5.3. Визначення передаточних чисел трансмісії.

Розрахунок передаточного числа головної передачі U_о здійснюється за формулою:

U_о = 0,377,

де r_к – радіус кочення колеса, м; U_кв , U_рв – передаточне число коробки передач на найвищій передачі та роздавальної коробки чи подільника теж на вищій передачі. Вибір необхідно здійснювати з урахуванням конструкції автомобілів – аналогів.

Радіус кочення приймають рівним статичному радіусу r_с = ,

де dі В - відповідно діаметр ободу колеса (внутрішній діаметр шини) і ширина профілю шини, м;

- коефіцієнт реальної деформації шини. Для стандартних і широкопрофільних шин = 0,10,16 (менші значення беруть для вантажних, а більші – для легкових автомобілів), а для арочних шин і пневмокатків=0,20,3.

Передаточне число коробки передач на вищій передачі для 3^-хвальних чотирьох- та п'ятиступеневих коробок передач приймають рівним 1,0 (пряма передача). При наявності в п'ятиступеневій коробці передач п'ятої прискорювальної передачі її треба розглядати як економічну, а весь розрахунок проводити як для чотирьох ступеневої коробки передач. Передаточне число п'ятої прискорювальної передачі вибирають за аналогом.

Для двохвальних коробок (передньо- та задньоприводні легкові автомобілі). U_кв задають в діапазоні 0,95≤ U_кв≤ 1,05.

Знаходження передаточного числа першої ступені коробки передач U_к1 здійснюється за умови подолання максимального сумарного дорожнього опору Ψ_max , при допущенні r_д =r_c.

U_к1 =.

Значення M_{e max}треба брати з зовнішньої швидкісної характеристики (рис.5.1).

Якщо значення U_к1 > 8,5, то треба встановлювати додатковий редуктор. У цьому випадку

U_к1 = ,

де U_рн – передаточне число додаткового редуктора на нижчій передачі (вибирати з урахуванням конструкції автомобіля-аналога).

В наступному необхідно визначити передаточне число першої передачі з умови забезпечення стійкості мінімальної швидкості руху АТЗ V_min в діапазоні швидкостей 58 км/год. 5 – беруть для вантажних, 8 – для легкових при стійкій частоті обертання колінчастого валуn_min = (0.150.18)n_N .

U_к1 = 0,377.

Для повноприводного АТЗ величина V_minвстановлюється за аналогом.При цьому величину U_к1 треба визначати при частоті обертання колінчастого валу n = 0,5 · n_N .

U_к1 = 0,377.

Значення n_Nпри максимальному крутному моменту M_{e max} визначають з рис.5.1.

З двох отриманих значень U_к1 (дві умови руху) необхідно вибрати більше значення.

У подальшому визначають передаточні числа проміжних передач за формулою:

U_у = ,

де р – число передач, у – проміжний номер передачі.

5.4. Побудова динамічної характеристики.

Динамічна характеристика розглядається за теоретичними значеннями передаточних чисел. Розрахунок треба виконувати після компоновки коробки передач і ведучого моста та коректування передаточних чисел.

При розрахунку динамічної характеристики АТЗ для кожної її передачі та поточних значень частоти обертання колінчастого валу визначають:

а). швидкість АТЗ – V, км/год;

V_і = 0,377= С_і·n ;

б). силу тяги на колесах – Р_к , Н ;

Р_кі = = А_і·M_e ;

в). силу опору повітря - Р_Ẁ, Н.

Р_{Ẁ =} ;

г). Динамічний фактор – D

D= .

Постійні величини у формулах для спрощення розрахунків треба приводити до загальних коефіцієнтів.

Всі розрахунки виконують при вищому значенні передаточного числа в додатковій коробці передач і тільки для першої передачі ще беруть і нижче значення передаточного відношення в додатковій коробці.

Результати розрахунку для кожної передачі заносять в таблицю 5.2

Таблиця 5.2.

Розрахунок динамічного фактора

№ п/п	Параметри	Значення розрахункових параметрів
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
1	nі , об/хв	nmin	nmin+ n	nmin+ 2n	і т.д.	-″-	-″-	-″-	-″-	nmax

1	2		3	4	5	6	7	8	9	10	11
2	Me , Н·м
3	перша передача	Рк , Н
		РW , Н
		Рк-РW , Н
		D
		і т.д. для кожної передачі

За даними таблиці 5.2. будують динамічну характеристику автомобіля (рис.5.2.). На цьому ж графіку будують залежність Ψ = f(V).

