Проектирование грузового автомобиля

Министерство образования и науки РФ

Саратовский государственный технический университет

Кафедра «Автомобили и двигатели»

Курсовой проект

Автомобиль грузовой

(пояснительная записка
)

Выполнил:__________________________________________

Проверил:___________________________________________

Саратов 2011 г.

Содержание

Введение……………………………………………………………………4

1 Предварительный расчет основных характеристик автомобиля…….5

1.1 Выбор и обоснование выбора параметров, необходимых для

выполнения тягового расчета…………………………………………….5

1.1.1 Полезная масса автомобиля……..…………………………………5

1.1.2 Снаряжённая масса автомобиля…………………………………….5

1.1.3 Полная масса автомобиля…………………………………………..6

1.1.4 Распределение массы по осям………………………………………6

1.1.5 Подбор шин и радиуса качения……………………………………6

1.1.6 Коэффициент полезного действия трансмиссии………………….8

1.1.7 Лобовая площадь автомобиля……………………………………..9

1.1.8 Коэффициент сопротивления воздуха……………………………10

1.2 Расчет максимальной мощности двигателя………………………..11

1.2.1 Мощность, необходимая для движения автомобиля с заданной

максимальной скоростью……………………………………………….11

1.2.2 Максимальная мощность двигателя по условию обеспечения

максимальной скорости автомобиля……………………………………12

1.2.3 Расчет мощности двигателя, необходимой для обеспечения

заданного значения максимального динамического фактора на

высшей передаче…………………………………………………………13

1.2.4 Максимальная мощность двигателя по условию обеспечения

заданного максимального значения динамического фактора на

высшей передаче…………………………………………………………14

1.2.5 Окончательный выбор максимальной мощности двигателя……14

1.3 Расчет передаточного числа главной передачи……………………14

1.4 Расчет передаточных чисел коробки передач……………………..15

1.5 Построение внешней скоростной характеристики двигателя…….18

2 Расчет тягово-экономических характеристик автомобиля………….19

2.1 Тяговая характеристика и тяговый баланс автомобиля…………..19

2.2 Мощностной баланс автомобиля…………………………………..21

2.3 Расчет динамической характеристики автомобиля……………….23

2.4 Расчет ускорения автомобиля………………………………………24

2.5 Расчет времени и пути разгона автомобиля………………………25

2.6 Расчет топливной экономичности автомобиля……………………26

3 Тормозное управление автомобиля…..………………………………29

3.1 Выбор тормозного управления.…………………………………….29

3.2 Исходные данные, выбор основных параметров.…………………32

3.3 Расчет приводных сил………………………………………………33

3.4 Расчёт работоспособности тормозных механизмов.………………34

3.5 Расчет тормозного привода…………………………………………36

Заключение…………..…………………………………………………..40

Список используемой литературы……………………………………..41

Введение

В данном курсовом проекте требовалось спроектировать грузовой автомобиль, грузоподъёмностью 3,5 тонны, максимальная скорость которого 110 км/ч, динамический фактор на высшей передаче D
0

= 0,042, а максимальный суммарный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемый на первой передаче ψ
I

= 0,32. В результате выполнения данного проекта был получен автомобиль с дизельным двигателем, полная масса которого составляет 7,280 т. В качестве прототипа был выбран автомобиль ЗИЛ-5301КЕ (3,450т., «Бычок»), как наиболее легкий представитель данного семейства автомобилей.

1 Предварительный расчет основных характеристик автомобиля

1.1 Выбор и обоснование выбора параметров, необходимых для выполнения тягового расчета

1.1.1 Полезная масса автомобиля

Полезная масса автомобиля определяется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где m

грузоподъёмность, m
= 3000 кг;

n
каб

– число мест в кабине, n
каб

= 3;

Проектирование грузового автомобилякг.

1.1.2 Снаряжённая масса автомобиля

Снаряжённая масса автомобиля mc

, кг, определяется по величине показателя снаряженной массы, ηс

:

Проектирование грузового автомобиля,

Потенциальным прототипом для проектируемого автомобиля является следующий автомобиль [9]:

ГАЗ -33104 Проектирование грузового автомобиля;

Учитывая действующие тенденции к снижению массы автомобиля за счет совершенствования конструкции и применения новых прогрессивных материалов снижаем Проектирование грузового автомобиля выбранного прототипа на 15%, установив карбоновые элементы кузова, заменив некоторые стальные и чугунные элементы конструкции легкосплавными материалами:

Проектирование грузового автомобиля.

Собственную массу проектируемого автомобиля определяем исходя из значения Проектирование грузового автомобиля:

Проектирование грузового автомобилякг.

1.1.3 Полная масса автомобиля

Полная масса автомобиля вычисляется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля.

Проектирование грузового автомобиля = 2409 + 3210 = 5619 кг.

1.1.4 Распределение массы по осям

Масса, приходящаяся на переднюю ось,

Проектирование грузового автомобиля, кг.

Масса, приходящаяся на заднюю ось,

Проектирование грузового автомобиля, кг.

Для обеспечения нейтральной поворачиваемости автомобиля, ориентируясь на данные прототипа [9], принимаем:

q
1

=
0,38 – доля полной массы автомобиля, приходящаяся на переднюю ось;

q
2

=
0,62 – доля полной массы автомобиля, приходящаяся на заднюю ось.

Масса, приходящаяся на переднюю ось,

Проектирование грузового автомобилякг.

Масса, приходящаяся на заднюю ось,

Проектирование грузового автомобилякг.

1.1.5 Подбор шин и определение радиуса качения

Тип шин выбирается исходя из условий эксплуатации автомобилей. Размер и марка шины определяются по величине статической нагрузки на наиболее нагруженное колесо.

Определим нагрузку на одно переднее и заднее колесо:

Проектирование грузового автомобиля, Проектирование грузового автомобиля,

где Gk

1

и Gk

2

– статическая нагрузка на переднее или заднее колесо

соответственно, Н;

n
1

– число передних колес;

n
2

– число задних колес;

g
– ускорение свободного падения (
g
= 9,81 м/с2
).

Проектирование грузового автомобиля Н.

Проектирование грузового автомобиля Н.

Таким образом, наиболее нагруженными являются колеса передней оси (Gkmax

=
Gk

2

), что собственно и следует из п.1.1.4.

Учитывая нагрузку и максимальную скорость (Vamax

= 115
км/ч) автомобиля производим подбор шин, ориентируясь на данные справочника [5].

