Как определяется общее передаточное число трансмиссии автомобиля

Определение передаточных чисел коробки передач и трансмиссии

Определение передаточных чисел коробки передач начинается с первой передачи.

Величина передаточного числа на первой передаче не зависит от числа ступеней и закона изменения передаточных чисел в коробке передач.

Передаточное число коробки передач на первой передаче:

а) должно обеспечить преодоление заданного максимального дорожного сопротивления ψImax;

б) не должно вызывать буксование ведущих колес автомобиля при работе двигателя с максимальным вращающим моментом.

Исходя из первого требования, передаточное число коробки передач на первой передаче должно быть

где Ga полная сила тяжести автомобиля,

Мдв макс — максимальный вращающий момент двигателя, Нм;

— радиус колеса, м;

— к. п. д. трансмиссии автомобиля на первой передаче.

Полученное передаточное число коробки передач на первой передаче проверяется на второе условие, то есть

где m = l,l — коэффициент перераспределения нагрузки для ведущих колес автомобиля;

φ = 0,7 ÷ 0,8 — коэффициент сцепления шин автомобиля;

G2 — сцепная сила тяжести автомобиля, Н.

В свою очередь, сцепная сила тяжести автомобиля при колесной схеме 4X2 или 6 X 4 определяется по формуле

где Ga – полная сила тяжести автомобиля, Н;

km — доля полной массы автомобиля, приходящейся на ведущие колеса, принимается по аналогии с существующими автомобилями, близкими к рассчитываемому по классу, грузоподъемности и назначению.

Для дальнейшего расчета принимается iк..пI, полученное по формуле, если оно обеспечено вторым условием. В противном случае iк..пI принимается исходя из условий сцепления ведущих колес с дорогой, определенное по формуле, а заданное максимальное дорожное сопротивление автомобилем преодолеваться не будет.

При известных iк..пI и порядковом номере прямой передачи, для определения передаточных чисел в коробке передач на промежуточных передачах принимается рациональное отношение между отдельными передачами.

В автомобилестроении, так же как и в тракторостроении, наибольшее распространие получило изменение передаточных чисел в коробке передач по закону геометрической прогрессии.

При геометрическом ряде передаточных чисел и коробке передач в процессе разгона автомобиля на всех передачах обеспечивается постоянство интервала по частоте вращения коленчатого вала двигателя, а значит и постоянство его средней мощности.

Имея необходимое передаточное число в коробке передач на первой передаче iк..пI, приняв изменение передаточных чисел в коробке передач по закону геометрической прогрессии и зная из кинематической схемы трансмиссии автомобиля число передач и порядковый номер прямой передачи, передаточные числа на промежуточных передачах определяются по формулам табл. 4.

Передаточные числа для коробок передач

Передача Коробка передач Пятиступенчатая с пятой ускоряющей передачей
трехступенчатая четырёхступенчатая пятиступенчатая
Первая
Вторая
Третья 1,0
Четвертая 1,0 1,0
Пятая 1,0 0,78-0,81

Примечание. Передаточное число для заднего хода обычно iз.х. = (1,2…1,3)iк.п.I. Подбор числа зубьев шестерен в автомобильных коробках передач ведется по методике для трехвальных двухпарных коробок передач с прямой передачей — когда в коробке передач не предусматривается дополнительного использования промежуточного вала.

Подобрав число зубьев шестерен в коробке переменных передачи, определив передаточное число главной передачи, определяются общие передаточные числа трансмиссии автомобиля:

  1. Тяговый расчет автомобиля

Тяговый расчет автомобиля включает в себя построение графиков:

1) тягового баланса P = f(v);

2) баланса мощности N = f (v);

3) динамического фактора D = f (v);

4) ускорений автомобиля j = f(v);

5) времени разгона T = f(v);

6) пути разгона S = f (v).

Значения входящих в формулы величин и коэффициентов берутся из первой части данного расчета.

