Вибір шин

1.4 Вибір шин

Шини вибираються виходячи з найбільшого навантаження, що припадає на одну шину. Велика вірогідність того, що найнавантаженішими будуть шини керованих коліс у зв’язку з тим, що вони односкатні. навантаження на одну шину передніх керованих коліс:

Gш=Ga*0.5=22778.82*0.5=11389.41 H

Для надійності знайдемо навантаження на одну шину некерованого моста:

Gш2=Gа2/nк=53150,58 /4=13287,65 Н

де nк=4 число коліс некерованого моста.

Порівнюючи отримані навантаження на одну шину бачимо, що найбільш навантаженими є шини задньої вісі (Gш1=11389.41<Gш2=13287.65).

За найбільшим навантаженням та максимальною швидкістю руху автомобіля вибирають шину за ГОСТ 5513-86 для вантажних автомобілів та автобусів.

Приймемо шини 240-508 Р (8,25 R 20), тип малюнка протектора У, маса 48 кг, норма шарів 10, обод 165 Б-508 (6,5 Б-20), зовнішній діаметр (без навантаження) 970± 10 мм, ширина профилю (без навантаження) 235 мм, статичний радіус rc дорівнює динамічному rд (з навантаженням) 457±5 мм, максимально допустиме навантаження 1,5 кг с, тиск відповідний навантаженню 6,3 кг с / см ², мінімальний тиск 2,1 кгс/см², навантаження при мінімальному тиску 600 кгс, допустима швидкість 100 км/год.

2. РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ СИЛОВОЇ ПЕРЕДАЧІ АВТОМОБІЛЯ

Для даного вантажного автомобіля приймемо п’ятиступінчату коробку переключення передач, головна передача одинарна гепоїдна, карданну передачу з трьома шарнірами. Найдемо ККД

ηтр=0,98

де к=0, l=1, m=3 відповідно кількість пар циліндричних, гепоїдних зубчатих коліс та карданних шарнірів у трансмісії через які передається крутний момент до коліс, коли автомобіль рухається на певній передачі.

3.ВИЗНАЧЕННЯ ПОТУЖНОСТІ ДВИГУНА ТА ЙОГО ВИБІР

Потрібну ефективну потужність двигуна автомобіля визначають за вказаною швидкістю Vmax та коефіцієнту опру дороги ψν при Vmax:

 кВт

де W=2.4  фактор опору повітря;

kр=0,9 коефіцієнт, що визначає витрати потужності на привід агрегатів, які обслуговують двигун та шасі.

Потужність відповідає частоті обертання колінчастого вала двигуна за якої швидкість руху автомобіля буде максимальною.

Для конструкції, що розглядається приймемо дизельний двигун, тому: nN=nV; Nmax=Nv т.я.максимальну частоту обертання підтримує регулятор, де Nmax—максимальна потужність двигуна, nN—частота обертання колінчатого вала при максимальній потужності.

По розрахованій максимальній потужності за каталогом приймемо дизельний двигун ЗМЗ-542.10 з такою характеристикою:

-  кількість та розташування циліндрів—рядний шести циліндровий;

-  робочий об’єм, л—6,23;

-  ступінь стиску—18;

-  номінальна потужність, кВт—92;

-  частота обертання при Nmax, тис.об/хв.—2,8;

-  максимальний крутний момент, Н м—370;

-  частота обертання при максимальному крутному моменті, тис.об/хв.—1,8

-  коефіцієнти пристосування двигуна:

за моментом Км—1,18, за частотою обертання двигуна Кω—1,65.

4. ВИЗНАЧЕННЯ КІЛЬКОСТІ ПЕРЕДАЧ І ПЕРЕДАТОЧНИХ ЧИСЕЛ АВТОМОБІЛЯ

Мінімальне передаточне число трансмісії визначають за умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля:

Водночас:

де iкп(min)=1 мінімальне передаточне число коробки передач (вища передача);

ідк=1 мінімальне передаточне число додаткової коробки;

ігл—передаточне число головної передачі.

Максимальне передаточне число трансмісії визначають за умови подоланням автомобілем найбільшого опору дороги:

 —ККД трансмісії на нижчих передачах;

ψmax=0,35 максимальне значення коефіцієнту опору дороги.

Визначену величину ітр(max) перевіремо за умови зчеплення ведучих коліс з дорогою :

57,94

де φ=0,75 коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з дорогою для сухого шосе;

mаφ=ma2=5418 кг маса від повної маси автомобіля, що припадає на ведучі колеса.

Порівнявши отримані величини бачимо, що 57,94>38.627 , тобто повністю реалізується крутний момент по зчепленню, автомобіль може рухатися по дорогам з максимальним опором тому може експлуатуватися на дорогах всіх категорій.

Знайдемо передаточне число першої передачі:

Діапазон коробки передач:

За прийнятою кінематичною схемою коробка передач має п’ять передач. Передаточні числа знайдемо за формулою:

І отримаємо такі значення для кожної з п’яти передач: 1—7,21, 2—4,4, 3—2,685, 4—1,64, 5—1.

5. ПРОЕКТУВАННЯ КАРДАННОЇ ПЕРЕДАЧІ АВТОМОБІЛЯ

5.1 Кінематична схема карданної передачі

 

Кінематична схема—трьохшарнірна (мал.3, б) з валами розташованими в одній плоскості. Зі схеми (мал.3, а) видно, що при двошарнірному, одновальному компонуванні кут нахилу вала 6º, що більше допустимих 5º. Для зменшення цього кута конструктивно приймемо, що двигун встановлено з нахилом назад на кут 2º і отримаємо нахил вала в 4º. Так як передача матиме два вала, то нахил кожного з них приймемо 2º.Виходячи з вище написаного отримаємо кінематичну схему приведену на мал.3, б.

Для забезпечення синхронності обертання повинно виконуватись рівняння

cosγ2=cosγ1cosγ3; виходячи з цього виразу знайдемо кут γ3:

Перевірка: cos0ºcos2º=1·0.9994=0.9994=cos2º.

5.2 Основні параметри механізму, що проектується

1. Знайдемо довжину одного карданного вала (під довжиною карданного вала розуміють відстань між центрами шипів хрестовин карданних шарнірів встановлених на кінцях вала). Допустиму довжину Lк.max знаходять виходячи з критичної частоти обертання останнього:

де D I d — відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного вала, см.

Відповідно з визначенням допустимої довжини по ОСТ 37.001.053.-74 „Валы карданные. Технические требования к установке. Нормы дисбаланса”, розрахуємо допустиму довжину в наступному порядку.