Привід ведучих коліс

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Житомирський технологічний університет

Кафедра автомобілів та АГ

Розрахунково-пояснювальна записка

до курсового проекту

з дисципліни “Автомобілі”

на тему: “Привід ведучих коліс”

Виконав: ст. гр. ЗАГ - 12 - 2

Суходольський А.М.

Перевірив: Рудзінський В. В.

Житомир 2014

Зміст

Вступ

1. Аналіз існуючих конструкцій та розрахунок питомих показників вітчизняних і закордонних автомобілів-аналогів

2. Обґрунтування схеми компонування вагових та геометричних параметрів автомобіля

2.1 Визначення власної маси та геометричних параметрів автомобіля

2.2 Ваговий аналіз проектованого автомобіля і вибір шин

3. Тяговий розрахунок автомобіля

3.1 Розрахунок потрібної максимальної потужності двигуна

3.2 Розрахунок та вибір передатних чисел механічної трансмісії

4. Обґрунтування кінематичної схеми і опис конструктивних особливостей роздавальної коробки

5. Розрахунок параметрів роздавальної коробки

6. Оцінка прохідності та маневреності проектованого автомобіля

6.1 Тягово-зчіпні показники прохідності

6.2 Геометричні показники прохідності

6.3 Конструктивні фактори, що впливають на прохідність автомобіля

6.4 Оцінка маневреності автомобіля

Висновки

Список використаної літератури

Вступ

Автомобільний транспорт займає чільне місце в транспортних перевезеннях нашої держави. Особливо він зручний при перевезенні вантажів на короткі відстані, при доставці їх до залізничних станцій, пристаней і портів, в обслуговуванні місцевого і сільськогосподарського вантажообігу. За обсягом вантажообігу автотранспорт не поступається залізничному й морському. Особливе місце посідають автомобілі і трактори в лісовій промисловості. Трактори використовуються як трелювальні агрегати на лісосіках так і шасі для канатних установок та інших лісових машин. Автомобілі використовуються на вивезені деревини та інших допоміжних роботах.

Автомобільним транспортом у 1995 р. перевезено 3483 млн пасажирів, 70 % вантажного парку зосереджено в господарствах і автопідприємствах (АТП).

Вантажами, які перевозять автотранспортом, в основному є продукція сільського господарства, харчової і легкої промисловості, будівельні матеріали. В районах Донбасу і Придніпров'я велике значення має також транспортування продукції вугільної промисловості.

Треба організувати вітчизняне автомобілебудування для забезпечення потреби України в автомобілях на 65--70 % (нині -- 10--15 %).

Автомобільний транспорт потребує значного технічного оновлення, оптимізації структури парку за вантажопідйомністю, типами кузовів, наявністю спеціалізованих транспортних засобів, особли­во малої вантажопідйомності, розвитку мережі сервісного обслуговування, створення нових і модернізації діючих авторемонтних заводів.

Україна має великий науковий і технічний потенціал в галузі автомобіле- та тракторобудування.

Автомобільні і тракторні заводи постійно працюють над удосконаленим конструкції автомобілів і тракторів, підвищенні їх експлуатаційних якостей, продуктивності, зменшенню витрати палива та мастильних матеріалів. Особлива увага приділяється зменшенню викидів шкідливих речовин в атмосферу та покращення умов роботи водіїв, тобто ергономічним параметрам автомобіля та тракторів.

1. Аналіз існуючих конструкцій та розрахунок питомих показників вітчизняних і закордонних автомобілів-аналогів

Користуючись довідковою літературою, технічними журналами та проспектами складена наступна таблиця 1.1 технічних параметрів аналогів автомобілів. За призначенням і колісною формулою з проектованим автомобілем.

Таблиця 1.1 Технічні параметри автомобілів - аналогів

Основні параметри автомобілів	Марки автомобілів
	ЗиЛ 5301 БО	ЗиЛ 5301 ЕО	Урал 4320	Зил 131	Урал 375Д	ЗиЛ 433440
Номінальна вантажопідйомність mQ, т	3,75	3.7	5	5	5	3,75
Власна маса m, т -на передню вісь m1 - - - на передню вісь m2	4.3 2.06 2.24	4.3 2.06 2.24	8,02 3,85 4,17	6,46 3,1 3,36	7,8 3,8 4	6.665 3.24 3.425
Повна маса mn, т -на передню вісь mn 1 - - на передню вісь mn 2	8.275 2.31 5.965	8.275 2.31 5.965	13,245 4,3 8,945	11,685 3,2 8,485	13,025 3,8 9,255	10.715 3.735 6.980
Колія: перед. коліс К1, м задніх коліс К2, м	1.8 1.795	1.8 1.795	2 2	1,82 1,82	2 2	1.82 1.82
База автомобіля Б, м	3,65	3.65	3,525	3,35	3,525	3350+1250
База заднього візка БВ, м	1,12	1,25	1,4	1,25	1,4	1,12
Дорожній просвіт (мін) hД, м	0,37	0,4	0,4	0,33	0,4	0,33
Габарити: довжина Д, м ширина Ш, м висота Н, м	6,165 2,21 2,365	6,765 2,21 2,365	7,366 2,5 2,87	6,9 2,5 2,48	7,366 2,674 2,68	7,23 2,5 2,76
Макс. швидкість Vmax, км/год	90	85	85	80	75	85
Марка двигуна, тип двигуна	Д-245.12С	Д-245.12С	V-8	Зил 131	V-8	ЗиЛ-508,10
Макс. потужність двигуна, кВт на частоті об. вала, об/хв	80 2400	80 2400	154,4 2600	110,3 3200	132,4 3200	110.4 3200
Макс. крутний момент, Н*м на частоті об. вала, об/хв	353 1300	353 1300	637,4 1500	402 1900	465,8 1900	401.8 2000
Передатні числа: -коробка передач -роздавальної коробки -головної передачі	6,45 3,56 8,05	6,45 3,56 8,05	5,61 2,15 7,32	7,44 2,08 7,34	6,17 2,15 8,9	5,61 2,15 7,32
Марка шин	260R508	260R508	260R508	280R508	260R508	260R508
Статичний радіус коліс, м	0,555	0,555	0,555	0,537	0,5	0,585