График тягового баланса

При построении исходят из уравнения тягового баланса; при установившемся движении

где — тяговое усилие на ведущих колесах, Н; (2.2)

— сила сопротивления дороги, Н;

Сила сопротивления воздуха оказывает существенное влияние на динамику автомобиля. Она в большой степени зависит от конструкции, формы и геометрических размеров кузова, скорости движения автомобиля и определяется на всех передачах по зависимости:

(2.3)
где k коэффициент сопротивления воздуха, ;

F – лобовая площадь автомобиля, м 2 ;

для грузовых автомобилей и автобусов ;

для легковых автомобилей ;

В – колея автомобиля по передним колесам, м;

В1 – габаритная ширина автомобиля, м;

Н – габаритная высота автомобиля, м;

Va – скорость движения автомобиля, м/с, определяется на всех передачах в зависимости от угловой скорости коленчатого вала двигателя:

где — угловая скорость коленчатого вала с -1 , (2.5)

Результаты подсчета свести в табл. 5

n об/мин v км/ч М Нм Рк Н Рψ Н Рω Н

По данным таблицы строятся график тягового баланса, примерный вид которого показана рис: 2.1

Примечания. 1. Здесь и дальше расчеты производить для всех передач коробки автомобиля при частотах вращения вала двигателя, соответствующих табл. 5.

2. Момент двигателя Мк и мощность Ne брать из той же таблицы.

3. Параметры автомобиля брать из первой части расчета.

Рис 2.1 Пример тяговой характеристики автомобиля

График баланса мощности

Из уравнения баланса мощности известно, что

или при установившемся движении

где — мощность потерь на преодоление сопротивления дороги, кВт;

— мощность потерь на преодоление сопротивление воздуха, кВт;

— мощность потерь на преодоление сопротивления трансмиссии, кВт;

Ne – эффективная мощность двигателя, кВт;

Nтр – мощность потерь на трение в трансмиссии, кВт;

Nк – мощность на ободе ведущего колеса, кВт.

Произведенные подсчеты свести в таблицу №6:

n об/мин v м/с (км/ч) Ne кВт Nк кВт Nψ кВт Nω кВт

Вид графика баланса мощности, построенного по данным таблицы, представлен на рис. 2.2.

Рис 2.2 Пример графика баланса мощности

На графиках тягового баланса и баланса мощности точка пересечения кривой усилия или мощности на ободе колеса с кривой суммарной силы сопротивления или с кривой суммарных потерь мощности характеризует максимальное значение скорости при данном коэффициенте сопротивления дороги.

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 Vmax. 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/с 2 (g =9,81 м/с 2 );

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;

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 Допустимая нагрузка на шину, [G], Н Максимально допустимая скорость,[V],км/ч Диаметр обода колеса, d, ״ Ширина профиля шины, B, ״ Отношение высоты профиля шины К ширине шины, Н/B Высота профиля шины, H, ״ Статический радиус шины, м
220-508 11500 100 20 8,25 1 8,25 0,443
Читайте также  Дополнительная трансмиссия спец агрегатов

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

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

H — высота профиля шины, дюймы (״);

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

, (9)

где uk— передаточное число коробки передач на высшей передаче.

u = 0,377*0,43*3000/1*100 = 4,9

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

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

, (10)

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

Меmax— максимальный вращающий момент, развиваемый двигателем, Нм (Меmax = 478 Нм).

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

PT max Pсц

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

PT max определяется по формуле-11

, Н (11)

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

Рсц – сила сцепления шин с дорогой, Н;

,

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

— сцепной вес автомобиля, Н;

для заднеприводных автомобилей Gсц=G2

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

Gсц = 49049*1,2 = 58858,8, Н

Рсц = 0,6*58858,8 = 35315,3, Н

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 Gсц.

Принятое передаточное число первой передачи КПП uk1 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

Как рассчитать обороты двигателя по передаточным числам

Как рассчитать обороты двигателя по передаточным числам

Как рассчитать передаточное отношение шестерен механической передачи.

В этой статье я приведу пример расчета передаточного отншения шестерен разного диаметра, с разным количеством зубьев. Данный расчет применяется в том случае, когда важно определить к примеру скорость вращения вала редуктора при известной скорости привода и характеристиках зубьев.

Естественно, можно произвести замеры частоты вращения выходного вала, однако в некоторых случаях требуется именно расчет. Помимо этого, в теоретической механике, при конструировании различных узлов и механизмов требуется рассчитать шестерни, чтобы получить заданную скорость вращения.

