Volba převodových poměrů – Konstrukce, výpočet a provozní vlastnosti vozidel

Koncový převodový poměr je určen na základě maximální rychlosti vozidla při nejvyšším rychlostním stupni, specifikované technickými specifikacemi pro konstruované vozidlo.

Koncový převodový poměr je určen vzorcem

kde vmax je maximální rychlost vozidla, km/h; wmax — maximální úhlová rychlost klikového hřídele, rad/s; rk – poloměr kola, m; Uk je převodový poměr v nejvyšším převodovém stupni; id – převodový poměr přídavné převodovky na nejvyšší rychlostní stupeň (id = 1).

Předpokládá se, že převodové poměry převodovky na nejvyšší rychlostní stupeň mají následující hodnoty: IR = 1,0 – pro přímý převod a IR = 0,9. 1,0 – pro převod rychloběhu osobních automobilů; IR – 1,0 – pro nákladní vozidla s nejvýše šesti rychlostními stupni; ik = 0,7. 0,8 – pro vícestupňové převody nákladních automobilů.

Hlavní převodový poměr UT, zjištěný výpočtem, musí mít následující hodnoty: ne více než 5,0 – pro osobní automobily; ne více než 7,0 – pro nákladní vozidla s nosností do 8 tun; ne více než 8,0 – pro nákladní vozidla s nosností nad 8 tun.

Vypočítaný převodový poměr koncového převodu musí být porovnán se stávajícími převodovými poměry koncového převodu vozidel podobného typu a účelu. Pokud je hnací náprava konstruována pro nový model automobilu, pak je tato hodnota převodového poměru uvedena s ohledem na počet zubů koncových převodů.

Určení převodového poměru prvního rychlostního stupně převodovky. Stanovení převodových poměrů mezistupňů převodovky.

Při určování převodových poměrů převodovky je třeba pamatovat na to, že 1. rychlostní stupeň je navržen tak, aby překonával maximální odpor vozovky. Mezistupně převodovky se používají při zrychlování vozu, překonávání zvýšeného jízdního odporu, provozu vozu v podmínkách, které neumožňují pohyb vysokou rychlostí (led, rozbitá vozovka, zdržení vozidly jedoucími vpředu atd.), jakož i při brzdění motor na dlouhých, rovných cestách

Při výpočtu převodových poměrů nejprve zjistěte převodový poměr prvního převodového stupně podle maximálního koeficientu odporu vozovky ψmax stanoveného technickými podmínkami nebo maximálního dynamického faktoru vozidla z hlediska trakce Dmax na první převodový stupeň.

Tento převodový poměr je určen pomocí výrazu získaného ze vzorce pro dynamický faktor, přičemž se zanedbává síla odporu vzduchu, protože je při nízkých rychlostech nevýznamná:

kde Ga je hmotnost vozidla při plném zatížení, N; Mmax—maximální točivý moment motoru, N • m.

Výsledný převodový poměr prvního převodového stupně převodovky nezaručuje absenci prokluzu hnacích kol vozidla. Aby nedošlo k prokluzování hnacích kol při jízdě na 1. rychlostní stupeň, musí být splněna následující nerovnost:

kde Dsc je dynamický faktor vozu z hlediska adheze; tР2 -= 1,20…1,35 – koeficient změny reakcí na zadních hnacích kolech; Ga2 — hmotnost přisouzená zadním kolům vozidla při plném zatížení, N; fx = 0,6. 0,8 – součinitel adheze kola k vozovce.

Z tohoto poměru se určí nový převodový poměr prvního převodového stupně, při kterém nedojde k prokluzu hnacích kol:

Po kontrole převodového poměru prvního převodového stupně na absenci prokluzu hnacích kol vozidla je ze dvou nalezených převodových poměrů prvního převodového stupně převodovky pro další výpočty vybrán ten menší.

Na základě této hodnoty prvního převodového poměru a známé hodnoty nejvyššího převodového poměru se určí převodové poměry mezilehlých převodů.

Pokud je nejvyšší převodový stupeň přímý (ip = 1), pak pro výpočet převodových poměrů mezilehlých převodů použijte následující výraz:

kde n‘ je počet převodových stupňů, nepočítaje převody rychloběhu a zpětného chodu; k – číslo přenosu.

Reverzní převodový poměr

Konečná hodnota zpětného převodového poměru je určena při konfiguraci převodovky.

Vypočítané převodové poměry jsou přibližné a mohou se při návrhu nové převodovky mírně změnit.

Převodový poměr [I]

Převodový poměr se vypočítá podle vzorce:

kde N1 je rychlost otáčení hřídele (ot/min) na vstupu; N2 – otáčky hřídele (ot/min) na výstupu.

Hodnota získaná při výpočtech se zaokrouhlí na hodnotu uvedenou v technických charakteristikách konkrétního typu převodovky.

