Помощничек
Главная | Обратная связь


Археология
Архитектура
Астрономия
Аудит
Биология
Ботаника
Бухгалтерский учёт
Войное дело
Генетика
География
Геология
Дизайн
Искусство
История
Кино
Кулинария
Культура
Литература
Математика
Медицина
Металлургия
Мифология
Музыка
Психология
Религия
Спорт
Строительство
Техника
Транспорт
Туризм
Усадьба
Физика
Фотография
Химия
Экология
Электричество
Электроника
Энергетика

Влияние передаточного числа главной передачи на максимальную скорость автомобиля



Для изучения влияния передаточного числа главной передачи на максимальную скорость движения рассмотрим мощностной ба­ланс автомобиля при различных передаточных числах главной передачи (рис. 6.1).

Кривая 1 характеризует изменение тяговой мощности на веду­щих колесах автомобиля при передаточном числе главной переда-



Рис. 6.1. Графики мощностного ба­ланса автомобиля с разными пере­даточными числами главной пере­дачи:

1—4— кривые тяговой мощности при передаточных числах главных передач uг1 — uг4; v1 — v4— значения максималь­ной скорости движения при передаточ­ных числах главных передач uг1uг4


чи, равном uг1. При указанном передаточном числе автомобиль развивает максимальную скорость движения v1.

Уменьшение передаточного числа главной передачи до uг2(кри­вая 2)приводит к увеличению максимальной скорости автомо­биля до v2при том же значении угловой скорости коленчатого вала.

По мере уменьшения передаточного числа главной передачи максимальная скорость автомобиля возрастает до тех пор, пока кривая суммарной мощности Nд + Nв,затрачиваемой на преодо­ление сопротивления движению автомобиля, не пересечет кри­вую тяговой мощности Nтв точке ее максимума (кривая 3).Ско­рость автомобиля v3,соответствующая этой точке пересечения кривых Nд + Nви Nт, является максимально возможной на дан­ной дороге. При дальнейшем уменьшении передаточного числа главной передачи (кривая 4)максимальная скорость автомоби­ля снижается до v4.

Таким образом, выбирать передаточные числа главной переда­чи необходимо с учетом назначения и условий эксплуатации ав­томобиля. Так, например, для городского автобуса целесообразно большее передаточное число главной передачи (uг1или uг2). В этом случае благодаря значительному запасу мощности обеспечивается лучшая приемистость автобуса, хотя и уменьшается его макси­мальная скорость.

Что касается спортивных и гоночных автомобилей, то следует отдать предпочтение передаточному числу uг3, так как для этих ав­томобилей важна максимальная скорость движения. Выбор пере­даточного числа uг4нецелесообразен, поскольку максимальная мощность двигателя вообще не используется, что приводит к ухуд­шению тягово-скоростных свойств автомобиля.

Если проектируемый автомобиль предназначен для работы в тяжелых дорожных условиях, то передаточное число главной пе­редачи необходимо увеличить, чтобы обеспечить возрастание тя­говой силы на ведущих колесах и динамического фактора автомо­биля по тяге.


6.4. Влияние числа передач в коробке передач на скорость

автомобиля

Для выявления влияния числа передач в коробке передач на скорость движения автомобиля в различных дорожных условиях сравним динамические характеристики одного и того же автомо­биля при установке на него трехступенчатой (рис. 6.2, а)и четы­рехступенчатой (рис. 6.2, б) коробок передач. При этом первые и последние передачи данных коробок передач имеют равные пере­даточные числа, а динамические факторы автомобиля по тяге на первой и последней передачах обеих коробок одинаковы.

При сравнении максимальной скорости автомобиля на дорогах с различным сопротивлением очевидно преимущество четырех­ступенчатой коробки передач. Так, на дороге, характеризуемой коэффициентом сопротивления ψ1, максимальная скорость vmax′ав­томобиля с трехступенчатой коробкой передач меньше максималь­ной скорости, развиваемой при использовании четырехступенча­той коробки. Максимальная скорость vmax′′ при движении по дороге с коэффициентом сопротивления, равным ψ2, также меньше у автомобиля с трехступенчатой коробкой передач. Следовательно, увеличение числа передач в коробке приводит к возрастанию сред­ней скорости движения автомобиля. Чем больше число передач, тем полнее используется мощность двигателя в различных дорож­ных условиях, улучшаются тяговые свойства и повышается топ­ливная экономичность автомобиля.

