Тяговая характеристика автомобиля
Рассмотрение конструкции коробки передач автомобиля АЗЛК-2335 с колесной формулой 2*4. Выполнение расчетов максимальной мощности двигателя, его внешней скоростной характеристики, передаточных чисел трансмиссии и кинематической скорости по передачам.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 23.09.2011 |
| Размер файла | 1,2 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
СОДЕРЖАНИЕ
- ВВЕДЕНИЕ
- 1. ПОДБОР ДВИГАТЕЛЯ
- 2. РАСЧЕТ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
- 3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ
- 4. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СКОРОСТИ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ
- 5. РАСЧЕТ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
- 6. РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
- 7. РАСЧЕТ УСКОРЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ
- 8. РАСЧЕТ ВРЕМЕНИ И ПУТИ РАЗГОНА АВТОМОБИЛЯ
- 9. ТОПЛИВНО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
- 10. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
- 11. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
- 12. РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
- ЗАКЛЮЧЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
В курсовом проекте выполнены расчеты максимальной мощности двигателя, внешней скоростной характеристики двигателя, передаточных чисел трансмиссии, кинематической скорости по передачам, ведомого вала. Рассмотрены конструкции коробок передач.
1. ПОДБОР ДВИГАТЕЛЯ
1.1 Расчет максимальной мощности двигателя
Мощность, необходимую для обеспечения движения автомобиля с заданной максимальной скоростью определяем по формуле:
(1.1)
где - максимальная скорость движения автомобиля, м/с;
- полная масса автомобиля, кг;
g = 9,81- ускорение свободного падения, м/с2;
- коэффициент сопротивления качению;
- коэффициент обтекаемости;
F - лобовая площадь, м2;
- КПД трансмиссии; - коэффициент коррекции
Лобовая площадь автомобиля:
(1.2)
;
где В - колея передних колес автомобиля, м; Н - высота автомобиля, м.
Коэффициент сопротивления качению при движении с максимальной скоростью:
где _ коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля с малой скоростью (до 10-15 м/с);
Тогда
.
1.2 Выбор прототипа
Для карбюраторных двигателей легковых автомобилей , следовательно для проектируемого автомобиля:
На основании полученного значения принимаем в качестве прототипа автомобиль АЗЛК-2335. Его двигатель имеет следующие технические характеристики: при ; при .
2. РАСЧЕТ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
Зависимость текущих значений эффективной мощности от угловой скорости вращения коленчатого вала устанавливается формулой:
(2.1)
где _ максимальная эффективная мощность двигателя, кВт; _ значение угловой скорости вращения коленчатого вала, соответствующее максимальной мощности, рад/с; _ коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя
Для карбюраторных двигателей . При расчете значения принимаем от минимальной устойчивой скорости до максимальной . Для карбюраторных ДВС . Определяем шесть значений для расчета:
.
где nN - частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности, мин-1:
;
;
;
;
.
Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя получаем:
.(2.2)
Для расчета текущих значений крутящего момента воспользуемся формулой:
(2.3)
Для угловой скорости получаем:
.
Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения эффективной мощности и крутящего момента рассчитываем аналогично и сводим в таблицу 1. По данным таблицы строим график внешней скоростной характеристики (рисунок 1).
Рисунок 1 - Внешняя скоростная характеристика двигателя
Таблица 1- Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя, скоростной, тяговой и динамической характеристик и графиков ускорений автомобиля
|
Параметр |
Разм. |
Значения параметров |
|||||||
|
рад/с |
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,2 |
||||
|
рад/с |
117,49 |
234,97 |
352,46 |
469,94 |
587,43 |
704,92 |
|||
|
кВт |
13,92 |
29,76 |
44,64 |
55,68 |
60,00 |
54,72 |
|||
|
кНм |
0,118 |
0,127 |
0,127 |
0,118 |
0,102 |
0,078 |
|||
|
1-ая передача (u1= 4,69, д1= 1.91) |
м/с |
1,69 |
3,39 |
5,08 |
6,77 |
8,46 |
10,16 |
||
|
кН |
6,83 |
7,30 |
7,30 |
6,83 |
5,88 |
4,47 |
|||
|
кН |
0,002 |
0,007 |
0,016 |
0,029 |
0,045 |
0,065 |
|||
|
кН |
6,824 |
7,290 |
7,281 |
6,797 |
5,840 |
4,407 |
|||
|
_ |
0,427 |
0,456 |
0,455 |
0,425 |
0,365 |
0,276 |
|||
|
м/с2 |
2,14 |
2,29 |
2,28 |
2,13 |
1,82 |
1,36 |
|||
|
2-ая передача ( u2=3,19, д2=1.44) |
м/с |
2,49 |
4,98 |
7,47 |
9,95 |
12,44 |
14,93 |
||
|
кН |
4,64 |
4,96 |
4,96 |
4,64 |
4,00 |
3,04 |
|||
|
кН |
0,004 |
0,016 |
0,035 |
0,062 |
0,097 |
0,140 |
|||
|
кН |
4,639 |
4,947 |
4,928 |
4,581 |
3,905 |
2,902 |
|||
|
_ |
0,290 |
0,309 |
0,308 |
0,286 |
0,244 |
0,181 |
|||
|
м/с2 |
1,91 |
2,04 |
2,03 |
1,88 |
1,59 |
1,16 |
|||
|
3-ая передача (u3=2,17, д3=1.22) |
м/с |