Шины 205/75R16, для которой предельно допустимая скорость составляет 170 км/ч, а допустимая нагрузка – 1300 кг (12750 Н), полностью удовлетворяет условиям эксплуатации автомобиля.

Произведем проверочный расчет, предложенный в методической разработке [2], и определим приближенное значение радиуса качения.

Коэффициент, характеризующий степень использования допустимой максимальной скорости шины:

Проектирование грузового автомобиля,

где Vamax

– максимальная скорость автомобиля, км/ч.

V
ш

max

– допустимая для данной шины максимальная скорость движения, км/ч.

Проектирование грузового автомобиля.

По рассчитанной величине λ
находим значение коэффициента загрузки шины ξ
.

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля

Подсчитаем допустимую нагрузку на шину с учетом скоростного фактора:

Проектирование грузового автомобиля .

Проектирование грузового автомобиляН.

Сравним Gλ

c максимально допустимой нагрузкой на шину:

Проектирование грузового автомобиля.

Т.о. эксплуатационная нагрузка на шину на 11 % меньше максимально допустимой.

Радиус качения колеса rk

, м, берем из параметров выбранной шины:

Проектирование грузового автомобиля=0,322

1.1.6 Коэффициент полезного действия трансмиссии

Коэффициент полезного действия трансмиссии ηтр

характеризует потери мощности при передаче ее от двигателя к колесам.

Схема трансмиссии представлена на рисунке 1.

Проектирование грузового автомобиля

Рис.1 Схема трансмиссии автомобиля

Для выбранной компоновочной схемы ориентировочное значение КПД можно определить по формуле [2]:

Проектирование грузового автомобиля,

где z, k, n – соответственно число цилиндрических и конических шестерен и

число карданных шарниров, передающих нагрузку при прямолинейном движении.

В конструкции применяются 2 карданных шарнира, и 1 коническая и 0 цилиндрических шестерен. Тогда:

Проектирование грузового автомобиля.

1.1.7 Лобовая площадь автомобиля

Значение лобовой площади автомобиляПроектирование грузового автомобиля, м2
, автомобиля выбираем ориентируясь на прототип. Для ориентировочной оценки Проектирование грузового автомобиля используем зависимость:

Проектирование грузового автомобиля
,

Где Проектирование грузового автомобиля– наибольшая колея автомобиля-прототипа, м; Проектирование грузового автомобиля–габаритная высота автомобиля-прототипа, м; Проектирование грузового автомобиля— поправочный коэффициент. Поправочный коэффициент принимаем Проектирование грузового автомобиля.

1.1.8 Коэффициент сопротивления воздуха

Коэффициент сопротивления воздуха Проектирование грузового автомобиля, Н-с2
4
:

Проектирование грузового автомобиля, (12)

где Проектирование грузового автомобиля– плотность воздуха (для нормальных условий Проектирование грузового автомобиля≈ 1,22 кг/м3
).

Проектирование грузового автомобиля– коэффициент обтекаемости, безразмерная величина, зависящая, главным образом, от формы автомобиля (определяется экспериментально путем продувки автомобиля в аэродинамической трубе). Для современных грузовых автомобилей коэффициенты Проектирование грузового автомобиля могут принимать значения: 0,75 ÷ 1,30. Для снижения коэффициента Проектирование грузового автомобиляиспользуются кабины с обтекаемой формой, накладные элементы, обтекатели, регулируемые щитки, облицовка шасси и установка фартука под передним бампером[2]. С учетом этого примем коэффициент обтекаемости Проектирование грузового автомобиля= 0,75.

Снижения аэродинамического сопротивления автомобиля можно добиться за счет [8]:

1 оптимизации формы передка для безотрывного обтекания потоком воздуха (дает уменьшение Cx

около 8–10% от первоначального состояния);

2 установки спойлера передка, согласовав его с формой передней части автомобиля (снижает Cx

на 11–16%);

3 оптимизации формы стойки ветрового стекла. Влияние стойки ветрового стекла на аэродинамическое сопротивление очень сильно зависит от положения и формы ветрового стекла, а также от формы передка. (Дает снижение Cx

до 7%);

4 оптимизация формы крыши. Увеличение выпуклости крыши может привести к уменьшению Cx

;

5 оптимизация задка автомобиля (позволяет снизить Cx

до 15% за счет изменения угла наклона панели задка и оформления кромок в районе задней части автомобиля);

6 установка элементов пола (наблюдается уменьшение Cx

до 9%);

7 установка спойлера задка (дополнительное снижение Cx

до 7% от исходного состояния).

1.2 Расчет максимальной мощности двигателя

1.2.1 Мощность, необходимая для движения автомобиля с заданной максимальной скоростью

Расчет мощности, необходимой для движения автомобиля с заданной максимальной скоростью, N
υ

ведется по уравнению мощностного баланса для данного режима движения:

Проектирование грузового автомобиля
,

где Проектирование грузового автомобиля — мощность двигателя на режиме максимальной скорости автомобиля, кВт;

Проектирование грузового автомобиля
— полный вес автомобиля, Н;

Проектирование грузового автомобиля— суммарный коэффициент сопротивления дороги на режиме максимальной скорости;

Проектирование грузового автомобиляmax

— максимальная скорость автомобиля, м/c;

Vamax

=115 км/ч = 31,94 м/с.

Проектирование грузового автомобиля— коэффициент сопротивления воздуха, Н∙с2
4
;

Проектирование грузового автомобиля— лобовая площадь, м2
;

Проектирование грузового автомобиля— КПД трансмиссии.

Величина суммарного коэффициента сопротивления дороги в режиме максимальной скорости ψυ

выбирается из соображений, что максимальная скорость развивается автомобилем на горизонтальном участке дороги с усовершенствованным покрытием, находящимся в хорошем состоянии. Для этих условий значение суммарного коэффициента сопротивления дороги ψυ

может быть принято равным значению коэффициента сопротивления качению на указанной дороге fV

. Согласно экспериментальным данным для асфальтированного шоссе

fV

= 0,01
2
– 0,018.

Принимаем fV

=
0,015.

Проектирование грузового автомобиля
кВт.