Рис.5.2 Динамічна характеристика автомобіля.

1,2,3,4 – передачі коробки переміни передач.

5.5. Кінематична схема трансмісії.

Кінематичну схему трансмісії розробляють після вибору і обґрунтування основних параметрів автомобіля, що проектується (рис.5.3). Кінематична схема повинна відповідати таким умовам:

1. Автомобіль повинен рухатись справо- наліво.

2. На кінематичній схемі трансмісії АТЗ необхідно показувати всі кінематичні елементи і їх з'єднання.

3. Співвідношення розмірів умовних позначень взаємодіючих елементів повинно приблизно відповідати дійсному співвідношенню розмірів цих елементів в трансмісії автомобіля.

4. Взаємне розташування елементів на схемі повинно відповідати робочому положенню агрегатів або механізмів (зчеплення-виключене, КПП, роздавальна коробка, подільник-нейтральне).

5. Кожному кінематичному елементу на кінематичній схемі необхідно встановити свій номер, починаючи від двигуна. Вали позначати римськими цифрами.

Описання конструкції елементів трансмісії починають з аналізу конструкції зчеплення. Вказується тип зчеплення, кількість ведомих дисків, тип і місце розташування нажимних пружин, тип привода управління зчепленням. Закінчується аналіз описанням конструкції зчеплення.

Рис. 5.3. Кінематична схема трансмісії автомобіля:

1-5 – ступені коробки передач; I–XI - номери валів.

При аналізі конструкції коробки передач треба показати тип коробки передач, конструкції синхронізаторів, типи підшипників, на яких встановлено первинний, вторинний та проміжний вали коробки передач. Якщо в трансмісії встановлено додаткову коробку передач, то необхідно характеризувати її конструкцію. При наявності диференціала треба вказати його тип і обґрунтувати вибір його конструкції.

При аналізі конструкції карданної передачі необхідно вказати її тип і кількість карданних шарнірів та валів. Також описати конструкцію підвісної опори.

Аналіз конструкції ведучого моста починають з вказівки типу головної передачі, типу диференціала на піввісей, підшипників, на яких встановлені ведучий і проміжний вали головної передачі, коробка диференціала, ступиці коліс. Необхідно описати конструкцію ведучого моста. Для повноприводних автомобілів необхідно описати конструкцію всіх ведучих мостів.

Короткий аналіз конструкції елементів кінематичної схеми трансмісії закінчують описанням процесів передачі крутного моменту від колінчастого вала до ведучих коліс.

Умовні позначення елементів кінематичної схеми трансмісії АТЗ показані на рисунках 5.45.8.

Рис. 5.4. Підшипники:

а). ковзання і кочення радіальний (без уточнення типу);

б). ковзання радіальний;

в). ковзання радіально-упорний односторонній;

г). ковзання радіально-упорний двохрядний;

д). кочення радіальний кульковий;

е). кочення радіально-упорний односторонній кульковий;

ж). кочення радіально-упорний двохсторонній кульковий;

з). кочення радіальний роликовий;

и). кочення радіально-упорний роликовий.

Рис.5.5. З'єднання деталей автомобіля:

а). - вільне при обертанні; б). – глухе ; в). – нерухоме ; г). – рухоме.

Рис. 5.6. З'єднання двох валів :

а). – глухе; б). – еластичне; в). – шарнірне; г). – телескопічне; д). - карданне нерегульоване (без уточнення типу шарніра).

Рис. 5.7. Зубчасті передачі між валами з паралельними вісями:

а) – зовнішнє зчеплення без уточнення типу зубців;

б) – з прямими зубцями;

в) – з косими зубцями;

г) – внутрішнє зчеплення.

Рис.5.8. Зубчасті передачі між валами, вісі якої перетинаються або схрещуються:

а) – загальне позначення без уточнення виду зубців; б – прямі зубці; в) - косі зубці; г) – кругові зубці; д) – з осями, що перехрещуються (гіпоїдні).