3,66 |
7,32 |
10,97 |
14,63 |
18,29 |
21,95 |
||
|
кН |
3,16 |
3,38 |
3,38 |
3,16 |
2,72 |
2,07 |
|||
|
кН |
0,008 |
0,034 |
0,076 |
0,134 |
0,210 |
0,302 |
|||
|
кН |
3,150 |
3,343 |
3,301 |
3,024 |
2,513 |
1,767 |
|||
|
_ |
0,197 |
0,209 |
0,206 |
0,189 |
0,157 |
0,110 |
|||
|
м/с2 |
1,50 |
1,59 |
1,57 |
1,43 |
1,18 |
0,80 |
|||
|
4-ая передача (u4=1,47, д4=1,12) |
м/с |
5,40 |
10,80 |
16,20 |
21,60 |
27,00 |
32,40 |
||
|
кН |
2,14 |
2,29 |
2,29 |
2,14 |
1,84 |
1,40 |
|||
|
кН |
0,018 |
0,073 |
0,165 |
0,293 |
0,458 |
0,659 |
|||
|
кН |
2,121 |
2,214 |
2,122 |
1,847 |
1,387 |
0,743 |
|||
|
_ |
0,133 |
0,138 |
0,133 |
0,115 |
0,087 |
0,046 |
|||
|
м/с2 |
1,07 |
1,12 |
1,07 |
0,92 |
0,67 |
0,31 |
|||
|
5-ая передача (u5=1, д5=1,07) |
м/с |
7,94 |
15,88 |
23,81 |
31,75 |
39,69 |
47,63 |
||
|
кН |
1,46 |
1,56 |
1,56 |
1,46 |
1,25 |
0,95 |
|||
|
кН |
0,040 |
0,158 |
0,356 |
0,633 |
0,989 |
1,424 |
|||
|
кН |
1,416 |
1,398 |
1,200 |
0,823 |
0,266 |
- |
|||
|
_ |
0,089 |
0,087 |
0,075 |
0,051 |
0,017 |
- |
|||
|
м/с2 |
0,71 |
0,70 |
0,59 |
0,37 |
0,05 |
- |
3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ
Определение передаточного числа главной передачи
Передаточное число главной передачи определяем по формуле:
;(3.1)
где _ угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости, рад/с; rК - радиус качения, м; - передаточное число высшей ступени коробки передач.
Принимаем .
Учитывая, что на прототипе проектируемого автомобиля отсутствует делитель принимаем .
Радиус качения определяем по формуле:
(3.2)
где - динамический радиус, м.
Динамический радиус:
(3.3)
где dп - посадочный диаметр колеса, м;
Н - высота профиля, м.
Из маркировки колеса: ,.
Тогда
;
;
.
3.2 Выбор числа ступеней и расчет передаточных чисел коробки передач
Передаточное число первой передачи, необходимое по условию преодоления максимального сопротивления дороги, определяем по формуле:
;(3.4)
где - коэффициент сопротивления дороги; - максимальный крутящий момент, Нм.
Коэффициент сопротивления дороги:
(3.5)
где - максимальный преодолеваемый подъем.
;
.
Возможность реализации окружной силы на колесах автомобиля при передаточном числе проверяется по условию отсутствия буксования ведущих колес, передаточное число при этом определяем по формуле:
;(3.6)
где _ максимальный коэффициент сцепления колес с дорогой;
_ сцепной вес автомобиля;
_ коэффициент перераспределения реакций.
Так как автомобиль переднеприводной, то cцепной вес:
(3.7)
где - масса, приходящаяся на переднюю ось автомобиля.
.
Тогда
;
Так как 2,38<4,69, то условие отсутствия пробуксовки колес выполняется. Передаточное число первой передачи должно удовлетворять условию обеспечения минимально устойчивой скорости движения:
(3.8)
где _ минимальная устойчивая угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя, рад/с; - минимально устойчивая скорость движения, м/с.
;
Так как 2,38<5,41 и 5.14>4,69, то принимаем передаточное число первой передачи .
Определяем передаточные числа остальных передач по формуле:
;(3.9)
где - передаточное число i-ой передачи;
n - общее количество передач;
i - номер текущей передачи.
;
;
;
.
4. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СКОРОСТИ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ
Кинематическую скорость автомобиля определяем по формуле:
(1.15)
Расчет произведем для первой передачи и :
Для других значений скоростей коленчатого вала и других передач расчет производим аналогично. Значения скоростей сводим в соответствующие графы таблицы 1 и по ним строим график (рисунок 2).
Рисунок 2 - График кинематической скорости автомобиля
5. РАСЧЕТ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
Касательную силу тяги на ведущих колесах автомобиля определяем по формуле:
(5.1)
При движении автомобиля на первой передаче и при скорости вращения коленчатого вала двигателя значение касательной силы тяги на ведущих колесах:
Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и других передач значения касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу 1. Силу сопротивления воздуха при движении автомобиля определяем по формуле:
(5.2)
При движения автомобиля со скоростью сила сопротивления воздуха равна:
Для остальных значений угловой скорости и других передач значения силы рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 1.
Свободную силу тяги определяем по формуле:
(5.3)
Полученные при расчете значения свободной силы тяги сводим в таблицу 1. На пятой передаче при значение свободной силы тяги , что свидетельствует о том, что установленный на автомобиле двигатель мощностью не сможет развить данную скорость. По полученным значениям , , строим график зависимости , называемый тяговой характеристикой автомобиля.
Рисунок 3 - Тяговая характеристика автомобиля
Анализируя тяговую характеристику автомобиля, заметим, что конструктивно автомобиль сможет развить скорость _ исходная скорость для расчета. Поэтому перерасчет параметров производить не будем.
6. РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ
Для соответствующего значения свободной силы тяги определяем значение динамического фактора автомобиля:
(6.1)
.
Остальные рассчитанные значения динамического фактора для каждой передачи при расчетных значениях угловой скорости коленчатого вала двигателя сводим в таблицу 1, и по ним строим динамическую характеристику автомобиля (рисунок 4).
Рисунок 4 - Динамическая характеристика автомобиля
7. РАСЧЕТ УСКОРЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ ПО ПЕРЕДАЧАМ
Максимально возможные ускорения автомобиля при движении в заданных дорожных условиях вычисляем, используя динамическую характеристику по формуле:
(7.1)
где _ динамический фактор; _ коэффициент дорожного сопротивления при предельных условиях движения; _ коэффициент учета вращающихся масс для i-ой передачи.
(7.2)
где _ передаточное число коробки передач на рассчитываемой передаче
Принимаем , .
Тогда, коэффициент учета вращающихся масс для первой передачи:
Для второй передачи:
Для третей передачи:
Для четвертой передачи:
Для пятой передачи:
Ускорение автомобиля на первой передаче при угловой скорости вращения коленчатого вала :
Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и других передач значения ускорения автомобиля рассчитываем аналогично. Результаты сводим в таблицу 1 и по ним строим график ускорений автомобиля (рисунок 5).
Рисунок 5 - График ускорений автомобиля
8. РАСЧЕТ ВРЕМЕНИ И ПУТИ РАЗГОНА АВТОМОБИЛЯ
Время и путь разгона автомобиля из-за отсутствия аналитической связи между ускорением и скоростью определяем графоаналитическим способом, предложенным Яковлевым с использованием графика ускорений. Время разгона в интервалах , , , , определяем по формуле:
(8.1)
где - скорость в конце интервала, м/с; - скорость в начале интервала, м/с; - среднее ускорение, м/с2.
(8.2)
где - ускорение в начале интервала, м/с2;
- ускорение в конце интервала, м/с2
Для интервала :
Аналогично проводим расчет для остальных интервалов и результаты сводим в таблицу 2. Общее время разгона от минимально устойчивой скорости до конечной :
(8.3)
где - время переключения передач, с/
Принимаем
Тогда
Путь разгона определяем по формуле:
(8.4)
где - средняя скорость в i-ом интервале, м/с
(8.5)
Для интервала :
Аналогично проводим расчет для остальных интервалов и результаты сводим в таблицу. Полный путь разгона автомобиля от скорости до :
(8.6)
где - путь пройденный автомобилем за время переключения передач
(8.7)
где - средняя скорость во время переключения передач, м/с.
(8.8)
где - скорость, при которой начинается переключение передачи, м/с;
- скорость, в конце перехода с низшей передачи на высшую, м/с.
(8.9)
где - уменьшение скорости при переключении передач, м/с.
;(8.10)
Коэффициент сопротивления качению находим для скоростей, при которых осуществляется переключение передач.
;
;
;
.
Тогда уменьшение скорости при переключении передач:
;
;
;
.
Скорость, в конце перехода с низшей передачи на высшую:
;
;
;
.
Средняя скорость во время переключения передач:
;
;
;
.
Путь пройденный автомобилем за время переключения передач:
;
;
;
.
Тогда
.
Таблица 2 - Результаты расчета времени и пути разгона
|
Номер интервала разгона |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
||||
|
Скорость в начале интервала |
1,8 |
7,4 |
13 |
20,5 |
31,5 |
||||
|
Скорость в конце интервала |
7,4 |
13 |
20,5 |
31,5 |
39,72 |
||||
|
Ускорение в начале интервала |
2,13 |
2,04 |
1,51 |
0,95 |
0,38 |
||||
|
Ускорение в конце интервала |
2,04 |
1,51 |
0,95 |
0,38 |
0,05 |
||||
|
Среднее ускорение |
2,085 |
1,775 |
1,23 |
0,665 |
0,215 |
||||
|
Время разгона в интервале |
2,69 |
3,15 |
6,1 |
16,54 |
38,23 |
||||
|
Полное время разгона |
2,69 |
5,84 |
11,94 |
28,48 |
66,71 |
68,71 |
|||
|
Средняя скорость в интервале |
4,6 |
10,2 |
16,75 |
26 |
35,61 |
||||
|
Путь разгона в интервале |
12,37 |
32,13 |
102,18 |
430,04 |
1361,37 |
||||
|
Полный путь разгона |
12,37 |
44,5 |
146,68 |
576,72 |
1938,09 |
1974,23 |
|||
|
Путь за время переключения передачи |
3,69 |
6,49 |
10,23 |
15,73 |
36,14 |
||||
|
Уменьшения скорость при переключении |
0,0534 |
0,0562 |
0,0623 |
0,076 |
По результатам расчета строим графики времени и пути разгона автомобиля (рисунок 6).
Рисунок 6 - Графики времени и пути разгона автомобиля
9. ТОПЛИВНО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
При установившемся движении путевой расход топлива определяется по выражению:
(9.1)
где - удельный расход топлива, г/(кВт ч);
- мощность, затрачиваемая на движение автомобиля, кВт;
- плотность топлива, принимаем для бензина
- скорость автомобиля, м/с;
- КПД трансмиссии.