Термин передаточное число является весьма неоднозначным. Он перекликается с термином передаточное отношение, что не совсем верно. Говоря о передаточном числе, мы подразумеваем сколько оборотов совершит ведомое колесо (шестерня) относительно ведущего.

Для правильного понимания процессов и строения шестерни – следует предварительно ознакомится с ГОСТ 16530-83.

Итак, рассмотрим пример расчета с использованием двух шестерен.

Чтобы рассчитать передаточное отношение мы должны иметь как минимум две шестерни. Это называется зубчатая передача. Обычно первая шестерня является ведущей и находится на валу привода, вторая шестерня называется ведомой и вращается входя в зацепление с ведущей. Пи этом между ними может находится множество других шестерен, которые называются промежуточными. Для упрощения расчета рассмотрим зубчатую передачу с двумя шестернями.

В примере мы имеем две шестерни: ведущую (1) и ведомую (2). Самый простой способ заключается в подсчете количества зубьев на шестернях. Посчитаем количество зубьев на ведущей шестерне. Так же можно посмотреть маркировку на корпусе шестерни.

Представим, что ведущая шестерня (красная) имеет 40 зубьев, а ведомая(синяя) имеет 60 зубьев.

Разделим количество зубьев ведомой шестерни на количество зубьев ведущей шестерни, чтобы вычислить передаточное отношение. В нашем примере: 60/40 = 1,5. Вы также можете записать ответ в виде 3/2 или 1,5:1.

Такое передаточное отношение означает, что красная, ведущая шестерня должна совершить полтора оборота, чтобы синяя, ведомая шестерня совершила один оборот.

Теперь усложним задачу, используя большее количество шестерен. Добавим в нашу зубчатую передачу еще одну шестерню с 14 зубьями. Сделаем ее ведущей.

Начнем с желтой, ведущей шестерни и будем двигаться в направлении ведомой шестерни. Для каждой пары шестерен рассчитываем свое передаточное отношение. У нас две пары: желтая-красная; красная-синяя. В каждой паре рассматриваем первую шестерню как ведущую, а вторую как ведомую.

В нашем примере передаточные числа для промежуточной шестерни: 40/14 = 2,9 и 60/40 = 1,5.

Умножаем значения передаточных отношений каждой пары и получаем общее передаточное отношение зубчатой передачи: (20/7) × (30/20) = 4,3. То есть для вычисления передаточного отношения всей зубчатой передачи необходимо перемножить значения передаточных отношений для промежуточных шестерен.

Определим теперь частоту вращения.

Используя передаточное отношение и зная частоту вращения желтой шестерни, можно запросто вычислить частоту вращения ведомой шестерни. Как правило, частота вращения измеряется в оборотах в минуту (об/мин) Рассмотрим пример зубчатой передачи с тремя шестернями. Предположим, что частота вращения желтой шестерни 340 оборотов в минуту. Вычислим частоту вращения красной шестерни.

Будем использовать формулу: S1 × T1 = S2 × T2,

S1 – частота вращения желтой (ведущей) шестерни,

Т1 – количество зубьев желтой (ведущей) шестерни;

S2- частота вращения красной шестерни,

Т2 – количество зубьев красной шестерни.

В нашем случае нужно найти S2, но по этой формуле вы можете найти любую переменную.

340 rpm × 7 = S2 × 40

Получается, если ведущая, желтая шестерня вращается с частотой 340 об/мин, тогда ведомая, красная шестерня будет вращаться со скоростью примерно 60 об/мин. Таким же образом рассчитываем частоту вращения пары красная-синяя. Полученный результат – частота вращения синей шестерни – будет являться искомой частотой вращения всей зубчатой передачи.

Расчет КПД и передаточных чисел трансмиссии.

Тип редуктора

Наличие кинематической схемы привода упростит выбор типа редуктора. Конструктивно редукторы подразделяются на следующие виды:

Червячный одноступенчатый со скрещенным расположением входного/выходного вала (угол 90 градусов).

Червячный двухступенчатый с перпендикулярным или параллельным расположением осей входного/выходного вала. Соответственно, оси могут располагаться в разных горизонтальных и вертикальных плоскостях.

