46 (641385), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

5.2. УСТРОЙСТВО КОНСТРУКЦИИ ТОРМОЗНОГО ПРИВОДА.

Наибольшее распространение в автомобилях получили механические, гидравлические и пневматические приводы .Механический привод представляет собой систему тяг и рычагов ,соединяющих педаль или рычаг с тормозными механизмами. Гидропривод ,в котором приводное усилие передается тормозной жидкостью ,состоит из следующих узлов: главного тормозного цилиндра, создающего давление жидкости в системе и имеющего резервуар, заполненный тормозной жидкостью ;колесных тормозных цилиндров ,передающих давление тормозной жидкости на тормозные колодки ;соединительных трубопроводов и шлангов; педали и гидровакуумного усилителя с фильтром, соединенного через запорный клапан с впускным трубопроводом двигателя. Вся система постоянно заполнена тормозной жидкостью. Схема двухконтурной тормозной системы автомобиля показана на рисунке 8.

1 - передний тормозной механизм;2 - впускная труба; 3 - запорный клапан;4 - лампа сигнализатора;5 - сигнализатор неисправности гидропривода;6 - главный цилиндр; 7 - наполнительный бачок;8 - воздушный фильтр;9 - задний тормозной механизм;10 - задний гидровакуумный усилитель; 11 - передний гидровакуумный усилитель..

Рис.8 Схема гидропривода двухконтурной тормозной системы автомобиля.

Одноконтурные приводы обладают существенным недостатком, в случае повреждения какого-либо соединения давление снижается во всем приводе, нарушается работа тормозных механизмов всех колес. Поэтому на автомобилях выпуска после 1987 года применяется двухконтурный тормозной привод. Его отличием является то ,что тормозной гидравлический привод разделен на два контура. Первый контур приводит в действие передние тормозные механизмы а второй - задние. Управление осуществляется одной педалью .Снижение давления в одном из контуров не приводит к выходу из строя второго контура. Нажатие на педаль перемещает поршни переднего и заднего контуров в главном тормозном цилиндре 6. Перемещение поршней повышает давление тормозной жидкости в трубопроводах обеих контуров ,которое передается в гидровакуумные усилители 10 и 11 и затем к передним 1 и задним 9 тормозным механизмам. Увеличение давления на педаль тормоза закрывает клапан в гидровакуумном усилителе через который сообщаются камеры над диафрагмой и под ней. Так как камера над диафрагмой через воздушный фильтр 8 сообщается с атмосферой, а камера под диафрагмой через запорный клапан 3 с впускной камерой двигателя 2,то разрежение под диафрагмой, под действием атмосферного давления вызывает перемещение диафрагмы с укрепленным на ней толкателем в результате чего давление тормозной жидкости передаваемое к тормозным механизмам усиливается. При отпускании педали давление жидкости на клапан управления уменьшается, в результате полости в гидровакуумном усилителе сообщаются между собой ,давление выравнивается и диафрагма, под действием пружины возвращается в исходное положение, толкатель с поршнем освобождает клапан и жидкость, вытесняемая из тормозных цилиндров под действием стягивающих пружин ,возвращается в главный тормозной цилиндр растормаживая колеса. Наполнительный бачок 7 ,при необходимости компенсирует потери тормозной жидкости в обеих контурах и препятствует попаданию в систему воздуха.

6. РАСЧЁТ И ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНИХ

СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ДВИГАТЕЛЯ

6.1. Мощность двигателя вычисляется по формуле Лейдермана:

N_ex= N_{e max *} [ A _*n_ex /n_N + B _* (n_ex /n_N)² - C _* (n_ex /n_N)³],

где А=В=С=1 — коэффициенты для карбюраторного двигателя;

N_{e max} — максимальная мощность двигателя ( N_{e max} = 55,2 кВт ) ;

n_ex — некоторые выбранные значения частоты вращения коленчатого вала двигателя в минуту (для точности вычислений разобьём максимальное значение на интервалы по 800 об/мин ) ;

n_N – максимальное значение частоты вращения коленчатого вала двигателя ( n_N =4000 об/мин ) .

Произведём вычисления мощности двигателя при выбранных значениях частоты вращения коленчатого вала двигателя в минуту.

N_e1= 55,2 _* [ 1_* 800/4000 + 1_* ( 800/4000 )² - 1_* ( 800/4000 )³ ] = 12,8 кВт

..................................................................................................................

N_eх= 55,2 _* [ 1_* 4000/4000 + 1_* ( 4000/4000 )² - 1_* ( 4000/4000 )³ ] = 55,2 кВт

6.2. Крутящий момент двигателя рассчитаем по формуле:

M_ex = 9550_* N_eх/ n_ex ,

где N_eх – значения мощности;

n_ex — некоторые выбранные значения частоты вращения коленчатого вала двигателя в минуту.

M_ex = 9550 _* 12,8 / 800 = 152,9 Н_*м

...............................................................

