Тяговый расчет автомобиля

 

     Тяговые и тормозные  свойства транспортных машин  взаимосвязаны. Чем выше скорость  транспортной машины, тем лучше  должны быть его тормозные  качества.

При торможении элементарные силы трения, которые распределяются по рабочей поверхности фрикционных  накладок, создают результирующий тормозной  момент М_ТОР. Тормозной момент направлен в сторону противоположную вращению колеса. В результате действия тормозного момента между тормозящими колесами и поверхностью дороги возникает тормозная сила Р_ТОР.

     Максимальное значение  тормозной силы Р_ТОРmax определяется силой сцепления шин с дорогой Р_j, т.е. Р_ТОРmax= Р_j.

Величина тормозного момента М_ТОР, создаваемого тормозным механизмом, зависит от его конструкции и давления в тормозном приводе. При гидравлическом и пневматическом приводе сила нажатия на тормозную колодку (приводная сила) пропорциональна величине давления в самом приводе при торможении. Тормозной момент можно определить по формуле

 

        М_ТОР=ν×Р_о,                                         (2.5.1)

 

где  ν  – коэффициент пропорциональности;

Р_о– давление в тормозном приводе.

 

     Коэффициент ν изменяется в широких пределах и зависит от многих факторов, например, от температуры, от наличия влаги и др.

 

     В качестве показателей тормозной динамичности автомобиля  используют замедление при торможении а_з, время торможения t _тор и тормозной путь S _тор. Наибольшую значимость имеют замедление и тормозной путь.

При определении показателей тормозной  динамичности автомобиля в качестве скорости начала торможения V_н необходимо принять максимально возможную скорость движения на участке трассы, характеризуемом коэффициентом сопротивления дороги ψ_v (по графику динамического паспорта).

 

 

2.5.1 Замедление при торможении.

 

Показатели  тормозной динамичности автомобиля определяют, считая, что тормозные силы на всех колесах автомобиля достигли значения сил сцепления.

     Замедление  при торможении можно определить по формуле

 

           а_з = (j + y)∙g/К_э,(2.5.1.1)

 

где а_з – замедление при торможении, м/с²;

j– коэффициент сцепления шин с дорогой (в расчетах принять j = 0,8 );

y - коэффициент сопротивления дороги (по заданию);

g – ускорение свободного падения, м/с²;

К_э – коэффициент эффективности торможения.

 

а_з = (0,8 + 0,42)∙9,81/1,5=7,979(м/с²).

 

2.5.2 Время торможения.

 

Время торможения определяют по формуле

 

t_тор = (V_н/а_змах) - 0,5∙t_у,            (2.5.2.1)

 

где а_змах – максимальное замедление автомобиля при торможении, м/с² (в расчетах принять а_змах = а_з);

t_у – время, в течение которого замедление увеличивается от нуля (начало действия тормозной системы) до максимального значения, с(для грузовых автомобилей с пневматическим приводом тормозов …. .0,2…1,5);

V_н – скорость начала торможения, м/с.

 

t_тор = (28 /7,979) - 0,5∙1=3,01(с).

 

2.5.3 Тормозной путь.

 

     Тормозной путь автомобиля (S_тор,м) можно определить по формуле

 

      S _тор = V_н²/(2∙ а_змах). (2.5.3.1)

 

Распределение общей тормозной силы между мостами  не соответствует нормальным реакциям, изменяющимся во время торможения, поэтому фактическое  замедление автомобиля оказывается меньше, а время торможения и тормозной путь больше теоретических значений этих показателей. Для приближения результатов расчета к экспериментальным данным в формулу (4.3.20) вводят коэффициент эффективности торможения К_э, среднее значение которого приведено ниже.

грузовые автомобили и автобусы  ...……………………………К_э =1,4…1,6.

 

      S _тор = 28²/(2∙ 7,979)=49,129(м).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ  АГРЕГАТОВ ТРАНСМИСИИ, ПОДВЕСКИ  И МЕХАНИЗМОВ, ОЮЕСПЕЧИВАЮЩИХ БЕЗОПАСНОСТЬ  ДВИЖЕНИЯ

3.6. Сцепление.

 

Наружный  диаметр фрикционной накладки

 

                                      (3.6.1.1)

 

 

 

Внутренний  диаметр фрикционной накладки

 

                                               ( 3.6.1.2)

 

 

Уточняем диаметры фрикционных  накладок определенных по формулам (3.6.1.1) и (1.6.1.2), пользуясь стандартными их значениями. Принимаем следующие  стандартные значения диаметров  фрикционных накладок D=380(мм); d=230(мм). Толщину фрикционной накладки примем δ=5 мм.

 

Коэффициент запаса сцепления для грузового автомобиля примем β=2.

 

Усиление  прижатия дисков

 

Р_н=, Н;                                       (3.6.1.3)

где z – количество пар поверхностей трения;

m - коэффициент трения (m»0,35);

R_cр - средний радиус трения, м

 

R_cр=(D+d)/4, м                                          (3.6.1.4)

 

Р_н=

 

R_cр=(0,38+0,23)/4 = 0,153(м)

 

Давление  на фрикционные накладки

 

                                  (3.6.1.5)

 

 

 

3.7. Коробка передач.

 

     Межосевое расстояние

 

;                                      (3.6.2.1)

 

где К –  коэффициент, зависящий от типа автомобиля (для грузовых автомобилей К=0,0086…0,0096)

 

 

 

3.8. Карданные передачи.

 

Расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче трансмиссии определяют по формуле:

 

, Нм;                                      (3.6.3.1)

 

где М_вк – крутящий момент на ведущем валу коробки передач, Нм;

u_к1 – передаточное число первой передачи коробки передач.