Власну масу вантажного автомобіля визначають на основі статистичної обробки параметрів мас існуючих автомобілів даного типу з урахуванням факторів, які можуть здійснити вплив на вибір маси.

Власну масу вантажного автомобіля визначають із співвідношення:

M_о= M_в · q (1)

де М_в - вантажопідйомність автомобіля, т;

q - коефіцієнт тари.

Орієнтовні значення коефіцієнта тари неповноприводних автомобілів з колісними формулами 4x2 i 6x4 можна знайти, використовуючи графік залежності q = f (М_в).

Враховуючи дані технічних характеристик повноприводних вантажних автомобілів, автопоїздів, орієнтовні значення коефіцієнта q можна визначити за табл.1.2.

Отже для оцінки експлуатаційних властивостей автомобілів аналогів та прийняття відповідних рішень щодо проектованого автомобіля були обчислені наступні показники і коефіцієнт використання маси k_m, питома потужність N_пит, максимальна тягова сила P_max, максимальний динамічний фактор D_max.

Коефіцієнт використання маси - це відношення номінальної вантажопідйомності до власної маси автомобіля [6]:

k_m =m_Q/m=3.75/4.3=0,87

де m_Q - номінальна вантажопідйомність, т; ( 3,57 )

m - власна маса автомобіля, т;

Питому потужність автомобіля, кВт/т, розраховують за формулою:

N_пит=N_{e max}/m_n=80/8.275=9.66,

де N_emax - максимальна потужнсть двигуна, кВт;

m_n - повна маса автомобіля, т.

Максимальну тягову силу (в кН), яка підводиться до тягових коліс автомобілів нормальної прохідності, можна обчислити за формулою:

P_{к max} = M_{e max}*U_mp1*з_mp/1000*r=353*106,8*0,85/(1000*0,555)=57.74

де r - робочий радіус тягових коліс, м;

U_mp1 - максимальне загальне передатне число трансмісії (на першій передачі коробки передач);

з_mp - коефіцієнт корисної дії трансмісії;

M_{e max} - максимальний крутний момент двигуна, Н*м.

Максимальний динамічний фактор D_max визначають як відношення максимальної тягової сили до повної ваги автомобіля:

D_max = P_{к max} /G_n=57.74/85.84= 0.67

де G_n - повна вага з вантажем кН.

G_n =9,81*m_n=9,81*9,45= 92,7.

Таблиця 1.2 Відносні показники автомобілів - аналогів

Основні параметри	Марки автомобілів
	ЗиЛ 5301 БО	ЗиЛ 5301 ЕО	Урал 4320	Зил 131	Урал 375Д	ЗиЛ 433440
Номінальна вантажопідйомність mQ, т	3,75	3.7	5	5	5	3,75
Коефіцієнт використання маси: km =mQ/m	0,87	0,86	0,62	0,77	0,64	0,56
Розподіл власної ваги: -на передню вісь m1/m -на задню (візок) m2/m	0,54 0,56	0,54 0,56	0,48 0,52	0,48 0,52	0,487 0,513	0,486 0,514
Розподіл повної ваги: -на передню вісь mn1/mn -на задню (візок) mn2/mn	0,279 0,721	0,279 0,721	0,325 0,675	0,274 0,726	0,292 0,708	0,349 0,651
Питома потужність Nпит, кВт	9.66	9.66	11,66	9,44	10,17	10.3
Максимальна тягова сила Pк max, кН	76,2	76.2	86,2	72,3	93,5	65.7
Максимальний динамічний фактор Dmax	0,52	0,49	0,66	0,63	0,73	0,63

2. Обґрунтування схеми компонування вагових та геометричних параметрів автомобіля

2.1 Визначення власної маси та геометричних параметрів автомобіля

Керуючись вказівками розділу 1 і беручи до уваги колісну формулу та призначення проектованого автомобіля, треба, перш усього, вибрати взаємне розміщення кабіни й двигуна.

Вибір параметрів проектованого автомобіля проводиться за допомогою методу вагових і геометричних аналогій. На стадії ескізного компонування автомобіля його власну масу та геометричні параметри можна визначити на підставі аналізу технічних характеристик низки існуючих автомобілів-аналогів. Для однотипних за конструкцією і призначенням автомобілів спостерігається досить чіткі залежності між вантажопідйомністю та власною масою, між масою автомобілів та їх геометричними параметрами тощо. Тому, на підставі табл. 1.1, треба побудувати графік залежності між власною масою автомобілів-аналогів та їхньою вантажопідйомністю. Крім цього, за даними табл. 1.1, слід побудувати залежності геометричних параметрів однотипних автомобілів від їхньої маси, тобто залежності бази і габаритної довжини, габаритної ширини і висоти та дорожнього просвіту.