Расчет баланса и степени использования мощности
Расчет баланса мощности автомобиля выполняется на высшей передаче при двух значениях коэффициента дорожного сопротивления. Для этого при расчетных значениях угловой скорости коленчатого вала двигателя ще, принятых ранее, и соответствующих им значениях скорости хi автомобиля вычисляются:
Расчет произведем на высшей, 5-ой передаче
Мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля:
Мощность, необходимая для преодоления сопротивления воздуха:
Мощность, необходимая для преодоления дорожного сопротивления:
где М - полная масса автомобиля, кг;
g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения;
- коэффициент дорожного сопротивления;
- скорость автомобиля, м/с.
Расчет NД выполняем для двух значений коэффициента дорожного сопротивления: V - рассчитанного ранее и большего на 0,005 , т.е.
=V +0,005.
Результаты расчета сводим в таблицу 3 и строим график баланса мощности на рисунке 6.1. На график наносим кривые Ne, NТ, NВ, NД и .
Рисунок 7 - Баланс мощности
Степень использования мощности рассчитывается по выражению:
где
Степень использования угловой скорости коленчатого вала двигателя рассчитываем по выражению:
где и - текущие значения угловой скорости коленчатого вала двигателя и скорости автомобиля;
и - значения угловой скорости коленчатого вала двигателя и скорости автомобиля при максимальной мощности двигателя.
Результаты расчетов остальных значений параметров заносятся в таблицу 3.
Расчет расхода топлива
Удельный расход топлива определяется по выражению:
(1.30)
где - удельный расход топлива двигателем при максимальной мощности, г/(кВт-ч),
- коэффициент, учитывающий изменение в зависимости от степени использования мощности И, определяемый при приближенных расчетах для карбюраторного двигателя по выражению:
(1.30)
- коэффициент, учитывающий изменение в зависимости от степени использования угловой скорости коленчатого вала двигателя Е, определяемый для всех типов автомобилей по выражению:
(1.30)
Тогда удельный расход топлива равен:
(1.30)
Результаты расчета остальных значений , и заносим в таблицу 3. Путевой расход топлива рассчитываем по формуле (9.1):
Результаты расчета заносим в таблицу 3 и по данным таблицы строим топливно-экономическую характеристику автомобиля.
Рисунок 8 - Топливно-экономическая характеристика двигателя
Таблица 3 - Результаты расчета баланса мощности и расхода топлива
|
Параметр |
Разм. |
Значения параметров |
|||||||
|
рад/с |
|||||||||
|
м/с |
7,94 |
15,88 |
23,81 |
31,75 |
39,69 |
47,63 |
|||
|
кВт |
13,920 |
29,760 |
44,640 |
55,680 |
60,000 |
54,720 |
|||
|
кВт |
11,554 |
24,701 |
37,051 |
46,214 |
49,800 |
45,418 |
|||
|
кВт |
0,314 |
2,512 |
8,477 |
20,093 |
39,243 |
67,813 |
|||
|
Ш1 |
кВт |
1,396 |
2,793 |
4,189 |
5,585 |
6,981 |
8,378 |
||
|
кВт |
1,710 |
5,304 |
12,665 |
25,678 |
46,225 |
76,190 |
|||
|
- |
0,102 |
0,148 |
0,235 |
0,383 |
0,639 |
1,156 |
|||
|
- |
2,523 |
2,244 |
1,799 |
1,283 |
0,915 |
1,056 |
|||
|
- |
0,200 |
0,400 |
0,600 |
0,800 |
1,000 |
1,200 |
|||
|
- |
1,089 |
0,995 |
0,957 |
0,962 |
1,000 |
1,058 |
|||
|
г/(кВт?ч) |
865,815 |
703,482 |
542,310 |
388,905 |
288,375 |
352,060 |
|||
|
л/100км |
8,214 |
10,350 |
12,701 |
13,849 |
14,789 |
24,800 |
|||
|
Ш2 |
кВт |
2,031 |
4,062 |
6,093 |
8,124 |
10,155 |
12,186 |
||
|
кВт |
2,345 |
6,573 |
14,569 |
28,216 |
49,398 |
79,998 |
|||
|
- |
0,140 |
0,183 |
0,271 |
0,421 |
0,683 |
1,213 |
|||
|
- |
2,290 |
2,050 |
1,650 |
1,191 |
0,902 |
1,057 |
|||
|
- |
0,200 |
0,400 |
0,600 |
0,800 |
1,000 |
1,200 |
|||
|
- |
1,089 |
0,995 |
0,957 |
0,962 |
1,000 |
1,058 |
|||
|
г/(кВт?ч) |
785,919 |
642,891 |
497,390 |
361,080 |
283,982 |
352,467 |
|||
|
л/100км |
10,223 |
11,722 |
13,400 |
14,130 |
15,564 |
26,069 |
10. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
10.1 Общие сведения
Коробки передач предназначены для изменения скорости движения автомобиля, обеспечение движения задним ходом, длительное отключение трансмиссии oт двигателя.
Нагрузка на ведущих колесах автомобиля в эксплуатационных условиях изменяется в широких пределах. Так, при трогании автомобиля с места, разгоне, преодолении подъемов, трудных участков дороги и движении с большой нагрузкой требуется увеличенный в несколько раз ведущий момент по сравнению с моментом, необходимым при движении по горизонтальной асфальтированной дороге. В этих случаях желательно, чтобы двигатель продолжал работать в режиме, близком к оптимальному по мощности и экономичности. Характеристики применяемых двигателей внутреннего сгорания не в полной мере удовлетворяют этим требованиям. Приспособляемость двигателей (особенно дизелей) к перегрузкам также недостаточна. Чтобы обеспечить наиболее эффективную работу двигателя в определенном диапазоне частот вращения коленчатого вала и получить необходимый ведущий момент на колесах при изменении нагрузки, в трансмиссию вводят коробки передач (КП) с изменяемыми передаточными числами. Это позволяет получить различное тяговое усилие на ведущих колесах при эффективной работе двигателя.
