Проектирование карданной передачи (стр. 2 из 8)

Рисунок 1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя.

1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии

Динамические качества автомобиля определяются во многом числом ступеней КПП, передаточными числами КПП и главной передачи. С целью определения числа ступеней и передаточных чисел трансмиссии необходимо в первую очередь определиться со схемой трансмиссии и представить её на рисунке в пояснительной записке. Например, схему трансмиссии классической компоновки можно представить так, как на рисунке 2.

Рисунок 2 – Схема трансмиссии проектируемого автомобиля.

Второй этап в решении задачи определения передаточных чисел трансмиссии заключается в подборе шин для проектируемого автомобиля. Тип шин подбирается по максимальной нагрузке, приходящейся на неё и максимальной скорости автомобиля V_max. Для определения нагрузок на шины передней и задних осей определяются нагрузки на оси автомобиля из выражения 6

, Н (6)

где G₁₍₂₎ - нагрузка, приходящаяся на переднюю-1 или заднюю-2 оси, Н;

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

х₁₍₂₎ - часть полного веса автомобиля, приходящегося на переднюю 1 или задние 2 оси автомобиля,%.

У грузовых автомобилей при полном использовании грузоподъёмности 20-30% полного веса приходится на переднюю ось и 70-80% на задние (х₁=20-30%, х₂=70-80%). При затруднении в выборе нагрузок на оси проектируемого автомобиля следует воспользоваться распределением полного веса по осям у автомобиля аналога. Выбираем полный вес на переднюю ось x₁ = 30%, на заднюю ось x₂ = 70%.

G₁ = 7150*9,8*(30/100)= 21021 Н

G₂ = 7150*9,8*(70/100)= 49049 Н

Если после выполнения расчета окажется что нагрузка, приходящаяся на заднюю ось G₂, значительно превышает нагрузку, приходящуюся на переднюю ось G₁, то, для исключения значительного недогруза шин передней оси, следует увеличить число колес на задней оси, применив двухскатные колеса, либо увеличить число задних осей. Нагрузку, приходящуюся на шины передней и задних осей, определяют из выражения-7.

, Н (7)

где a₁₍₂₎ - число передних-1 или задних-2 осей на автомобиле;

b₁₍₂₎ - число колес на передней-1 или задней-2 оси автомобиля;

G_ш1=21021/1*2=10511 Н

G_ш1=49049/1*4=12262 Н

Выбор типа шины производим по рекомендациям литературного источника [3], по наиболее нагруженной шине и максимальной допустимой скорости движения на которую рассчитана эта шина. Типоразмер выбранной шины, допускаемую нагрузку и скорость движения на которую рассчитана шина, а также другие параметры шины приводим в пояснительной записке в виде таблицы -3

Таблица 3 – Характеристика шин проектируемого автомобиля.

Марка шины	Допустимаянагрузка на шину, [G], Н	Максимальнодопустимаяскорость,[V],км/ч	Диаметр ободаколеса, d,״	Ширинапрофиля шины, B, ״	Отношение высоты профиля шиныК ширине шины,Н/B	Высота профиля шины, H,״	Статический радиус шины, м
220-508	11500	100	20	8,25	1	8,25	0,443

Отношение высоты профиля шины к ширине профиля Н/В, для шин грузовых автомобилей составляет 1 и поэтому Н=В.

Радиус качения колеса в с шиной выбранной марки определится по формуле-8

r_k=0,0127(d+1,7H), м (8)

где d - диаметр обода колеса, дюймы (״);

H - высота профиля шины, дюймы (״);

r_k= 0,0127(20+1,7∙8,25) = 0,43 м.

Передаточное число главной передачи автомобиля определяется из условия обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля V_maxна высшей передаче из выражения-9

, (9)

где u_k- передаточное число коробки передач на высшей передаче.

u₀ = 0,377*0,43*3000/1*100 = 4,9

КПП проектируемого автомобиля не имеет ускоряющую передачу, поэтому u_k= 1

Передаточное число первой передачи КПП определяется из условия преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги. При этом используется формула-10

, (10)

где Ψ_max- максимальный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемой автомобилем на первой передаче (Ψ_max = 0,3…0,4).

Принимаю Ψ_max = 0,4.

М_еmax- максимальный вращающий момент, развиваемый двигателем, Нм (М_еmax = 478 Нм).

η_тр - КПД трансмиссии автомобиля (η_тр = 0,85)

u_k1 = 0,4*0,437150*9,8/478*4,9*0,85= 6,4

Полученное значение передаточного числа первой передачи КПП следует проверить по условию сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой (на отсутствие буксования). Сцепление ведущих колес с дорогой будет обеспечено, если выполняется условие

P_Tmax

P_сц

где P_Tmax– максимальная сила тяги на ведущих колесах автомобиля, Н.

