С характеристикой скорости движения автомобиля.

На графике рис.1 значение N_е соответствует частоте двигателя n_N. На этом же графике по оси абсцисс откладывают скорость движения автомобиля v на той передаче, для которой выполнен расчет мощности двигателя N_е. Частота вращения двигателя n_V при максимальной скорости автомобиля находят из соотношения n_V / n_N. Для дизелей n_V / n_N = 1, для бензиновых двигателей n_V / n_N = 1,1…1,15.

Определение передаточного числа главной передачи.

В главной передачи происходит повышение крутящего момента и соответствующее уменьшение частоты вращения вала двигателя, а также разделение передаваемой энергии на два потока.

Передаточное число главной передачи i₀ оказывает большое влияние на тягово-скоростные и экономические характеристики автомобиля.

Передаточное число главной передачи легковых автомобилей, для которых наивысшая передача прямая (i_кп = 1), и базовых грузовых двухосных автомобилей рассчитывают, исходя из обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля v_max при частоте вращения вала двигателя n_v (или соответствующей ей угловой скорости ω_v) по формуле:

i₀ = ω_v · r_к / v_мах = π ·r_к·n_v / 30 ·v_мах.

Для полноприводных, специальных автомобилей и автобусов передаточное число главной передачи увеличивают на 10…20% по сравнению с базовой моделью, чтобы за счет снижения скорости движения повысить динамический фактор прямой передачи.

При выборе i₀ для легковых автомобилей, имеющих КП с повышающей (пятой) передачей, необходимо иметь в виду, что обычно передаточное число наивысшей передачи соответствует 0,65…0,8.

D_max v_max j_max t

v_max

j_max

t

D_max

1 2 3 4 5 6 7 i₀

Рис.2. К выбору наиболее благоприятного варианта передаточного числа главной передачи автомобиля.

Окончательную оценку о наиболее целесообразном варианте выбранного передаточного числа главной передачи следует проводить после определения всех основных тягово-динамических показателей автомобиля на прямой (высшей) передаче для различных значений i₀. Таковыми показателями являются: максимальная скорость v_max; максимальный динамический фактор D_max; максимальное ускорение j_max; время разгона t в заданном интервале скоростей. Они определяются результатами заключительного этапа тягового расчета. Примерный характер протекания соответствующих кривых показан на рис.2.

Имея подобный график, с учетом значимости для проектируемого автомобиля каждого из показателей, можно определить правильность сделанного ранее выбора передаточного числа главной передачи. Вертикальными штрих пунктирными линиями на рис. 2 показаны значения i₀ для соответствующего оптимального (максимального значения) показателя качества автомобиля. Как следует из рисунка, они не совпадают. Поэтому выбор i₀ приходится проводить с учетом наиболее значимого для конкретного автомобиля показателя его качества. Заметим, что приведенная на рис.2 графическая информация еще раз подтверждает вывод о том, что передаточное число главной передачи автомобиля существенно предопределяет тягово-динамические качества автомобиля и его правильный выбор является важным этапом процесса проектирования трансмиссии и автомобиля в целом.

Выбор передаточного числа коробки передач.

К числу расчетных параметров коробки передач относят: диапазон передаточных чисел, число ступеней в коробке передач и структурный ряд передаточных чисел.

При проведении тягового расчета автомобиля диапазон передаточных чисел в коробке передач определяют в основном из условия обеспечения наибольшей максимальной скорости автомобиля v_max, с одной стороны, и возможности его движения на предельном подъеме на первой передачи – с другой. Эти условия движения автомобиля определены техническим заданием на проектирование.

Для легковых автомобилей диапазон передаточных чисел четырехступенчатых коробок передач составляет обычно 3,4…4,0; пятиступенчатых – 3,5…4,5. Для грузовых автомобилей и автобусов он соответствует 5…25.

Передаточное число на первой передаче определяют из условия преодоления заданного наибольшего подъема (максимального сопротивления дороги, определяемое коэффициентом суммарного сопротивления ψ_мах = D_1мах; обычно в расчетах принимают ψ_1мах = 0,35…0,40). Для этого на первой передачи КП к ведущим колесам автомобиля необходимо подвести тяговую силу, равную указанному максимальному сопротивлению дороги или превышающую его. Величина тяговой силы определяется, в свою очередь, максимальным крутящим моментом двигателя М_мах. При этом сопротивление воздуха из-за малой скорости движения обычно не учитывают Р_w = 0.