Для виконання цієї роботи доцільно, на підставі табл. 1.1, скласти допоміжну таблицю за формою табл. 2.1. Побудовані за даними табл. 2.1 графічні залежності треба апроксимувати степеневими, або хоч би лінійними виразами, які дозволять із достатньою точністю визначити масу і розміри проектованого автомобіля.

Таблиця 2.1. Вагові й геометричні параметри автомобілів

Марки СЛМ	mQ, т	m, т	Б, м	Д, м	Ш, м	Н, м	К, м	hд, м
ЗиЛ 5301 БО	3,75	4,3	3,65	6,165	2,21	2,365	1,8	0,37
ЗиЛ 5301 ЕО	3,7	4,3	3,65	6,765	2,21	2,365	1,8	0,4
Урал 4320	5	8,02	3,525	7,366	2,5	2,87	2,0	0,4
Зил 131	5	6,46	3,35	6,9	2,5	2,48	1,8	0,33
Урал 375Д	5	7,8	3,525	7,366	2,674	2,68	2,0	0,4
ЗиЛ 433440	3,75	6,665	3,35	7,23	2,5	2,76	1,8	0,33
Проектований автом.	3,75	5,7	3,00	6,6	2,45	2,6	1,8	0,36

Рис. 1.1. Залежність власної маси від вантажопідіймальності автомобіля

Рисунок 1.2. Залежність довжини від власної маси автомобіля

Рисунок 1.3. 3алежність бази від власної маси автомобіля

Рисунок 1.4. Залежність ширини бази від власної маси автомобіля

Рисунок 1.5. Залежність висоти від власної маси автомобіля

Рисунок 1.6. Залежність колії від власної маси автомобіля

Рисунок 1.7. Залежність просвіту від власної маси автомобіля

Побудовані графічні залежності доцільно апроксимувати логарифмічними функціями. Ці вирази дозволяють з достатньою точністю визначити масу і розміри проектованого автомобіля.

З оптимальних залежностей визначимо власну масу автомобіля:

m= 1,8131m_Q^0,8668=1,8131*3,75^0,8668=5,7 т.

Визначаємо повну масу автомобіля:

m_n=m+m_Q= 5,7+3,75= 9,45 т.

Інші геометричні параметри визначаємо аналогічно: Б=3000мм; Ш=2450 мм; Д=6600 мм; Н=2600 мм; К=1820 мм; h_д=360 мм.

2.2 Ваговий аналіз проектованого автомобіля і вибір шин

Визначаємо навантаження, що припадає на одне колесо при повністю навантаженому автомобілі. Щоб визначити найбільше навантаження на шини треба виконати ваговий аналіз проектованого автомобіля. Апроксимуючи далі і знаючи, що схема компонування капотна задаємося величиною розподілу власної маси між осями автомобіля:

m = 5,7 т;

m₁ = 0,45*5,7=2,57 т;

m₂ = 0,55*5,7=3,13 т.

Визначаємо власну вагу, що припадає на передню вісь:

G₁ = 9,81*m₁=9,81*2,57=25,21 кН.

Визначаємо власну вагу, що припадає на задню вісь:

G₂+G₃= 9,81*m₂=9,81*3,13=30,7 кН;

G=G₁+G₂+G₃=25,21+30,7=55,91 кН.

Нарисувавши відповідну розрахункову схему, треба скласти рівняння суми моментів сил відносно точки контакту коліс однієї з осей автомобіля з поверхнею дороги. Розв'язавши рівняння суми моментів отримаємо вирази для визначення поздовжніх координат центра власної ваги.

Рис. 2.1. Розрахункова схема для визначення навантажень на осі двох осьового автомобіля без вантажу

Склавши суму моментів сил відносно точки контакту коліс однієї з осей з поверхнею дороги, слід визначити повне навантаження, яке діє на осі двохосьового вантажного автомобіля. При цьому беремо до уваги, що нормальні реакції дороги R₁ і R₂ дорівнює навантаженням на відповідні осі.

Розв'язавши рівняння суми моментів отримаємо вирази для визначення поздовжніх координат центра власної ваги.

Обчислюємо координати а і b центра ваги автомобіля без вантажу [6]:

a=(G₂+G₃ )*(Б+Б_в/2)/G=30,7*(3,0+1,12/2)/55,91=1,92 м;

b=(Б-а)=3,0-1,92=1,08 м.

Для заднього і середнього мостів У M_A = 0:

G*a-R₂₃(a+b+Б_в/2)=0;

R₂₃ = G*a/(a+b+Б_в/2)=55,91*1,92/(1,92+1,08+1,12/2)=30,62

Для переднього моста:

R₂₃-G+R₁=0;

R₁=G-R₂₃=55,91-30,62 = 25,29 кН..

Щоб визначити навантаження на осі повністю навантаженого вантажного автомобіля слід на розрахунковій схемі прикласти вагу вантажу. Припустивши, що вантаж розподіляється в кузові рівномірно, знаходимо геометричний центр кузова де і прикладаємо силу. Зміщення точки прикладення сили відносно задньої осі автомобіля, треба визначити з креслення попереднього компонування проектованого автомобіля.