1.2.2 Максимальная мощность двигателя по условию обеспечения максимальной скорости автомобиля

Максимальная мощность Проектирование грузового автомобиля определяется по формуле С.Р. Лейдермана, связывающей мощность в произвольной точке внешней скоростной характеристикиПроектирование грузового автомобиля с максимальной мощностью двигателя Проектирование грузового автомобиля
:

Проектирование грузового автомобиля,

где

ω
e

– текущее значение угловой скорости вращения коленчатого вала, рад/с.

ωN
– скорость вращения коленчатого вала на режиме максимальной

мощности, рад/с.

Из

Проектирование грузового автомобиля,

где Проектирование грузового автомобиля– скорость вращения коленчатого вала двигателя при Проектирование грузового автомобиля.

Следует заметить, что для определения по формуле (15) максимальной мощности двигателя нет необходимости знать абсолютные значения Проектирование грузового автомобиля и Проектирование грузового автомобиля, которые в большой степени сами зависит от максимальной мощности двигателя. Поэтому целесообразно пользоваться их относительными величинами. Так, для дизелей Проектирование грузового автомобиля = 1.

Для расчета эмпирических коэффициентов a
, b
,
c
следует, ориентируясь на современные модели двигателей. Значения эмпирических коэффициентов a
, b
и c
можно принять:

для дизелей со способом смесеобразования «непосредственный впрыск топлива»: a
= 0,53; b
=
1,56; c
= 1,09 .

1.2.3 Расчет мощности двигателя, необходимой для обеспечения заданного значения максимального динамического фактора на высшей передаче

Мощность для режима максимального динамического фактора на высшей передаче ND

,

кВт. рассчитывается по формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где D
0

max

– заданное максимальное значение динамического фактора на

высшей передаче;

VaD

– скорость автомобиля в режиме максимального динамического

фактора на высшей передаче, м/с.

Для дизелей:

Проектирование грузового автомобиля. (17)

Скорость вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте, Проектирование грузового автомобиля
и скорость при максимальной мощности Проектирование грузового автомобиля связаны соотношением Проектирование грузового автомобиля, где Проектирование грузового автомобиля– коэффициент приспособляемости двигателя по скорости. При использовании формулы С.Р. Лейдермана величина Проектирование грузового автомобиля принимается для дизелей Проектирование грузового автомобиля=
1,4.

ω
N

= 314 рад/с;

ωМ

= 157 рад/с;

Проектирование грузового автомобиля

1.2.4 Максимальная мощность двигателя по условию обеспечения заданного максимального значения динамического фактора на высшей передаче

Значение мощности Проектирование грузового автомобилядля дизелей определяется с помощью формулы С. Р. Лейдермана:

Проектирование грузового автомобиля

1.2.5 Окончательный выбор максимальной мощности двигателя.

Окончательно максимальная мощность двигателя выбираем как наибольшее значение из двух рассчитанных по описанной выше методике мощностей: Проектирование грузового автомобиля.

1.3 Расчет передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи Проектирование грузового автомобиля рассчитывается из условия обеспечения заданной скорости автомобиля по выражению:

Проектирование грузового автомобиля

где Проектирование грузового автомобиля – угловая скорость коленчатого вала двигателя, соответствующая

максимальной скорости движения автомобиля, рад/с;

Проектирование грузового автомобиля – радиус качения колеса, м;

Проектирование грузового автомобиля – заданная максимальная скорость движения автомобиля, м/с;

Проектирование грузового автомобиля – передаточное число коробки передач.

Для прямой передачи в коробке передач Проектирование грузового автомобиля. [2]

Проектирование грузового автомобиля – передаточное число дополнительной коробки передач.

1.4 Расчет передаточных чисел коробки передач

Передаточное число первой передачи Проектирование грузового автомобиля рассчитывается из условия преодоления заданного (для первой передачи) максимального сопротивления дороги, характеризующегося суммарным коэффициентом сопротивления дороги Проектирование грузового автомобиля, по формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где Проектирование грузового автомобиля – полный вес автомобиля, Н.

Проектирование грузового автомобиля – максимальный крутящий момент двигателя, Н·м.

Проектирование грузового автомобиля – КПД трансмиссии.

Значение максимального крутящего момента определяется из формулы:

Проектирование грузового автомобиля

где Проектирование грузового автомобиля – мощность двигателя при максимальном крутящем моменте, кВт.

Проектирование грузового автомобиля – скорость вращения коленчатого вала двигателя при Проектирование грузового автомобиля, рад/с.

Окончательная мощность двигателя Проектирование грузового автомобилявыбираем из условия обеспечения заданного максимального значения динамического фактора Проектирование грузового автомобиляи Проектирование грузового автомобиля.

Проектирование грузового автомобиля= 48,796 кВт.

Рассчитанное значение Проектирование грузового автомобиля должно быть проверено по условию возможности реализации максимальной силы тяги по сцеплению колес с дорогой:

Проектирование грузового автомобиля,

где Проектирование грузового автомобиля – максимальная сила тяги на первой передаче, Н;

Проектирование грузового автомобиля – максимальная сила тяги, которая может быть реализована по

условиям сцепления колес с дорогой, Н.

Значение передаточного числа первой передачи по условиям сцепления колес с дорогой должно удовлетворять неравенству:

Проектирование грузового автомобиля

Условие по сцеплению колес с дорогой выполнено.

Максимальная сила тяги по сцеплению определяется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где Проектирование грузового автомобиля – сцепной вес автомобиля (вес, приходящийся на ведущие колеса), Н.

φ
– коэффициент сцепления колес с дорогой (φ
= 0,8). [2]

Для автомобиля с задними ведущими колесами:

Проектирование грузового автомобиля,

где Проектирование грузового автомобиля – вес, приходящийся на задние колеса, Н;

Проектирование грузового автомобиля– коэффициенты перераспределения нагрузки на задние колеса при функционировании автомобиля на подъеме.

Значение коэффициента Проектирование грузового автомобилянаходится по выражению:

Проектирование грузового автомобиля,

где Проектирование грузового автомобиля– база автомобиля, м;

Проектирование грузового автомобиля– высота центра масс автомобиля, м;

Проектирование грузового автомобиля – коэффициент сцепления колес с дорогой.

Проектирование грузового автомобиля– максимальный угол подъема, преодолеваемый проектируемым автомобилем.

Значения Проектирование грузового автомобиля и Проектирование грузового автомобиляпринимаются по прототипу: L = 3,800 м; Проектирование грузового автомобиля=0, 85 м.

