Расчет оценочных показателей тягово-скоростных свойств автомобиля

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

ОРЛОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет «Агротехники и энергообеспечения»

Кафедра «Эксплуатации МТП и тракторы»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Конструкция и эксплуатационные свойства транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования»

на тему: «Расчет оценочных показателей тягово-скоростных свойств автомобиля Audi a6c4»

Выполнил: студент очного

отделения группы ЭТТМ – 331________________               Корнеев И.А.

                                                                                
                                 подпись

Шифр: 1413153

Зарегистрировано:№_____ _______ __________________  Замышляева Т.А.

                                                                        номер             дата                                подпись

Рекомендовано к защите:_______ ____________________  Головин С.И.

                                                                                           дата                                 подпись

Оценка работы:

Члены комиссии   _________ _______ __________________ Жосан А.А.

                                                               оценка                  дата                                подпись

                                _________ _______ _________________  Рыжов Ю.Н.

                                                               оценка                дата                                  подпись

Председатель

комиссии                _________ _______ __________________Головин С.И.

                                                               оценка                дата                                  подпись

АННОТАЦИЯ

Курсовой проект разработан на тему «Расчет оценочных показателей тягово-скоростных свойств автомобиля Audi a6c4»

Выполнен в объеме 46 страниц пояснительной записки и 3 листов графического материала формат А1.

В курсовом проекте рассчитаны следующие показатели: внешняя скоростная характеристика; кинематический радиуса колеса; скорости движения автомобиля; КПД трансмиссии; фактор обтекаемости автомобиля; коэффициент сопротивления качению; силы, действующие на автомобиль при прямолинейном движении; максимальная скорость движения автомобиля на i-ой передаче; коэффициент вращающихся масс; время разгона; путь разгона на i-ой передаче; максимальное значение ускорения при разгоне автомобиля.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение. 4

1 Исследования оценочных показателей. 5

1.1 Внешняя скоростная характеристика. 5

1.2 Определение кинематического радиуса колеса. 11

1.3 Определение скорости движения автомобиля. 15

1.4 Определение КПД трансмиссии. 16

1.5 Определение фактора обтекаемости автомобиля. 20

1.6 Определение коэффициента сопротивления качению.. 23

1.7 Силы, действующие на автомобиль при прямолинейном движении. 25

1.8 Определение максимальной скорости движения автомобиля на i-ой передаче  31

1.9 Определение коэффициента вращающихся масс. 33

1.10 Определение времени разгона. 34

1.11 Определение пути разгона на i-ой передаче. 38

1.12 Определяем максимальное значение ускорения при разгоне автомобиля  40

1.13 Построение графика тяговой характеристики автомобиля. 42

Заключение. 42

Список использованной литературы.. 45

Рецензия. 46

ВВЕДЕНИЕ

Ауди А6С4 на сегодняшний день является одной из самых знаменитых шедевров, произведенных фирмой Audi. По своим характеристикам, автомобиль относится к высшему среднему классу. Эта модель была выпущена на смену Ауди 100 – фактически является ее преемником. Вплоть до мая 1994 г., длился выпуск модельного ряда, который назывался Audi 100 / S4. Но вслед за тем, незамедлительно был проведен основательный «рестайл» - то есть, так узнаваемая и превратившаяся в классику Ауди претерпела значительные изменения во внешнем дизайне. Вследствие этого, преобразовавшемуся автомобилю Ауди был присвоен новый индекс, а именно - A6.

Внешне преобразовавшуюся красавицу стало не узнать: на решетке радиатора был сменен рисунок, была изменена форма капота, а также указатели передних поворотов превратились из ярко-оранжевых в снежно-белые. Увеличились задние фонари, а на одном из них – правом, теперь размещается замок, который раньше был на багажнике – что выглядит очень стильно. Кузов автомобиля Ауди А6 подлежит полной оцинковке, автомобиль бывает как полноприводным (квадро 4*4).

В 1994 г. выбор дополняется еще некоторыми новыми силовыми агрегатами. Менее обеспеченному покупателю Ауди могли предложить варианты с 20 клапанами и 1,8 л. 125 сильным двигателем, потребляющим бензиновое топливо – ARD, а также турбодизелем IZ – 90 сильным, с объемом 1,9 л. Комплектация таких авто идет с механической пятиступенчатой коробкой переключения передач, которая показала себя весьма качественной в работе, и которую также устанавливают на автомобили 4*4 Кватро. С этого времени на Audi А6 TDI стали устанавливать новые, пятицилиндровые 2,5 литра 140 сильные турбодизели, то есть присутствовал турбонаддув АЕЦ, а также промежуточный охладитель воздуха.

1 Исследования оценочных показателей 1.1 Внешняя скоростная характеристика

Для проведения исследования оценочных показателей тягово-скоростных и прочих свойств используем технические характеристики автомобиля Audi a6c4.

Таблица 1 – Технические характеристики автомобиля.