Рис. 5.9. Умовні позначення окремих елементів у вузлах автомобілів, які не визначені стандартами:

а) – синхронізатор коробки передач автомобілів модельного ряду ГАЗ; б) – синхронізатор коробки передач автомобілів модельного ряду ЗІЛ, МАЗ, КрАЗ, КамАЗ; в) – колесо зі ступицею (одинарне та подвійне); г) – двигун АТЗ; д) – карданний шарнір рівних кутових швидкостей кульковий, типу ″Бірфілд″; е) – тип Вейс; ж) – кулачково-дисковий; з) – карданний шарнір нерівних кутових швидкостей; і) – двохдискове зчеплення автомобілів типу МАЗ, КрАЗ, КамАЗ; к) – зубчаста муфта.

Далі необхідно детально описати процес передачі крутного моменту деталями зчеплення, подільника ( на вищій та нижчій передачах), коробки передач (на всіх передачах), карданної передачі і ведучого моста.

0. Побудова графіків часу і шляху розгону автомобіля.

Для визначення часу і шляху розгону приймаються такі допущення:

• розгін починається з швидкості, що відповідає мінімальним обертам колінчастого валу;

• двигун працює в режимі зовнішньої швидкісної характеристики (залежності M_e, N_e, g_e = f(n_e) при максимальній подачі палива.

Прискорення проектного автомобіля визначається за формуламиa= і dt=, або .

Прирощення швидкості при розгоні , а відповідає часу розгону від швидкості V₁ до швидкості V₂.

Якщо середнє прискорення в інтервалі швидкостей V₁ і V₂ а = , тоді а₁ і а₂ відповідно прискорення розгону в інтервалі швидкостей V₁ і V₂.

З відомої формули D = знаходимо, що а =, де– коефіцієнт обертових мас. Отже, для оцінки часу розгону при V₁ маємо а₁ = . А при V₂ – відповідно , де D₁ і D₂– динамічні фактори автомобіля при швидкостях V₁ і V₂ : Ψ₁ і Ψ₂ - коефіцієнти дорожнього опору при швидкостях V₁ і V₂.

При русі автомобіля по горизонтальній дорозі сила опору Р₁ = 0 і , а.

Остаточно . Сумарний час розгону на передачі знаходиться підсумуванням часу в інтервалах швидкостей на цій передачі.

Якщо впливом повітря на опір руху знехтувати, то D₁=D₂= 0 з достатньою для практичних розрахунків точністю можна вважати Ψ₁ = Ψ₂. Час перемикання передач можна брати в межах t_n = 0,81,0_е.

Остаточно сумарний час розгону автомобіля можна визначити так: ,

де - - сумарний час розгону на всіх передачах,- сумарний час при перемиканні передач.

Рис.5.10. Графік часу розгону автомобіля.

Визначення шляху розгону здійснюється у такий спосіб. Так як , абоds=Vdt, то використовуючи числовий метод . Де ∆Ѕ – шлях, який проходить автомобіль при розгоні від швидкості V₁ до швидкості V₂. Відповідно ∆t= ∆t_1.2– час розгону, який визначався вище. Тоді середня швидкість руху . Підставивши, маємо. За час перемикання передачі, який треба брати однаковим при кожному перемиканні (t_n= 0.8), автомобіль пройде шлях , де V₁ – швидкість на початку перемикання передач; ∆V_n – падіння швидкості за час перемикання передачі.

Тоді сумарний шлях розгону на всіх передачах визначиться так: ,

де - сумарний шлях розгону на всіх передачах,- сумарний шлях, що проходить автомобіль при перемиканні передач.

Для побудови графіка V = t(t_a) і шляху V = f(S_a) розгону автомобіля графоаналітичним методом криву графіка прискорень ділять на кілька інтервалів, кінці яких з'єднують відрізками прямої, представляючи графік у вигляді кусково-лінійної функції (рис. 5.10 і 5.11).

Для кожного інтервалу швидкостей час розгону автомобіля буде дорівнювати:

, , .

Шлях розгону для кожного інтервалу швидкостей буде:

, , .

Для зручності побудови графіків t_a=f(V_a)таS_a=f(V_a) необхідно результати розрахунків представити у вигляді таблиці 5.3

Таблиця 5.3

Результати обчислень часу і шляху розгону автомобіля

№ п/п	Параметр	Інтервали швидкості Vjnм/с
		1	2	3	4	5	6	n-1	n
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
1	Швидкість в кінці інтервалу Vaj,м/с
2	Прискорення в кінці інтервалу jaj, м/с^2
3	Час розгону в інтервалі, t,c
4	Сумарний час розгону Е,c
5	Шлях розгону в інтервалі Saj,м
6	Сумарний шлях розгону , м

Рис. 5.11 Графік шляху розгону.

