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=(РтРв)/(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.