Тяговый и топливно-экономический расчёт автомобиля ВАЗ-2110

 

Министерство  образования и науки РФ

Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального образования

Тамбовский  Государственный технический университет

 

 

 

Кафедра: «Автомобильная

 и аграрная  техника»

 

 

 

Курсовая  работа

по  дисциплине: ”Основы теории автомобиля”

на  тему: “Тяговый и топливно-экономический  расчёт автомобиля ВАЗ-2110”

 

 

Выполнил:

 студент  группы АХ-31

Горбачёв А. Ю.

 

Проверил:

преподаватель

Мелисаров В. М.

 

 

 

Тамбов – 2010

 

 

 

Содержание

 

 

Исходные  данные……………………………………………………3

1. Расчет мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя автомобиля……………………………………………....3

1.1. Расчет и  построение внешней скоростной  характеристики двигателя………………………………………………………………5

1.2. Определение  передаточного числа главной  передачи………...7

1.3. Подбор передаточных чисел коробки передач………………...8

2. Тяговый  расчет автомобиля……………………………………11

2.1. Тяговый баланс  автомобиля…………………………………….11

2.2. Расчет и  построение динамической характеристики  автомобиля……………………………………………………………15

2.3. Приемистость автомобиля............................................................19

2.4. Время и  путь разгона автомобиля………………………………23

3. Топливно-экономическая  характеристика...............................28

Литература…………………………………………………………...32

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные:

 

Вариант № 3;

Тип автомобиля: ВАЗ-2110 (4×2);

Тип двигателя: Карбюратор;

Число передач (вперёд): 5;

Габаритные  размеры автомобиля, мм: 4262×1676×1425;

Полная масса  автомобиля, кг: 1650;

Масса снаряженного автомобиля, кг: 1040;

Масса перевозимого груза, кг: 475;

Диаметр обода  колеса в дюймах: 13;

Высота профиля  покрышки в дюймах: 7;

Колёсная база, мм: 2490;

Ширина колеи  передних колёс, мм: 1400;

Ширина колеи  задних колёс, мм: 1400;

Максимальная скорость, км/ч: 170.

 

1. Расчет мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя автомобиля.

 

Одной из основных задач тягового расчета является выбор мощности двигателя рассчитываемого  автомобиля. Она должна быть достаточной  для обеспечения движения с заданной максимальной скоростью v_max при полном использовании грузоподъемности автомобиля. Автомобили, работающие в сельском хозяйстве, должны иметь запас динамического фактора в пределах 1…1,5% для преодоления дополнительных дорожных сопротивлений.

Мощность двигателя, необходимая для движения автомобиля с полной нагрузкой в заданных дорожных условиях с установившейся максимальной скоростью v_max , определяется по формуле:

, (1)

где v_max – максимальная скорость движения автомобиля на прямой передаче в заданных дорожных условиях, км/ч; ψ – приведенный коэффициент дорожного сопротивления (ψ = 0,04); К_в – коэффициент сопротивления воздуха (коэффициент обтекаемости) (К_в = 0,3); η_тр – механический к.п.д. трансмиссии для максимальной скорости принимаем равным 0,85…0,90.

Площадь лобового сопротивления определяем по формуле:

, м²,

где Н – габаритная высота автомобиля, м; В – ширина колеи автомобиля, м.

F = 1,425*1,4 = 1,995 м².

Силу тяжести  автомобиля с грузом определяем по формуле:

, Н,

где G₀ – собственный вес автомобиля, Н; G_Г – грузоподъемность автомобиля.

G_a = 1040 + 475 = 1515кг = 15150 Н.

Полученные  данные подставляем в формулу (1) и находим N_e:

 кВт.

Для обеспечения  динамического фактора в области  средних эксплуатационных скоростей определяем максимальную мощность двигателя по формуле:

N_{e max} = (1,05…1,1)N_e;

N_{e max} = 1,1*102,635 = 113 кВт.

Обороты коленчатого  вала при заданной максимальной скорости v_max, км/ч:

n_v = (35…40)v_max, мин^-1;

n_v = 40*170 = 6800 мин^-1.

Обороты коленчатого вала при заданной максимальной мощности двигателя (Ne_max ) определим из выражения:

nN_{e max} = 0,9n_v;

nN_{e max} = 0,9*6800 = 6120 мин^-1.

 

 

1. Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя.

 

Для дизельных  автомобильных четырехтактных двигателей с ограничителем зависимость эффективной мощности и частоты вращения коленчатого вала в процентах принимаем по табл. 1.

 

Таблица 1. Внешние скоростные характеристики дизельного двигателя.

n, %	20	40	60	80	100	120
n, мин-1	1224	2448	3672	4896	6120	7344
Ne, %	20	50	73	92	100	92
Ne, кВт	23	45,2	67,74	90,32	113	136

 

Таким образом, получив в результате расчета Ne_max и n_max и приняв их за 100%, можем рассчитать и построить графически внешнюю скоростную характеристику двигателя.