Графіки на рис. 5.10 і 5.11 починаються зі швидкості, яку розвиває автомобіль при мінімальних обертах колінчастого вала, оскільки процес зрушення з місця і розгін до швидкості, яка відповідає мінімальним обертам, не враховується.

0. Побудова паливно-економічної характеристики автомобіля.

Для оцінки паливної економічності треба використовувати залежність

Q_s = , л/100 км (5.1)

де g_N – питома витрата палива при максимальній потужності в г/кВт·год, яке звичайно на 510% більше за мінімальну витрату. У розрахунках беруть: для дизеляg_N= 210240 г/кВт·год; для карбюраторного двигуна g_N= 310340г/кВт·год;

Κ_ω - коефіцієнт, що враховує частоту обертання колінчастого вала, який для всіх типів двигунів визначають за емпіричною формулою:

,

Κ_U – коефіцієнт, що враховує ступінь використання потужності двигуна. Κ_U визначають за такими формулами:

• для карбюраторного двигуна Κ_U = 2,74 – 4,65U+2,91U² ,

• для дизеля Κ_U = 1,65 – 2,3U+1,65·U² ,

де показник ступеню використання потужності U = , N_Ψ, N_n - потужність опору руху і повітря; N_n – потужність двигуна при оборотах n_е і його роботі в режимі зовнішньої швидкісної характеристики;_тр – ККД трансмісії,

- густина палива (бензин - = 730 кг/м³, дизельне паливо - = 860кг/м³,

V – швидкість сталого руху, м/с.

За залежністю (5.1) будують паливну характеристику сталого руху, що є залежністю шляхових витрат палива від швидкості руху автомобіля на рівній горизонтальній дорозі. Така залежність характеризує рух автомобіля на вищій передачі КПП.

Для побудови графіка Q_Ѕ = f(V_а), розраховують значення Q_Ѕ на різних частотах обертання колінчастого вала, використовуючи данні таблиці 5.1.

Таблиця 5.4

Визначення шляхових витрат палива автомобіля.

№ п/п	Параметр	Значення n
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
		nmin	nmax+Δn	nmin+ 2Δn	nmin + 3Δn	і т.д.	-	-	nmax
1	ni/nN
2	Nei, кВт
3	К
4	КN
5	РΨ, н
6	Рn, н
7	Q, л

0. Гальмівні властивості автомобіля

Для оцінки гальмівних властивостей автомобіля використовуються такі показники:

а) шлях гальмування Ѕ_г, м

Ѕ_г = ,

де V_α – швидкість автомобіля, з якої починається гальмування (встановлюється згідно вимог до випробувань гальмівних систем):

α – кут нахилу полотна дороги;

f – коефіцієнт опору кочення коліс:

- коефіцієнт зчеплення коліс з полотном дороги;

g=9,81 м/с² – прискорення сили ваги.

б уповільнення j_с, м/с²

j_с = (·Соsα + fЅinα)g.

Значення α‚f‚відповідають показникам рівної ділянки дороги з сухим цементобетонним або асфальтовим покриттям.

Отримані значення Ѕ_г і j_с порівнюють з вимогами "Правил дорожнього руху України" [5] і роблять висновок про ефективність гальмівної системи і відповідність діючим вимогам.

0. Стійкість автомобіля.

Поперечна стійкість автомобіля оцінюється за величиною критичної швидкості автомобіля під час руху по криволінійній траєкторії згідно з умовами бічного перекидання V_тер і заносу V₃:

V_тер = ;

V₃ = ;

де R– радіус кривини полотна дороги в плані, м;

В- ширина колії автомобіля, м;

h_g-висота центра мас автомобіля , м;

–коефіцієнт зчеплення (асфальт, асфальтобетон),

Розрахунки значень V_пер і V₃ проводяться при значенні R = 20,40,60,80,100 м. Після отримання значень V_пер і V₃ будують графіки залежності V_пер = f(R) та V₃ = f(R).

0. Керованість автомобіля.

Керованість автомобіля визначається мірою відповідності траєкторії його руху положенню керованих коліс. Її оцінюють критичними швидкостями руху по боковому ковзанню V_кер і по збоченню коліс V_зб, а також радіусом повороту автомобіля R_с.