Максимальный преодолеваемый автомобилем угол подъема α
находится по формуле:

Проектирование грузового автомобиля

где f
– коэффициент сопротивления качению.

Принимается f
= 0,015. [2]

Проектирование грузового автомобиля

Передаточные числа промежуточных передач рассчитываются из тех соображений, что общий ряд передаточных чисел коробки передач должен представлять собой геометрическую прогрессию. Тогда расчёт ведётся по формуле:

Проектирование грузового автомобиля

где U
1

– передаточное число первой передачи;

n
– число ступеней переднего хода, включая прямую передачу (для трёхвальной коробки передач);

s
– номер ступени, для которой рассчитывается передаточное число.

Передаточное число второй передачи:

Проектирование грузового автомобиля

Передаточное число третьей передачи:

Проектирование грузового автомобиля

Передаточное число четвертой передачи:

Проектирование грузового автомобиля

Передаточное число пятой передачи: Проектирование грузового автомобиля

1.5 Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Под внешней скоростной характеристикой двигателя обычно понимают зависимость показателей его работы от угловой скорости выходного (коленчатого) вала при полной подаче топлива в дизелях или полном открытии дросселя в карбюраторных двигателях.

Для построения внешней скоростной характеристики может быть использована формула С.Р. Лейдермана:

Проектирование грузового автомобиля

Интервал скоростей движения на высшей передаче от Проектирование грузового автомобилядо Проектирование грузового автомобиля разбивается на 7 промежутков, которые включают в себя:

ωе

min

– минимальная устойчивая скорость вращения коленчатого вала (ωе

min

=80 рад/с);

ωМ

– скорость вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте двигателя;

ω
N

– скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя.

По рассчитанным значениям мощности в каждой точке характеристики определяется крутящий момент двигателя:

Проектирование грузового автомобиля

Результаты расчета заносятся в таблицу 1.

Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя

Таблица 1

Скорость вращения коленчатого вала Проектирование грузового автомобиля, рад/с

Мощность Проектирование грузового автомобиля, кВт

Крутящий момент Проектирование грузового автомобиля, Н-м

80,00

20,53

256,64

120,00

34,76

289,68

157,00

48,80

310,80

200,00

64,79

323,96

240,00

78,05

325,21

280,00

88,44

315,85

314,00

94,06

299,57

По результатам расчета строится внешняя скоростная характеристика двигателя.

2 Расчет тягово-экономических характеристик автомобиля

2.1 Тяговая характеристика и тяговый баланс автомобиля

Тяговая характеристика представляет собой зависимость силы тяги на колесах автомобиля от скорости движения по передачам Проектирование грузового автомобиля. Скорость автомобиля для всех ступеней коробки передач рассчитывается в зависимости от скорости вращения коленчатого вала двигателя. Расчет ведется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля.

где ωе

– скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

rk

– радиус качения колеса автомобиля, м;

U
0

– передаточное число главной передачи;

U
КП

– передаточное число рассчитываемой ступени коробки передач;

Значения Va

заносятся в столбец 4 таблицы 2.

Значение силы тяги РТ

, Н, рассчитывается в отдельных точках по формуле:

Проектирование грузового автомобиля

где Ме

– крутящий момент на валу двигателя, Н·м;

ηТР

– КПД трансмиссии.

Значения Проектирование грузового автомобилязаносятся в столбец 5 таблицы 2.

Тяговый баланс автомобиля описывается уравнением:

Проектирование грузового автомобиля

где Р
f

– сила сопротивления качению, Н;

Pn

– сила сопротивления подъему, Н;

PB

– сила сопротивления воздушной среды, Н;

Pu

– сила сопротивления разгону (сила инерции), Н.

Общая сила сопротивления дороги Р
d

будет равна:

Проектирование грузового автомобиля

где f
– коэффициент сопротивления качению;

α
– угол подъема;

Ga

– полный вес автомобиля, Н.

Для практических значений уклонов дороги (до 10%) значение cos α
весьма близко к единице и при расчетах обычно не учитывается. Тогда

Проектирование грузового автомобиля,

где i
– уклон дороги в долях единицы.

Суммарный коэффициент сопротивления дороги определяется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля.

На горизонтальном ее участке (i
= 0) ψ
равен коэффициенту сопротивления качению на указанной дороге Проектирование грузового автомобиля. В свою очередь, коэффициент сопротивления качению f
зависит от скорости движения автомобиля. Однако учет этой зависимости сильно осложняет выполнение тягового расчета и в то же время практически не дает важного уточнения. Поэтому при выполнении тягового расчета значение f
принимается постоянным и Проектирование грузового автомобиля.

При выбранном значении Проектирование грузового автомобиля величина Проектирование грузового автомобиля остается постоянной для всех расчетных точек на всех передачах. Поэтому значение подсчитывается один раз и в таблицу не заносится:

Проектирование грузового автомобиля.

Сила сопротивления воздушной среды РВ

, Н, равна:

Проектирование грузового автомобиля

где kB

– коэффициент сопротивления воздуха, Н·с2
4
;

F
– лобовая площадь автомобиля, м2
;

Va

– скорость автомобиля, м/с.

Значения Проектирование грузового автомобилязаносятся в столбец 6 таблицы 2.

Сила инерции автомобиля Pu

после расчета P
д

и PB

может быть определена как замыкающий член силового баланса:

Проектирование грузового автомобиля

Рассчитанные значения Проектирование грузового автомобиляследует занести в столбец 7 таблицы 2.

2.2 Мощностной баланс автомобиля

Уравнение мощностного баланса автомобиля может быть получено из уравнения тягового (силового) баланса почленным умножением его на скорость автомобиля.

В общем случае уравнение мощностного баланса имеет вид:

Проектирование грузового автомобиля

где NT

– мощность, подводимая к колесам, кВт;

Nf

– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления

качения, кВт;

Nn

– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления

подъема, кВт;

NB

– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздушной

среды, кВт;

Nu

– мощность, затрачиваемая на разгон автомобиля, кВт.

Если, как это обычно делается, обозначить Проектирование грузового автомобиля (N
д

– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления дороги), то уравнение мощностного баланса примет вид:

Проектирование грузового автомобиля

Величина мощности, подводимая к колесам, равна:

Проектирование грузового автомобиля

где Ne

– мощность в соответствующей точке внешней характеристики

двигателя, кВт.