M_ex = 9550_* 55,2 / 4000 = 131,79 Н_*м

6.3. Удельный эффективный расход топлива для выбранных значений частоты вращения коленчатого вала двигателя вычислим по формуле:

q_ex = q_{eN *} [1,55 - 1,55 _* n_ex /n_N + (n_ex /n_N)² ] г/кВт_*ч ,

где q _еN — максимальный удельный эффективный расход топлива;

n_ex — некоторые выбранные значения частоты вращения коленчатого вала двигателя в минуту;

n_N – максимальное значение частоты вращения коленчатого вала двигателя .

q_e1 = 230 _* [1,55 - 1,55 _* 800 / 4000 + (800 /4000)² ] = 294,4 (г/кВт_*ч)

...............................................................................................................

q_ex = 230 _* [1,55 - 1,55 _* 4000 / 4000 + (4000 /4000)² ] = 230 (г/кВт_*ч)

Результаты всех вычислений занесем в таблицу.

ТАБЛИЦА 3. Результаты внешних скоростных характеристик: мощности, крутящего момента, удельного эффективного расхода топлива.

По данным таблицы строим графики функциональной зависимости мощности двигателя, крутящего момента и удельного эффективного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала двигателя на рисунке 9.

Рис.9. Графики внешних скоростных характеристик автомобиля УАЗ-452В.

7. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ.

7.1. Скоростную характеристику агрегатов трансмиссии найдём по формуле:

V_ax = 0,105 _* n_{ex *} r_с / U_тр м/с ,

¤ где r_c =0,5_* D_o + В_{ш *}(1 – _ш) м ;

r_c – свободный радиус колеса;

D_o – диаметр обода колеса;

В_ш – высота профиля шины в свободном состоянии (данные возьмём из таблицы 2) ;

 _ш – коэффициент радиальой деформации шины , равный 0,1-0,16 для стандартных и широкопрофильных шин и 0,2-0,3 для арочных машин и пневмокатков.

(Все данные и обозначения для расчета этой формулы взяты из §.28 [5] ).

¤¤ Значения r_c при максимальной допустимой нагрузке стандартизированы. Приближённо r_c можно определить по цифрам обозначения шин:

r_c =0,5 _* d +  _* В _*  _cм , мм ;

где d – посадочный диаметр обода, мм;

= Н / В ( Н и В – высота и ширина профиля шины, мм);

 _cм – коэффициент, учитывающий смятие шины под нагрузкой.

При нагрузке и внутреннем давлении воздуха, указанных в стандартах для шин грузовых автомобилей и автобусов и шин с регулируемым давлением Н/В  1. Для легковых автомобилей, если шины имеют дюймовое обозначение, Н/В  0,95, если смешанное ( миллиметрово - дюймовое ), Н/В 0,8....0,85.У радиальных шин легковых автомобилей в обозначение введён индекс, соответствующий отношению Н/В. Для данного автомобиля он равен 0,9 (обозначение шин 215/90R15).

Для шин грузовых автомобилей, автобусов, шин с регулируемым давлением ( кроме широкопрофильных ), диагональных шин легковых автомобилей  _cм = 0,85......0,9, для радиальных шин легковых автомобилей  _cм = 0,8....0,85.

(Все данные и обозначения для расчета этой формулы взяты из §.4 [2] ).

Для расчёта будем пользоваться формулой:

r_c =0,5 _* d +  _* В _*  _cм , мм .

U_тр= U_{кп *} U_{дп *} U_о ,

где U_тр – передаточное число трансмиссии;

U_кп – передаточные числа коробки передач;

U_дп - передаточное число дополнительной передачи;

U_о- передаточное число главной передачи.

r_c =0,5 _* 380 + 215 _* 0,9 _* 0,85 = 354,475 ( мм ) ,

U_тр1-1= 4,12 _* 1,0 _* 5,125 = 21,115 U_тр1-2= 4,12 _* 1,94 _* 5,125 = 40,9631

U_тр2-1= 2,64 _* 1,0 _* 5,125 = 13,53 U_тр2-2= 2,64 _* 1,94 _* 5,125 = 26,2482

U_тр3-1= 1,58 _* 1,0 _* 5,125 = 8,0975 U_тр3-2= 1,58 _* 1,94 _* 5,125 = 15,70915

U_тр4-1= 1,0 _* 1,0 _* 5,125 = 5,125 U_тр4-2= 1,0 _* 1,94 _* 5,125 = 9,9425

V_a1-1=0,105_*800_*0,383/21,115=1,41 м/с V_a1-2=0,105_*800_*0,383/40,9631= 0,72 м/с

.................................................. ............................................................

V_a1-1=0,105_*4000_*0,383/21,115= 7,05 м/с V_a1-2=0,105_*4000_*0,383/40,9631= 3,63 м/с

...................................................... ...........................................................

V_a4-1=0,105_*800_*0,383/5,125=5,8 м/с V_a4-2=0,105_*800_*0,383/9,9425=3 м/с

......................................................... .........................................................

V_a4-1=0,105_*4000_*0,383/5,125=29 м/с V_a4-2=0,105_*4000_*0,383/9,94=15 м/с

7.2. Крутящий момент на ведущих колесах при различных передачах коробки передач рассчитаем по формуле:

М_кх = М_{ех *} U_кп* U_дп* U_{о *} _тр , Н_*м ,

где М_ех—различные значения крутящего момента на коленчатом валу двигателя;

U_кп - передаточные числа коробки передач;

Характеристики

Список файлов реферата