Рис. 2.2 Розрахункова схема для визначення навантажень на осі автомобіля з вантажем

Склавши суму моментів сил відносно точки контакту коліс однієї з осей з поверхнею дороги, слід визначити повне навантаження, яке діє на осі двохосьового вантажного автомобіля. При цьому беремо до уваги, що нормальні реакції дороги:

-R_23n*(Б+Б_в/2)+G*a+Q(Б+Б_в/2-d)=0;

R_23n=G*a+Q(Б+Б_в/2 - d)/(Б+Б_в/2)=55,91*1,92+36,79(3,00+1,12/2 - 0,253)/(3,0+1,12/2)=70,0 кН.

Для переднього моста:

R₂₃-Q-G+R_1n=0;

R_1n=-R₂₃+Q+G=-70+36,79 + 55,91=22,7 кН.

Навантаження, що діє на одну шину заднього колеса [6]:

Q_ш2=(G_n2+G_n3)/z_шв=70/4=17,5 кН,

де z_шв - сумарна кількість шин візка автомобіля, шт.;

Навантаження, що діє на одну шину переднього колеса [6]:

G_ш1=G_n1/2=22,7/2=11,35 кН.

Розміри і марку шин вибираємо за значенням найбільш навантаженої шини автомобіля і за значенням номінальної вантажопідйомності шини та прийнятого тиску повітря у ній за даними її технічної характеристики:

Таблиця 2.2. Розміри і вантажопідйомність шин

Позначення шин	Тип протектора	Маса шини, кг	Статичний радіус, мм	Макс. навантаження, кН	Тиск повітря в шині, МПа	Мінім. навантаження, кН	Тиск повітря в шині, МПа
260-508 (9,00-20)	Д	60	485	20,5	0,60	11,1	0,21

3. Тяговий розрахунок автомобіля

3.1 Розрахунок потрібної максимальної потужності двигуна

Потрібну максимальну потужність двигуна автомобіля визначають із умови його руху з максимальною швидкістю та повним з номінальним навантаженням по асфальтовому шосе на ділянці з незначним підйомом:

N_max=P_к*V_max*k_N/3,6*з_mp,

де N_max - потужність, яка необхідна для забезпечення руху автомобіля в заданих умовах з максимальною швидкістю, кВт;

P_к - тягова сила на ведучих колесах, що потрібна для подолання опору руху в розрахункових умовах (визначається з рівняння тягового балансу автомобіля), кН;

V_max - задана максимальна швидкість руху автомобіля, км/год ( 75,0 км/год);

k_N - коефіцієнт, що враховує експлуатаційні втрати потужності (втрати в глушнику та на привід допоміжних механізмів двигуна (приймаємо k_N=1,1));

з_mp - коефіцієнт корисної дії трансмісії (приймаємо з_mp=0,9).

Тягова сила (кН), яка потрібна для забезпечення руху автомобіля з максимальною швидкістю, визначається з рівняння тягового балансу як сума сил опору коченню, підйому та опору повітря:

P_к=G_n(f+i_н)+k*F*V²_max/13,

де f - коефіцієнт опору коченню згідно завдання (приймаємо f=0,03);

i_н - підйом дороги, який повинен подолати автомобіль рухаючись з максимальною швидкістю (приймаємо i_н=0,005);

F - лобова площа автомобіля, м²;

k - коефіцієнт обтічності, кН*с²/м⁴ (приймаємо k=0,0006).

Лобова площа автомобіля обчислюється за формулою:

F=б_F*Н*Ш=0,76*2,6*2,45=4,95м²,

де б_F - коефіцієнт заповнення площі, для вантажних автомобілів - 0,76;

Н, Ш - габаритні висота та ширина автомобіля.

Повна вага автомобіля:

G_n=9,81*m_n=9,81*9,45=92,7 кН;

P_к=92,7*75+0,0006*4,95*75²/13=4,53 кН;

N_max=4,53*75 * 1,1/3,6 * 0,9=93,4.

Вибираємо дизельний двигун марки ЗМЗ-516.10, 4-циліндровий з максимальною потужністю N_emax=100 кВт, при частоті 2300 об/хв., максимальний крутний момент 490 Н*м при частоті обертання 1400 об/хв.

Вибравши серійний двигун оцінимо питому потужність проектованого автомобіля, кВт/т:

3.2 Розрахунок та вибір передатних чисел механічної трансмісії

Загальне передатне число трансмісії існуючого автомобіля являє собою добуток передатних чисел усіх агрегатів трансмісії з урахуванням включених передач у коробці передач і роздавальній коробці. Максимальне значення загального передатного числа відповідає включеній першій передачі коробки і нижчій (першій) передачі роздавальної коробки. Мінімальне загальне передатне число відповідає вищій передачі коробки (найменше значення) і вищій (другій) передачі роздавальної коробки.

Розрахунок потрібних передатних чисел механічної трансмісії проектованого автомобіля треба проводити у такій послідовності:

а) розрахувати потрібне максимальне та мінімальне загальні передатні числа і ;

б) розрахувати і вибрати потрібну кількість ступенів та передатні числа коробки передач на усіх передачах і вибрати її кінематичну схему;

в) визначити потрібні передатні числа інших агрегатів трансмісії.

Максимальне значення загального передатного числа трансмісії повинно бути таким, щоб задовольнялися наступні умови:

-повністю навантажений автомобіль повинен долати сумарний максимальний опір дороги, який може виникнути у найважчих умовах, що відповідають його призначенню;

-максимальне загальне передатне число не повинно перевищувати значення, що забезпечується повним використанням зчіпних можливостей машини на сухій поверхні.