Различают бесступенчатые и ступенчатые коробки передач.
Бесступенчатые передачи. Если изменение передаточных чисел КП при изменении нагрузки происходит бесступенчато и автоматически, то двигатель будет работать в оптимальном режиме с наилучшими показателями при использовании автоматических бесступенчатых коробок передач, но у этих коробок сложная конструкция, высокая стоимость, низкий КПД.
Ступенчатые механические коробки передач не позволяют использовать наибольшую мощность и экономичность двигателя во всех эксплуатационных режимах работы автомобиля и требуют ручного управления, но благодаря относительно невысокой стоимости, простоте конструкции, небольшой удельной массе, высокому значению КПД получили широкое применение. В механических коробках при переключении передач изменяется передаточное число, преобразуется передаваемый с двигателями ведущий момент и одновременно изменяется частота вращения выходного вала. В результате получают разные значения тяговых усилий и скоростей движения в условиях трогания, разгона и преодоления дорожных сопротивлений.
Различают следующие механические ступенчатые коробки передач:
1. по числу валов -- двух-, трех- и многовальные;
2. по кинематической схеме -- с неподвижными осями валов и планетарные;
3. по расположению валов относительно продольной оси автомобиля - с продольным и поперечным расположением валов;
4. по наличию делителя и демультипликатора;
5. по способу переключения передач -- со скользящими зубчатыми муфтами (каретками), синхронизаторами, фрикционными муфтами.
6. коробки передач также подразделяют по числу передач переднего хода -- двух-, трех- и многоступенчатые.
Коробки передач должны надежно соединять, а при необходимости и разъединять двигатель и трансмиссию; обеспечивать необходимые динамические и экономические показатели автомобиля в различных условиях движения (нагрузка, скорость) за счет передаточных чисел, а также движение с небольшой скоростью и задним ходом при маневрировании; быть бесшумными и легкими в управлении при переключении передач, простыми в техническом обслуживании и ремонте; обладать высокими показателями надежности и КПД, но минимальными массой и габаритными размерами.
В коробках передач автомобилей сельскохозяйственного назначения должны быть передачи, обеспечивающие синхронное движение с уборочными и другими сельскохозяйственными машинами при выполнении технологических операций и высокие скорости при движении по хорошей дороге. В этих автомобилях должен быть привод на вал отбора мощности.
Высокие тягово-динамические и экономические показатели автомобиля получают в результате рационального подбора числа передач и передаточных чисел в
коробке передач, главной передаче раздаточной коробке и бортовых передачах (при наличии их). Передаточные числа главной передачи и бортовых передач рассчитывают в соответствии с назначением и типом автомобиля. В процессе эксплуатации они остаются неизменными.
10.2 Описание коробки передач
На автомобиль АЗЛК-2335 устанавливалась пятиступенчатая механическая коробка передач. Данная коробка передач двухвальная с неподвижными осями валов, имеет два вала: ведущий - посредством, которого коробка передач связана с маховиком двигателя, через сцепление;; ведомый - передаёт преобразованный крутящий момент к гипоидной передаче.
Коробка передач имеет синхронизаторы на 2 - 5 передачах. Передачи в данной коробке передач переключаются посредством рычага или фланца механизма дистанционного управления.
Передаточные числа:
1. первой передачи - 4,7
2. второй передачи - 3,2
3. третьей передачи - 2,3
4. четвёртой передачи - 1,6
5. пятой передачи -1 (прямая)
6. передача заднего хода - 4,8
11. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Так как на ведомом валу расположена шестерня главной передачи, то произведем расчет гипоидной передачи автомобиля. Расчет производим при самых жестких условиях, т.е. при максимальном крутящем моменте и первой передаче, по учебному пособию [5].
Из прототипа при . Тогда мощность на валу двигателя:
(11.1)
.
Передаточные числа ступеней:
-расчетное коробки передач на первой передаче ;
-гипоидной пары главной передачи (из расчета).
По табл. 1П.1, [5] принимаем значение КПД элементов привода: КПД муфты (сцепления) ; КПД пары подшипников вала коробки передач ; КПД закрытой конической зубчатой передачи с опорами .
Определяем мощность , частоту вращения и вращающий момент на ведущем валу коробки передач, ведомом валу коробки передач и колесе главной передачи.
Ведущий вал коробки передач:
Ведомый вал коробки передач:
На колесе гипоидной передачи:
11.1 Проектный расчет
11.1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес
Вращающий момент на валу рассчитываемой зубчатой передачи . С целью уменьшения размеров шестерни и колеса главной передачи (ведущий мост станет компактным) принимаем вариант термообработки (т.о.) 5 (табл. 1П.6): т.о. шестерни и колеса одинаковы- улучшение + цементация + закалка ТВЧ, твердость поверхности шестерни и колеса (ориентируясь на сталь 20Х).
Средняя твердость поверхности зубьев шестерни и колеса:
.
11.1.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости
Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений ([5], табл. 1П.9) для шестерни и колеса соответственно и т.о. 5:
.
