевой расход топлива (в л/100 км) определяется по формуле:

, (3.13)

где – удельный расход топлива двигателем при максимальной мощности, выше на 5... 10%. Для дизельных двигателей лежит в пределах 190...230г/кВт ч; принимаем = 200 г/кВт ч; = 210 г/кВт-ч (5%); - плотность дизельного топлива, = 820 кг/м³.

Результаты сводим в таблицу 3.1. Строим график 3.1.

Таблица 3.1 – Показатели топливной характеристики автомобиля.

Рисунок 3.1 – График топливной характеристики.

4. Выбор параметров зубчатых колес и кинематический расчет коробки передач

Основные размеры и масса коробки передач определяются главным образом размерами зубчатых колес. Предварительно параметры зубчатых колес определяются на основе метода аналогии и использования статистических данных, отражающих длительную практику автостроения. Затем они уточняются по результатам проверочных расчетов и испытаний. Главным размерным параметром является межосевое расстояние .

На основании данных о выполненных конструкциях соосных трехвальных коробок передач с двумя степенями свободы и неразветвленным потоком межосевое расстояние (мм) может быть представлено как функция крутящего момента на вторичном валу:

, (4.1)

где — максимальный крутящий момент на вторичном валу, Н м, определяемый исходя из максимального крутящего момента двигателя и передаточного числа первой передачи.

Коэффициент находится в пределах 8,6...9,6 для грузовых. Большие значения коэффициента относятся к коробкам с ускоряющей передачей, а также коробкам автомобилей с дизельными двигателями.

.

Практически для выполненных конструкций ряд значений ограничен. Для коробок передач грузовых автомобилей рекомендуется следующий рациональный ряд межосевых расстояний (мм): 85, 105, 125, 140, 160.

Принимаем мм.

После выбора межосевого расстояния назначаются ширина зубчатых венцов, модуль и угол наклона зуба. Требуемая жесткость конструкции, удовлетворительная сбалансированность сроков службы зубчатых колес и подшипников и умеренная металлоемкость имеют место при практически установившихся пропорциях основных элементов коробки передач. Поэтому ширина зубчатых венцов, а также длина коробки по картеру и габаритные размеры валов и подшипников, выраженные в долях межосевого расстояния, сохраняют для выполненных конструкций с типовой компоновкой высокую степень постоянства.

Рабочая ширина зубчатых венцов

. (4.2)

мм.

Нормальный модуль ( ) зубчатых колес механических коробок передач находится в следующих пределах (мм): в микро- и малолитражных автомобилях — 2,25...2,75; легковых — 2,75...3; грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности — 3,5...4,25; грузовых автомобилях большой грузоподъемности — 4,25...5.

Принимаем мм.

Большинство зубчатых колес в коробках передач выполняются косозубыми с целью уменьшения шума при работе и повышения прочности. Прямозубые применяются обычно для передачи заднего хода, а в грузовых автомобилях — также и для первой передачи. Угол наклона косозубых колес находится в следующих пределах (град): в трехвальных коробках легковых автомобилей — 22...34; двухвальных — 20...25; в коробках передач грузовых автомобилей — 18...26.

Принимаем

Предварительно рассчитываем сумму чисел зубьев.

. (4.3)

.

Уточняем угол наклона зубьев

(4.4)

Трехвальные коробки передач с двумя степенями свободы на каждой передаче, кроме прямой и заднего хода, передают мощность последовательно через две пары зубчатых колес — пару привода промежуточного вала с передаточным числом и_п и выходную пару данной передачи с передаточным числом и_i. В этом случае задача по подбору чисел зубьев включает также рациональное распределение передаточного числа коробки передач и_кп = и_п и_i. Значение и_п при переходе от одной передачи к другой остается неизменным, изменяются лишь значения и_i. Значение и_п целесообразно определять исходя из заданного передаточного числа первой передачи и₁. При этом должны быть учтены следующие ограничения: ведущая шестерня пары первой передачи 2_Вщ1 должна иметь размер, позволяющий выполнить промежуточный вал достаточно жестким; минимальное число зубьев этой шестерни по условию качества зацепления не должно быть менее 12; шестерня первичного вала z_{вщ п} должна иметь размер, позволяющий выполнить гнездо под передний подшипник вторичного вала требуемой грузоподъемности; внешний диаметр этой шестерни для обеспечения технологичности сборки не должен превышать размер отверстия под подшипник первичного вала, ограничиваемый условием жесткости картера. В то же время рациональным является распределение, при котором большая степень редукции момента осуществляется парой первой передачи, т.е. передаточное число и_i1 превышает и_п. Для трехвальных коробок передач с типовой компоновкой распределение передаточного числа первой передачи оказывается рациональным как в отношении момента на промежуточном валу, так и в отношении учета перечисленных выше ограничений, если его выполнить на основе выбора числа зубьев ведущей шестерни первой передачи z_{вщ 1} в следующих пределах: для коробки передач грузовых автомобилей (и₁ = 6...8) — z_{вщ 1} = 12...16. Меньшие значения z_{вщ 1} относятся к коробкам передач с большими значениями и_г и модуля зубчатых колес первой передачи.

Дальнейшая последовательность расчета:

z_{вм 1} = - z_{вщ 1} ; z_{вм 1} = – 12 = 40.

и_i1 = z_{вм 1} / z_{вщ 1} ; и_i1 = 40 / 12 = 3,333

и_п = и₁ / и_i1 ; и_п = 6,289 / 3,333 = 1,886

и_i2 = и₂ / и_п ; и_i2 = 3,391 / 1,886 = 1,798

= щ/и_п; щ₂ = и₂1и„; и_а = щ1и_а; ...

После того как для каждой пары сопряженных зубчатых колес рассчитаны передаточные числа {и — и_а, и = = «х_Ь и = Ыг₂, « = «гз, —), искомые числа зубьев 2_ВЩ и 2_ВМ определяются на основе решения системы (3.15).

Числа зубьев округляются до целых значений, затем производится уточнение передаточных чисел. С целью приближения к заданному и_к. _п можно изменять ранее выбранное значение 2₂, компенсировав это изменение соответствующим смещением или корректировкой угла наклона р.

Литература

1. Гришкевнч А.И. Автомобиль: Теория. - Ми.: Высш. шк., 1986. - 208 с.

2. Токарев А.А. Топливная экономичность и тягово-скоростные качества автомобиля. -М.: Машиностроение. 1982. - 224 с.

3. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости: Расчет агрегатов и систем / Под ред. Н.Ф. Бочарова. Л.Ф.Жеглова. - М: Машиностроение, 1994. - 404 с.