Уравнение, отражающее баланс сил для этих условий, имеет вид:

,

откуда

. (2)

Очевидно, автомобиль с передаточным числом первой передачи КП i₁, полученным расчетом, может преодолеть заданное дорожное сопротивление (главным образом подъем), если сцепление колес с дорогой будет достаточным. Если сцепление будет ниже некоторого предела, то касательная сила на ведущих колесах автомобиля окажется нереализованной из-за буксования. Чтобы этого не произошло, сила сцепления Р_φ должна быть больше или равна касательной силе тяги Р_к, то есть:

Р_φ ≥ Р_{к мах}

или

φG_φ ≥ М_мах i₀ i₁η_ТР /r_к,

откуда

. (3)

Коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой φ обычно принимают в пределах 0,5…0,6. При невыполнении условия (3) подбирают другие шины или увеличивают число ведущих осей, чтобы повысить сцепные качества автомобиля. Для полученного неравенства сцепной вес автомобиля G_φ выбирают из следующих соображений:

G_φ = G - для полноприводных автомобилей;

G_φ = λ₂G – для автомобилей с задним ведущим мостом;

G_φ = λ₁G - для автомобилей с передним ведущим мостом;

λ₁ и λ₂ – коэффициенты перераспределения веса автомобиля на передний и задний мосты соответственно.

После определения передаточного числа КП на первой и высшей передачах необходимо выбрать число ступеней и наиболее рациональное соотношение между ними на смежных передачах (структурный ряд передаточных чисел). При этом подразумевается, что высшая прямая передача имеет передаточное число, равное единице, а высшая повышающая передача – 0,65…0,8.

Число передач выбирают из условия обеспечения интенсивного разгона автомобиля и наиболее полного использования мощности двигателя. Существуют оптимальные значения соотношений между ступенями на смежных передачах КП. Так, для наиболее распространенных 4-6-ступенчатых коробок передач они составляют 1,4…1,8.

Чтобы при разгоне двигатель работал в режиме, близком к максимальной мощности, необходимо предусмотреть переключение передач при таких значениях частоты вращения вала двигателя, диапазон между которыми соответствовал бы участку максимальной мощности на внешней скоростной характеристике ДВС.

Предположим, что разгон начинается с первой передачи при частоте вращения коленчатого вала двигателя n₁. Двигатель повышает обороты при разгоне до n₂. За это время скорость автомобиля также увеличивается пропорционально отношению n₂ / n₁. При переходе на вторую передачу число оборотов вала ДВС снижается до n₁, а достигнутая на первой передаче скорость автомобиля сохраняется такой же за счет изменения передаточного числа коробки передач с i₁ на i₂. Далее начинается разгон на второй передаче и т.д.

Максимальная скорость, достигаемая автомобилем на первой передаче:

v_1мах = (π n₂ r_к) /(30 i₀ i₁),

А минимальная скорость на второй передаче:

v_2мin = (π n₁ r_к) /(30 i₀ i₂).

По условию переключения передач v_1мах = v_2мin, то есть:

(π n₂ r_к) /(30 i₀ i₁) = (π n₁ r_к) /(30 i₀ i₂).

Разделив на n₁ и умножив на i₁ обе части равенства, после соответствующих преобразований получим:

n₂ / n₁ = i₁ / i₂.

Следовательно, в общем виде для структурного ряда передаточных чисел коробки передач имеем:

.

Из полученного ряда одинаковых отношений видно, что передаточные числа коробки передач автомобиля представляют собой геометрическую прогрессию, каждый последующий член которой равен предыдущему, умноженному на постоянное число q_i – знаменатель прогрессии, то есть:

i₁ = i₂ q_i ; i₂ = i₃ q_i ;…; i_n-1 = i_n q_i

или

i₁ = i₃ q_i² = i_n q_i^n-1.

Откуда:

q_i = ,

где n – число передач в коробке;

i_n - передаточное число на высшей передаче.

Если i_n =1 (прямая передача), то:

q_i = .

Известно, что основную часть эксплуатационного времени (80…90%) автомобиль работает на двух высших передачах. Чтобы работать с более полной нагрузкой двигателя на этих передачах, а также с целью более интенсивного разгона при переходе с предпоследней на высшую передачу перепад передаточного числа между высшими передачами выполняют меньше расчетного.

Необходимый диапазон и число ступеней передаточных чисел коробки передач будут сохранены, если увеличить передаточное число между первой и второй передачами. Откорректированный таким образом ряд скоростей не сохраняет постоянным знаменатель геометрической прогрессии. На высших передачах его на 5…15% уменьшают, а на низших передачах на такую же величину увеличивают.