Так как в данном случае нам неизвестен расчетный срок службы передачи, то принимаю . Расчетный коэффициент запаса прочности ([5], табл. 1П.9): . Предварительная величина допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:
;
Принимаем расчетное значение допускаемого контактного напряжения
11.1.3 Определение главного параметра конической передачи
Для конической передачи принимаем наиболее распространенное значение коэффициента .
Рассчитаем параметр :
.
Предварительно определим коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. По табл. 1П.19 для передачи с круговыми зубьями и коническими роликоподшипниками . Для передачи с круговыми зубьями коэффициент, учитывающий влияние вида зубьев конической передачи по табл для варианта термообработки I:
.
Тогда предварительно главный параметр конической передачи - внешний делительный диаметр колеса для передачи к круговыми зубьями:
.
11.1.4 Определение геометрических параметров, используемых при расчетах на прочность
Предварительная величина внешнего делительного диаметра шестерни для передачи в круговыми зубьями:
.
По графикам, приведенным в табл. 1П.20, [5] число зубьев шестерни в зависимости от и : . По значению определяем число зубьев шестерни. Для т.о. 5: .
Принимаем . Тога число зубьев колеса:
.
Принимаем . Фактическое передаточное число:
.
Отклонение .
Окончательная величина углов делительных конусов шестерни и колеса для передач с круговыми зубьями:
Внешний окружной модуль для передач с круговыми зубьями:
.
Внешний делительный диаметр шестерни:
.
Внешнее делительное конусное расстояние:
.
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса выбирается как наименьшее из двух условий:
Принимаем .
Среднее делительное конусное расстояние:
.
Средний окружной модуль:
.
Средний нормальный модуль:
.
В качестве расчетов принимаем .
Уточняем параметры:
Средний делительный диаметр колеса:
.
Фактическая величина коэффициента :
.
11.1.5 Выбор коэффициентов смещения при нарезании зубчатых колес
В конических передачах с с целью выравнивания удельных скольжений и, следовательно, для повышения сопротивления заеданию шестерню выполняют с положительным радиальным смещением (), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным радиальным смещением (). Для передачи с круговыми зубьями:
.
11.1.6 Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни
Для передачи с круговыми зубьями:
11.2 Проверочный расчет
11.2.1 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления
Для варианта т.о. 5 марки сталей одинаковы для шестерней и колеса: 20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ и др. Для рассчитываемой ступени:
а) для шестерни:
.
По табл. для термообработки шестерни - улучшение + цементация + закалка ТВЧ при твердости поверхности для стали 20Х. Таким образом, для изготовления шестерни можно принимать сталь 20Х, так как для принятого вида термообработки выполняется условие:
;
б)для колеса:
Для принятого вида термообработки колеса (улучшение + цементация + закалка ТВЧ) при твердости поверхности величину как наибольшую из и , сравниваем с .
Таким образом, для изготовления шестерни и колеса передачи с круговыми зубьями принимаем сталь 20Х.
11.2.2 Определение степени точности передачи
Средняя окружная скорость зубчатых колес передачи:
.
По [5], табл. 1П.15 для передачи с круговыми зубьями выбираем 9-ю степень точности.
11.2.3 Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости
По рекомендациям [5]: параметр шероховатости при 9-ой степени точности ; коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев при ; коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости зубчатых колес при .
Т.к. произведение , то допускаемое напряжение остается прежним.
11.2.4 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для конических передач . Уточним параметр для окончательного значения коэффициента :
.
По табл. 1П.19 для передачи с круговыми зубьями и конических роликоподшипников .
Коэффициент динамической нагрузки для передач с круговыми зубьями по табл. 1П.22, [5] методом интерполирования . Тогда коэффициент нагрузки для передачи с круговыми зубьями:
.
Окружная сила в зацеплении:
.
Уточним коэффициент, учитывающий влияние вида зубьев:
.
Тогда условие сопротивления контактной усталости:
Условие сопротивления контактной усталости выполняется.
11.2.5 Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений по табл. 1П.9, [5] для шестерни и колеса:
.
Так как расчетный срок службы нам не известен, то коэффициенты долговечности принимаем . Коэффициент запаса прочности по табл. 1П.9, [5] для шестерни и колеса . Коэффициент реверсивности передачи для реверсивной передачи и больших значениях твердости. Тогда допускаемое напряжение изгиба:
.
11.2.6 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе
Эквивалентное число зубьев для передачи с круговыми зубьями:
;
.
Определим коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для шестерни и колеса соответственно:
Коэффициент , коэффициент
,
по табл. 1П.22, [5] интерполяцией . Тогда коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:
.
Коэффициент для передачи с круговыми зубьями по табл. 1П.21, [5] для варианта термообработки 5 равен:
.
Окончательно условие сопротивления усталости зубьев при изгибе:
;
.
Условия сопротивления усталости зубьев при изгибе соблюдаются.
11.2.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
Предельно допускаемое контактное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций, или хрупкого разрушения поверхностного слоя по табл. 1П.9, [5]
;
Тогда условие контактной прочности при действии пиковой нагрузки:
.
где _ кратковременная перегрузка привода.
Условие контактной прочности выполняется.
11.2.8 Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой
Предельно допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, для принятого варианта термообработки по табл. 1П.9, [5]:
;
Тогда условие прочности передачи при изгибе пиковой нагрузкой:
;
.
Прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой обеспечивается.
11.2.9 Выбор осевой формы зубьев конической передачи
Для выбора осевой формы зубьев конической передачи с круговыми зубьями определим предварительное число зубьев плоского колеса:
.
Так как находится в диапазоне 20…100, модуль , а , то принимаю осевую форму I.