Тип автомобиля	Ед. изм.	Легковой
Масса в снаряженном состоянии	кг	1320
Разрешенная максимальная масса	кг	1920
Габаритная высота	м	1,43
Габаритная ширина	м	1,78
Тип двигателя		Б
Рабочий объем двигателя	л	1,781
Степень сжатия		10,3
Номинальная мощность	кВт	87
Номинальная частота вращения коленчатого вала	об/мин	4500
Максимальный крутящий момент на коленчатом валу	Н*м	197
Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте	об/мин	3200
Предельная частота вращения коленчатого вала двигателя	об/мин	7000
Передаточное число первой передачи		3,65
Передаточное число второй передачи		1,97
Передаточное число третьей передачи		1,37
Передаточное число четвертой передачи		1,00
Передаточное число пятой передачи		0,82
Передаточное число передачи заднего хода		3,66
Передаточное число главной передачи		3,64
Колесная формула		4 Х 2
Ширина шины	мм	205
Отношение высоты профиля шины к его ширине	%	55
Посадочный диаметр обода	"	16

Максимальную мощность двигателя в зависимости от частоты вращения коленчатого вала можно снять из внешней скоростной характеристики, либо рассчитать по формуле зависимости Ne=f(n), аппроксимируемой формулой кубического трехчлена

                           (1)

где: a, b, c– коэффициенты, постоянные для данного типа двигателя

n– частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;

n_N– номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

                                (2)

где: Mk_N– максимальный крутящий момент при n_N, Н·м;

n_N– номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Для построения расчетной внешней характеристики выразим через эти коэффициенты величины n_Mmax и M_Kmax:

                                                     (3)

Подставив значение n_Mmax в равенство (5.2), получим:

                                          (4)

Кроме того, при n = n_N должно выполняться равенство

N_e = N_max,

и тогда:

                                                     (5)

Таким образом, для определения коэффициентов a,b, и c для двигателей, снабженных ограничителем частоты вращения коленчатого вала двигателя, можно использовать уравнения (3) – (5).

Принимая во внимание, что:

                                             (6)

найдем коэффициенты:

                                              (7)

                                                (8)

                                                 (9)

где: M_з– запас крутящего момента в процентах, то есть способность двигателя автоматически приспосабливаться к изменениям нагрузки на колесах;

k_ω– коэффициент приспосабливаемости по частоте вращения коленчатого вала.

                                   (10)

%.

где: Mk_N– крутящий момент, соответствующей частоте вращения n_N;

                                          (11)

Н·м.

Коэффициент приспосабливаемости определяем по формуле:

                                             (12)

После подстановки исходных данных в соответствующие формулы находим характерные точки внешней скоростной характеристики.

.

.

.

.

 Н·м.

 кВт.

 кВт.

кВт.

 кВт.

 кВт.

 кВт.

 кВт.

кВт.

кВт.

кВт.

кВт.

кВт.

кВт.

кВт.

кВт.

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 2.

Таблица 2 – Внешняя скоростная характеристика

n	Ne, кВт	Mk, Н*м
450
900
1350	28,46	174,705
1800	44,9	190,821
2250	65,52	203,973
2700	90,72	214,159
3150	120,94	221,38
3600	156,59	225,636
4050	198,09	226,926
4500	245,86	225,252
4950	300,31	220,612
5400	361,88	213,007
5850	430,97	202,437
6300	508,01	188,901
6750	593,41	172,401

Шаг частоты вращения выбрать в зависимости от максимальной частоты вращения, заданной в исходных данных.

При стендовых испытаниях с двигателей снимают или отключают часть вспомогательного оборудования, работа которых сопряжена с потерями мощности.

Мощность двигателя, приведенная к стандартным внешним условиям (барометрическое давление 100 кПа; температура воздуха +25˚С) как правило отлична от тех условий, в которых работает двигатель в эксплуатации.

При эксплуатации часть мощности двигателя расходуется на неучтенные при снятии стендовой характеристики потребителями, а условия, в которых работает двигатель, отличаются от стандартных. Мощность, передаваемая через трансмиссию на ведущие колеса, меньше определяемой внешней характеристикой, поэтому при использовании стандартной внешней характеристики для расчета тягово-скоростных свойств значение полученных по ней мощности нужно умножить на коэффициент коррекции k_p.

При отключении приборов, обслуживающих шасси и кузов, согласно стандартам, на проведение испытаний k_p = 0,95

Отношение

называется коэффициентом приспосабливаемости по крутящему моменту.

1.2 Определение кинематического радиуса колеса

Радиус качения r_K (кинематический радиус) – отношение продольной составляющей скорости колеса V_K к его угловой скорости.

Динамический радиус колеса r_Д – расстояние от центра катящегося колеса до опорной поверхности.

Статический радиус колеса r_СТ – расстояние от центра неподвижного колеса, нагруженного только нормальной силой реакции дороги до опорной поверхности дороги.

На дорогах с твердым покрытием можно допустить равенство:

                                                             (13)

Радиус r_K определяется экспериментальным путем.

Аналитически статический радиус можно рассчитать по формуле:

                                                 (14)

где:   d– посадочный размер обода, мм;

D – Н/В (Н – высота, В – ширина профиля шины, мм)

l_СМ – коэффициент, учитывающий смятие шины под нагрузкой.

Таблица 3 – Значение коэффициентов D иl_СМ

Автомобили	D	lСТ
Грузовые автомобили и автобусы, оснащенные диагональными шинами	0,9…1,0	0,9…0,95
Грузовые автомобили и автобусы, оснащенные радиальными шинами	0,8…0,9	0,85…0,9
Легковые автомобили и микроавтобусы	Согласно маркировке	0,78…0,80

Принимаем d=482,6 мм; Н=102 мм, В=205, мм; D=102/205=0,4; l_СМ=0,8

Если момент, передаваемый колесом, не превышает 60% значения при котором происходит срыв колеса в юз или его буксование, то зависимость r_K=f(M) можно считать линейной.

                                              (15)

Скорость при поступательном движении автомобиля одинакова для всех его точек, следовательно:

                                                (16)

так как

                                     (17)

то скорость автомобиля можно определить по формуле:

                                               (18)

а ускорение автомобиля:

                                                 (19)

Передаточное число трансмиссии на каждой из передач определяется по формуле:

                                             (20)

где:   U_КППi– передаточное число трансмиссии на i-ой передаче;

U_ГП – передаточное число главной передачи.