Однако при очень большом числе передач усложняется конст­рукция и увеличивается масса коробки передач, а также затруд­няется управление автомобилем. В связи с этим на легковых авто­мобилях обычно применяют четырех- и пятиступенчатые короб-

Рис. 6.2. Динамические характеристики автомобиля с трехступенчатой (а) и четырехступенчатой (б) коробками передач:

I —IV — передачи; v'max, v''maxмаксимальные значения скорости движения при коэффициентах сопротивления дороги соответственно ψ1 и ψ2


ки передач, а на грузовых автомобилях и автобусах — пяти- и шестиступенчатые. На грузовых автомобилях, предназначенных для работы в составе автопоездов, увеличение числа передач основ­ной коробки в два раза и более достигается применением допол­нительных коробок передач.

6.5. Последовательность проектировочного тягового

расчета автомобиля

При выполнении тягового расчета проектируемого вновь авто­мобиля приходится иметь дело с тремя группами параметров. Это параметры, задаваемые техническими условиями на автомобиль, выбираемые и расчетные параметры автомобиля. Рассмотрим ука­занные параметры.

Параметры, задаваемые техническими условиями.К этим пара­метрам относятся тип автомобиля, грузоподъемность или пасса-жировместимость, максимальная скорость vmax автомобиля на выс­шей передаче, коэффициент сопротивления дороги ψv,которое может преодолеть автомобиль при максимальной скорости, мак­симальный коэффициент сопротивления дороги ψmax, преодоле­ваемого автомобилем на первой передаче, тип двигателя по ис­пользуемому топливу (бензиновый, газовый, дизель) и тип транс­миссии (механическая, гидромеханическая и т.д.).

Для легковых автомобилей коэффициент сопротивления доро­ги ψv задают равным коэффициенту сопротивления качению fv при максимальной скорости автомобиля, т.е. максимальную ско­рость автомобиль может развить только на ровной горизонталь­ной дороге.

Для грузовых автомобилей коэффициент ψv задают в виде ди­апазона значений (0,025...0,035), т.е. с некоторым запасом для достижения устойчивой максимальной скорости. Благодаря этому грузовой автомобиль сможет при максимальной скорости преодо­левать небольшие подъемы, буксируя прицепы.

Максимальный коэффициент сопротивления дороги, преодо­леваемого на первой передаче, для автомобилей с колесной фор­мулой 4×2 обычно составляет 0,3... 0,45 — для легковых автомоби­лей, 0,3...0,4 — для грузовых и 0,28...0,33 — для автобусов. Для грузовых автомобилей с колесной формулой 6×4 ψmaх = 0,4...0,55, а для полноприводных ψmaх = 0,6... 0,7.

Выбираемые параметры.Этими параметрами являются масса снаряженного автомобиля т0,фактор обтекаемости автомобиля kвFа(или коэффициент сопротивления воздуха kви лобовая пло­щадь автомобиля Fа),распределение нагрузки по осям снаряжен­ного и полностью груженого автомобиля, угловая скорость ко­ленчатого вала ωN при максимальной мощности двигателя и меха­нический КПД трансмиссии ηтравтомобиля. Значения указанных


параметров выбирают по техническим характеристикам существу­ющих автомобилей аналогичного типа.

Расчетные параметры.К этим параметрам относятся макси­мальная мощность двигателя Nmax, передаточное число главной передачи иг,передаточные числа основной коробки передач ики передаточное число дополнительной (раздаточной) коробки пе­редач ид.

Используя выбранные значения параметров и значения, за­данные техническими условиями, при проектировании нового ав­томобиля сначала определяют его полную массу и подбирают шины, а затем находят максимальную мощность двигателя и пе­редаточные числа трансмиссии — главной передачи, коробки пе­редач и раздаточной коробки.

Определение полной массы автомобиля.Полная масса проекти­руемого автомобиля та,кг, определяется в соответствии с его типом и назначением. С этой целью можно пользоваться следую­щими выражениями:

для легковых автомобилей

та = т0 +70nпассб,

где т0— масса снаряженного автомобиля, кг; 70 — масса одного пассажира, кг; nпасс— число пассажиров, включая водителя; тбмасса багажа (25...50 кг);

для грузовых автомобилей

та = т0 +70nпассгр,

где nпасс — число пассажиров в кабине, включая водителя; тгр— грузоподъемность автомобиля, кг;

для городских автобусов

та = т0 +70(nсид + nст +2),

где nсидчисло мест для проезда сидя; nст— число мест для проезда стоя; 2 — число мест для водителя и кондуктора; для междугородных автобусов

та = т0 +70(nсид + 1),

где псид + 1 — число мест для проезда сидя, включая место водителя.

Подбор шин для автомобиля.При подборе шин сначала необ­ходимо определить нагрузку, приходящуюся на одно колесо пол­ностью груженого автомобиля.