11.2.10 Геометрический расчет зубчатой передачи
Для конической передачи с круговыми зубьями стандартизирован средний нормальный исходный контур, для которого по ГОСТ 16202-81: ; ; .
Высота головки зуба в среднем сечении:
;
.
Высота ножки зуба в среднем сечении:
;
.
Угол ножки зуба:
;
.
Угол головки зуба:
;
.
Угол конуса вершин:
;
.
Угол конуса впадин:
;
.
Окружная толщина зуба в среднем нормальном сечении:
;
.
Увеличение высоты головки зуба при переходе от среднего к внешнему сечению:
;
.
Внешняя высота головки зуба:
;
.
Увеличение высоты ножки зуба при переходе от среднего к внешнему сечению:
;
.
Внешняя высота ножки зуба:
;
.
Внешняя высота зуба:
;
.
Внешний диаметр вершин зубьев:
;
.
Внешний диаметр впадин зубьев:
;
.
Расчетное базовое расстояние (от вершины делительного конуса до плоскости, в которой расположена внешняя окружность вершин зубьев):
;
.
Для конической передачи с круговыми зубьями при номинальный диаметр зубонарезной головки .
Коэффициент торцового перекрытия:
.
Определим гипоидное смещение по формуле (для легковых автомобилей):
Принимаем
12. РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Согласно условию курсового проекта рассчитаем 3-ю передачу коробки передач. Расчет производим при самых жестких условиях, т.е. при максимальном крутящем моменте на ведущем валу, по учебному пособию [5]. Из прототипа при . Тогда мощность на валу двигателя:
.
Передаточное число коробки передач на третьей передаче .
По табл. 1П.1, [5] принимаем значение КПД элементов привода: КПД муфты (сцепления) ; КПД пары подшипников вала коробки передач ; КПД закрытой конической зубчатой передачи с опорами .
Определяем мощность , частоту вращения и вращающий момент на ведущем валу коробки передач, ведомом валу коробки передач.
Ведущий вал коробки передач (шестерня третьей передачи):
Ведомый вал коробки передач (колесо третьей передачи):
12.1 Проектный расчет
12.1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес
Вращающий момент на валу рассчитываемой зубчатой передачи . С для обеспечения компактности размеров зубчатых колес принимаем вариант термообработки (т.о.) 5 (табл. 1П.6): т.о. шестерни и колеса одинаковы- улучшение + цементация + закалка ТВЧ, твердость поверхности шестерни и колеса (ориентируясь на сталь 20Х).
Средняя твердость поверхности зубьев шестерни и колеса:
.
12.1.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости
Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений ([5], табл. 1П.9) для шестерни и колеса соответственно и т.о. 5:
.
Так как в данном случае нам неизвестен расчетный срок службы передачи, то принимаю . Расчетный коэффициент запаса прочности ([5], табл. 1П.9): . Предварительная величина допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:
.
Принимаем расчетное значение допускаемого контактного напряжения .
12.1.3 Определение межосевого расстояния
Принимаем коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния ): . Тогда коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно ее делительного диаметра :
.
По таблице 1П.12 для кривой III принимаем коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий, . Принимаем для косозубой передачи вспомогательный коэффициент . Межосевое расстояние:
.
12.1.4 Определение модуля передачи
Для силовых передач нормальный модуль:
.
Ориентировочная величина модуля:
.
Принимаем стандартное значение: .
При этом выполняется условие: .
12.1.5 Определение угла наклона зубьев, а так же чисел зубьев шестерни и колеса
Угол наклона зубьев в косозубой нераздвоенной передаче составляет
При этом угол наклона должен быть выбран так, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия .
Ширина венца колеса:
.
Принимаем коэффициент осевого перекрытия зубьев:
Тогда угол наклона зубьев:
.
.
Принимаем .
Число зубьев шестерни:
.
Принимаем .
Число зубьев колеса:
.
Принимаем .
Уточняем угол :
;
.
При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:
.
Для косозубых колес:
.
Условие выполняется.
12.1.6 Определение фактического передаточного числа
Фактическое передаточное число:
.
Отклонение от :
.
12.1.7 Определение основных размеров шестерни и колеса
Делительные диаметры:
;
.
Проверка:
.
Примем коэффициенты высоты головки зуба и радиального зазора . Тогда диаметры окружностей вершин зубьев и впадин при коэффициентах и :
;
;
;
.
Ширина венца колеса: мм.
Ширина венца шестерни:
.
Уточняем коэффициент :
.
Проверяем условие: ,
Условие выполняется: .
12.2 Проверочный расчет
12.2.1 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления
Для варианта т.о. 5 марки стали одинаковы для шестерни и колеса.
Условие пригодности заготовки шестерни:
.
где- диаметр заготовки шестерни, мм;
предельное значение диаметра заготовки шестерни, мм.
;
.
Так как , то принимаем для шестерни марку стали 20X.
Условие пригодности заготовки колеса:
.
где- толщина заготовки диска колеса, мм;
толщина заготовки обода колеса, мм.
;
;
;
.
Так как все условия выполняются, то в качестве материала шестерни и колеса принимаем сталь 20Х.
12.2.2 Определение степени точности передачи
Окружная скорость в зацеплении:
.
Принимаем степень точности передачи 8, т.к. .
12.2.3 Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости
Уточнение производим по формуле:
;
.
Коэффициент , так как для 8-й степени точности .
Принимаем коэффициент:
;
;
.
Расчетное допускаемое напряжение:
.
При этом не выполняется условие:
;
.
