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 u _г1 — u _г4; v ₁ — v ₄— значения максималь­ной скорости движения при передаточ­ных числах главных передач u _г1 — u _г4

чи, равном u _г1. При указанном передаточном числе автомобиль развивает максимальную скорость движения v ₁.

Уменьшение передаточного числа главной передачи до u _г2(кри­вая 2)приводит к увеличению максимальной скорости автомо­биля до v ₂при 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 N _д + N _в,затрачиваемой на преодо­ление сопротивления движению автомобиля, не пересечет кри­вую тяговой мощности N _тв точке ее максимума (кривая 3).Ско­рость автомобиля v ₃,соответствующая этой точке пересечения кривых N _д + N _ви N _т, является максимально возможной на дан­ной дороге. При дальнейшем уменьшении передаточного числа главной передачи (кривая 4)максимальная скорость автомоби­ля снижается до v ₄.

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 (u _г1или u _г2). 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 u _г3, так как для этих ав­томобилей важна максимальная скорость движения. Выбор пере­даточного числа u _г4нецелесообразен, 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 v _max′ав­томобиля с трехступенчатой коробкой передач меньше максималь­ной скорости, развиваемой при использовании четырехступенча­той коробки. Максимальная скорость v _max′′ 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'' _max — максимальные 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 v _max автомобиля на выс­шей передаче, коэффициент сопротивления дороги ψ _v,которое может преодолеть автомобиль при максимальной скорости, мак­симальный коэффициент сопротивления дороги ψ_max, 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 ψ _v задают равным коэффициенту сопротивления качению f_v при максимальной скорости автомобиля, т.е. максимальную ско­рость автомобиль может развить только на ровной горизонталь­ной дороге.

Для грузовых автомобилей коэффициент ψ _v 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 ψ_maх = 0,4...0,55, а для полноприводных ψ_maх = 0,6... 0,7.

Выбираемые параметры. Этими параметрами являются масса снаряженного автомобиля т ₀,фактор обтекаемости автомобиля k _в F _а(или коэффициент сопротивления воздуха k _ви лобовая пло­щадь автомобиля F _а),распределение нагрузки по осям снаряжен­ного и полностью груженого автомобиля, угловая скорость ко­ленчатого вала ω _N при максимальной мощности двигателя и меха­нический КПД трансмиссии η_травтомобиля. Значения указанных

параметров выбирают по техническим характеристикам существу­ющих автомобилей аналогичного типа.

Расчетные параметры. К этим параметрам относятся макси­мальная мощность двигателя N _max, передаточное число главной передачи и _г,передаточные числа основной коробки передач и _ки передаточное число дополнительной (раздаточной) коробки пе­редач и _д.

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 т _а,кг, определяется в соответствии с его типом и назначением. С этой целью можно пользоваться следую­щими выражениями:

для легковых автомобилей

т _а = т ₀ + 70 n _пасс +т _б,

где т ₀— масса снаряженного автомобиля, кг; 70 — масса одного пассажира, кг; n _пасс— число пассажиров, включая водителя; т _б — масса багажа (25...50 кг);

для грузовых автомобилей

т _а = т ₀ + 70 n _пасс +т _гр,

где n _пасс — число пассажиров в кабине, включая водителя; т _гр— грузоподъемность автомобиля, кг;

для городских автобусов

т _а = т ₀ + 70(n _сид + n _ст + 2),

где n _сид — число мест для проезда сидя; n _ст— число мест для проезда стоя; 2 — число мест для водителя и кондуктора; для междугородных автобусов

т _а = т ₀ + 70(n _сид + 1),

где п _сид + 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 r _к.

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 k_BF_a — фактор обтекаемости, Н∙с²/м⁴; v _max— максимальная скорость, м/с; ψ _v — коэффициент сопротивления дороги при v _max;η_тр — 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 ω _N 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 v _max — максимальная скорость автомобиля, км/ч; ω_mах — мак­симальная угловая скорость коленчатого вала, рад/с; r _к — радиус колеса, м; и _к— передаточное число коробки передач на высшей передаче; и _д— передаточное число дополнительной коробки пе­редач на высшей передаче (и _д = 1).

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

Найденное расчетным путем передаточное число главной пе­редачи и _гдолжно 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

N_v 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 N_v η_тр(рис. 6.3) и проводят горизонтальную линию. Затем для разных скоростей движения авто­мобиля рассчитывают значения мощности, затрачиваемой на пре­одоление сопротивления дороги N _д и сопротивления воздуха N _в,и строят кривую N _д + N _всуммар­ных потерь. Точка А пересечения кривой N _д + N _ви прямой N_v η_тр 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 с высокой 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 ψ_max или мак­симальному динамическому фактору автомобиля по тяге D _max 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 G _a — вес автомобиля с полной нагрузкой, Н; М _mах— 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 D _сц— динамический фактор автомобиля по сцеплению; т _p2 = = 1,20...1,35 — коэффициент изменения реакций на задних веду­щих колесах; (G _а2 — вес, приходящийся на задние колеса автомо­биля с полной нагрузкой, Н; φ _х = 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 (и _п = 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 (и _k < 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

u _зх=(1,2…1,3) u ₁.

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 ψ_max = 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 ψ_max = 0,6...0,7.

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

где φ_mах = 0,6...0,8.

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

,

где ω_min — 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; l ₁ — 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 G _пp — вес 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 G _пп — вес полуприцепа с полной нагрузкой, Н; L _пп— база полуприцепа; l _пп — 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 ψ_mах, 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

u _т= u ₁ u _г u _д,

где u ₁, u _т, u _д — передаточные 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.