.

.

.

.

.

рад/с.

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 4.

Таблица 4 – Окружная скорость колеса на каждой передаче в рад/с.

n об/мин	n рад/с	UI	UII	UIII	UIV	UV	Uз.х.
450	7,8539816	0,591147	1,095273	1,574954	2,157687	2,631326	-0,58953
900	15,707963	1,182294	2,190545	3,149908	4,315375	5,262652	-1,17906
1350	23,561944	1,773442	3,285818	4,724863	6,473062	7,893978	-1,7686
1800	31,415926	2,364589	4,381091	6,299817	8,630749	10,5253	-2,35813
2250	39,269908	2,955736	5,476364	7,874771	10,78844	13,15663	-2,94766
2700	47,123889	3,546883	6,571636	9,449725	12,94612	15,78796	-3,53719
3150	54,977871	4,13803	7,666909	11,02468	15,10381	18,41928	-4,12672
3600	62,831853	4,729178	8,762182	12,59963	17,2615	21,05061	-4,71626
4050	70,685834	5,320325	9,857454	14,17459	19,41919	23,68193	-5,30579
4500	78,539816	5,911472	10,95273	15,74954	21,57687	26,31326	-5,89532
4950	86,393797	6,502619	12,048	17,3245	23,73456	28,94459	-6,48485
5400	94,247779	7,093766	13,14327	18,89945	25,89225	31,57591	-7,07438
5850	102,10176	7,684914	14,23855	20,4744	28,04993	34,20724	-7,66392

м/с.

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 4

Таблица 5 – Скорость автомобиля на различных передачах, м/с.

n об/мин	V1	V2	V3	V4	V5	VЗ.Х.
450	0,724201	1,341793	1,92944	2,643332	3,223576	-0,72222
900	1,448401	2,683586	3,858879	5,286665	6,447152	-1,44444
1350	2,172602	4,025379	5,788319	7,929997	9,670728	-2,16667
1800	2,896803	5,367172	7,717759	10,57333	12,8943	-2,88889
2250	3,621003	6,708966	9,647199	13,21666	16,11788	-3,61111
2700	4,345204	8,050759	11,57664	15,85999	19,34146	-4,33333
3150	5,069405	9,392552	13,50608	18,50333	22,56503	-5,05555
3600	5,793605	10,73434	15,43552	21,14666	25,78861	-5,77778
n об/мин	V1	V2	V3	V4	V5	VЗ.Х.
4050	6,517806	12,07614	17,36496	23,78999	29,01219	-6,5
4500	7,242007	13,41793	19,2944	26,43332	32,23576	-7,22222
4950	7,966207	14,75972	21,22384	29,07666	35,45934	-7,94444
5400	8,690408	16,10152	23,15328	31,71999	38,68291	-8,66666
5850	9,414609	17,44331	25,08272	34,36332	41,90649	-9,38889

1.3 Определение скорости движения автомобиля

Скорость движения на номинальной частоте вращения на различных передачах определяется по формуле:

                                                (21)

где:   U_TPi– передаточное число трансмиссии на i-ой передаче;

r_K– кинематический радиус колеса, м.

Как видно из формулы (20) скорость движения автомобиля зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя, кинематического радиуса колеса и передаточного числа трансмиссии.

Номинальная частота вращения коленчатого вала соответствует максимальной мощности, снимаемой с двигателя. Обычно максимальная мощность Ne соответствует номинальной частоте вращения n_N. Следовательно, скорость движения автомобиля находим, опираясь на номинальную частоту вращения коленчатого вала.

Полученные результаты расчетов сводим в таблицу 6.

Таблица 6 – Скорость движения автомобиля при n_N.

Выбранная передача	Скорость автомобиля, м/с	Скорость автомобиля, км/ч
I	7,24	26,071
II	13,41	48,304
III	19,29	69,45
IV	26,43	95,15
V	32,23	116,05
З.Х.	-7,22	-25,99

1.4 Определение КПД трансмиссии

Мощность от двигателя к колесам передается агрегатами трансмиссии, при этом часть мощности затрачивается на преодоление сил трения в зацепления зубчатых колес КПП и главной передачи, в карданных шарнирах, подшипниках и сальниковых уплотнениях. Часть мощности затрачивается на преодоление гидравлических потерь, связанных с разбрызгиванием и преодолением сопротивления смазочных материалов. Следовательно, тяговая мощность N_T, подводимая к ведущим колесам при равномерном движении автомобиля, меньше эффективной мощности двигателя Ne на значение мощности N_TP, теряемой в трансмиссии.

                                                (22)

Потери энергии в трансмиссии часто определяют по моменту M_TP, приведенному к ведущим колесам.

                                                    (23)

где:   w_К – угловая скорость ведущих колес, рад/сек.

Как было сказано выше, величины N_TP и M_TP учитывают гидравлические потери и потери, вызванные трением.

Гидравлические потери можно определить по эмпирической формуле:

                                       (24)

где:   V– скорость автомобиля, м/с;

G_a– вес автомобиля, выраженный в Ньютонах;

r– динамический радиус колеса, м.

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 7.