P_Tmaxопределяется по формуле-11

, Н (11)

P_Tmax= 478*6,4*4,9*0,85/0,43= 29631, Н

Р_сц – сила сцепления шин с дорогой, Н;

,

где φ - коэффициент сцепления шин с дорогой, φ=0,6…0,8.

Принимаю φ = 0,6

- сцепной вес автомобиля, Н;

для заднеприводных автомобилей G_сц=G₂

где m₂- коэффициенты перераспределения нормальных реакций; при трогании автомобиля с места m₂=1,2.

G_сц = 49049*1,2 = 58858,8, Н

Р_сц = 0,6*58858,8 = 35315,3, Н

P_Tmax ≤ P_сц – условие выполняется

В случае не выполнения условия сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой при принятом передаточном числе КПП все последующие прочностные расчеты механизмов трансмиссии следует вести по силе сцепления колес с дорогой G_сц.

Принятое передаточное число первой передачи КПП u_k1 является основой для нахождения передаточных чисел других передач КПП. Для их нахождения необходимо определиться с числом ступеней КПП проектируемого автомобиля. В учебных целях рекомендуется принимать 4…5 ступеней, а при больших значениях максимальной скорости автомобиля (> 120 км/ч) следует применять ускоряющую высшую передачу с передаточным числом 0,7…0,8. Передаточные числа II, III и других передач КПП определяются по формуле-12

Принимаю 4-х ступенчатую КПП

, (12)

где

- число ступеней КПП без учета ускоряющей передачи при её наличии;

- порядковый номер передачи.

u_k2 = 3,4

u_k3 = 1,9

u_k4 = 1

1.4 Расчет тягового баланса автомобиля

Движение автомобиля по дороге возможно только в том случае, если сила тяги, развиваемая на ведущих колесах автомобиля, больше или равна сумме сил дорожных сопротивлений. Если величина силы тяги P_Т превышает сумму сил дорожных сопротивлений, то этот запас используется либо на ускорение автомобиля, либо на буксировку автомобилем дополнительного груза. Математически это положение описывается с помощью уравнения тягового баланса автомобиля. Уравнение тягового баланса автомобиля имеет следующий вид

Р_Т = Р_Ψ + Р_W + Р_j,

где Р_Ψ - cила сопротивления дороги, Н;

Р_W - сила сопротивления воздуха, Н;

Р_j - сила инерции автомобиля при его неравномерном движении (при ускорении или замедлении), Н.

Уравнение тягового баланса автомобиля проще и наглядней решать графическим способом, при котором строим графики зависимости каждого из слагаемых уравнения от скорости движения автомобиля, и производим сравнение положения точек кривой с положением точек суммарной кривой Р_Ψ и Р_W.

Для построения графика зависимости силы тяги Р_Т на ведущих колесах автомобиля от скорости его движения используется выражение 13

, Н (13)

где М_е- вращающий момент на выходном конце коленвала двигателя при соответствующей его частоте вращения, Нм;

Скорость движения автомобиля при различных частотах вращения коленвала двигателя определяется по формуле-14

, км/ч (14)

Значения сил тяги Р_Т и скоростей автомобиля V следует определять для частот вращения коленвала двигателя n_е, которые являются границами интервалов при разбиении всего диапазона частот вращения коленвала, проделанного в п. 1.2.2. Результаты расчетов по формулам 13 и 14 представляем в виде таблицы-5.

Таблица 5 – Расчет сил тяги на ведущих колесах проектируемого автомобиля и его скоростей движения

ne,об/мин	500	1000	1500	2000	2500	3000
Me	433,6	467	478	467	435	382,2
PTI	26879,2	28949,7	29631,6	28949,7	26966,0	23692,8
VI	2,6	5,2	7,8	10,3	13	15,5
PTII	14279,6	15379,5	15741	15379,5	14325,7	12586,8
VII	4,9	9,7	14,6	19,5	24,3	29,2
PTIII	7978,2	8592,8	8795,2	8592,8	8004	7032,5
VIII	8,7	17,4	26,1	34,8	43,5	52,2
PTIV	4162,6	4483,2	4588,8	4483,2	4176	3669,12
VIV	16,5	33	49,5	66	85	99

По рассчитанным значениям Р_Т и V строим график изменения силы тяги на ведущих колесах автомобиля в зависимости от его скорости движения. Пример графика приведен на рисунке-3.