Критична швидкість з умов керованості визначається за такою формулою:

V_кер =

де – коефіцієнт зчеплення шини з дорогою (розрахункове значення 0,4);

f – коефіцієнт опору кочення коліс (f=0,02);

L – повздовжня база автомобіля, м;

- середній кут повороту керованих коліс автомобіля, м.

Графік залежності V_кер =f() будується після обчислення V_кер при значеннях = 5,10,15,20,25,30,40⁰. При русі автомобіля зі швидкістю більшою, ніж V_кер, керовані колеса будуть ковзати в поперечному напрямі і поворот їх на ще більший кут не приведе до зміни загального напрямку руху.

Радіус повороту автомобіля визначиться з формули:

R_е = ,

де ;- кути бокового збочення відповідно передніх ї задніх коліс, град;

- бокові сили, які діють на колеса відповідно передньої і задньої осей автомобіля, н;

К_від1, К_від2 – коефіцієнти опору збочення одного одинарного колеса відповідно передньої і задньої вісі, н/град (для колеса легкового автомобіля К_від=(5001000) н/град, а вантажного автомобіля – (8001500) н/град.

Граничні значення бокових сил, при яких колеса котяться без бокового ковзання, визначаються так:

;,

де ;- сили зчеплення з полотної дороги коліс відповідно передньої і задньої осей.

Після визначення кутів бокового збочення коліс іобчислюють радіус повороту автомобіля, що проектується, з еластичними колесами (R_е), радіусом повороту автомобіля з жорсткими ( в бічному напрямі) колесами (R), який дорівнює:

R=L/tg.

У подальшому порівнюють R_е і R. Керованість автомобіля при:

R_е = R – нейтральна;

R_е > R – недостатня;

R_е < R – надлишкова.

Доцільно, щоб керованість автомобіля була нейтральною або недостатньою. Якщо керованість надлишкова, то треба визначити критичну швидкість за умови бокового збочення коліс за формулою:

V_зб =

Отримане значення V_зб повинно бути на 2030% більшим від заданої максимальної швидкості руху автомобіля.

0. Плавність ходу автомобіля.

Плавність ходу автомобіля при його коливаннях оцінюється такими параметрами:

• частота вільних коливань підресорних мас;

• частота вільних коливань не підресорних мас;

• прискорення підресорних мас;

• швидкістю зміни прискорення підресорних мас.

Частота вільних коливань підресорних мас автомобіля може бути визначена так:

, с^-1 ,

де f_ст – статичний прогин підвіски, м.

Для вантажних автомобілів і міських автобусів приймають t_ст = 0,080,13 м. При цьому більші значення приймають для передньої підвіски, менші – для задньої підвіски вантажних автомобілів.

У сучасних легкових автомобілів для передньої підвіски приймають f_ст = 0,150,25 м, для задньої підвіски f_ст = 0,120,18 м. Плавність ходу можна вважати задовільною, якщо:

0,8 1,3 Гц - для легкового автомобіля;

Гц – для вантажного автомобіля.

Частота вільних коливань не підресорних мас автомобіля дорівнює:

;

де - сумарна радіальна жорсткість шин моста, н/м;m_M–маса моста, кг.

Жорсткість однієї шини визначають за такою формулою:

С_m = ;

де G_{m max} максимально припустиме навантаження на шину, н.

Д_з – зовнішній діаметр шини при максимальному тиску без навантаження, м;

r_с– статичний радіус шини при максимальному тиску і навантаженні, м.

Чисельні значення G_{m max}. Д_з, r_свизначаються як середнє значення серед прийнятих аналогів. Для задоволення вимог плавності ходу автомобіля частота вільних коливань його не підресорних мас повинна бути:

Гц для легковихавтомобілів

Гц для вантажних автомобілів.

При русі автомобіля по дорозі, що має нерівності, він здійснює вимушені коливання, частота і амплітуда яких залежить від руху автомобіля, висоти і довжини хвиль нерівності на дорозі.

Частота вимушених коливань в цьому випадку буде визначатись так:

де V_a – швидкість автомобіля, м/с; Ѕ – довжина хвилі нерівності на дорозі, м (Ѕ = 0,55 м). При русі автомобіля можуть виникати резонансні явища:

• низькочастотні - ;

• високочастотні - .

Ці явища можуть виникати при відповідних швидкостях руху автомобіля:

V_а =і V_а = . (5.2)

Використовуючи залежності (5.2) треба побудувати залежності V_a =f(Ѕ) для підресорних і не підресорних мас передніх і задніх мостів автомобіля, що проектується.