У легковых автомобилей нагрузка на передние и задние колеса при полной нагрузке автомобиля почти одинакова.

У грузовых автомобилей с колесной формулой 4×2 при двух­скатных задних колесах и полной нагрузке на передние колеса приходится 25... 30 % всей нагрузки автомобиля. Хотя на задние двухскатные колеса устанавливают четыре шины, на каждую из них приходится большая нагрузка, чем на шину переднего коле­са. Поэтому шины для грузового автомобиля подбирают исходя


из нагрузки на одно заднее колесо. По значению этой нагрузки в соответствии с ГОСТом определяют размер шин и радиус коле­са rк.

Определение максимальной мощности двигателя.Для определе­ния этой величины сначала находят мощность двигателя при мак­симальной скорости движения, используя уравнение мощност-ного баланса автомобиля, представленное в развернутой форме.

Мощность при максимальной скорости

где kBFaфактор обтекаемости, Н∙с24; vmax— максимальная скорость, м/с; ψvкоэффициент сопротивления дороги при vmaxтр — КПД трансмиссии.

После определения мощности двигателя при максимальной ско­рости рассчитывают его максимальную мощность по формуле

,

 

где а, b, с — эмпирические коэффициенты, характеризующие тип двигателя; а = b = с = 1 для бензиновых двигателей; а = 0,53,

b = 1,56, с = 1,09 для дизелей; = 1,05... 1,1 для бензиновых

двигателей без ограничителя угловой скорости коленчатого вала;

= 0,8 ...0,9 — для бензиновых двигателей с ограничителем уг-

ловой скорости коленчатого вала; =1,0 для дизелей.

С учетом найденной максимальной мощности двигателя и вы­бранной угловой скорости коленчатого вала ωN при максималь­ной мощности рассчитывают и строят внешнюю скоростную ха­рактеристику двигателя. Для определения эффективной мощнос­ти и эффективного крутящего момента двигателя используют фор­мулы, приведенные в разд. 2.

Определение передаточного числа главной передачи.Передаточ­ное число главной передачи находят исходя из максимальной ско­рости автомобиля на высшей передаче, заданной техническими условиями на проектируемый автомобиль.

Значение передаточного числа главной передачи определяют по формуле

,


где vmax — максимальная скорость автомобиля, км/ч; ωmах — мак­симальная угловая скорость коленчатого вала, рад/с; rкрадиус колеса, м; ик— передаточное число коробки передач на высшей передаче; ид— передаточное число дополнительной коробки пе­редач на высшей передаче (ид = 1).

Полагают, что передаточные числа коробки передач на выс­шей передаче имеют следующие значения: ик = 1,0 — для прямой передачи и ик = 0,9... 1,0 — для повышающей передачи легковых автомобилей; ик= 1,0 — для грузовых автомобилей с числом пере­дач не более шести; ик= 0,7...0,8 — для многоступенчатых коро­бок передач грузовых автомобилей.

Найденное расчетным путем передаточное число главной пе­редачи игдолжно иметь следующие значения: не более 5,0 — у легковых автомобилей; не более 7,0 — у грузовых автомобилей грузоподъемностью до 8 т; не более 8,0 — у грузовых автомобилей грузоподъемностью свыше 8 т.

Расчетное значение передаточного числа главной передачи не­обходимо сравнить с существующими передаточными числами главных передач автомобилей аналогичного типа и назначения. В том случае, если у новой модели автомобиля проектируется ве­дущий мост, то это значение передаточного числа уточняют с учетом числа зубьев шестерен главной передачи.

Выше был рассмотрен вариант определения передаточного числа главной передачи по заданной максимальной скорости ав­томобиля. Однако иногда задают не максимальную скорость авто­мобиля, а мощность двигателя при максимальной скорости дви­жения. В этом случае сначала рассчитывают мощность двигателя

Nv при максимальной угловой скорости коленчатого вала, а за­тем графическим способом опре­деляют максимальную скорость автомобиля.

Рис. 6.3. Определение максималь­ной скорости движения автомо­биля: А — точка, соответствующая макси­мальной скорости

С этой целью на оси ординат откладывают значение произведе­ния Nvηтр(рис. 6.3) и проводят горизонтальную линию. Затем для разных скоростей движения авто­мобиля рассчитывают значения мощности, затрачиваемой на пре­одоление сопротивления дороги Nд и сопротивления воздуха Nв,и строят кривую Nд + Nвсуммар­ных потерь. Точка А пересечения кривой Nд + Nви прямой Nvηтр со­ответствует максимальной скоро­сти автомобиля.