Сумарний максимальний опір дороги - це сума коефіцієнта опору коченню і підйому. Умова подолання найбільшого сумарного опору дороги буде задовольнятися, якщо максимальна тягова сила, яку може розвинути автомобіль на першій передачі завдяки роботі двигуна, дорівнюватиме сумарній силі опору руху автомобіля, тобто якщо задовольняється рівність:

,

де - повна вага автомобіля кН;

- максимальний сумарний опір дороги, який повинен подолати проектований автомобіль у найважчих умовах руху ;

- радіус ведучих коліс, м;

- максимальний крутний момент двигуна, Нм;

Із наведеної вище залежності отримуємо вираз для обчислення потрібного максимального загального передатного числа трансмісії за умовою забезпечення руху автомобіля у найважчих умовах:

.

Максимальне передатне число трансмісії, за умовою повного використання зчіпних можливостей автомобіля, визначається із виразу:

,

де - зчіпна вага автомобіля (сумарна вага, яка діє на ведучі колеса), кН;

- коефіцієнт зчеплення тягових коліс для дороги зі сухим покриттям.

Максимальне передатне число трансмісії треба прийняти таким, щоб воно дорівнювало, або було більшим але не перевищувало значення отриманого за умовою повного використання зчіпних можливостей проектованого автомобіля.

Потрібне мінімальне загальне передатне число трансмісії обчислюється за умовою забезпечення заданої в проекті максимальної швидкості руху автомобіля:

,

де - частота обертання вала двигуна, що відповідає максимальній потужності двигуна, об/хв.

Потрібну мінімальну кількість ступенів передач в трансмісії розраховують за умовою перекриття кривих тягової характеристики автомобіля, що відповідають різним передачам, тобто з урахуванням швидкісних діапазонів роботи двигуна та швидкості руху автомобіля на різних передачах. За цією умовою мінімальна кількість ступенів трансмісії визначається із виразу:

,

де - частота обертання вала двигуна, що відповідає максимальному крутному моментові об/хв.

Враховуючи що є роздавальна коробка .

Отже, приймаємо 4-ступінчасту коробку передач і 2-х ступеневу роздавальну коробку. автомобіль роздавальний коробка тяговий

Передатні числа агрегатів трансмісії вибираємо керуючись значеннями передатних чисел, які реалізовано в серійних конструкціях. Тоді попередньо приймаємо наступні передатні числа:

-передатне число роздавальної коробки на нижчій передачі = 2,15;

-передатне число роздавальної коробки на вищій передачі =1.

Максимальне значення загального передатного числа трансмісії реалізується на першій передачі коробки передач і нижчій (першій) передачі роздавальної коробки й обчислюється за формулою:

.

Мінімальне значення загального передатного числа трансмісії отримується, коли включається вища передача коробки передач і вища (друга) передача роздавальної коробки, тобто:

.

Потрібне передатне число головної передачі доцільно розрахувати задавшись передатними числами коробки передач на і роздавальної коробки на вищих передачах за залежністю:

.

Тоді передатне число коробки передач на першій передачі буде рівне: =0,71.

Необхідне передаточне число коробки передач на 1 передачі:

.

Передатні числа коробки найбільш часто вибирають за законом геометричної прогресії:

,

де - знаменник геометричної прогресії;

- номер передачі коробки передач, .

Знаменник геометричної прогресії визначається за формулою:

.

Отже, передатні числа коробки передач будуть наступні:

;

;

.

4. Обґрунтування кінематичної схеми і опис конструктивних особливостей роздавальної коробки

Для розподілу крутного моменту між ведучими мостами застосовують на повнопривідних автомобілях роздавальні коробки. Роздавальні коробки встановлюють після коробок передач (іноді вони об'єднані в одному блоці). В основному вони одночасно служать двоступінчастими додатковими коробками. Такі роздавальні коробки розширюють діапазон зміни передатних чисел силової передачі повнопривідних автомобілів, а тим самим розширюється діапазон використання їхніх тягових і швидкісних можливостей.

Обираючи тип і будову роздавальної коробки беремо до уваги, що вона повинна забезпечити:

-достатні тягові сили на ведучих колесах, щоб автомобіль міг рухатись у важких дорожніх умовах і в умовах бездоріжжя;

-такий розподіл крутного моменту між ведучими мостами, щоб в основних умовах експлуатації не допускати в трансмісії циркуляції потужності;

-можливість руху автомобіля з мінімальною швидкістю, в межах =2,5...5 км/год, під час частоти обертання вала двигуна , яка відповідає максимальному крутному моментові двигуна .

За кількістю ведених (вихідних) валів розрізняють роздавальні коробки з двома і з трьома веденими валами. Роздавальні коробки з трьома веденими валами мають обмежене застосування на автомобілях з колісною формулою 6x6 з роздільним приводом середнього і заднього ведучих мостів. На автомобілях з колісною формулою 4x4, як і на більшості автомобілів з колісною формулою 6x6, застосовують роздавальні коробки з двома вихідними валами. Ведені вали таких роздавальних коробок можуть мати співвісне або неспіввісне розміщення. В роздавальних коробках із неспіввісним розміщенням вихідних валів, вали приводу переднього (ПМ) та заднього (ЗМ) мостів розміщені неспіввісно. Вал приводу заднього моста встановлюється на одній осі з вхідним валом, що дозволяє легко реалізувати вмикання вищої прямої передачі. Ведучий вал приводу заднього моста з'єднується з веденим валом за допомогою зубчастої муфти.