В современном автомобилестроении получили распространение пятиступенчатые коробки передач с ускоряющей (пятой) передачей, передаточное число которой меньше единицы. Включение ускоряющей передачи в хороших дорожных условиях несколько повышает максимальную скорость движения, а при сохранении заданной скорости движения уменьшает расход топлива и износ двигателя. Передаточное число ускоряющей передачи обычно не рассчитывается по приведенным выше формулам, а принимается в каждом конкретном случае индивидуально с учетом получения наилучших эксплуатационных показателей автомобиля.

Опыт эксплуатации автомобилей показывает, что увеличение количества передач в коробке (повышении плотности скоростного ряда) позволяет более полно использовать мощность двигателя при разгоне. В этом случае процесс переключения передач можно осуществлять с меньшим диапазоном изменения угловых скоростей вала двигателя в области скоростной характеристики, соответствующей его максимальной мощности N_max.

Исходя из этого, наилучшим вариантом трансмиссии является бесступенчатая (автоматическая) передача, с применением которой разгон автомобиля может осуществляться при N_max.

Скорости движения автомобиля на различных передачах определяют из соотношений:

v_n-1 = v_мах /q_n-1; v_n-2 = v_n-1 /q_n-2 и т.д.

Общие передаточные числа автомобильных трансмиссий (i_тр= i₀i_КП) находятся в следующих пределах: у легковых автомобилей от 4 до 30, у грузовых автомобилей и автобусов от 6 до 50, у самосвалов до 60, а у автомобилей повышенной проходимости до 100.

Следует иметь в виду, что при движении автомобиля с колесной формулой 4×2 на прямой передаче, когда передаточное число коробки передач i_кп = 1, редуктор главной передачи является единственным механизмом трансмиссии, где происходит изменение крутящего момента и скорости вращения валов (для механической трансмиссии). В главной передаче происходит распределение передаваемой от двигателя к колесам энергии на два энергетических потока.

Передаточные числа коробок передач и главных передач для ряда современных легковых, грузовых автомобилей и автобусов приведены в таблице 1.

Таблица 1.

Параметры трансмиссии автомобилей

№	Автомобили	Передаточные числа КП (iКП)									ГП (i0)
		I		I I		I I I		I V		V
	ВАЗ-2108	3,64	1,95		1,36		0,94		-		4,54
	ВАЗ-2110	3,64	1,95		1,36		0,94		0,784		3,9
	ВАЗ-2121	3,7	2,08		1,27		0,9		-		3,9
	М-2141	3,54	2,05		1,37		0,95		0,732		4,22
	ГАЗ-2410	3,5	2,26		1,45		1,0		-		3,58
	ГАЗ-3110	4,05	2,34		1,34		1,0		0,85		3,58
	«Ока»	5,6	2,9		1,64		1,0				4,11
	УАЗ-3160 (jeep)	3,78	2,6		1,55		1,0		0,82		5,425
	ГАЗ-3302	6,55	3,09		1,71		1,0				5,5
	ГАЗ-3302 фургон	6,28	3,4		2,1		1,35		1,0		5,29
	ЗИЛ-130	6,45	3,56		2,0		1,27		1,0		5,29
	КамАЗ-5320(10-скор.КП)	7,87	6,4		4,09		3,3		2,5		5,43
	МАЗ-500А (8-скор.КП)	7,73	5,2		3,9		2,8		1,95		6,0
	УралАЗ-4320 (military)	6,45	3,56		1,98		1,27		1,0		7,32
	КрАЗ (military)	7,82	6,38		4,03		3,29		2,5		8,21
	ЛиАЗ bus (гидромех. КП)	2,43	1,44		0,98		-		-		5,0
	ПАЗ-3205 bus (city)	4,05	2,34		1,34		1,0		0,85		4,9
	Ikarus bus (city)	7,72	4,42		2,86		1,42		1,3		5,315
	Mercedes-Е	3,59	2,19		1,41		1,0		0,83		3,46
	Audi A	3,5	1,94		1,3		0,94		0,79		4,56
	BMW	5,24	2,91		1,81		1,27		1,0		2,94
	Citroen X sara	3,63	1,95		1,28		0,98		0,77		3,06
	DAF 95 trailer	4,03	2,39		1,52		1,0		0,72		3,31
	Ferrari 360 (6-скор.КП)	3,3	2,16		1,6		1,27		1,03		4,44
	Ferrari 550 (6-скор.КП)	3,15	2,18		1,57		1,19		0,94		4,44
	Fiat Punto 60	3,9	2,16		1,48		1,12		0,9		4,26
	Ford Escort	3,15	1,92		1,28		0,95		0,76		4,06
	Ford Mondeo	3,41	2,13		1,45		1,03		0,77		4,06
	Honda Civic	3,5	1,96		1,3		1,07		0,81		4,56
	Jaguar XK	4,23	2,52		1,67		1,22		1,0		3,07
	Jeep Cherokes	4,31	2,33		1,45		1,0		0,79		4,01
	McLaren F1 Sport	3,23	2,19		1,7		1,4		1,16		2,37
	Mazda 626	3,42	1,84		1,29		0,97		0,82		4,1
	Mitsubishi Space Star	4,23	2,24		1,4		1,0		0,76		3,57
	Nissan Almera	3,54	2,06		1,36		1,0		0,821		4,35
	Opel Astra	3,58	1,89		1,19		0,85		0,69		4,39
	Peugeot 307	3,42	1,8		1,28		0,98		0,77		3,68
	Porsche 911	3,5	2,12		1,43		1,09		0,84		3,56
	Renault Laguna	3,37	1,86		1,32		1,03		0,79		4,07
	Skoda Felicia	3,46	2,06		1,39		1,03		0,81		3,88
	Subaru Impreza	3,42	1,89		1,28		0,91		0,78		4,0
	Suzuki Alto	3,55	1,9		1,31		0,97		0,82		4,01
	Toyota Corolla	3,36	2,18		1,41		1,0		0,75		3,91
	VW Lupo	3,45	2,1		1,45		1,1		0,89		3,29
	Volvo S 80	3,07	1,77		1,19		0,87		0,7		3,1
	Volvo B12 bus (tourist)	9,13	6,42		4,77		3,75		2,44		5,58
	MAN FRH422 bus (city)	7,72	4,42		2,88		1,92		1,3		3,7
	Mercedes 0404(inter city)	8,17	4,65		2,79		1,81		1,25		4,7

Примечание: для автотранспортных средств, имеющих коробки с числом передач более 5, в таблице указаны значения первых пять низших передач; КП - коробка передач; ГП – главная передача (ведущий мост).

Потери энергии в трансмиссии.

В формулах, приведенных выше, значения потерь энергии при её передаче от двигателя к ведущим колесам, обусловленные работой трения в деталях и разбрызгиванием масла, оцениваются коэффициентом полезного действия трансмиссии (η_т). Рассматривают потери в трансмиссии, разбивая их на две группы.

К первой группе относят потери на трение в зацеплении шестерен, в подшипниках, в сальниках; ко второй группе относят гидравлические потери, вызванные разбрызгиванием масла при вращении валов и шестерен. Потери энергии первой группы зависят в основном от числа пар и конструкции шестерен, находящихся в зацеплении в данный момент. КПД этой группы подсчитывают по формуле:

η_т = η_ц^m η_к ⁿ

Потери энергии второй группы оцениваются КПД холостого хода, который равен:

η _хх = 1 – ζ .

Значение коэффициента ζ зависит от частоты вращения шестерен и валов, количества и вязкости трансмиссионного масла.

Таким образом, при заданной или известной кинематической схеме трансмиссии автомобиля механический КПД трансмиссии вычисляют по формуле:

η_т = η_ц^m η_к ⁿ( 1 – ζ ),

где ζ – коэффициент, учитывающий потери энергии в трансмиссии на холостом ходу; его величина выбирается в пределах 0,03…0,05;

η_ц , η_к - КПД цилиндрической и конической пары шестерен; значение КПД пары шестерен принимают η_ц = 0,985…0,990 и η_к = 0,975…0,980;

m и n – число пар цилиндрических и конических шестерен, находящихся в зацеплении одновременно.

Для машин колесной формулы 4×4 по приведенной выше формуле вычисляют отдельно КПД ветвей трансмиссии, соединяющих двигатель с передними η_т1 и задними η_т2 ведущими колесами. Затем рассчитывают полное значение механического КПД трансмиссии по выражению:

η_т = η_т1 к_N1 + η_т2 (1 – к_N1),

где к_N1 – коэффициент передачи мощности на привод передних колес.

Распределение мощности по ведущим мостам зависит от распределения веса машины по осям, схемы трансмиссии, условий эксплуатации.

Для практических расчетов при отсутствии конкретных данных по кинематической схеме трансмиссии средние значения её КПД могут быть приняты по данным таблицы.

Тип автомобиля	ηтр
Легковой 4×2	0,90…0,93
Грузовой 4×2 с одинарной главной передачей	0,88
Грузовой 4×2 с двойной главной передачей	0,85
Грузовой 6×4	0,82
Грузовой 6×6	0,80