Определение передаточных чисел коробки передач.При опре­делении передаточных чисел коробки передач нужно помнить о том, что I передача предназначена для преодоления максималь­ного сопротивления дороги. Промежуточные передачи коробки пе­редач используются при разгоне автомобиля, преодолении повы­шенного сопротивления движению, работе автомобиля в услови­ях, не позволяющих двигаться свысокой скоростью (гололед, выбитая дорога, задержка впереди идущим транспортом и т.д.), а также при торможении двигателем на затяжных пологих спусках.

При расчете передаточных чисел сначала находят передаточ­ное число I передачи по заданному техническими условиями мак­симальному коэффициенту сопротивления дороги ψmax или мак­симальному динамическому фактору автомобиля по тяге Dmax на I передаче.

Это передаточное число определяют с помощью выражения, полученного из формулы для динамического фактора, пренебре­гая силой сопротивления воздуха, так как она незначительна при небольших скоростях движения:

где Gaвес автомобиля с полной нагрузкой, Н; Мmах— макси­мальный крутящий момент двигателя, Н∙м.

Полученное передаточное число I передачи коробки передач не гарантирует отсутствия буксования ведущих колес автомобиля. Чтобы не было буксования ведущих колес при движении на I пере­даче, необходимо выполнение следующего неравенства:

,

где Dсц— динамический фактор автомобиля по сцеплению; тp2 = = 1,20...1,35 — коэффициент изменения реакций на задних веду­щих колесах; (Gа2 — вес, приходящийся на задние колеса автомо­биля с полной нагрузкой, Н; φх = 0,6...0,8 — коэффициент сцеп­ления колес с дорогой.

Из этого соотношения определяют новое передаточное число I передачи, при котором буксования ведущих колес не будет:

.

После проверки передаточного числа I передачи на отсутствие буксования ведущих колес автомобиля из двух найденных переда­точных чисел I передачи коробки передач для дальнейших расче­тов выбирают меньшее.


По этому значению передаточного числа I передачи и извест­ному значению передаточного числа высшей передачи определя­ют передаточные числа промежуточных передач.

Если высшая передача прямая (ип = 1), то для расчета переда­точных чисел промежуточных передач используют следующее выражение:

где п' — число передач, не считая повышающую передачу и пере­дачу заднего хода; k — номер передачи.

Если высшая передача повышающая (иk < 1), то значение ее передаточного числа выбирают в соответствии с типом автомоби­ля, а остальные передаточные числа промежуточных передач рас­считывают с помощью приведенного выше выражения.

Передаточное число передачи заднего хода

uзх=(1,2…1,3)u1.

Окончательное значение передаточного числа передачи задне­го хода определяют при компоновке коробки передач. Рассчитанные передаточные числа коробки передач являются ориентировочными и при проектировании новой коробки пере­дач могут незначительно изменяться.

Определение передаточного числа дополнительной коробки пе­редач.Для дополнительной коробки передач определяют переда­точное число понижающей передачи, зависящее от ее назначения и типа.

Демультипликатор обычно применяют на тяжелых грузовых трехосных автомобилях с неведущим передним мостом. Такие ав­томобили изготавливают главным образом на основе агрегатов двухосных базовых автомобилей.

Однако по условиям эксплуатации требуется больше передач в трансмиссии с увеличенными передаточными числами по срав­нению с тем, что может обеспечить коробка передач базового ав­томобиля. Поэтому применение демультипликатора позволяет уве­личить передаточные числа коробки передач и в 2 раза — количе­ство передач.

Передаточное число понижающей передачи демультипликато­ра определяют по формуле

,

где ψmax = 0,4...0,55 — максимальный коэффициент преодолевае­мого сопротивления дороги.

Полученное передаточное число понижающей передачи демуль­типликатора проверяют на отсутствие буксования ведущих колес


так же, как и передаточное число 1 передачи коробки передач. Из двух найденных передаточных чисел выбирают меньшее.

Раздаточная коробка используется в трансмиссии полнопри­водных автомобилей. Она не только распределяет мощность и кру­тящий момент между ведущими мостами, но и выполняет функ­ции демультипликатора, т. е. увеличивает числа и количество пе­редач в трансмиссии.

Передаточное число понижающей передачи раздаточной ко­робки может быть определено по формуле

где ψmax = 0,6...0,7.

Его можно также рассчитать исходя из условий отсутствия бук­сования ведущих колес:

где φmах = 0,6...0,8.

Выбранное передаточное число понижающей передачи разда­точной коробки передач проверяют по значению обеспечиваемой им минимальной скорости движения автомобиля:

,

где ωmin — минимальная устойчивая угловая скорость коленчатого вала двигателя.