За характером розподілу силового потоку роздавальні коробки поділяють на такі типи:

-роздавальні коробки з блокованим приводам ведених валів;

-роздавальні коробки з диференціальним приводом.

У роздавальних коробках з блокованим приводом усі вихідні вали обертаються з однаковою швидкістю, а крутний момент розподіляється пропорційно опорові обертанню ведучих коліс і жорсткості валів приводу. Блокований привод забезпечує майже повне використання сили зчеплення коліс ведучих мостів, але в трансмісії виникають додаткові втрати енергії внаслідок явища, що має назву "циркуляція потужності", яке виникає особливо тоді, коли опір рухові автомобіля невеликий. Крім цього, на нерівностях, шини коліс проковзують відносно поверхні дороги, що призводить до перевантаження механізмів трансмісії, збільшення витрати пального і зношення шин.

Тому в автомобілях з такими роздавальними коробками на дорогах з твердим покриттям передній міст вимикають, що має свої переваги, оскільки крутний момент до нього не підводиться і його механізми зношуються значно менше, а коефіцієнт корисної дії трансмісії зростає. Передній міст вмикається тільки для підвищення прохідності на перезволоженій чи заболоченій ґрунтовій дорозі, або коли дорожнє покриття забезпечує малий коефіцієнт зчеплення (наприклад ожеледь).

На автомобілях, умови експлуатації яких вимагають щоб для забезпечення прохідності передній міст був постійно увімкнений, встановлюють роздавальні коробки з диференціальним приводом. У трансмісіях таких автомобілів явище циркуляції потужності не виникає.

Диференціальний привод забезпечує також краще використання зчіпної ваги автомобіля, тому в роздавальній коробці, переважно, встановлюють несиметричний міжосьовий диференціал, який розподіляє сумарний момент між ведучими мостами пропорційно зчіпній вазі, що на них припадає. На всіх режимах роботи автомобіля ведучі мости завантажуються крутними моментами більш рівномірно, ніж у випадку застосування блокованого приводу.

Завдяки міжосьовому диференціалу, колеса ведучих мостів, можуть обертатися з різною частотою, залежно від шляху по якому вони котяться. Це не допускає циркуляції потужності та проковзування шин на нерівностях шляху і зменшує їх стирання. В особливо важких дорожніх умовах, щоб не допустити буксування коліс, міжосьовий диференціал короткочасно примусово блокується за допомогою спеціальної блокувальної муфти.

Особливістю роздавальної коробки трьохосьового автомобіля з блокованим приводом є наявність трьох ведених валів для приводу переднього, середнього та заднього ведучих мостів. Як і більшість роздавальних коробок, вона є двоступінчастою, тобто забезпечує можливість вмикання двох передач - нижчої і вищої.

На автомобілях з колісною формулою 6x6 застосовують роздавальні коробки з двома вихідними валами.

Під час тягового розрахунку прийнято передатне число на другій передачі =1, тому доцільно вибрати кінематичну схему з неспіввісним розміщенням вихідних валів (див. рис. 4.1).



Рис. 4.1. Кінематична схема роздавальної коробки з блокованим неспіввісним приводом

5. Розрахунок параметрів роздавальної коробки

Максимальний крутний момент визначений за максимальним моментом двигуна, обчислюється з умови увімкнення першої (нижчої) передачі коробки передач і першої передачі роздавальної коробки

Нм.

Максимальний момент за умовою зчеплення, для роздавальних коробок з блокованим приводом, можна обчислити як:

Нм,

де - вага автомобіля з номінальним навантаженням, яка припадає на тягові колеса;

- розрахунковий коефіцієнт зчеплення (=0,7).

Розрахунковий максимальний момент на валу найбільш навантаженої шестерні, що передає крутний момент на ведені вали роздавальної коробки, приймають рівним або .

Отже, приймаємо розрахунковий момент рівний 5600 Нм.

Орієнтовно міжосьову віддаль (в мм) можна обчислити за емпіричною залежністю:

,

де - коефіцієнт, який для роздавальних коробок знаходиться в межах =17...21,5; приймаємо =20.

Приймаємо значення міжосьової віддалі =340 мм.

Вихідний контур і модулі зубчастих передач роздавальної коробки повинні відповідати стандартам. Модуль шестерень роздавальної коробки залежить від максимального крутного моменту на її ведучому валі. Максимальний крутний момент на ведучому валі роздавальної коробки розраховується за формулою:

Нм.

У косозубих шестернях, внаслідок нахилу зубців, слід розрізняти нормальний модуль , тобто модуль заміряний в нормальному до лінії зубців напрямі, та торцевий модуль (тобто модуль в торцевій площині зубчастого колеса) його приймаємо згідно графіку 7.11 [2]. Отже, =5. Вони пов'язані залежністю , де - середній кут нахилу зубців.

Кут нахилу зубців косозубих шестерень роздавальних коробок знаходиться в межах = 14-28°.

.

Робоча ширина вінців зубчастих коліс в роздавальних коробках автомобілів малої вантажопідйомності повинна бути в межах ,

приймаємо мм.

Кут нахилу і напрям лінії зубців вибирають з умови допустимого навантаження на підшипники валів. Він пов'язаний з коефіцієнтом перекриття в осьовому перерізі залежністю:

, =14°.