Tabulka 2. Rozsah převodových poměrů pro různé typy převodovek

Typ reduktoru	Převodové poměry
Červ jednostupňové	8-80
Červ dvoustupňový	25-10000
Válcový jednostupňový	2-6,3
Válcový dvoustupňový	8-50
Válcový třístupňový	31,5-200
Kuželovo-cylindrický jednostupňový	6,3-28
Kuželovo-cylindrický dvoustupňový	28-180

DŮLEŽITÉ! Rychlost otáčení hřídele elektromotoru a tím i vstupního hřídele převodovky nesmí překročit 1500 ot./min. Pravidlo platí pro všechny typy převodovek, kromě válcových souosých převodovek s otáčkami do 3000 ot./min. Výrobci tento technický parametr uvádějí v souhrnných charakteristikách elektromotorů

Výrobci tento technický parametr uvádějí v souhrnných charakteristikách elektromotorů.

Kalkulačka převodovky a hlavního převodového stupně: výpočet maximální rychlosti vozidla na základě převodových poměrů

Ahoj přátelé! Více než rok jsem na svůj blog nic nenapsal, ale dnes se něco pokazilo. Zabloudil jsem na špatné místo, četl jsem to na špatném místě a přišla inspirace, touha jít dál.

Nepůjde o žádný informační příspěvek jako obvykle, ale o jakýsi manuál, kalkulačku, která v závislosti na zadaných rozměrech pneumatik, otáčkách motoru a zadaných převodových poměrech spočítá, jaká bude rychlost auta.

Kalkulátor rychlosti auta na základě převodových poměrů a pneumatik samozřejmě provádí výpočty za ideálních (laboratorních) podmínek. V reálných podmínkách je výsledná rychlost vozu ovlivněna mnoha faktory, počínaje klimatickými podmínkami a stavem vozovky až po tuning motoru. Jinými slovy, kalkulačka ukazuje potenciál převodovky, do jaké maximální rychlosti dokáže vůz zrychlit.

Předpověď maximální rychlosti auta při zařazeném rychlostním stupni:

1. rychlostní stupeň:	23.68	km / h	24.43	km / h
2. rychlostní stupeň:	36.34	km / h	41.52	km / h
3. rychlostní stupeň:

52.47 km/h 58.01 km/h 4. rychlostní stupeň: 69.1 km/h 73.3 km/h

5. rychlostní stupeň: 90.21 km/h 93.04 km/h

6. rychlostní stupeň: žádné km/h žádné km/h

*Pro slicky označené v palcích zadejte pouze kola R (není třeba zadávat šířku a profil).

Ve výchozím nastavení kalkulačka pro výpočet převodových poměrů zobrazuje charakteristiky skříní S4C (převodovka #1) a S9B (převodovka #2). Tyto boxy jsem si nevybral náhodou, protože. první byla instalována na Civic EK9 a druhá je považována za nejdelší manuální převodovku pro motory B.

Podle uvážení můžete měnit rozměry pneumatik, otáčky motoru, převodové poměry a hlavní pár. Kalkulačka je univerzální nástroj, takže byste se neměli zavěšovat na to, že funguje pouze na převodovkách určených pro Hondu. Bez problémů spočítá i krabici VAZ.

Pozor! Převodovka a kalkulátor maximální rychlosti vozidla je poskytován pouze pro informační účely a nezaručuje 100% spolehlivé údaje!

Na fóru věnovaném převodovkám Honda je více témat, ze kterých lze zjistit převodové poměry pro kalkulačku. Informace ještě nejsou úplné, ale postupem času, díky úsilí komunity, aktualizujeme témata a uděláme kompletní výběr charakteristik:

– Převodovka a převodové poměry pro motory řady B – Převodovka a převodové poměry pro motory řady H – Převodovka a převodové poměry pro motory řady F;

Na závěr příspěvku podotýkám, že při montáži kol většího průměru nebo pneumatik jiného než skladového rozměru na auto rychloměr neposkytne zcela správné údaje. Málokdo jej posílá na kalibraci, aby mohl mít přesné údaje, v 99.999 % případů nechávají majitelé aut vše tak, jak je. Chcete-li zjistit, jak moc vás rychloměr „klame“, má blog další užitečný nástroj:

— Kalkulačka chyb rychloměru.

Děkuji za pozornost a zvláštní úctu všem, kteří sdíleli odkaz na příspěvek

PS V souladu s dlouholetou tradicí se nezapomeňte přihlásit k odběru aktualizací o projektu a našem veřejném VKontakte, řekněte o projektu svým přátelům, sdílejte odkazy na zajímavé příspěvky online, zanechte podrobné komentáře k tématu, retweetujte, lajkujte, klikněte na „To se mi líbí“, přidávat příspěvky do Google Plus a. A samozřejmě to NEJDŮLEŽITĚJŠÍ – zvu všechny na fórum milovníků Hondy. Od posledního příspěvku se toho hodně změnilo a fórum také. Čekám na všechny na fóru

Hvězdy

Existují dva typy ozubených kol – přední (hnací) a zadní (hnaná). Přední ozubená kola jsou vyrobena z oceli nebo slitiny nikl-chrom-molybden. Dodávají se také ve dvou typech: standardní a s drážkami (na obou stranách), podél kterých řetěz vytlačuje nečistoty.

