РОЗДІЛ 2
ВПЛИВ ПЕРЕДАТОЧНИХ ЧИСЕЛ ТРАНСМІСІЇ АВТОМОБІЛЯ
НА ПОКАЗНИКИ ТЯГОВО-ШВИДКІСНИХ ВЛАСТИВОСТЕЙ І ПАЛИВНОЇ ЕКОНОМІЧНОСТІ
2.1. Визначення передаточних чисел трансмісії за існуючими законами і методиками
2.1.1 Визначення передаточних чисел трансмісії за законом геометричної прогресії.
Відомо, що при використанні будь-якого закону або методики вибору передаточних чисел трансмісії необхідно мати два крайніх значення - максимальне і мінімальне передаточне число. Ці передаточні числа визначаються за відомими виразами [24].
Мінімальне передаточне відношення визначають за умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля:
, (2.1)
де - максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна;
- радіус кочення колеса;
- максимальна швидкість руху автомобіля.
Мінімальне передаточне відношення, у свою чергу, визначається як
, (2.2)
де - мінімальне передаточне число коробки передач;
- мінімальне передаточне відношення додаткової коробки передач;
- передаточне відношення головної передачі автомобіля.
При виборі мінімального передаточного числа трансмісії автомобіля виходять із того, що при застосуванні тривальної коробки передач остання передача, як правило, пряма, тобто = 1,0. Для двохвальної коробки передач (легкові передньоприводні автомобілі) = 0,70...0,96. Якщо застосовується тривальна коробка передач у поєднанні із додатковою коробкою передач (подільники або мультиплікатори) = 0,71...0,82.
Максимальне передаточне відношення трансмісії визначають за умови подолання автомобілем найбільшого опору дороги
, (2.3)
де - сила тяжіння від повної маси автомобіля;
- максимальний опір дороги, який повинен подолати автомобіль;
- динамічний радіус колеса;
- максимальний крутний момент двигуна;
- механічний коефіцієнт корисної дії трансмісії автомобіля;
- нормальна реакція опорної поверхні на ведучі колеса автомобіля;
- коефіцієнт зчеплення ведучих коліс автомобіля з опорною поверхнею.
Для автомобіля, що проектується або модернізується, усі названі параметри відомі, тобто крайні передаточні числа трансмісії визначені.
Розглянемо, як приклад, автомобілі Луцького автомобільного заводу, ЛуАЗ-1302. Вони оснащені двигунами МеМЗ - 245 (карбюраторними) або МеМЗ - 246 (із впорскуванням бензину) та дизелем Ломбардіні. Швидкісні зовнішні характеристики цих двигунів за результатами заводських випробувань наведені на рис.2.1 -2.3. Як слідує із наведених характеристик, у якості вихідних можна прийняти наступні значення параметрів, табл. 2.1.
Таблиця 2.1
Характеристики двигунів для автомобіля ЛуАЗ-1302
Двигун, кBт,
хв-1, Нм,
хв-1, г/кВт?год,
хв-1МеМЗ-24543,38550092,513500285,64000МеМЗ-24639,0530079,763500285,63000Ломбардіні28,0430076,02600260,02500
Приймаючи до уваги і другі вихідні дані, а саме [97]: =1360 кг, =0,6 (для повнопривідного автомобіля), 0,285 м, 0,9, , =105 км/год, визначимо мінімальне і максимальне передаточне відношення трансмісії.
Перевіримо, чи може бути реалізована така максимальна швидкість енергетичними можливостями двигунів МеМЗ-245 та МеМЗ-246.
Із рівняння потужнісного балансу автомобіля при його русі з максимальною швидкістю отримаємо
, (2.4)
Рис. 2.1. Зовнішня швидкісна характеристика двигуна МеМЗ-245
Рис. 2.2. Зовнішня швидкісна характеристика двигуна МеМЗ-246
Рис. 2.3. Зовнішня швидкісна характеристика двигуна LOMBARDINI
де - коефіцієнт опору повітря, =0,55 Нс2/м4;
- площа проекції автомобіля на площину, що перпендикулярна поздовжній осі автомобіля, = 2,21 м2;
- коефіцієнт, що враховує приріст сили опору кочення автомобіля від швидкості його руху, =0,0001 [5];
- коефіцієнт опору кочення при швидкості автомобіля 1 м/с, = 0,013.
Розв'язок кубічного рівняння здійснено за допомогою програмного забезпечення MаthCAD 8.0 Pro.
Для автомобіля з двигуном МеМЗ-246 максимальна швидкість склала 29,69 м/с (106,9 км/год), а з двигуном МеМЗ-245 - 30,54 м/с (109,94 км/год), тобто максимальна швидкість за технічною характеристикою автомобіля забезпечується енергетичними можливостями обох двигунів. Тому приймемо в подальших розрахунках =5,338.
Після визначення мінімального передаточного відношення трансмісії визначимо максимальне
Розглянемо спочатку варіант трансмісії автомобіля з останньою прямою передачею, тоді і , .
Зважаючи на те, що передаточні числа проміжних передач для геометричної прогресії визначаються залежністю
(2.5)
де n - число передач,
m - порядковий номер передачі, отримаємо: ; ; .
2.1.2. Визначення передаточних чисел трансмісії за законом арифметичної прогресії.
При застосуванні арифметичної прогресії передаточні відношення проміжних передач визначаються із залежності:
(2.6)
Ця залежність перетворюється у систему трьох лінійних рівнянь
(2.7)
ро