Цилиндрический горизонтальный с параллельным расположением входного/выходного валов. Оси находятся в одной горизонтальной плоскости.

Цилиндрический соосный под любым углом. Оси валов располагаются в одной плоскости.

В коническо-цилиндрическом редукторе оси входного/выходного валов пересекаются под углом 90 градусов.

ВАЖНО! Расположение выходного вала в пространстве имеет определяющее значение для ряда промышленных применений.

Таблица 1. Классификация редукторов по числу ступеней и типу передачи

Тип редуктора Число ступеней Тип передачи Расположение осей
Цилиндрический 1 Одна или несколько цилиндрических Параллельное
2 Параллельное/соосное
3
4 Параллельное
Конический 1 Коническая Пересекающееся
Коническо-цилиндрический 2 Коническая Цилиндрическая (одна или несколько) Пересекающееся/скрещивающееся
3
4
Червячный 1 Червячная (одна или две) Скрещивающееся
1 Параллельное
Цилиндрическо-червячный или червячно-цилиндрический 2 Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна) Скрещивающееся
3
Планетарный 1 Два центральных зубчатых колеса и сателлиты (для каждой ступени) Соосное
2
3
Цилиндрическо-планетарный 2 Цилиндрическая (одна или несколько) Планетарная (одна или несколько) Параллельное/соосное
3
4
Коническо-планетарный 2 Коническая (одна) Планетарная (одна или несколько) Пересекающееся
3
4
Червячно-планетарный 2 Червячная (одна) Планетарная (одна или несколько) Скрещивающееся
3
4
Волновой 1 Волновая (одна) Соосное

Калькулятор расчета кпп и главной пары

* Максимальная скорость вычисляется из передаточных чисел трансмиссии, оборотов двигателя и размеров шин. Но двигатель может оказатся недостаточно мощным и реальная максимальная скорость будет меньше, чем подсчитанная. ** Вычисление тяги и максимального угла подъема происходит без учета сил трения и соприкосновения колес с землей и могут быть меньше, чем подсчитанные.

Читайте также  Конструктивные особенности трансмиссии тракторов

Вы можете скачать и установить данный калькулятор у себя на сайте при условии размещения ссылки на источник, то есть на магазин 4×4.

Тюнинг-калькулятор скачан с сайта Магазин 4х4 с разрешения umka

, текст незначительно отредактирован, дизайн доработан.

В левую колонку помещены параметры ВАЗ21213 по мануалу. В правой колонке для примера вставлены данные Я-569 и главная пара 4,3.

В тюнинг-калькуляторе угол подъема вычисляется неправильно. Преодолеваемый угол подъема можно рассчитать самостоятельно по формуле из статьи Физика и Нива.

Калькулятор КПП позволяет рассчитать зависимость скорости автомобиля от рабочих оборотов двигателя на каждой передаче с учетом ряда параметров: передаточное отношение ряда в КПП, главной пары (редуктора), размера колес. Расчет ведется для двух разных конфигураций КПП для проведения сравнительного анализа. Это позволяет правильно подобрать тюнинговый ряд и ГП для коробки переключения передач.

Результаты расчета КПП выводятся в табличном и графическом виде. Графики позволяют произвести визуальный анализ, оценить «длину» каждой передачи, и «разрыв» между ними (на сколько падают обороты двигателя при переключении на повышенную передачу)

Заполните графы параметров колеса: ширину и высоту профиля покрышки (ищите маркировку на боковине покрышки) и диаметр колесного диска. Обратите внимание: маркировка R на покрышке означает ее конструкцию – радиальная, например, R14 — покрышка радиальной конструкции диаметром 14 дюймов. Введите передаточное число главной пары и каждой передачи в соответствующие графы калькулятора КПП (разделитель дробной части – точка). Если шестой передачи нет, вводите ноль. Нажмите кнопку «Рассчитать КПП».

Часто задают вопрос, а что у тебя за коробка? Я отвечаю 7 ряд главная пара 4.5. И тут же следует второй вопрос, а это как? И каждый раз рассказывая человеку о том что это и как это, я задумался о создании такой записи в БЖ. Здесь приведены распространенные ряды и пары, их передаточные числа и скорость которую вы получите при установке того или иного ряда.