Таблица 7 – Значение момента на преодоление гидравлических потерь в

n,об/мин	UI	UII	UIII	UIV	UV	Uз.х.
450	0,919269	0,919188	0,91911	0,919016	0,918939	0,919269
900	0,919174	0,919011	0,918856	0,918667	0,918514	0,919174
1350	0,919078	0,918834	0,918601	0,918319	0,918089	0,919079
1800	0,918983	0,918657	0,918347	0,91797	0,917664	0,918984
2250	0,918887	0,91848	0,918092	0,917621	0,917239	0,918888
2700	0,918791	0,918303	0,917838	0,917273	0,916814	0,918793
3150	0,918696	0,918126	0,917583	0,916924	0,916389	0,918698
3600	0,9186	0,917949	0,917329	0,916576	0,915963	0,918603
4050	0,918505	0,917772	0,917074	0,916227	0,915538	0,918507
4500	0,918409	0,917595	0,91682	0,915878	0,915113	0,918412
4950	0,918314	0,917418	0,916565	0,91553	0,914688	0,918317
5400	0,918218	0,917241	0,916311	0,915181	0,914263	0,918222
5850	0,918123	0,917064	0,916056	0,914832	0,913838	0,918126

Потери энергии на трение в зубчатых зацеплениях и карданных шарнирах пропорциональны моменту, передаваемому трансмиссией. Эти потери не зависят от частоты вращения деталей.

Момент, затраченный на преодоление сил трения, определяем по формуле:

                                              (25)

где:    U_TP– передаточное число трансмиссии на выбранной передаче.

                                        (26)

где:   k, l– число соответственно цилиндрических и конических зубчатых колес, участвующих в передаче крутящего момента на выбранной передаче;

m– число карданных шарниров, передающих нагрузку.

Поскольку, число цилиндрических и конических зубчатых колес, участвующих в передаче крутящего момента одинаково, соответственно:

Таким образом, момент сопротивления трансмиссии, приведенный к ведущим колесам:

                             (27)

Для определения максимальной скорости на различных передачах необходимо определить число цилиндрических (k), конических или червячных (l) зубчатых пар, через которые на данной передаче последовательно передается крутящий момент, а также число карданных шарниров (m).

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 8.

Таблица 8 – Значение момента на преодоление общих потерь в трансмиссии

В зависимости от режима движения автомобиля используют различные способы оценки потерь. Так, если трансмиссия передает энергию от двигателя к ведущим колесам (активный режим), то потерю мощности в трансмиссии оценивают по прямому КПД, представляющему собой отношение тяговой мощности к эффективной, или отношение соответствующих значений моментов.

                                       (28)

Если в полученную формулу подставить значение момента сопротивления трансмиссии M_TP получаем:

                                                (29)

При торможении автомобиля двигателем трансмиссия передает энергию от ведущих колес к двигателю, то потери энергии оценивают по мощности N_TP и M_TP трения в двигателе, на основании которых рассчитывают обратный КПД трансмиссии:

(30)

где: N_Т.Д. и M_Т.Д. – мощность и момент, развиваемые при торможении двигателем.

Для справки:

Приблизительные значения прямого (при работе двигателя с полной нагрузкой) и обратного (при принудительном холостом ходе) КПД трансмиссии приведены в таблице 9.

Таблица 9 – Приблизительные значения КПД трансмиссии

Автомобили	hТР	hОБР
Спортивный	0,9…0,95	0,8…0,85
Легковой	0,9…0,92	0,8…0,82
Грузовой и автобус	0,82…0,85	0,75…0,78
Повышенной проходимости	0,8…0,85	0,73…0,76

Таблица 10 – Значение КПД трансмиссии на каждой передаче

1.5 Определение фактора обтекаемости автомобиля

При движении автомобиля в неподвижной воздушной среде сила сопротивления воздуха Pw определяется по формуле:

                                                        (31)

где:   k_w– коэффициент обтекаемости, Н*с²/м⁴;

F_А – площадь лобового сопротивления, м²;

V – скорость движения автомобиля, м/с.

Коэффициент обтекаемости k_w зависит от формы кузова и углов натекания и стекания воздушного потока. Обычно коэффициент обтекаемости определяют экспериментально, он численно равен силе сопротивления воздуха в ньютонах, создаваемой 1м² лобовой площади автомобиля при его движении со скоростью 1 м/с.

Лобовой площадью называют площадь проекции автомобиля на плоскость, перпендикулярную продольной оси автомобиля. Определить точное значение лобовой плоскости легкового автомобиля довольно сложно из-за сложной формы его поперечного контура.

Площадь лобового сопротивления с достаточной степенью точности (погрешность не более 10%) можно определить следующим образом:

Для легкового автомобиля:

                                                     (32)

Для грузового автомобиля:

                                                          (33)

где:    В_А – наибольшая ширина автомобиля, м;

Н_А – наибольшая высота автомобиля, м.

Принимаем В_А=1,78м.; Н_А=1,43, м; k_w=0,31

При расчетах силы сопротивления воздуха определяют место приложения данной силы, так называемый центр парусности.

Точное положение центра парусности автомобиля определяется опытным путем в аэродинамической трубе. Для приблизительных расчетов принимают высоту центра парусности, равную половине высоты автомобиля.

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 11.

Таблица 11 – Значение силы сопротивления воздуху

n,об/мин	UI	UII	UIII	UIV	UV	Uз.х.
450	0,322798	1,108111	2,291262	4,30047	6,395702	0,321036
900	1,29119	4,432446	9,165049	17,20188	25,58281	1,284144
1350	2,905178	9,973003	20,62136	38,70423	57,56132	2,889324
1800	5,16476	17,72978	36,66019	68,80752	102,3312	5,136576
2250	8,069938	27,70279	57,28155	107,5117	159,8925	8,0259
2700	11,62071	39,89201	82,48544	154,8169	230,2453	11,5573
3150	15,81708	54,29746	112,2718	210,723	313,3894	15,73076
3600	20,65904	70,91914	146,6408	275,2301	409,3249	20,5463
4050	26,1466	89,75703	185,5922	348,3381	518,0518	26,00392
4500	32,27975	110,8111	229,1262	430,047	639,5702	32,1036
4950	39,0585	134,0815	277,2427	520,3569	773,8799	38,84536
5400	46,48284	159,5681	329,9417	619,2677	920,9811	46,22918
5850	54,55278	187,2708	387,2233	726,7794	1080,874	54,25508

Мощность, необходимая для преодоления сопротивления воздуха определяется по следующей формуле:

                                         (34)

Проводим аналогичные расчеты для других значений и полученные данные сводим в таблицу 12.