Поэтому принимаем .
12.2.4 Определение сил, действующих в косозубом зацеплении
Окружная сила:
.
При этом для шестерни и колеса: .
Радиальная сила:
.
Осевая сила:
.
12.2.5 Определяем составляющие коэффициента нагрузки
Коэффициента нагрузки :
.
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
;
.
где -динамическая добавка.
.
где- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.
Тогда .
Тогда коэффициент нагрузки :
.
12.2.6 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости
Условие сопротивления контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87:
.
где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа; - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Рассчитаем коэффициент :
.
где - делительный угол профиля в торцевом сечении;
- основной угол наклона зубьев.
;
;
.
Коэффициент торцевого перекрытия:
.
Коэффициент :
.
Окончательно для рассчитываемой косозубой передачи:
12.2.7 Проверка передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе
Условие при проверке передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе:
.
где -предел выносливости при изгибе;
- коэффициент запаса прочности;
- коэффициент долговечности;
- коэффициент, учитывающий реверсивность передачи.
Предел выносливости при изгибе для Т.О.5:
а) для шестерни ;
б) для колеса .
Так как расчетный срок службы нам не известен, то коэффициенты долговечности принимаем . Коэффициент запаса прочности по табл. 1П.9, [5] для шестерни и колеса . Коэффициент реверсивности передачи для реверсивной передачи и больших значениях твердости.
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса:
;
.
12.2.8 Определение коэффициента нагрузки
.
где- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на изгиб; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий на изгиб; - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении на изгиб.
;
где - динамическая добавка.
.
где для косозубых передач.
;
;
.
12.2.9 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе
Условие сопротивления усталости зубьев при изгибе для косозубой передачи согласно ГОСТ 21354-87:
.
где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;
- эквивалентное число зубьев;
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Эквивалентное число зубьев :
;
.
Коэффициент формы зуба :
;
.
Коэффициент наклона зубьев:
.
Так как , то коэффициент учитывающий перекрытие зубьев :
.
Тогда,
;
.
Сопротивление усталости зубьев шестерни и колеса при изгибе обеспечивается.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
коробка передача двигатель трансмиссия
В процессе выполнения курсового проекта выполнены расчеты максимальной мощности двигателя, внешней скоростной характеристики двигателя, передаточных чисел трансмиссии, кинематической скорости по передачам.
В качестве прототипа был выбран двигатель автомобиля АЗЛК-2335. Автомобиль имеет колесную формулу 2Ч4.
Так же в курсовом проекте детально рассмотрена конструкция коробки передач автомобиля АЗЛК и представлен расчет главной передачи (шестерни как элемента ведомого вала коробки передач) и третьей ступени коробки передач.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя. Определение передаточных чисел главной передачи и коробки передач. Оценка приемистости автомобиля. Разработка кинематической схемы трансмиссии. Определение модуля шестерен коробки передач.
курсовая работа [303,8 K], добавлен 13.06.2014Расчёт мощности и частоты вращения коленчатого вала двигателя автомобиля. Подбор передаточных чисел коробки передач. Тяговый баланс автомобиля. Расчёт внешней скоростной характеристики двигателя. Построение динамической характеристики автомобиля.
курсовая работа [236,2 K], добавлен 12.02.2015Определение основных параметров автомобиля, двигателя и трансмиссии. Оптимизация мощности двигателя и количества ступеней коробки передач, а также передаточных чисел коробки передач. Характеристики тягово-скоростных свойств и топливной экономичности.
курсовая работа [2,4 M], добавлен 21.12.2013Расчёт эффективной мощности двигателя. Построение внешней скоростной характеристики. Определение количества передач и передаточных чисел трансмиссии автомобиля. Расчёт эксплуатационных тягово-динамических характеристик автомобиля, передач, двигателя.
контрольная работа [887,1 K], добавлен 18.07.2008Анализ работы автомобиля УАЗ-31512, его конструкция и предельные возможности. Определение полного веса, подбор шин, расчет параметров двигателя, передаточных чисел трансмиссии. Построение внешней скоростной характеристики, силовой и мощностной баланс.
курсовая работа [252,2 K], добавлен 30.10.2014Определение исходных параметров для расчета автомобиля. Мощность двигателя, установленного на автомобиле. Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя. Определение передаточных чисел трансмиссии. Тяговые возможности автомобиля.
курсовая работа [82,4 K], добавлен 26.03.2009Оценка технологичности сборки коробки передач. Условия эксплуатации механизма и техническое обслуживание. Построение внешней скоростной характеристики двигателя. Определение мощностного баланса автомобиля. Расчет на прочность промежуточного вала.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 10.12.2021Расчет мощности силовой установки. Аналитическое построение внешней скоростной характеристики двигателя. Определение передаточных чисел в механической коробке передач. Расчет максимального тормозного момента. Устройство задней подвески автомобиля.
курсовая работа [2,7 M], добавлен 05.06.2015Расчет потребной мощности двигателя автомобиля КрАЗ-255В. Построение внешней скоростной характеристики двигателя. Определение передаточных чисел элементов трансмиссии. Возможные ускорения разгона на каждой передаче. Характеристики ускорения и торможения.
курсовая работа [500,3 K], добавлен 11.03.2013Порядок проведения и назначение теплового расчета двигателя автомобиля, его значение в определении основных параметров двигателя, построения его теоретической внешней скоростной характеристики и расчет динамики. Подбор передаточных чисел трансмиссии.
контрольная работа [38,7 K], добавлен 02.12.2009