В современной индустрии автомобильной коробки передач много терминов, используемых для описания методов ремонта, и потребители иногда не уверены в том, что именно они получают. Такие термины, как «отремонтированный», «капитальный ремонт» или «восстановленный» или «восстановленный», могут вводить в заблуждение, поскольку они означают разные вещи на разных семинарах, и нет руководящего органа для установления и поддержания стандартов. Иногда это означает, что потребители хуже, чем раньше, потому что они могли купить что-то, что либо превысило их потребности, либо не соответствовало им.

Оптимальная конфигурация кпп для гражданского атмосферного двигателя: 18 ряд кпп + главная пара 3,9.

Оптимальная конфигурация кпп для более спортивного атмосферного двигателя: 7 ряд кпп + главная пара 4,3.

Оптимальная конфигурация кпп для турбового гражданского двигателя: 104 ряд + главная пара 3,5.

(КПП 2108) (I — 2.92; II — 1.81; III — 1.27; IV — 0.96; V — 0.78; VI — 0.69)

Потребители имеют разные потребности с точки зрения применения и бюджета. Им может потребоваться ремонт для более старого автомобиля, который не будет превышать стоимость автомобиля, или им может потребоваться высококачественная замена редуктора для позднего модельного автомобиля, что даст долгий срок службы и высокую надежность.

Выбор коробки передач может сбить с толку. Для потребителей нередко поставляется несовместимое устройство. Убедившись, что вы определили подходящую коробку для замены, возникает вопрос, насколько далеко вы хотите провести ремонт, выбор в пределах от одной или двух запасных частей, до полностью восстановленной сборки. Наша другая конструкция редукторов обслуживает всех потребителей, от тех, кому нужно недорого обойти более старую машину, для любителей автоспорта, которым нужна коробка передач, достаточно сильная, чтобы выдерживать высокие нагрузки при высокой надежности.

Относится к категории спортивных рядов. Изменены 4 передачи. 1-я, 2-я и 3-я передачи удлинены (как в 6-ом), 4-я передача сокращена (как в 8-ом на 5%), 5-я стандарт. Обычно устанавливается ГП 4.1. На форсированных моторах – с ГП 3.7, 3.9.

(КПП 2108) (I — 2.92; II — 1.81; III — 1.27; IV — 1.06; V — 0.94; VI — 0.78)

Требуется 1 шайба 2 мм под 4 передачу

Спортивный ряд. Классическая установка – с 6-ой передачей и ГП 4.1 (4.3). 1-я, 2-я и 3-я передачи удлинены (1-я значительно), 4-я и 5-я – сокращены. 5-я передача 6-го ряда – это 4-я от стандартного ряда.

Определение передаточных чисел трансмиссии

Исходные параметры двигателя Duratec HE/MZR для расчета и построения внешней скоростной характеристики двигателя приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Исходные параметры двигателя

где N – номинальная эффективная мощность;

gен – удельный эффективный расход топлива;

nн – частота вращения при номинальной мощности;

nм – частота при максимальном моменте;

Мк max – максимальный крутящий момент;

nv – частота двигателя при максимальной скорости.

Для построения внешней скоростной характеристики задаем угловую скорость коленчатого вала и находим соответствующие текущее значение крутящего момента двигателя и удельный эффективный расход топлива при соответствующих оборотах по формулам:

где – номинальный крутящий момент двигателя, Нм;

– удельный эффективный расход топлива на номинальном режиме двигателя, г/кВт ч;

Относительная частота вращения вала двигателя:

Крутящий момент на коленчатом валу (Н×м) и часовой расход топлива (кг/ч) рассчитываем по формулам:

Остальные показатели двигателя на участке внешней скоростной характеристики определяются из следующих соотношений:

Для примера проведем расчет при х = 0,6:

Таблица 1.2 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя

x 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 1 1,37
ne, об/мин 1860 2480 3100 3720 4340 4960 6200 6500
Nе,кВт 22.1 37.3 54.0 70.8 86.2 98.9 110.0 108.9
Me,Нм 113.7 143.8 166.5 181.8 189.8 190.4 169.4 159.9
Ge, г/кВтч 352.5 327.0 307.5 294.0 286.5 285.0 300.0 307.2
Gm,кг/ч 7.8 12.2 16.6 20.8 24.7 28.2 33.0 33.4

Исходя из проведенных расчетов, строим скоростную характеристику

Определение исходных параметров для расчета автомобиля

Полезная грузоподъемность определяется по выражению:

где m- масса полностью загруженного автомобиля

— масса порожнего автомобиля.