Таблица 12 – Значение мощности, необходимой для преодоления силы сопротивления в кВт.

n об/мин	UI	UII	UIII	UIV	UV	Uз.х.
450	0,23377	1,486856	4,420852	11,36757	20,61703	0,231859
900	1,870161	11,89485	35,36682	90,94057	164,9363	1,854874
1350	6,311795	40,14512	119,363	306,9244	556,6599	6,2602
1800	14,96129	95,15881	282,9345	727,5246	1319,49	14,83899
2250	29,22127	185,857	552,6065	1420,946	2577,129	28,98241
2700	50,49436	321,161	954,9041	2455,395	4453,279	50,0816
3150	80,18317	509,9917	1516,352	3899,077	7071,642	79,52773
3600	119,6903	761,2705	2263,476	5820,197	10555,92	118,7119
4050	170,4185	1083,918	3222,801	8286,96	15029,82	169,0254
4500	233,7702	1486,856	4420,852	11367,57	20617,03	231,8593
4950	311,1481	1979,006	5884,154	15130,24	27441,27	308,6047
5400	403,9549	2569,288	7639,233	19643,16	35626,23	400,6528
5850	513,5931	3266,623	9712,612	24974,55	45295,62	509,3948

Значение коэффициента обтекаемости приведены в таблице 13.

Таблица 13 – Значение коэффициента обтекаемости

Автотранспортное средство	kw
Легковые автомобили	0,2…0,35
Автобусы капотной компоновки	0,45…0,55
Автобусы вагонной компоновки	0,35…0,45
Бортовые грузовые автомобили	0,5…0,7
Грузовые автомобили с кузовом «фургон»	0,5…0,6
Автомобили-цистерны	0,55…0,65
Автопоезда	0,85…0,95
Спортивные автомобили	0,15…0,2

1.6 Определение коэффициента сопротивления качению

На коэффициент сопротивления качению влияют:

·     тип покрытия дороги и его состояние;

·     скорость движения автомобиля;

·     давление воздуха в шине;

·     температура шин;

·     нагрузка на колесо;

·     удельное давление на поверхность дороги;

·     размер шины и её конструктивные особенности;

·     момент, передаваемый через колесо.

Для эксплуатационных расчетов принимаются некоторые допущения:

·     сопротивление качению прямо пропорционально нормальной нагрузке на колесо автомобиля;

·     для автомобилей с шинами низкого давления (0,15…0,45МПа) на одном и том же грунте и при одинаковой нагрузке сопротивление качению одинаково и не зависит от конструктивных особенностей колеса.

Сила сопротивления качению может быть выражена через нормальную нагрузку (R_z) и коэффициент пропорциональности, который носит название коэффициента сопротивления качению f:

                                                         (35)

Значение коэффициента сопротивления качению в зависимости от состояния дорожного покрытия приведены в таблице 14.

Таблица 14 – Значение коэффициента сопротивления качению

Тип и состояние дорожного покрытия	f
Бетон, асфальтобетон и асфальт	0,01…0,03
Булыжная мостовая	0,023…0,3
Укатанная сухая грунтовая дорога	0,02…0,03
Разбитая мокрая грунтовая дорога	0,1…0,25
Сухой песок	0,1…0,3
Сырой песок	0,06…0,15
Сухой суглинок	0,04…0,06
Мокрый суглинок	0,1…0,2
Обледенелая дорога	0,01…0,03
Укатанный снег	0,03…0,05
Рыхлый снег	0,1…0,3

Влияние скорости движения автомобиля на коэффициент сопротивления качению учитывает эмпирическая формула:

                                               (36)

где:   f_o– коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля со скоростью менее 15 м/с;

V – скорость движения автомобиля, м/с.

1.7 Силы, действующие на автомобиль при прямолинейном
движении

Силы, действующие на автомобиль при прямолинейном движении, представлены на рисунке 1.

Рисунок 1 – Силы, действующие на автомобиль при прямолинейном движении.

Примем следующие условия:

·     два колеса одной оси рассматриваются как одно;

·     участок дороги на всем протяжении однородный с постоянным углом наклона (α) к горизонту и не имеет неровностей;

·     нормальные реакции дороги прикладываются к осям автомобиля;

·     деформация шин и грунта учитывается при определении силы сопротивления качению, но на схеме не показываются.

Рассмотрим систему сил, действующих на автомобиль, равноускоренно движущийся по наклонной поверхности:

·     сила тяжести автомобиля (G) приложена к центру тяжести, находящимся на расстоянии (h_цт) от поверхности дороги;

·     сила сопротивления воздуха (P_w), приложенная к центру парусности, расположенному на расстоянии (h_w) от поверхности дороги;

·     суммарная касательная реакция (R_X2) или сила тяги (P_T);

·     нормальные реакции дороги на колеса (R_Z1) и (R_Z2);

·     сила инерции (P_j) поступательно движущихся масс, которая приложена к центру тяжести и направлена противоположно ускорению;

·     сила (Р_ПР) на крюке в случае буксировки прицепа;

·     сила сопротивления качению колес (P_f), направленная в сторону противоположную направлению движения автомобиля;

·     сила сопротивления подъему (Р_а) приложена к центру тяжести и направлена в сторону уклона дороги.