Очевидно, что, если принять значение ηТР

постоянным, то для всех передач значения N
Т

при одинаковых значениях скорости вращения коленчатого вала двигателя будут также одинаковы. Кривые Проектирование грузового автомобиля будут по своему характеру повторять форму внешней характеристики двигателя, но для высших передач они будут более растянуты по оси абсцисс.

Рассчитанные значения N
Т

заносятся в столбец 9 таблицы 2.

Мощность, затрачиваемая на преодоление суммарного сопротивления дороги, кВт, рассчитывается по формуле:

Проектирование грузового автомобиля

где Проектирование грузового автомобиля – вес автомобиля, Н;

Проектирование грузового автомобиля
– скорость автомобиля, м/с.

Для расчета принимается Проектирование грузового автомобиля. Полученные значения Проектирование грузового автомобиля
заносятся в столбец 10 таблицы 2.

Мощность сопротивления воздушной среды определяется из выражения:

Проектирование грузового автомобиля

Значения Проектирование грузового автомобилязаписываются в столбец 11 таблицы 2 и по ним строится график. При построении этого графика используется прием, аналогичный тому, который был использован при построении графика Проектирование грузового автомобиля в тяговом балансе. Значения Проектирование грузового автомобиля
откладывается не от оси абсцисс, а от ранее построенного луча, выражающего зависимость Проектирование грузового автомобиля
. Таким образом, ордината получившейся кривой представляет в принятом масштабе сумму мощностей, затрачиваемых на преодоление сопротивлений дороги и сопротивления воздуха – Проектирование грузового автомобиля
.

Мощность, затрачиваемая на разгон автомобиля, может быть рассчитана, как замыкающий член мощностного баланса:

Проектирование грузового автомобиля

Значения Проектирование грузового автомобиля заносятся в столбец 12 таблицы 2. Графически значения Проектирование грузового автомобиля
представляют собой отрезки прямых, проведенных параллельно оси ординат, от пересечения с кривой Проектирование грузового автомобиля
до пересечения с кривой Проектирование грузового автомобиля
.

2.3 Расчет и построение динамической характеристики

Динамическая характеристика представляет собой зависимость динамического фактора автомобиля от скорости движения на разных передачах.

В каждой расчетной точке на каждой передаче динамический фактор рассчитывается по формуле:

Проектирование грузового автомобиля

Рассчитанные значения D
заносятся в столбец 8 таблицы 2.

Динамическая характеристика позволяет очень просто и наглядно анализировать возможность движения автомобиля в заданных дорожных условиях (при различных значениях ψ
). При этом следует помнить, что движение автомобиля без замедления возможно только в случае, когда динамический фактор по своей величине не меньше суммарного коэффициента сопротивления дороги, то есть при Проектирование грузового автомобиля.

Рассчитанные значения Проектирование грузового автомобиля заносятся в столбец 8 таблицы 2. По этим значениям строятся графики Проектирование грузового автомобиля для каждой передачи.

2.4 Расчет ускорения автомобиля

Ускорение автомобиля j
, м/с2
, в каждой точке определяется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля

где δвр

– коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс;

g
– ускорение свободного падения (g
= 9,81 м/с2
)

При расчете ускорения на всех передачах значение ψ
принимается равным fv

.

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс автомобиля, может быть рассчитан по приближенной формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где U
кп

– передаточное число рассматриваемой ступени коробки передач;

a
– постоянная для данного автомобиля величина.

Значение постоянной a
для проектируемого автомобиля равно 0,05 [3].

Рассчитанные значения j
заносятся в столбец 13 таблицы 2.

2.5 Расчет времени и пути разгона

Для теоретического определения времени разгона t
р

и пути разгона S
р

предложено несколько графоаналитических методов. Наиболее известны методы Е.А. Чудакова и Н.А. Яковлева.

Последний состоит в том, что расчётный интервал скоростей разбивают на мелкие участки, для каждого из которых считают

Проектирование грузового автомобиля

где j
ср

– среднее ускорение на участке ∆V, м/с2
.

j
Н

,
j
К

– соответственно ускорение в начале и конце участка, м/с2
.

Время разгона на участке, используя график зависимости ускорения автомобиля от скорости по передачам, находится с помощью выражения

Проектирование грузового автомобиля

Время разгона до конечной скорости получается сложением времени на отдельных участках

Проектирование грузового автомобиля

Путь
S
за время
t
при равноускоренном движении на каждом участке

Проектирование грузового автомобиля

Результаты расчётов сводятся в таблицу 3.

Результаты расчёта времени и пути разгона

Таблица 3

Проектирование грузового автомобиля,

м/с

Проектирование грузового автомобиля,

м/с

Проектирование грузового автомобиля,

м/с

Проектирование грузового автомобиля,

м/с2

Проектирование грузового автомобиля,

с

Проектирование грузового автомобиля

(Проектирование грузового автомобиля),с

Проектирование грузового автомобиля,

м/с

Проектирование грузового автомобиля,

м

Проектирование грузового автомобиля

(Проектирование грузового автомобиля),м

4,70

1,34

3,36

1,18

2,86

2,86

3,02

8,64

8,64

8,00

4,70

3,30

1,25

2,64

5,50

6,35

16,76

25,40

12,00

8,00

4,00

0,83

4,82

10,32

10,00

48,19

73,59

20,00

12,00

8,00

0,50

16,16

26,48

16,00

258,59

332,18

31,94

20,00

11,94

0,14

88,44

114,92

25,97

2296,90

2629,08

2.6 Расчет топливной экономичности

Характеристика топливной экономичности представляет собой зависимость путевого расхода топлива Проектирование грузового автомобиля в литрах на 100 км пробега автомобиля от скорости движения в заданных дорожных условиях. В контрольной работе эта характеристика строится только для высшей передачи переднего хода, но для трех вариантов дорожных условий, характеризуемых значениями суммарного коэффициента сопротивления дороги Проектирование грузового автомобиля, рекомендуется принять Проектирование грузового автомобиля; Проектирование грузового автомобиля; Проектирование грузового автомобиля, где Проектирование грузового автомобиля – максимальное значение динамического фактора на высшей передаче.

