Определение необходимой максимальной мощности двигателя, обеспечивающего максимальную скорость движения полностью груженного грузовика на горизонтальной асфальтированной дороге (N max), страница 2

Рассчитывают величины эффективной мощности  N_e и крутящего момента T_e в зависимости от частоты вращения двигателя n_e , при полном открытии дроссельной заслонки или полной подаче топлива, по уравнениям:

Интервалы отношений  – берем равными 0,2; 0,4; 0,6; 0,8; 0,9.

Определяем максимальную устойчивую частоту вращения двигателя при полной нагрузке:

n_min= 0,2 * n_N  об/мин, до частоты при максимальной мощности n_N

n_min=0,2*3200=640 об/мин.

N_e= 83,06[ 1(0,2) +1(0,2)² – 1(0,2)³]=19,27 кВт,

T_e= 9550 * 19,27/640 = 287,5 Нм.

Аналогично определяем значение мощности N_e и крутящего момента T_e для других значений оборотов коленчатого вала двигателя. Результаты работы заносим в таблицу 2. 

Таблица 2 Расчет внешней скоростной характеристики

ne, об/мин	640	1280	1920	2560	2880
Ne, кВт	19,27	41,2	61,8	77,07	81,48
Te, Нм	287,5	307,4	307,4	287,5	270,2

По данным таблицы 2 строим внешнюю скоростную характеристику двигателя (рис.1)

4.3 Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи ведущего моста U_гп определяем по формуле:

U_гп= 0,377*, где U_кв – передаточной число высшей передачи коробки передач. Принимаем U_кв = 1.

V_max – максимальная скорость автомобиля,  км/ч.

U_гп = 0,377 *

4.4 Определение передаточных чисел коробки передач

Передаточные числа в коробке должны, обеспечивать автомобилю способность преодолевать заданное максимальное сопротивление дороги Y_1max ,  а так же достаточную динамику разгона при оптимальном использований мощности двигателя.

Это выполняется при условии: 

где P_Tmax – максимальная сила тяги, Н

P_дmax – максимальная сила сопротивления дороги, Н

Из этого условия определяем:

где Т_мах – максимальный крутящий момент, Нм;

U_к1 =

Полученное значение U_k1 проверяем по условию буксования:      

где P_сц – сила сцепления колес с дорогой, Н

Из этого условия определяем:

G_сц = R₂

R₂ − реакция на ведущих колесах определяется с учетом перераспределения силы тяжести автомобиля:

R₂ = G_a * m₂,      

m₂ - коэффициент перераспределения нагрузки задних колес. m₂ = 1,1…1,2

R₂ = M_a2 * g * m₂ = 5590 * 9,81 * 1,1 = 60321,7 H

𝜑 – коэффициент сцепления колес с дорогой, принимаем 𝜑=0,7

U_k1=

Принимаем меньшее значение U_k1 = 7,26

Передаточные числа промежуточных передач определяем по уравнению:

   где n - число передач в коробке, не считая заднего хода;

x - номер определяемой передачи.

U_k2 = = 3,73

U_k3 =   = 1,93

U_k4 = 1

5.  Анализ тяговых качеств

5.1 Силовой баланс автомобиля

По методу академика А. Е. Чудакова силовой баланс строят, зная тяговую характеристику автомобиля и силы сопротивления дороги и воздуха.

Уравнение силового баланса имеет вид:

P_T = P_Д + P_В + P_U.

Тяговую силу на ведущих колесах автомобиля определяют по выражению:

P_T = ,  H

Зная значение крутящего момента при минимальных оборотах коленчатого вала (см.табл.2) двигателя, можно определить значение силы тяги на первой передаче:

P_T1 ==22145,85 Н

Аналогично определяем значение силы тяги P_T для других значений оборотов коленчатого вала двигателя и включенной передачи в коробке передач. Результаты расчетов заносим в таблицу 3.

Скорость грузовика на каждой передачи определяем по формуле:

V_a= 0.377*  км/ч

V_a1 = 0.377*= 2,75 км/ч

Аналогично определяем значение скорости грузовика для других значений оборотов коленчатого вала двигателя и включенной передачи в коробке передач. Результаты расчетов заносим в таблицу 3.

Таблица 3 – Тяговая сила на ведущих колесах.