При различных  частотах вращения вала двигателя подсчитываем и откладываем на графике не менее пяти точек значений мощности двигателя. Далее соединяем точки плавной огибающей линией, получая зависимость Ne=f(n).

На график также  наносим кривую крутящего момента  двигателя, каждая точка которого определяется по формуле:

, Нм; (2)

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм.

Точки, соответствующие М_кр, наносим на график и соединяем огибающей линией.

Кривую удельного  расхода топлива в зависимости  от оборотов двигателя g_e = f(n) рассчитываем и строим на основании данных табл. 2.

 

Таблица 2. Удельный расход топлива в зависимости от оборотов двигателя.

n, %	20	40	60	80	100	120
n, мин-1	1224	2448	3672	4896	6120	7344
ge, %	110	100	95	95	100	115
ge, г/кВт*ч	341	310	294,5	294,5	310	356,5

 

За 100% удельного  расхода топлива при 100% n следует принять для карбюраторного двигателей n = 305…325 г/кВт·ч.

Часовой расход топлива для  каждого значения частоты вращения коленчатого вала двигателя подсчитываем по формуле:

G_T = g_e N_e10^-3, кг/ч; (3)

G_T1 =341*23*10^-3 = 7,8 кг/ч;

G_T2 =310*45,2*10^-3 = 14 кг/ч;

G_T3 =294,5*67,74*10^-3 = 20 кг/ч;

G_T4 =294,5*90,32*10^-3 = 26,6 кг/ч;

G_T5 =310*113*10^-3 = 35 кг/ч;

G_T6 =356,5*136*10^-3 = 48,5 кг/ч.

Для удобства пользования  полученные результаты сводим в табл. 3, по данным которой строим графики внешней скоростной характеристики двигателя.

 

Таблица 3. Данные для построения внешней скоростной характеристики двигателя.

n, мин-1	1224	2448	3672	4896	6120	7344
Ne, кВт	23	45,2	67,74	90,32	113	136
Мкр, Нм	179,45	176,33	176,2	176,2	176,33	177
ge, г/кВт*ч	341	310	294,5	294,5	310	356,5
GT, кг/ч	7,8	14	20	26,6	35	48,5

 

2. Определение передаточного числа главной передачи.

 

Пользуясь выражением для определения теоретической  скорости движения автомобиля

,

можно найти  передаточное число его главной  передачи. При движении автомобиля на прямой передаче передаточное число  коробки передач i_k = 1, а скорость движения v будет максимальной, тогда:

,

где n_v – частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальной скорости движения автомобиля на прямой передаче; r_k – радиус ведущих колес автомобиля, м.

При выполнении расчетов среднюю величину динамического  радиуса принимаем постоянной и  выражаем ее в зависимости от радиуса  шины в свободном состоянии:

r_K = λr₀,

где λ – коэффициент деформации шины, для легковых автомобилей его принимают равным 0,93…0,935.

Радиус шины в свободном состоянии подсчитываем по формуле:

r₀ = 0,0254(0,5d + b), м,

где d – диаметр обода колеса в дюймах; b – высота профиля покрышки в дюймах.

r₀ = 0,0254(0,5*13 + 7,0) = 0,34 м;

r_K = 0,93*0,34 = 0,32 м;

.

 

3. Подбор передаточных чисел коробки передач.

 

Передаточные  числа в коробке передач определяем из условия обеспечения наибольшей интенсивности разгона и плавности переключения шестерен, а также для обеспечения движения на первой передаче без буксования по заданной дороге.

Определим максимальную величину динамического фактора на первой передаче:

D_{1 max} = φλ_K,

 

где φ – коэффициент сцепления; λ_к – коэффициент нагрузки задних колес. При расчете φ = 0,5…0,7. У автомобилей типа 4 × 2 на задние колеса приходится 70…75% веса автомобиля, т.е. λ_к = 0,7…0,75.

D_{1 max} = 0,7*0,75 = 0,53.

 

Исходя из условия  получения заданной максимальной величины D_1max , воспользуемся зависимостью:

, (4)

где М_{кр max} – максимальный крутящий момент двигателя, Нм.

Определив передаточное число первой ступени коробки  передач, переходим к определению передаточных чисел на промежуточных передачах, выбираемых из условий обеспечения оптимальных показателей, как тягово-скоростных, так и топливно-экономических свойств. Они подбираются таким образом, чтобы разгон на каждой передаче начинался при одних и тех же частотах вращения двигателя n₁ и заканчивался при одних и тех же частотах n₂ . Это дает возможность использовать для разгона на всех передачах одну и ту же среднюю мощность двигателя.

 (5)

где n₁ – частота вращения коленчатого вала двигателя, с которой начинается разгон на передаче х; n₂ – частота вращения коленчатого вала в конце разгона на предыдущей (х – 1)- й передаче.

Из предыдущего  уравнения следует, что

                                                                                (6)

Это предполагает построение ряда передач по принципу геометрической прогрессии откуда Знаменатель прогрессии определяем по формуле:

                   (7)