Путевой расход топлива, л/100 км, рассчитывается по формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где g
е

min
– минимальный удельный эффективный расход топлива двигателем на режиме, г/(кВт·ч);

kω

– коэффициент, учитывающий изменение удельного эффективного расхода топлива от скоростного режима двигателя;

ku

– коэффициент, учитывающий изменение удельного эффективного расхода топлива от нагрузочного режима двигателя;

ρT

– плотность топлива, кг/дм3
(кг/л);

Va

– скорость автомобиля, м/с;

N
д

– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления

дороги, кВт;

NB

– мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздушной

среды, кВт;

ηТР

– КПД трансмиссии.

Значение g
е

min
принимается равным 190 г/(кВт·ч). Плотность топлива ориентировочно может быть принята ρT

= 0,83 кг/дм3
.

Поправочный коэффициент kω

является функцией относительной скорости вращения коленчатого вала Проектирование грузового автомобиля.

Поправочный коэффициент ku

является функцией относительной нагрузки двигателя u
, которая определяется по формуле:

Проектирование грузового автомобиля,

где Ne

– мощность двигателя по внешней характеристике при скорости

вращения вала двигателя, соответствующей рассматриваемому

значению скорости автомобиля, кВт.

Значения поправочных коэффициентов kω

и ku

могут быть определены по аналитическим зависимостям, составленным ранее на основе обработки и обобщения данных испытаний многих автомобильных двигателей.

Для дизелей один из вариантов таких зависимостей приведен ниже:

Проектирование грузового автомобиля,

Проектирование грузового автомобиля.

Кроме значений QS

рассчитывается также величина предельного для данной скорости значения расхода топлива Проектирование грузового автомобиля в предположении, что двигатель работает по внешней характеристике:

Проектирование грузового автомобиля.

Результаты расчета сводятся в таблицу 4.

Результаты расчета характеристики топливной экономичности

Таблица 4

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля, м/с

Проектирование грузового автомобиля,

рад/с

Проектирование грузового автомобиля,

кВт

Проектирование грузового автомобиля,

кВт

Проектирование грузового автомобиля,

кВт

Проектирование грузового автомобиля

кВт

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля, л/100км

Проектирование грузового автомобиля, л/100км

0,0150

8,138

80,00

20,531

6,73

1,0411

8,18

0,2548

0,398

1,117

1,238

8,84

18,81

12,206

120,00

34,761

10,09

3,5137

14,32

0,3822

0,412

1,057

1,222

9,63

20,10

15,970

157,00

48,796

13,20

7,8690

22,18

0,5000

0,455

1,022

1,174

10,59

20,84

20,344

200,00

64,792

16,82

16,2672

34,83

0,6369

0,538

1,002

1,098

11,98

21,30

24,413

240,00

78,049

20,19

28,1097

50,84

0,7643

0,651

1,002

1,030

13,67

21,39

28,482

280,00

88,439

23,55

44,6372

71,78

0,8917

0,812

1,017

1,000

16,30

21,09

31,940

314,00

94,065

26,41

62,9523

94,06

1,0000

1,000

1,040

1,050

20,45

20,44

0,0241

8,138

80,00

20,531

10,80

1,0411

12,46

0,2548

0,607

1,117

1,052

11,44

18,81

12,206

120,00

34,761

16,20

3,5137

20,75

0,3822

0,597

1,057

1,058

12,08

20,10

15,970

157,00

48,796

21,19

7,8690

30,59

0,5000

0,627

1,022

1,042

12,96

20,84

20,344

200,00

64,792

27,00

16,2672

45,54

0,6369

0,703

1,002

1,013

14,44

21,30

24,413

240,00

78,049

32,40

28,1097

63,69

0,7643

0,816

1,002

1,000

16,63

21,39

28,482

280,00

88,439

37,80

44,6372

86,77

0,8917

0,981

1,017

1,041

20,52

21,09

31,940

314,00

94,065

42,39

62,9523

110,88

1,0000

1,179

20,44

0,0312

8,138

80,00

20,531

14,00

1,0411

15,83

0,2548

0,771

1,117

1,001

13,83

18,81

12,206

120,00

34,761

20,99

3,5137

25,80

0,3822

0,742

1,057

1,004

14,27

20,10

15,970

157,00

48,796

27,47

7,8690

37,19

0,5000

0,762

1,022

1,002

15,16

20,84

20,344

200,00

64,792

34,99

16,2672

53,95

0,6369

0,833

1,002

1,001

16,92

21,30

24,413

240,00

78,049

41,99

28,1097

73,78

0,7643

0,945

1,002

1,027

19,77

21,39

28,482

280,00

88,439

48,98

44,6372

98,55

0,8917

1,114

21,08

31,940

314,00

94,065

20,44

3. Тормозное управление автомобиля

3.1 Выбор тормозного управления

К тормозному управлению автомобиля, служащему для замедления его движения вплоть до полной остановки и удержания на месте на стоянке, предъявляются повышенные требования, так как тормозное управление является важнейшим средством обеспечения активной безопасности автомобиля. Требования к тормозным системам регламентированы ГОСТ 22895-77 и международными правилами (Правилами №12 ЕЭК ООН).

Требования к тормозным системам следующие:

1) минимальный тормозной путь или максимальное установившееся замедление в соответствии с требованиями ГОСТ 22895-77 для пассажирских автомобилей категорий М1, М2, М3 и грузовых автомобилей категорий N1, N2, N3 в зависимости от типа испытаний (ноль; I; II);

2) сохранение устойчивости при торможении (критериями устойчивости служат линейное отклонение, угловое отклонение, угол складывания автопоезда);

3) стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях;

4) минимальное время срабатывания тормозного привода;

5) силовое следящее действие тормозного привода, т.е. пропорциональность между усилием на педали и приводным моментом;

6) малая работа управления тормозными системами – усилие на тормозной педали в зависимости от назначения автотранспортного средства должно лежать в пределах 700 Н ход тормозной педали до 180 мм;

7) отсутствие органолептических явлений (слуховых, обонятельных);

8) надежность всех элементов тормозных систем; основные элементы (тормозная педаль и ее крепление, главный тормозной цилиндр, тормозной кран и др.) должны иметь гарантированную прочность, не должны выходить из строя на протяжении гарантированного ресурса; должна быть также предусмотрена сигнализация, оповещающая водителя о неисправности тормозной системы;

9) общие требования.

В соответствие с ГОСТ 22895-77 тормозное управление должно включать следующие тормозные системы:

1) рабочую;

2) запасную;

3) стояночную;

4) вспомогательную (тормоз – замедлитель), обязательную для автобусов полной массой свыше 5 т и грузовых автомобилей полной массой свыше

12 т, предназначенную для торможения на длительных спусках и поддерживающую скорость 30 км/ч на спуске с уклоном 7% протяженностью 6 км.