Рассмотрим взаимосвязи между силами, приложенными к автомобилю.

Сила тяжести, действующая на автомобиль, стоящей на горизонтальной поверхности, определяется по формуле:

                                                        (37)

где:   G– сила тяжести автомобиля, Н;

m– масса автомобиля, кг;

g– ускорение свободного падения, м/с².

Положение центра масс определяется у двухосного автомобиля расстояниями (l₁) и (l₂) до геометрических осей вращения колес передней и задней осей. У трехосного автомобиля (l₂) расстояние от центра масс до оси балансира задней тележки. Расстояние L=l₁+l₂ называется базой автомобиля.

При движении автомобиля по наклонному участку дороги с углом подъема (α) сила тяжести раскладывается на следующие составляющие:

·     G*cos(α) – нормальная нагрузка на дорогу, направленная перпендикулярно поверхности дороги;

·     G*sin(a) – сила сопротивления подъему, обозначается (Р_а), параллельна поверхности дороги. Эта сила может называться «скатывающей силой».

При небольших значениях угла наклона синус может быть заменен на тангенс угла наклона дороги к горизонту, который называют продольным уклоном дороги (i). В этом случае сила сопротивления подъему может быть определена по формуле:

                                                         (38)

Сила сопротивления подъему и сила сопротивления качению зависят от дорожных условий, так как коэффициент сопротивления качению (f) и угол подъема дороги (α) в совокупности определяют качество дороги, поэтому часто пользуются таким понятием, как сила сопротивления дороги:

                                                  (39)

При движении автомобиля по наклонной дороге сила сопротивления качению определяется как:

                                                 (40)

Тогда сила сопротивления дороги:

                              (41)

Выражение в скобках называется коэффициентом сопротивления дороги и обозначается как (y):

                                           (42)

Сила инерции или сила сопротивления разгону.

Сила инерции поступательно движущегося тела выражается через величину его ускорения.

                                                    (43)

где:   m – масса автомобиля, кг;

j – ускорение автомобиля, м/с².

Так как в автомобиле имеется большое количество вращающихся деталей значительной массы, они оказывают влияние на сопротивление разгону автомобиля. К этим деталям относятся: колеса автомобиля, зубчатые колеса и валы трансмиссии; маховик двигателя и т.д. Чтобы учесть влияние вращающихся масс вводят коэффициент учета вращающихся масс автомобиля (d_ВР), который показывает, во сколько раз сила, необходимая для разгона автомобиля с заданным ускорением поступательно движущихся и вращающихся масс автомобиля, больше силы, необходимой для разгона только его поступательно движущихся масс.

С учетом (d_ВР), уравнение (42) примет вид:

                                                     (44)

Значение (d_ВР) определяется по эмпирической формуле:

                                          (45)

где:    d₁»d₂» 0,03…0,05

m_a– масса автомобиля с полной нагрузкой, кг;

m– фактическая масса автомобиля.

Нормальная реакция дороги.

Нормальная реакция дороги не совершает ни полезной работы, ни работы сопротивления движению. Однако при изучении тягово-скоростных свойств автомобиля необходимо их учитывать, так как нормальная реакция (R_z) определяет силы сопротивления качению и сцепления колес с опорной поверхностью дороги.

Рисунок 2 – Действующие на автомобиль силы.

Рассмотрим силы, действующие на автомобиль, стоящий на горизонтальной дороге.

Из центра тяжести автомобиля действует вектор силы тяжести (G). Центр тяжести расположен на расстоянии (l₁) от оси переднего моста и на расстоянии (l₂) от оси заднего моста.

Проведем две оси: ось Х – вдоль опорной поверхности дороги; ось У – перпендикулярно поверхности дороги. За начало координат (О) примем точку приложения нормальной реакции, приложенной к задней оси автомобиля.

Составим два уравнения статики.

Уравнение проекции сил на осьУ:

                                            (46)

Уравнение моментов сил относительно начала координат:

                                               (47)

Составим систему уравнений.

                                            (48)

Решая систему уравнения, получим:

 

                                (49)

Во время движения нормальные реакции дороги изменяются под действием различных сил и моментов сил.

Рисунок 3 – Система сил, действующих на автомобиль при его разгоне.

Рассмотрим систему сил, действующих на автомобиль при его разгоне на подъеме.

Составим систему уравнений сил и моментов сил, приняв за начало координат точку опоры колес задней оси; ось Х направим параллельно опорной поверхности, а ось У – перпендикулярно её.

                                                       (50)

                                                    (51)

                                                    (52)

Составим систему уравнений:

                     (53)

Предположим для упрощения, что h_w=h_ЦТ получим:

                                       (54)

                                        (55)

Полученные уравнения показывают, что нормальные реакции дороги на передние колеса с увеличением крутизны подъема уменьшаются, а на задние увеличиваются. То же самое происходит с увеличением интенсивности разгона и с ростом сопротивления воздуха.

1.8 Определение максимальной скорости движения автомобиля на i-ой передаче

В качестве исходного можно использовать уравнение силового либо мощностного баланса.

                                               (56)

где:   P_T– сила тяги, Н

P_а – сила сопротивления подъему, Н;

P_f– сила сопротивления дороги, Н;

P_j– сила инерции поступательно движущихся масс, Н;

P_w– сила сопротивления воздуха, Н.

Это уравнение можно переписать в следующем виде:

                                     (57)

где:   m_а – масса автомобиля, кг.;

δ_ВР – коэффициент вращающихся масс;

dV/dt – ускорение автомобиля в м/с²;

P_Т – сила тяги, приложенная к колесам, Н;

P_а – сила сопротивления подъему, Н;

P_f – сила сопротивления качению колес, Н;

P_ω – сила сопротивления воздуха, Н.