Щоб забезпечити постійність сумарної лінії контакту зубців переважно приймають =1. Значення кута треба уточнити залежно від прийнятої міжосьової віддалі та геометричних параметрів шестерень.

Попереднє значення сумарної кількості зубців косозубої пари шестерень можна розрахувати припустивши, що зміщення відсутнє:

.

Одержане значення слід округлити до цілого і обчислити уточнене значення кута нахилу зубців косозубої шестеренчастої передачі:

.

За прийнятим передатним числом першої передачі та округленим до цілого значенням обчислюємо потрібну кількість зубців усіх шестерень роздавальної коробки. Передатне число першої передачі . Оскільки друга передача пряма (=1), то кількість зубців шестерень другої пари мусять бути рівними, тобто .

Кількість зубців першої пари шестерень повинна задовольняти такі умови:

і .

Звідси отримуємо:

, приймаємо ;

.

Для другої пари шестерень мусить задовольнятися умова .

Отримаємо формули для обчислення кількості зубців другої та третьої пар шестерень:

;

.

Після цього визначаємо потрібне сумарне зміщення за формулою:

,

де - кут профілю вихідного контуру шестерень (=20°);

;

;

,

де - умовна міжосьова віддаль незміщеної передачі;

;

- інволюта кута ;

.

Діаметри ділильних кіл шестерень розраховуємо за формулою:

,

де - номер відповідної шестерні роздавальної коробки.

мм;

мм.

6. Оцінка прохідності та маневреності проектованого автомобіля

Під прохідністю автомобіля розуміють його здатність рухатися у важких дорожніх умовах, тобто долати значні нерівності та різноманітні перешкоди - рівчаки, стрімкі підйоми та горби. Автомобілі, що використовуються для лісопромислового комплексу України іноді працюють в особливо важких експлуатаційних умовах - на ґрунтових лісових дорогах зі значними нерівностями, а і в умовах бездоріжжя. Тому прохідність - це одна з важливих експлуатаційних властивостей.

Єдиного критерію повної оцінки прохідності транспортних засобів немає, оскільки прохідність залежить як від багатьох параметрів автомобіля, так і від стану поверхні дороги та досвіду водія і техніки водіння. Тому застосовують різноманітні показники прохідності автомобіля. Основні із них можна поділити на три групи: 1- тягово-зчіпні; 2 - геометричні; 3 - конструктивні.

6.1 Тягово-зчіпні показники прохідності

Погані дороги й бездоріжжя характеризуються, в першу чергу, підвищеним опором руху. Тому автомобіль повинен мати достатню тягову силу та динамічні й зчіпні властивості, які забезпечують потрібну прохідність.

До основних тягово-зчіпних показників прохідності відносять:

-максимальний динамічний фактор:

,

де - повна вага автомобіля, кН;

- максимальна тягова сила, яка забезпечується можливостями двигуна і трансмісії, кН.

-зчіпний фактор автомобіля:

де - сила зчеплення ведучих коліс з опорною поверхнею, кН;

- зчіпна вага автомобіля, тобто повна вага, що припадає на його ведучі колеса, кН.

;

.

-питома потужність, кВт/т:

де - максимальна потужність двигуна, кВт/т.

Аналізуючи прохідність проектованого автомобіля треба мати на увазі, що коефіцієнт зчеплення залежить не тільки від типу і стану дорожньої поверхні, але визначається типом шин, тиском повітря в них та рисунком протектора.

6.2 Геометричні показники прохідності

Основними геометричними показниками прохідності автомобілів є:

-дорожній просвіт , тобто відстань від опорної поверхні до найнижчої точки шасі машини;

-поздовжній та поперечний радіуси прохідності;

-передній та задній кути прохідності (кути звису).

Дорожній просвіт визначає глибину колії і можливість руху автомобіля на м'яких ґрунтах та здатність долання поодиноких перешкод, що різко виступають.

В технічних умовах для кожної категорії транспортних засобів передбачені мінімальні значення дорожніх просвітів. Аналізуючи попередні дані, дорожній просвіт становитиме:

м.

Поздовжній та поперечний радіуси прохідності визначають обриси перешкоди на опорній поверхні, яку, не зачіпаючи, може подолати транспортний засіб. Поздовжній радіус - це радіус дуги, яку проведено дотичну до найнижчої точки шасі на ділянці між передніми і задніми для двовісних автомобілів.

Цей параметр характеризує здатність машини долати короткі випуклі перешкоди, насипи, горби тощо. Радіус поздовжньої прохідності можна визначити на виконаному в масштабі ескізі машини, провівши коло, дотичне до шин відповідних коліс машини.

Щоб наближено обчислити поздовжній радіус прохідності автомобіля можна використати такі залежності:

,

де - довжина хорди дуги, проведеної радіусом що з'єднує точки контакту дуги з поверхнею коліс;

- віддаль від опорної поверхні до найнижчої точки шасі на ділянці між передніми і задніми колесами.

,

де Б - поздовжня база автомобіля.

м.

Обчислення радіуса поперечної прохідності:

,

де - вертикальна віддаль від опорної поверхні до найнижчої точки;

- колія машини, м;

- ширина профілюючих коліс відповідної осі.

