Определение передаточных чисел механической

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.