Масса багажа определяется по выражению

где К-количество мест,включая место водителя

Часть параметров принимаем в соответствии с прототипом, а часть определяем в результате расчетов.

Размер шин принимаем в соответствии с прототипом.

Таблица 2.1 — Размерность шин

Маркировка шины колеса

Отношения высоты шины к ее ширине

Высота профиля шины определяется с учетом отношения высоты шины к ее ширине:

Установив размер шин, определяем расчетный радиус колеса

где — расчетный радиус колес, м;

— диаметр обода колеса равен 17 дюймов;

— ширина профиля шины равна 225 мм ;

— высота профиля шины;

— коэффициент, учитывающий радиальную деформацию шины, который зависит от типа шины и давления воздуха в ней, . Принимаем 0,94.

Мощность двигателя, установленного на автомобиле, должна обеспечить движение полностью загруженного автомобиля с максимальной скоростью в заданных дорожных условиях. Исходя из этого условия, она может быть рассчитана по формуле

где — приведенный коэффициент дорожных сопротивлений при максимальной скорости равен 0,018;

— масса груженого автомобиля равна 2030кг; (выбираем по прототипу)

— ускорение свободного падения равно 9,81 м/с 2 ;

— сила сопротивления воздушной среды при максимальной скорости, Н;

— максимальная скорость движения равна 175 км/ч (48,61 м/с);

— КПД трансмиссии при движении на высшей передаче

Полученное значение мощности совпадает со значением, приведенным в таблице 1.2.

В свою очередь сопротивление воздушной среды

где — коэффициент сопротивления воздушной среды принимаем по прототипу 0,355 кг/м 3 ;

— площадь лобовой поверхности, м 2 .

где А- ширина автомобиля равная 1,66 м;

H — габаритная высота равна 1,65 м.

КПД механической трансмиссии при движении на высшей передаче зависит от вида и числа зубчатых пар, находящихся в зацеплении

где – КПД конической и цилиндрической пар зацепления.

Определение передаточных чисел трансмиссии

Читайте также  Диагностика трансмиссии нивы шевроле

Передаточное число главной передачи определяем из условия обеспечения движения автомобиля с максимальной скоростью на высшей передаче при максимальных оборотах двигателя.

где — частота вращения коленчатого вала двигателя, при максимальной скорости , об/мин;

— расчетный радиус колеса 0,34 м;

— максимальная скорость движения 48,61 м/с.

Окончательно принимаем с учетом прототипа 4,53

При определении передаточного числа коробки передач на первой передаче исходим из того, что на первой передаче автомобиль должен преодолевать максимальное дорожное сопротивление (по условию) при работе двигателя в режиме максимального крутящего момента . При этом сопротивлением воздуха пренебрегаем.

Значение максимального крутящего момента = 191 Нм

Передаточное число коробки передач на первой передаче

где — максимальное приведенное дорожное сопротивление.

Окончательно принимаем с учетом прототипа =3,62

Передаточные числа промежуточных передачаx выбираем так, чтобы они составляли ряд геометрической прогрессии, знаменатель которой

где — количество передач равное 4 (принимаем по прототипу);

— передаточное число коробки передач на первой передаче равно 3,64;

— передаточное число коробки на высшей передаче равно 1.

Значение передаточного числа на i-ой передаче

В качестве примера определим значение передаточного числа на 2-ой передачи:

Определение передаточных чисел трансмиссии проектируемого автомобиля.

Скоростная характеристика двигателя – это зависимость мощности и крутящего момента от числа оборотов коленчатого вала.