Применив ранее выведенные зависимости:

                                                     (58)

                                    (59)

                                                    (60)

                                                     (61)

                                                 (62)

                                               (63)

После необходимых преобразований, получим уравнение силового баланса в общем виде:

                                       (64)

При установившемся режиме движения, когда ускорение равно нулю, максимальная скорость на i-ой передаче будет определяться по формуле:

                                            (65)

где:

По приведенным формулам рассчитать значение коэффициентов и максимальную скорость на каждой передаче.

Таблица 15 – Скорость движения автомобиля при максимальных оборотах

Выбранная передача	Скорость автомобиля,км/ч
I	33,893
II	62,795
III	90,297
IV	123,707
V	150,86
З.Х.	-33,799

1.9 Определение коэффициента вращающихся масс

Коэффициент учета вращающихся масс показывает, во сколько раз сила, необходимая для разгона с заданным ускорением (j) поступательно движущихся и вращающихся масс автомобиля, больше силы, необходимой для разгона только поступательно движущихся масс.

                                                (66)

где:   J_M– приведенный момент инерции вращающихся деталей двигателя и трансмиссии;

ΣJ_K =J_1K+J_2K– суммарный момент инерции вращающихся ведущих и ведомых колес транспортного средства.

Формулу для упрощения расчетов можно переписать в следующем виде:

                                             (67)

где:    δ_1В – коэффициент учета вращающихся масс, приведенных к трансмиссии

δ_2В – коэффициент учета вращающихся масс, приведенных к колесам.

                                                       (68)

                                                     (69)

Для автомобилей с их номинальной загрузкой можно считать:

Если масса автомобиля с нагрузкой m_x отличается от номинальной m_a, то величины коэффициентов вращающихся масс увеличиваются в отношении m_a/m_x.

Номинальной нагрузкой считается грузоподъемность (пассажировместимость) автомобиля.

Например: Полная масса автомобиля m_a = 2100 кг, фактическая масса
m_x = 1500 кг, тогда:

Находим коэффициенты вращающихся масс для различных передач.

1.10 Определение времени разгона

При расчете времени разгона принимаются некоторые допущения:

У автомобилей с механической трансмиссией при трогании с места и переключении передач некоторое время передача крутящего момента происходит с пробуксовкой сцепления.

Переключение передач производится при скорости автомобиля, определяемой по формуле:

                                           (70)

Во время переключения передача мощности к колесам прекращается, скорость автомобиля снижается. Время τ_п переключения зависит как от конструктивных особенностей автомобиля, так и от квалификации водителя. Опытный водитель тратит на переключение передач 1…2с. Значение падения скорости ΔV_п за время переключения передачи зависит от типа дорожного покрытия, скорости движения автомобиля и параметров обтекаемости автомобиля.

Определить падение скорости за время переключения передач можно из уравнения силового баланса, считая, что подводимая к колесам мощность во время переключения равна нулю, следовательно, и Р_т = 0.

Потери в трансмиссии определяются силой Р_тр0 сопротивления трансмиссии при разомкнутом сцеплении, а коэффициент вращающихся масс:

                                              (71)

так как сцепление во время переключения передач выключено.

Так как движение во время переключения передач замедленное, можно уравнение силового баланса записать в следующем виде:

                           (72)

Разделив обе части уравнения на полученное значение коэффициента вращающихся масс и, заменив значение ускорение на производную скорости по времени, получим:

                             (73)

Переходя от значений сил сопротивления и тягового усилия к ранее вычисленным значениям коэффициентов a_i; b_i; c_i получим следующую зависимость:

                                     (74)

Разделив в этом уравнении переменные, и, произведя интегрирование, получим:

                                     (75)

Используя таблицы интегралов для правой части равенства получим:

                                  (76)

если

                            (77)

если

1.11 Определение пути разгона на i-ой передаче

Для определения пути разгона автомобиля на каждой передаче достаточно время разгона на этой передаче умножить и разделить на ds.

                                   (78)

Так как ds/dt = V, разделив переменные и произведя интегрирование, получим:

                                       (79)

Используя таблицу интегралов, получим следующий результат:

          (80)

Принимая во внимание, что:

Получим следующее

(81)

Путь за время переключения передачи можно приближенно подсчитать по формуле:

(82)

где:

V_П – скорость, достигнутая автомобилем к моменту переключения передач;

τ_П – время, необходимое на переключение передачи.

Подставив в формулу ранее полученные значения начальной и конечной скорости на различных передачах, а также значения a_i; b_i и c_i, найдем путь, пройденный автомобилем при разгоне на каждой из передач.

м.

м.

м.

м.

м.

1.12 Определяем максимальное значение ускорения при разгоне автомобиля

Значение ускорения можно определить из уравнения:

                                    (83)

Так как dv/dt =j, можно переписать уравнение в виде:

                                                 (84)

Максимальное ускорение на i-ой передаче находим как экстремум функции j=f(v).

Экстремальное значение скорости v_extrнаходим при максимальном значении ускорения. Её величина определяется, как:

                                           (85)

Подставив значение v_extr в уравнение (83) получим:

                                                     (86)

м/с²

м/с²

м/с²

м/с²

м/с²

 

(87)

м/с²

м/с²

После окончания расчетов результаты вносим в таблицу 16.