6.3 Конструктивні фактори, що впливають на прохідність автомобіля

Проектуючи автомобіль та оцінюючи його прохідність, потрібно брати до уваги такі конструктивні особливості:

-тип і параметри шин;

-тип трансмісії;

-тип і конструкція диференціалів.

Опір коченню і зчеплення коліс з дорогою в значній мірі залежить не лише від типу і стану дорожнього покриття, але велике значення має тип шин коліс і тиск повітря у них. Зокрема, широкопрофільні шини низького тиску збільшують прохідність, оскільки забезпечують більші значення коефіцієнта зчеплення і зменшують глибину колії та руйнування поверхні ґрунтової дороги. Але на дорозі з твердим покриттям вони підвищують силу опору коченню. Певний вплив на коефіцієнта зчеплення та прохідність автомобіля має також тип рисунку і глибина протектора шини.

Для підвищення прохідності має значення також тип і блокування встановлених у трансмісії диференціалів. На автомобілях підвищеної прохідності можна застосувати той чи інший тип самоблокувальних диференціалів або примусове блокування міжколісних чи міжосьових диференціалів (переважно електрогідравлічне).

6.4 Оцінка маневреності автомобіля

Основними показниками, якими оцінюють маневреність автомобіля, є мінімальний радіус повороту по сліду зовнішнього переднього колеса зовнішній , і внутрішній габаритні радіуси повороту (радіуси повороту передніх і задніх габаритних точок машини) та габаритна ширина смуги руху автомобіля на повороті . Вказані показники характеризують можливість руху автомобіля на звивистих ділянках шляху і здатність маневрування на площадках обмежених розмірів.

Показники маневреності залежать від геометричних параметрів автомобіля, в першу чергу від його бази, а також від максимального кута повороту керованих коліс. Для двохосьового автомобіля, якщо не враховувати явище відведення коліс, вказані радіуси можна обчислити за формулами:

;

;

;

,

де - максимальний кут повороту зовнішнього переднього колеса (на повороті воно котиться по дузі більшого радіуса);

- шкворнева колія автомобіля (можна наближено прийняти рівною колії передніх коліс), м.

- габаритна ширина автомобіля, м;

- передній звис, тобто віддаль від передньої осі до крайньої передньої точки автомобіля.

;

, м;

, м;

, м;

, м.

Отож, спроектований нами автомобіль характеризується великим дорожній просвітом та великою габаритною шириною смуги руху на повороті, що забезпечують високу прохідність і маневреність, порівняно високу швидкість, можливість доставки вантажів без перевантаження, простоту керування і догляду.

Висновки

На підставах проведеного огляду аналізу конструкції і параметрів автомобілів-аналогів з проектованим визначено залежності між їхніми ваговими та геометричними параметрами. За допомогою комп'ютера в середовищі Ехcel побудовано графічні залежності і проведено їх апроксимацію. За отриманими аналогічними виразами в залежності від заданої вантажопідйомності проектованого автомобіля визначено його власну масу, а також базу, довжину, ширину та висоту. Обґрунтовано капотну компонувальну схему, яка є кращою для автомобіля підвищеної прохідності. Проведено ваговий аналіз, де визначено навантаження на осі без вантажу та з вантажем, за яким вибрано швидкість.

Виконано розрахунок потрібної потужності двигуна та прийнято двигун. Питома потужність проектованого автомобіля знаходиться в межах питомих потужностей автомобілів-аналогів.

Розраховано та прийнято максимальне і мінімальне передатні числа трансмісій, які відповідають заданим умовам руху. Мінімальне передатне число забезпечує максимальну швидкість руху, а максимальне не перевищує значення розрахованих за умовою зчеплення коліс із дорогою. Визначено та прийнято передатні числа коробки передач та роздавальної коробки.

Обґрунтовано кінематичну схему трансмісії та прийнято роздавальну коробку.

Проведений розрахунок роздавальної коробки.

Список використаної літератури

1. Автомобили. Конструкция, конструирование и расчет. Системи управлення и ходовой части / Под. ред. А.И. Гришкевича Минск. Вишая школа. 1987.

2. Білик Б.В. Проектування самохідних лісових машин. Навчальний посібник. Київ-Львів 1999.

3. Білик Б.В. Конструювання і розрахунок роздавальної коробки автотранспортного засобу: Метод, вказівки до курсового та дипломного проектування з дисципліни „Автомобілі та трактори" для студентів напряму "Інженерна механіка". - Львів: 2006. - 29 с.

4. Краткий автомобильньїй справочник НИИАТ. М. Машиностроение. 1984.

5. Методичні вказівки по виконанню курсового проекту з дисципліни "Автомобілі та трактори ". Розрахунок і компонування транспортного засобу. Частина 1. Б.В. Білик 2003.

6. Краткий автомобильный справочник НИИАТ / А.Н. Пронизовкин, Ю.М. Власко, М.Б. Ляликов и др - М.: АО "Транскосалтинг", НИИАТ, 1994. -779 с.

7. Білоконь Я.Ю., Окоча А.І. Трактори і автомобілі: Підр. для вищ. агр. закл. освіти II - IV рівня акредитації за напрямом «Агрономі». - К.: Урожай. 2002. -324 с.

8. Кисликов В.Ф., Лущик В.В. Будова й експлуатація автомобілів: Підручник -К.:Либідь. 2000.-400 с.

9. Сирота В.І. Основи конструкції автомобілів: Навчальний посібник. - К.: Арістей, 2005. - 258 с.

Размещено на Allbest.ru