В случае, если максимальная мощность двигателя Nmax известна, внешнюю скоростную характеристику двигателя можно рассчитать по формуле Р.С.Лейдермана:

Где ne – текущее значение оборотов, для которого определяется мощность

а, b, c – коэффициенты: для автомобилей с карбюраторным двигателем a=b=с=1, с дизельным — a=0,53, b=1,56, c=1,09.

Необходимо найти 6-8 значений мощности в диапазоне от минимального устойчивого числа оборотов двигателя nmin до nmax, nmin двигателем следует принимать:

Легковые автомобили с карбюраторным двигателем nmin=800-1000 об/мин

Грузовые автомобили с карбюраторным двигателем nmin=500-600 об/мин

Грузовые с с дизельным двигателем nmin=400-500 об/мин.

Максимальное число оборотов двигателя принимается:

Для легковых автомобилей nmax=(1,05-1,16) nN

Для грузовых автомобилей nmax= nN.

Если максимальная мощность не задана, то она определяется следующим образом:

А) Легковые автомобили

Максимальная мощность двигателя выбирается из условий обеспечения заданных динамических качеств, при максимальной скорости движения.

Динамический фактор при этом принимается

Где ψ – коэффициент суммарного дорожного сопротивления при максимальной скорости.

Для нахождения Nmax вначале определяется мощность сопротивления Nψ+Nw при Vmax, представляющая собой мощность на ведущих колесах.

Nψ+Nw=m* Dbmin*g* Vmax/367+k*F* V³max/46656, (3)

Где Nψ – мощность суммарного дорожного сопротивления, кВт;

Nw – мощность сопротивления воздуха, кВт;

m – полная масса автомобиля, кг;

g – ускорение свободного падения, м/с²;

Vmax – максимальная скорость движения, км/ч;

k – коэффициент обтекаемости, k=0,2-0,35 Н*с²/м 4

F- лобовая площадь, которую можно вычислить по формуле НАМИ, зная габаритные ширину и высоту автомобиля;

или принять в пределах 1,6-2,8м 2

Полная масса автомобиля определяется по следующей зависимости:

где ma — собственная масса автомобиля, кг;

mб – масса багажа, кг

для легковых автомобилей, mб=10-16 кг

для автомобилей повышенной проходимости mб=25 кг

n – число пассажиров, включая водителя;

mг – грузоподъемность автомобиля.

Собственная масса автомобиля определяется следующим образом. Легковые автомобили, автобусы: ma=ku*n

где ku – коэффициент использования веса, кг/пассажира.

где kc – коэффициент снаряженного веса.

Значения kc и ku приведены в таблицах № 1,2,3

n, чел
ku
mг, кг
kc 1,25 0,8 0,75 0,8 0,85 0,9

Таблица №3, автобусы

N,пассаж.
ku,кг/пассаж.

После определения мощности сопротивления дороги и воздуха, определяется мощность двигателя при максимальной скорости

где ήт – КПД трансмиссии:

для легковых автомобилей — ήт=0,90-0,92,

для автомобилей повышенной проходимости — ήт=0,78-0,85.

Далее из формулы Р.С.Лейдермана находят максимальную мощность двигателя.

Б) Грузовые автомобили, автобусы и др. АТС.

Максимальную мощность двигателя определяют из условия обеспечения заданного минимального Dbmin динамического фактора на прямой передаче при максимальной скорости движения.

Минимальный динамический фактор для грузовых автомобилей и автобусов выбирается в интервале от 0,030 до 0,045.

Коэффициент обтекаемости k и лобовая площадь F принимаются соответственно:

Грузовые автомобили 0,50-0,65 Н*с 2 /м 4 и 3-5 м 2

Автобусы 0,37-0,43 Н*с 2 /м 4 и 4,5-6,5 м 2 .

Лобовая площадь автотранспортного средства может быть также при наличии данных, определена по приведенной выше формуле.

Потребная мощность при максимальной скорости определяется аналогично легковым автомобилям и принимается равной максимальной мощности двигателя (формулы 3,4).

Момент двигателя при принятых оборотах коленчатого вала определяется по формуле:

Полученные значения текущей мощности и момента следует свести в таблицу и построить график.

ne, об/мин
Ne,кВт
Me,Н*м

Определение передаточных чисел трансмиссии проектируемого автомобиля.