Минимальная скорость автомобиля при выбранном передаточ­ном числе раздаточной коробки передач должна составлять 1,5... 2,5 км/ч.

Если найденная минимальная скорость автомобиля превышает рекомендуемое предельное значение, то передаточное число по­нижающей передачи раздаточной коробки передач уточняют, пользуясь выражением

.

На основании данных, полученных при проектировочном тя­говом расчете автомобиля, строят графики силового и мощност-ного балансов, динамической характеристики, ускорений, вре­мени и пути разгона. При этом используются уравнения для пока­зателей тягово-скоростных свойств автомобиля, приведенные в разд. 3.


6.6. Тяговый расчет автопоезда

Тяговый расчет автопоезда выполняют с помощью тех же урав­нений, которые использовались при проектировочном тяговом расчете автомобиля. Однако при проведении тягового расчета ав­топоезда следует учитывать не только массу автомобиля-тягача, но дополнительно еще и массу прицепа или полуприцепа, т.е. полную массу всего автопоезда. Поэтому при расчете необходимо определить также полную массу прицепа или полуприцепа, кото­рая допустима для заданного автомобиля-тягача, а также найти новое передаточное число главной передачи, обеспечивающее работу автомобиля в составе автопоезда.

Максимальная допустимая масса прицепа или полуприцепа зависит от максимальной тяговой силы на ведущих колесах авто­мобиля-тягача, которая ограничивается силой сцепления колес с дорогой.

На рис. 6.4 приведена схема прицепного автопоезда, в соответ­ствии с которой максимальную тяговую силу на ведущих колесах автомобиля-тягача можно определить из выражения

,

где L — база автомобиля; l1 — расстояние от его центра тяжести до оси передних колес.

При движении автопоезда на I передаче с малой скоростью сопротивлением воздуха можно пренебречь. Тогда получим

,

где Gпpвес прицепа с полной нагрузкой, Н.

Объединим приведенные выражения, представив их в виде

,


Рис. 6.4. Схема прицепного автопоезда

и определим из полученного соотношения максимальный коэф­фициент сопротивления дороги, которое может быть преодолено автомобилем с прицепом:


, или .

Схема седельного автопоезда приведена на рис. 6.5. В этом слу­чае максимальная тяговая сила на ведущих колесах автомобиля-тягача находится по формуле

,

где Gппвес полуприцепа с полной нагрузкой, Н; Lпп— база полуприцепа; lпп — расстояние от центра тяжести полуприцепа до оси его колес, или

.

Пренебрегая сопротивлением воздуха при движении автопоез­да на I передаче, определяем максимальный коэффициент сопро­тивления дороги, преодолеваемого автомобилем с полуприцепом:

, или .

Из приведенных выражений следует, что чем больше расстоя­ние от центра тяжести полуприцепа до оси его колес, тем больше может быть масса буксируемого полуприцепа на дорогах с одина­ковым коэффициентом сцепления колес с дорогой.


Рис. 6.5. Схема седельного автопоезда

Для того чтобы получить на ведущих колесах автомобиля-тяга­ча тяговую силу, достаточную для преодоления максимального сопротивления дороги, характеризуемого коэффициентом ψmах, необходимо соответствующее передаточное число трансмиссии.


Автомобили, не предназначенные для работы с прицепом или полуприцепом, часто не могут обеспечить требуемую тяговую силу на ведущих колесах. В таких случаях следует изменять передаточ­ное число трансмиссии автомобиля, варьируя передаточное чис­ло главной передачи или передаточные числа коробки передач либо вводя в трансмиссию автомобиля дополнительную коробку передач (например, демультипликатор).

Для прицепного автопоезда передаточное число трансмиссии определяется из выражения

,

откуда

.

Для седельного автопоезда

.

Из последнего выражения определяется требуемое передаточ­ное число трансмиссии для автомобиля с полуприцепом:

.

Передаточное число трансмиссии автопоезда при включенной I передаче в коробке передач

uт= u1 uг uд,

где u1, uт, uдпередаточные числа соответственно I передачи коробки передач, главной передачи и дополнительной коробки передач.

Для получения требуемого передаточного числа трансмиссии может быть изменено каждое из передаточных чисел механизмов, входящих в ее состав. Обычно для этого изменяют передаточное число главной передачи. Часто устанавливают также дополнитель­ную коробку передач с необходимым передаточным числом, со­храняя неизменными передаточные числа главной передачи и коробки передач.

 




Поиск по сайту:

©2015-2020 studopedya.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.