 

М_р=817,251*7,791=6367,203 (Нм).

 

Максимальную  частоту вращения карданного вала определяют по формуле:

 

n_kmax=n_max/u_кв, об/мин;                                  (3.6.3.2)

 

где n_max – максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

u_кв – передаточное число высшей передачи коробки передач.

 

n_kmax=2500/1=2500 (об/мин).

 

 

Допустимая  длина карданного вала

 

                       (3.6.3.3)

 

где D – наружный диаметр карданного вала, м;

d – внутренний диаметр карданного вала, м.

 

 

 

Критическая частота вращения карданного вала

 

 

 

где L_к – длина карданного вала, м.

 

 

 

3.9. Главная передача.

 

Распределение между конической и цилиндрической зубчатыми парами определяется исходя из условия:

 

u_о=u_к∙u_ц                                       (3.6.4.1)

 

где u_к – передаточное число конической зубчатой пары;

u_ц – передаточное число цилиндрической зубчатой пары.

 

u_ц=0,75∙u_о;                                   (3.6.4.2)

 

 

u_ц =0,75∙4,688=3,516.

 

u_к;                                     (3.6.4.3)

 

u_к.

 

Определяем  конусное расстояние главной передачи по двум формулам:

 

;                             (3.6.4.4)           

 

;                                (3.6.4.5)

 

где К –  эмпирический коэффициент (К=0,0065);

G_a – полный вес автомобиля, Н;

Ψ_max – максимальный коэффициент сопротивления дороги (по заданию);

r– радиус колеса, м;

u_o–передаточное число главной передачи(для двойной главной передачи подставляется значение u_к);

ή_тр – КПД трансмиссии;

G_вк – полный вес автомобиля приходящийся на ведущие колеса, Н;

φ – коэффициент  сцепления шин с дорогой(φ=0,8).

 

;

 

 

 

Принимаем меньшее  из двух значений L_к=0,12 м

 

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой пары

 

;                             (3.6.4.6)

 

 

где К –  эмпирический коэффициент (К=0,009);

u_ц – передаточное число цилиндрической зубчатой пары.

 

 

 

 

3.10. Полуоси.

 

Диаметр полуоси.

 

Полностью разгруженная полуось

 

; (3.6.5.1)

 

где - вес, приходящийся на колесо, ;

- коэффициент  сцепления шин с дорогой ();

- радиус  колеса, ;

- допускаемое  напряжение кручения, ( -);

 

 

 

3.11. Подвеска.

 

Техническая частота колебаний

 

, колеб/мин;                                (3.6.6.1)

 

где f– статический прогиб упругого элемента подвески, см.

Статический прогиб передней подвески грузовых автоf_п = 11…15 см

Статический прогиб задней подвески автомобилей  определяем    

f_з = (1,0…1,2) f_п,см

 

колеб/мин,  f_п =13

 

 

3.12. Рулевое управление.

 

Момент сопротивления  повороту

 

, Н*м;                         (3.6.7.1)

 

где: G_a1 – полный вес, приходящийся на управляемые колеса, Н;

• -  коэффициент сопротивления качению (принять равным 0,018);

φ – коэффициент сцепления шин с дорогой(φ=0,8);

а – плечо  обкатки, м (для грузовых автомобилей = 0,05…0,01);

h_ру – КПД рулевого управления (h_ру = 0,78…0,8)

 

Нм

 

3.13. Тормозное управление.

 

Максимальный  тормозной момент

 

, Н*м;                           (3.6.8.1)

 

где: G_к – вес приходящийся на тормозящее колесо, Н;

φ – коэффициент сцепления шин с дорогой(φ=0,8);

m_n – коэффициент перераспределения масс (для передних колес m_п = 1,5…2,0, для задних колес m_з = 0,5…0,7)

n – номер моста.

 

, Н;                                     (3.6.8.2)

 

где - полный вес автомобиля на один мост, Н;

к – количество колес на мосту автомобиля;

n – номер моста (передний – 1, задний – 2)

 

М_торmax1=44772,84*0,8*0,5*2=35818,272 (Нм);

 

М_торmax2=8314*0,8*0,5*0,5=16629,9 (Нм);

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.КОНСТРУКТОРСКАЯ РАЗРАБОТКА АГРЕГАТА (УЗЛА).

 

4.1. Назначение сцепления

 

Сцепление представляет собой узел трансмиссии, передающий во включенном состоянии  крутящий момент и имеющий устройство для кратковременного его выключения. Сцепление предназначено для  плавного трогания автомобиля и кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии  при переключении передач и предотвращения воздействия на трансмиссию больших  динамических нагрузок, возникающих  на переходных режимах.

4.2Требования предъявляемые к сцеплению

С учетом назначения, места в схеме передачи энергии трансмиссией автомобиля, к  сцеплению предъявляются следующие  специфические требования:

1.Надежная  передача крутящего момента от  двигателя к коробке передач.  Обеспечивается необходимым запасом  момента сцепления (момента трения) на всех режимах работы двигателя,  сохранением нажимного усилия  в необходимых пределах в процессе  эксплуатации.

2.Полнота  включения, т. е. отсутствие  пробуксовывания ведущих и ведомых  деталей сцепления, обеспечивающая  надежную передачу крутящего  момента двигателя. Достигается  в эксплуатации наличием зазора  в механизме выключения и недопущением  попадания смазочного материала  на трущиеся поверхности.

3.Полнота  («чистота») выключения, обеспечивающая  полное разъединение двигателя  и трансмиссии. Достигается заданной  величиной рабочего хода подшипника  выключения и соответственно  рабочим ходом педали сцепления.