Передняя подвеска автомобиля ЗАЗ-1102 "Таврия"
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
>KN =1,2тАж2,5
Для двигателя, который будет установлен на проектируемый автомобиль, примем следующие значения: MЗ = 20, KN =1,6.
При таких величинах MЗ и KN постоянные a, b, c будут равны:
Зная значения этих постоянных и параметра l, расiитаем максимальную мощность двигателя по формуле (2.4):
кВт.
Для определения других поточных значений мощности двигателя в различных точках кривой внешней скоростной характеристики двигателя необходимо найти 8тАж10 точек и применить эмпирическую формулу (2.7):
(2.7)
где КД. - эмпирический коэффициент, значения которого зависят от принятых промежуточных значений частоты вращения коленчатого вала.
(2.8)
Минимальная частота вращения коленчатого вала должна находиться в пределах от 400 мин до 900 мин, таким образом, принимаем nmin = =850 мин. Крутящий момент двигателя определим по соответствующим значениям мощности двигателя Ne и частоты вращения коленчатого вала ne при помощи формулы (2.9):
(2.9)
Результаты вычислений по формулам (2.7), (2.8) и (2.9) сведем в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя
0,160,260,370,470,580,680,790,891,001,10КД.0,150,280,420,560,690,810,910,971,000,98ne, мин850141619832550311636834250481653835950Ne, кВт5,9711,0216,5122,1227,4932,2936,1638,7839,7838,84MД., Нм67,074,2679,5182,8484,2483,7281,2676,8870,5862,34
По данным таблицы 2.1 строим внешнюю скоростную характеристику (рисунок 2.1).
Рисунок 2.1 - Внешняя скоростная характеристика двигателя
2.2 Передаточные числа трансмиссии
2.2.1 Передаточное число главной передачи
Передаточное число главной передачи U0 определяется исходя из максимальной скорости движения автомобиля Vmax на высшей передаче в коробке передач и дополнительной коробке при максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя пмах= пv по формуле (2.10).
,(2.10)
где rd - динамический радиус колеса, м;
Uкв - передаточное число коробки передач на высшей передаче.
Динамический радиус колеса может быть принятым равным статическому радиусу, который можно определить с некоторой погрешностью по формуле (2.11).
, м(2.11)
где d - диаметр обода колеса, м;
Н - высота профиля шин, м;
lш - коэффициент радиальной деформации шин, при полной нагрузке автомобиля на твердой опорной поверхности для стандартных и широкопрофильных шин lш =0,1тАж0,16. Для данного автомобиля принимаем lш =0,15.
Данный автомобиль оснащен низкопрофильными шинами со следующими размерами: 155/70R13. Таким образом, динамический радиус колеса
rd = 0,50,33 + 0,1550,7(1 - 0,15) 0,257 м.
Высшая передача данного автомобиля, не прямая, является ускоряющей, то высшее передаточное число коробки передач Uк.в. = 0,97, таким образом:
.
В дальнейшем при раiете U0 может изменяться с целью улучшения тягово-скоростных и экономических показателей автомобиля.
2.2.2 Передаточные числа коробки передач
Передаточное число на первой передаче трансмиссии должно удовлетворять следующие требования:
- обеспечивать преодоление максимального заданого подъема;
- не вызывать буксование ведущих колес автомобиля при нормальных условиях их сцепления с дорогой и передаче максимального крутящего момента двигателя.
, (2.12)
,
где Z1 - нормальная реакция дороги на ведущие колеса автомобиля,
Z1 = 5779,81 = 5660,4 Н.
При этом должно выполняться неравенство
(2.13)
Для проектируемого автомобиля максимальный коэффициент сопротивления дороги ymax = 0,38, коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой для хороших дорожных условий j = 0,8.
;
;
Таким образом, UК1(y) = 3,8.
Тогда передаточные числа промежуточных передач определяются по формуле:
.(2.14)
;
;
UК4 = 0,97 (т. к. КПП двухвальная);
2.2.3 Корректировка передаточных чисел трансмиссии
Рисунок 2.2 - Кинематическая схема двухвальной пятиступенчатой коробки передач
Полученные числа необходимо откорректировать с целью улучшения тягово-скоростных характеристик автомобиля, а также экономических качеств.
Найдем межосевое расстояние в двухвальной коробке передач:
, мм;(2.15)
где а = 15 - коэффициент для легковых автомобилей
.
По ГОСТ 2185 - 66 принимаем aw = 70 мм.
3,909, 2,375, 1,571, 0,97, 0,73.
Исходя из условий постоянства межосевого расстояния, а также принимая что модули зубьев и угол их наклона на всех передач одинаковы, количество зубьев определяется по следующей формуле:
(2.16)
гдеb - угол наклона зуба косозубых передач, b = 30;
тп - модуль зубчатых колес, тп = 2,25 мм.
Полученные значения Zn округляют.
;
;
;
.
Количество зубьев остальных зубчатых колес соответственно передаче:
;
;
; (2.17)
;
Таким образом, передаточные числа после проектирования будут:
;
;
; (2.18)
;
При одинаковом модуле на всех передачах должно выполнятся условие:
(2.19)
+ 43 = 16 + 38 = 21 + 33 = 27 + 27 = 54.
Передаточное число заднего хода автомобиля устанавливается из условий компоновки коробки пере