Передаточное число главной передачи определяется исходя из обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля:

где rk – радиус качения колеса, м;

nemax – максимальные обороты коленчатого вала двигателя, об/мин;

ik – передаточное число коробки передач на высшей передаче;

Vmax – максимальная скорость движения автомобиля на прямой ήT передаче, км/ч.

Для прямой передачи ik=1, для ускоряющей ik следует задаваться в пределах 0,7-0,85.

Максимальная скорость движения легковых автомобилей в задании может быть не указана, в этом случае ее следует найти из условия равенства мощности Nk, подводимой к ведущим колесам и мощностей сопротивлений:

где NVmax – мощность двигателя при максимальной скорости движения

ήT – КПД трансмиссии, для легковых автомобилей ήT=0,9-0,92,

для грузовых и автобусов ήT=0,85-0,90,

для автомобилей повышенной проходимости ήT=0,78-0,85;

m – полная масса автомобиля, кг;

ψ – коэффициент суммарного дорожного сопротивления, при уклоне ψ=0, ψ=f=0,015(1+V 2 /20000)

k – коэффициент обтекаемости, для легковых автомобилей

k=0,2-0,35 Н*с 2 /м 4

F – лобовая площадь автомобиля, м 2

где Ba и Ha габаритные ширина и высота автомобиля.

Полная масса автомобиля определяется по формуле (4), (см. П.1. «Расчет скоростной характеристики двигателя проектируемого автомобиля»).

Уравнение (2) решается графически. Для этого задавшись 4-мя значениями ожидаемой Vmax, строят кривую Nψ+Nw далее поводят горизонтальную линию, соответствующую мощности Nк на ведущих колесах при nmax. Точка пересечения этих линий даст искомую максимальную скорость движения автомобиля.

Для определения радиуса качения колес необходимо установить нагрузку, приходящуюся на одну шину.

У легковых автомобилей вес распределяется между передними и задними осями примерно поровну.

У грузовых автомобилей на переднюю ось при полном использовании грузоподъемности приходится около 20-30% нагрузки, задние оси, соответственно , порядка 70-80%.

При максимальной нагрузке Gш, приходящейся на одну шину и по максимальной скорости движения автомобиля на высшей передаче выбирают тип и размер шины (см. «Краткий автомобильный справочник НИИАТ», «Приложения») и определяют радиус качения колеса:

где d и B соответственно диаметр обода и ширина профиля шины в дюймах.

При определении передаточных чисел коробки передач вначале необходимо найти передаточное число первой из условия преодоления максимального сопротивления дороги:

где ψmax – коэффициент суммарного сопротивления дороги, преодолеваемого автомобилем на первой передаче,

ψmax=0,30-0,40, меньшие значения относятся к легковым автомобилям, большие к грузовым.

Для автомобилей повышенной проходимости ψmax=0,40-0,45;

Полученное значение необходимо проверить по сцеплению ведущих колес с дорогой ( на отсутствие буксования)

где φ – коэффициент сцепления, φ=0,6-0,8;

Gсц – сцепной вес автомобиля, Н.

где G2 – нагрузка на ведущие колеса,

m2 – коэффициент перераспределения нормальных реакций m2=1,2.

Передаточные числа других передач:

где n – число ступеней коробки переда, без ускоряющей;

m – порядковый номер рассчитываемой передачи.

При наличии ускоряющих передач, последние выбирают в пределах

Для раздаточной коробки передаточное число понижающей передачи определяется из условия отсутствия буксования автомобиля по следующей зависимости:

Полученное значение должно обеспечивать минимальную скорость движения автомобиля 1-2 км/ч. Проверка производится по формуле:

где nmin=800-1000 об/мин – для легковых автомобилей

nmin=500-600 об/мин – для грузовых автомобилей с карбюраторными двигателями, 400-500 – с дизельными.

Понравилась статья? Поделиться с друзьями:
Добавить комментарий

;-) :| :x :twisted: :smile: :shock: :sad: :roll: :razz: :oops: :o :mrgreen: :lol: :idea: :grin: :evil: :cry: :cool: :arrow: :???: :?: :!: