1.1. Знаходження маси проектованої машини

1.1.1. Маса трактора знаходиться з умов забезпечення заданого зусилля на гаку Р_кр при допустимому буксуванні рушія.

Для тракторів сільськогосподарського призначення допускається максимальне буксування: δ_max = 0,15...0,18 (15...18%) – для колісних та δ_max = 0,03...0,05 (3...5%) – для гусеничних тракторів [4]. Допустиме буксування реалізується при певному співвідношенні між вертикальним навантаженням на ведучі колеса (чи на гусеничний рушій) N і горизонтальною силою, що діє між рушієм і опорною поверхнею – дотичною силою Р_к: φ_кдоп = Р_к/N. Величину φ_кдоп називають допустимим коефіцієнтом використання зчіпної ваги (або коефіцієнтом зчеплення φ), його значення залежить від виду опорної поверхні і знаходиться у межах: φ_кдоп = 0,3...0,9 для колісних тракторів і φ_кдоп = 0,4...1,1 – для гусеничних.

У відповідності з означеними у завданні умовами руху коефіцієнт використання зчіпної ваги φ_кдоп = φ слід приймати з таблиці Д1 додатків.

Нормальне навантаження на рушій N залежить від ваги трактора, розташування його центра мас та динамічних показників руху, визначається на стадії проектування орієнтовно через коефіцієнт навантаження на рушій (коефіцієнт навантаження коліс, ведучих органів) λ_к:

λ_к = k∙λ_кст, (1.13)

де λ_кст – статичний коефіцієнт навантаження на рушій; для гусеничних та повноприводних колісних тракторів λ_кст = 1, для колісних тракторів з одним ведучим мостом – λ_кст = 0,65... 0,7;

k – коефіцієнт динамічності, враховує перерозподіл реакцій при дії сил з боку агрегатованої машини, приймають k = 1,1...1,2 для колісних тракторів формули 4x2 i k = 1 – для інших тракторів.

З урахуванням сказаного вище остаточна формула для визначення маси трактора набуває вигляду:

m = (k_п·P_кр)/[g·(λ_к·φ_кдоп – f)], кг (1.14)

де Р_кр – номінальне тягове зусилля згідно з завданням, Н;

k_п – коефіцієнт можливого перевантаження трактора, значення якого призначають у межах k_п = 1,15...1,25 для колісних тракторів і k_п = 1,1...1,2 – для гусеничних.

g = 9,81 м/с² – прискорення вільного падіння;

f – коефіцієнт опру коченню, вибирається як табличне значення для заданих умов руху (див. табл. Д1 додатків).

1.1.2. Маса автомобіля m на стадії проектування знаходиться за формулою:

m = m_в + m_o + 75·n = m_в·(1 + 1/η_в) + 75·n, кг (1.15)

де m_в – маса вантажу згідно з завданням, кг;

m_о = m_в/η_в – власна маса порожнього автомобіля, кг;

n – число місць у кабіні, включаючи водія (n = 1...3);

η_в – коефіцієнт вантажопідйомності (відношення маси вантажу до маси порожнього автомобіля), приймається по прототипу (η_в = m_в/m_о прототипу), або у межах: η_в = 1,0...1,6 – для дорожніх автомобілів і η_в = 0,5...1,1 – для автомобілів підвищеної прохідності.

1.2. Коефіцієнт корисної дії трансмісії

ККД трансмісії η_тр знаходиться як добуток від множення ККД всіх передач^*, що передають потужність від двигуна до рушія на заданому режимі. Розрахункова формула для обчислення ККД трансмісії:

η_тр = η_хол·(η_ц)^zц ·(η_к)^zк ·(η_г)^zг ·(η_ш)^zш (1.16)

де η_хол – ККД холостого ходу трансмісії, орієнтовно приймають у межах 0,97...О,98;

η_ц, η_к, η_г та η_ш – ККД циліндричної, конічної, гепоїдної зубчастих передач та шарнірів, відповідно;

zц, zк, zг, zш – кількість циліндричних, конічних, гепоїдних зубчастих передач та шарнірів, які беруть участь у передачі потужності. Для тракторів і вантажних автомобілів гепоїдні передачі, як правило, не застосовуються, тому для розрахунків приймаємо zг = 0 а (η_г)^zг = 1.

Значення ККД для різних типів передач і шарнірів приймають як середньостатистичні дані у межах:

η_ц = 0,985...0,990, η_к = 0,975...0,980,

η_г = 0,960...0,970, η_ш = 0,990...0,995.

Очевидно, що для обчислення ККД за формулою (1.16) необхідно мати повну кінематичну схему трансмісії проектованої машини. На стадії вибору потужності двигуна достатньо кінематичну схему прийняти по прототипу (див. приклад на рис. 1.2), своя схема буде спроектована далі.

Рис. 1.2. Приклад виконання кінематичної схеми для розрахунку ККД трансмісії:

A – зчеплення; В – збільшувач крутного моменту (ЗКМ); C – коробка передач; D – головна передача; E – планетарний механізм повороту; F – кінцева передача; G – ведуча зірочка; H – редуктор ВВП; K – карданна передача.

Передача крутного моменту від двигуна до ведучих зірочок (показано стрілками) на основній (першій) передачі здійснюється через: зчеплення А, два карданних шарніри К, вимкнений (заблокований) збільшувач крутного моменту (ЗКМ), пару циліндричних шестерін 12/11, конічну пару 22/21 головної передачі, планетарний редуктор Е (вважаємо двома парами циліндричних шестерін), пару циліндричних шестерін 26/25 кінцевої передачі F. Всього у передачі крутного моменту приймають участь: два шарніри (zш = 2), чотири пари циліндричних (zц = 1 + 2 + 1 = 4) та одна пара конічних шестерін (zк = 1). Таким чином, значення ККД трансмісії на першій передачі буде дорівнювати η_тр1 = η_хол·(η_ц)⁴·(η_к)¹·(η_г)⁰·(η_ш)².

Кінематична схема трансмісії машини, обраної в якості прототипу, повинна бути акуратно викреслена з позначенням усіх елементів. На схемі слід стрілками позначити передачу крутного моменту від двигуна до рушія при роботі на основній розрахунковій передачі.

Слід мати на увазі, що при передачі потужності паралельними потоками (наприклад, для декількох ведучих мостів, для правого і лівого ведучих коліс одного моста, у планетарних передачах) потрібно розглядати лише один з паралельних потоків потужності і у формулу (1.16) підставляти кількість передач цього одного потоку (права і ліва кінцеві передачі розглядаються як одна передача, три пари циліндричних шестерін планетарного редуктора, які працюють паралельно, – як одна пара, і т.д.). При розрахунку ККД повнопривідної колісної машини враховують передачу потужності тільки до основного (як правило заднього) ведучого моста. Врахування паралельних потоків потужності являє собою досить складну, статично невизначену задачу, аналіз якої буде проведено в курсі теорії трактора та автомобіля.