При проектировании данного автомобиля были выбраны дисковые тормозные механизмы на переднем мосту и барабанные тормозные механизмы на заднем.

Конструкции дисковых тормозных механизмов могут выполняться с неподвижной или плавающей скобой. В дисковом тормозном механизме с плавающей скобой скоба может перемещаться в пазах кронштейна, закрепленного на фланце поворотного кулака. В этом случае цилиндр расположен с одной стороны. При торможении перемещение поршня вызывает перемещение скобы в противоположную сторону, благодаря чему обе колодки прижимаются к тормозному диску. Плавающая скоба имеет значительно меньшую ширину по сравнению с неподвижной, что позволяет легко обеспечить отрицательное плечо обкатки. При плавающей скобе ход поршня в два раза больше, чем при неподвижной.

С целью простоты конструкции выбираем гидравлическую систему тормозов. Тормозной гидропривод применяется на всех легковых автомобилях и на грузовых автомобилях полной массой до 7,5 т.

Достоинства гидропривода:

1) малое время срабатывания;

2) равенство приводных сил на тормозных механизмах левых и правых колес;

3) удобство компоновки (в отличие от механического привода гидролиния может быть проложена в любом, удобном для монтажа месте);

4) высокий КПД (до 0,95); возможность распределения тормозных усилий между тормозными механизмами передних и задник колес в результате применения рабочих цилиндров разного диаметра;

5) простота обслуживания.

К недостаткам тормозного гидропривода относят снижение КПД при низких температурах; возможность выхода из строя тормозной системы при местном повреждении привода. На современных автомобилях обязателен двухконтурный привод; при выходе из строя одного контура обеспечивается возможность торможения неповрежденным контуром, хотя и с меньшей эффективностью.

В последние годы получила распространение двухконтурная диагональная схема тормозного привода, которая и будет применяться на проектируемом автомобиле. По этой схеме один контур связывает тормозные механизмы левого переднего и правого заднего колес, а другой – правого переднего и левого заднего колес. При выходе из строя одного из контуров сохраняется 50 % тормозной эффективности (вместо 30% по установленным нормам). Однако такая схема может применяться только при отрицательном плече обкатки управляемых колес, иначе автомобиль при торможении будет терять устойчивость в результате появления разворачивающего момента.

Тормозные механизмы

Расчет тормозного механизма включает в себя:

· выбор основных параметров тормозного механизма;

· определение приводных сил;

· оценку его работоспособности.

3.2 Исходные данные, выбор основных параметров

Выбор и расчет параметров тормозных механизмов производится исходя из обеспечения требуемого тормозного момента Мт
. Величина Мт
должна обеспечивать максимальное торможение автомобиля на дороге с хорошим сцеплением при условии, чтобы задние колеса не блокировались первыми (Правилами №13 ЕЭК ООН). В этом случае тормозами заднего моста будет создаваться тормозной момент:

Проектирование грузового автомобиляМт1
= βT
· Мт2
,

где Ga
– вес груженого автомобиля, Н (Ga
=55122,39 Н);

rk
– радиус качения колеса, м(rk
= 0,322 м.);

hg
, а – высота центра масс и расстояние от центра масс до передней оси соответственно, м;

βт
= Рт1
т2
– коэффициент распределения тормозных сил (рис.1).

Мт2
=(2,35·0,322·0,65·55122,39)/(3,8+0,85·0,65·(1+1,25))=16305,7/4,02=537914;

Мт1
= 1,25 · 5379,4 = 6724,25 Н·м;

Проектирование грузового автомобиляКоэффициент βт
оценивает характер распределения тормозных сил Рт1
и Рт2
между мостами автомобиля и определяется конструкцией тормозного управления.

Рис.2.Зависимость оптимального распределения тормозных сил между передним и задним моста- ми от коэффициента сцепления:

1 – грузового автомобиля с полной нагрузкой;

2 – то же, без груза; 3 – легкового автомобиля

Рабочую тормозную систему проектируют с условием, чтобы максимальные тормозные моменты, создаваемые колесами тормозными механизмами были больше, чем моменты по условиям сцепления.

В соответствии с [7,c.3] принимаем φmax
= 0,65 отсюда βт
= 1,25.

Для определения величины «а» составим сумму моментов всех сил относительно т.А.

ΣМА
=0;

Ga2
-L – Ga
— a =0;

а=( Ga2
-L)/ Ga
;

а=(34141,044-3,8)/55122,39=2,35 м

Проектирование грузового автомобиля

Рис.2. Расчётная схема к определению расположения «а».

3.3 Расчет приводных сил

Для расчёта был выбран передний тормозной механизм, на котором установлены дисковые тормоза. Рассчитаем тормозные механизмы передней оси. Приводная сила Р
дискового тормоза, обеспечивающая создание требуемого тормозного момента МТ1

, определяется по формуле

Проектирование грузового автомобиля Н,

где rcp

– средний радиус трения фрикционной накладки,

Проектирование грузового автомобиля – коэффициент трения между фрикционными накладками, остается постоянным и равен 0,35

Проектирование грузового автомобиляН,

Проектирование грузового автомобиля м,

где r
н

,
r
в

– наружный и внутренний радиусы фрикционной накладки, м.

Здесь r
н

= 180 мм, а r
в

= 130 мм.

Проектирование грузового автомобилям.

Проектирование грузового автомобиля

Рис. 3. Схема дискового тормозного механизма

3.4 Расчет работоспособности тормозных механизмов

При выполнении расчетов принимается допущение, что кинетическая энергия движущегося с максимальной скоростью автомобиля полностью поглощается тормозными механизмами.

Фрикционные накладки. Проверочный расчет фрикционных накладок на износ и нагрев, вследствие которых снижается работоспособность фрикционных пар, производится по косвенным параметрам – удельной нагрузке «q
н

» на тормозные накладки и удельной работе трения «а».

Удельная нагрузка «q
н

» на тормозные накладки:

Проектирование грузового автомобиля;

Удельной работе трения а
:

Проектирование грузового автомобиля;

где Ga

, ma

– вес и масса автомобиля в груженом состоянии;

Проектирование грузового автомобиля – суммарная площадь трения тормозных накладок рабочей

тормозной системы

А
– работа трения, совершаемая при торможении автомобиля с максимальной скоростью до полной его остановки.