Таблица 16 – Характеристики автомобиля на каждой передаче

Передача	ηТ	δВР	VN, м/с	Vmax, км/ч	τР, с	SP, м	Jmax, м/с2	JСР, м/с2
I	0,922	9,875	7,24	33,893	11,181	37,77	0,729
II	0,922	3,621	13,41	62,795	6,242	63,88	1,049
III	0,922	2,293	19,29	90,297	5,718	93,12	1,114
IV	0,922	1,712	26,43	123,707	7,919	180,94	1,023
V	0,96	1,495	32,23	150,86	7,669	224,88	0,976
З.Х.	0,9	9,924	-7,22	-33,799

1.13 Построение графика тяговой характеристики автомобиля

При исследовании тягово-скоростных свойств автомобиля предполагают, что его двигатель работает при полностью открытой дроссельной заслонке или максимальной топливоподаче. Это означает, что с изменением сопротивления движению частота вращения коленчатого вала двигателя и крутящий момент Мк меняются по внешней скоростной характеристике, и, как следствие, в зависимости от скорости Vа движения автомобиля изменяется сила тяги Рт.

Зависимость Рт = f(vа) изображается графически. Совокупность кривых, построенных для всех ступеней КПП, называется тяговой характеристикой.

Значение Мх находят повнешней скоростной характеристики двигателя для полученных значений частоты вращения (n) коленчатого вала двигателя.

Силу тяги (Рт) вычисляют по формуле:

                                        (88)

Тяговую характеристику можно построить, составив предварительно для каждой передачи таблицу по предложенной форме.

Таблица 17. Тяговая характеристика автомобиля.

V1	U1	U2	U3	U4	U5
1,5	9916,953
3	12410,36	5437,519	3443,891
4,5	14211,57	6155,705	3804,784	2542,221	2128,166
6	15267,89	6802,291	4147,373	2732,885	2264,571
7,5	13212,09	7320,329	4495,443	2913,553	2400,976
9	9682,652	7636,023	4783,111	3097,443	2529,133
10,5	3008,043	7658,729	5010,688	3281,333	2660,691
12	-14907,7	7827,904	5280,795	3424,784	2792,25
13,5	-33706,8	7135,477	5351,969	3593,769	2896,588
15		5822,229	5544,625	3685,185	3017,484
16,5		3734,166	5371,96	3827,886	3138,38
18		700,4486	5453,314	3840,104	3195,268
19,5		-3466,61	5189,554	3941,887	3297,359
21		-8971,56	4127,531	4043,67	3304,173
22,5			3860,102	3885,154	3376,99
24			2487,763	3928,134	3449,808
25,5			1970,545	3598,243	3349,905
27			-130,237	3561,284	3380,654
V1	U1	U2	U3	U4	U5
28,5			-2764,52	3524,326	3411,403
30			-3962,89	2871,604	3158,681
31,5			-7630,06	2730,319	3132,241
33			-9272,1	1778,754	2746,972
34,5				1505,501	2645,893
36				193,5701	2544,814
37,5				-242,542	1909,502
39				-1081,05	1714,012
40,5				-2615,05	1518,521
42				-4854,57	564,5938
43,5					252,5909
45					-955,848
46,5					-1408,79
48					-1861,73
49,5					-3523,97
51					-4144,61

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По исходным данным автомобиля Audi a6c4 были рассчитаны и построены графики внешних скоростных характеристик двигателя автомобиля.

Анализируя произведённые расчёты,  можно сделать вывод, что скорость движения автомобиля зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя, кинематического радиуса колеса и передаточного числа трансмиссии. Также видна  зависимость частоты вращения коленчатого вала двигателя и  внешних скоростных характеристик двигателя автомобиля изменяются не прямо пропорционально. Максимальные характеристики крутящего момента находятся в пределах 4500 оборотов в минуту и при дальнейшем увеличении частоты вращения коленчатого вала снижаются. При бесценном опыте, полученном при выполнении столь значимых расчетов, мы видим максимальную скорости движения автомобиля на i-ой передаче, силы действующие на автомобиль при прямолинейном движении, а также обтекаемость автомобиля.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.       Головин, С.И. Учебно-методическое пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Конструкция и эксплуатационные свойства транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования». / С.И. Головин, А.А. Жосан. – Орел: Издательство Орел ГАУ, 2015. – 80 с.

2.       Ефимов, М. А. Тракторы и автомобили: учебное пособие. / М. А. Ефимов. – Орел: Издательство Орел ГАУ, 2013. – 272 с.

3.       Иванов, А. М. Автомобили: Конструкция и рабочие процессы. / А. М. Иванов, С. Н. Иванов, Н. П. Квасновская, и др. М: Издательский цент «Академия», 2012. – 384 с. ISBN 978-5-7695-7439-9

4.       Иванов, А. М. Автомобили: Теория эксплуатационных свойств. / А. М. Иванов, А.Н. Нарбут, А. С. Паршин, и др. М: Издательский цент «Академия», 2013. – 176 с. ISBN 978-5-7695-9140-2

5.       Проскурин, А. И. Практикум по эксплуатационным свойствам автомобилей. Учебное пособие. / А. И. Проскурин, А. А. Карташов, Р. Н. Москвин; М: Издательский цент «Академия», 2014. – 240 с. ISBN 978-5-7695-6008-8

6.       Шатров, М.Г. Автомобильные двигатели. / М.Г. Шатров, К.А. Морозов, И.В. Алексеев, и др. М: Издательский цент «Академия», 2013. – 464 с. ISBN 978-5-4468-0186-2

7.       Шатров, М.Г. Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование. / М.Г. Шатров, И.В. Алексеев, С.Н. Богданов, и др. М: Издательский цент «Академия», 2014. – 256 с. ISBN 978-5-4468-0407-8

8.       Портал «АвтоАвто» [Электронный ресурс] / – Режим доступа: http://avtoavto.ru/

РЕЦЕНЗИЯ