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля,

При расчете дисковых тормозных механизмов руководствуемся следующими характеристиками фрикционных пар. Угол обхвата β колодки в виде кольцевого сектора принимаем 30º, предельная скорость скольжения 26 м/с.

Для фрикционных накладок дисковых тормозов определяется также давление на фрикционную накладку

Проектирование грузового автомобиля

где Р
– приводная сила;

F
н

– площадь фрикционной накладки;

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля

Согласно ГОСТ1786-80 Проектирование грузового автомобиля = 0,06…0,33 МПа для формованных накладок.

Тормозные диски наряду с достаточной прочностью и жесткостью должны обладать высокой теплоемкостью, чтобы при торможении температура их не достигла предельных значений, так как в этом случае снижается эффективность торможения. По этой причине материалы тормозных дисков в сочетании с материалами тормозных накладок должны обеспечить высокий и стабильный коэффициент трения.

Нагрев Δ
t
тормозного диска за одно интенсивное торможение автомобиля с начальной скорости Va

= 30 км/ч до полной остановки не должен превышать 20 ºС.

Проектирование грузового автомобиля;

где Проектирование грузового автомобиля – масса полностью груженого автомобиля, приходящаяся на

тормозящее колесо, кг;

C
– удельная теплоемкость материала диска (для чугуна с = 482 Дж/(кг·К)).

Проектирование грузового автомобиля – масса диска, кг;

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиля d

Проектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиляПроектирование грузового автомобиля t

Проектирование грузового автомобиля

где d
=360
– диаметр диска;

t
=13мм
– толщина диска;

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля°С,

3.5 Расчет тормозного привода

Статический расчет гидропривода заключается в определении размеров основных его элементов: диаметров главного и колесного тормозных цилиндров, передаточного числа педального привода и хода тормозной педали. При экстренном торможении давление жидкости в приводе достигает 10 МПа. Принимаем величину давления жидкости р =
10 МПа.

Задаваясь величиной давления жидкости р
в приводе при экстренном торможении, определяем диаметр колесного цилиндра d
к

, необходимый для создания расчетной приводной силы Р
дискового тормозного механизма.

Проектирование грузового автомобиля.

Проектирование грузового автомобиля м.

Диаметр d
г

главного тормозного цилиндра, как правило, мало отличается от диаметра d
к

колесного цилиндра. В конструкциях с дисковыми тормозными механизмами

Проектирование грузового автомобиля
,Проектирование грузового автомобиля
,Проектирование грузового автомобиля
.

Проектирование грузового автомобиля
м.

Принимаем: Проектирование грузового автомобиля
м;

Проектирование грузового автомобиля
м;

Проектирование грузового автомобиля
м.

Учитывая приведенные соотношения, задаются величиной диаметра главного тормозного цилиндра и определяют максимальное усилие на тормозной педали

Проектирование грузового автомобиля;

Проектирование грузового автомобиля;

где Unn

, ηnn

– передаточное отношение и КПД педального привода,

принимаем

Unn

= 4, ηnn

= 0,95.

Проектирование грузового автомобиля принимаем по компоновке;

a
= 0,4 м; b
= 0,1 м;

d
к1

,
d
к2

,
d
г

– диаметры соответственно рабочих цилиндров передних, задних

колес и главного тормозного цилиндра;

Проектирование грузового автомобиля – перемещения поршней колесных тормозных цилиндров (для

дискового принимаем δ
= 0,35 мм, а для барабанного δ
= 4,5 мм);

β
– коэффициент, учитывающий влияние податливости элементов

гидропривода, принимаем β
= 1;

Проектирование грузового автомобиля – зазор между поршнем главного тормозного цилиндра и

толкателем, принимаем Проектирование грузового автомобиля мм = 0,0015м.

Проектирование грузового автомобиля,

Проектирование грузового автомобиля

Проектирование грузового автомобиля м,

Полный ход педали тормоза до упора ее в пол должен быть на 30 – 40% больше рассчитанного. Это необходимо для того, чтобы надежно обеспечить заданную величину давления тормозной жидкости при износе фрикционных накладок. Полный ход педали не должен превышать 150 мм для легковых и 170 мм для грузовых автомобилей.

Гидравлический тормозной привод должен обеспечивать торможение автотранспортного средства с эффективностью, предусмотренной ГОСТ 22985-77. При этом усилие на органе управления легковых автомобилей должно быть не менее 147 Н и не более 686,7 Н.

Таким образом, в результате проведенных вычислений были получены значения усилия на педали и величина ее хода Проектирование грузового автомобиля Н и Проектирование грузового автомобиля см соответственно. Для преодоления усилия на педаль Проектирование грузового автомобиля Н необходима установка усилителя.

Заключение

В результате выполнения данного курсового проекта был спроектирован грузовой автомобиль классической компоновки грузоподъёмностью 3 т с дизельным двигателем мощностью 94,06 кВт и полной массой 6,180 т. Все требуемые по заданию условия выполнены: максимальная скорость движения 115 км/ч, максимальный динамический фактор на высшей передаче D
0

max

= 0,039, максимальный суммарный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемый на первой передаче ψ
I

= 0,32.

Список используемой литературы:

1) Будкин А. Бремя вождя. – За рулем, №6, 2005, стр. 35 – 37.

2) Вахламов В.К., Автомобили: Эксплуатационные свойства / В.К.Вахламов . – М.: Академия – 2005.

3) Вайнштейн В.Л., Фролов В.Г. Методические указания к выполнению контрольной работы №2. СГТУ, 2005.

4) Вайнштейн В.Л., Фролов В.Г. Методические указания к выполнению контрольной работы №3. СГТУ, 2005.

5) Колеса и шины. Краткий справочник. Выпуск №3. М.: «КЖИ «За рулем», 2004. – 160 с.: ил.

6) Литвинов А. С., Фаробин Я. Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств: Учебник для вузов специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: Машиностроение, 1989. – 240 с.: ил.

7) Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.: ил.

8) Аэродинамика автомобиля / Под ред. Гухо; пер. с нем. Н. А. Юниковой; под. ред. С. П. Загородникова. М.: Машиностроение, 1987. — 424 с

9) Электронный каталог «За рулём – 2005»




Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Обязательные поля помечены *

80 − 78 =