Zadní řetězová kola se liší konstrukcí zubů a materiálem: ocel a hliník. Ocelová řetězová kola jsou těžší, odolnější a levnější, zatímco hliníková řetězová kola jsou lehčí a výhodnější z důvodu snížení neodpružené hmoty. Existují také hvězdy se dvěma obrysy (kombinované) a radiální. Podívejme se blíže na hvězdy na příkladech několika světových lídrů:

Hlavní průměry

Pro výpočet parametrů řemenic i pohonu jako celku se používají různé hodnoty průměru, například pro klínovou řemenici se používají následující:

• vypočtený Dcalc;
• externí Dout;
• vnitřní, nebo přistání Din.

Pro výpočet převodového poměru se použije konstrukční průměr a vnější průměr se použije pro výpočet rozměrů pohonu při konfiguraci mechanismu.

U pohonu ozubeným řemenem se Dcalc liší od Dout výškou zubu Převodový poměr je také vypočítán na základě hodnoty Dcalc.

Pro výpočet plochého řemenového pohonu, zejména s velkou velikostí ráfku vzhledem k tloušťce profilu, se Dcalc často považuje za rovný vnějšímu.

Hlavní párová kalkulačka

R kola: Šířka kola: Výška profilu: Hlavní pár: 3.53.73.94.14.34.54.74.95.16.81. převod: 3.63 (standardní)2.92 (5. řada)2.92 (6. řada) 2.92 (7. řada)3.42 (8. řada) 3.42 (10 řada)3.63 (11. řada)3.16 (12. řada)3.17 (15. řada)3.17 (18. řada)3.17 (20. řada)3.17 (102. řada)2.92 (103. řada)2.92 (104. řada)2.92 (200. řada)3.0 (026. řada) řada)3.0 (711. řada)2.67 (745. řada)2.67 (74. řada)2. převod: 1.95 (standardní)1.81 (5. řada)1.81 (6. řada)2.05 (7- 2.05. řada)8 (2.05. řada)10 (2.22. řada) )11 (1.95. řada)12 (1.81. řada)15 (2.11. řada)18 (1.9. řada)20 (1.95. řada)102 (1.95. řada)103 (1.95. řada)104 (2.22. řada)200 ( 2.53. řada)026 (2.53. řada)711 (1.93) (745. řada)1.93 (74. řada)3. převod: 1.36 (standardní)1.28 (5. řada)1.28 (6. řada)1.56 (7. řada)1.36 (8. řada) 1.36 (10. řada)1.54 (11. řada)1.36 (12. řada) )1.28 (15. řada řada)1.48 (18. řada)1.26 (20. řada)1.36 (102. řada)1.36 (103. řada)1.36 (104. řada)1.76 (200. řada)2.06 (026. řada)2.06 (711. řada)1.59 (745. řada)1.56 (74 řada) řádek řada)4. převod: 0.94 (standardní)0.97 (5. řada)1.06 (6. řada)1.31 (7. řada)0.97 (8. řada)0.97 (10. řada)1.17 (11- 1.03. řada)12 (0.94. řada)15 (1.13. řada )18 (0.94. řada)20 (0.94. řada)102 (0.94. řada)103 (1.03. řada)104 (1.39. řada)200 (1.74. řada)026 (1.74. řada)711 (1.37. řada)745 ( 1.37. řada)74 (5. řada)0.78. (standardní)0.78 (5. řada)0.94 (6. řada)1.13 (7. řada)0.78 (8. řada)0.78 (10. řada)0.89 (11. řada)0.78 (12. řada)0.73 (15. řada)0.89 (18. řada)0.73 (20. řada)0.73 (102. řada)0.69 (103. řada)0.73 (104. řada)1.17 (200. řada)1.48 (026. řada)1.48 (711. řada)1.2 (745. řada)0.79 ( 74. řada) 6. převod: ne0.69 (standardní)0.94 7 řada)0.78 (18. řada)0.94 (200. řada) Otáčky motoru (ot./min): belais.ru

Jak vypočítat otáčky motoru pomocí převodového poměru

Jak vypočítat převodový poměr mechanické převodovky.

V tomto článku uvedu příklad výpočtu převodového poměru ozubených kol různých průměrů, s různým počtem zubů

Tento výpočet se používá, když je důležité určit například rychlost otáčení hřídele převodovky se známými otáčkami pohonu a charakteristikami zubů

Samozřejmě je možné měřit rychlost otáčení výstupního hřídele, ale v některých případech je nutný výpočet. Kromě toho je v teoretické mechanice při navrhování různých součástí a mechanismů nutné vypočítat ozubená kola, abychom získali danou rychlost otáčení.

Pojem převodový poměr je značně nejednoznačný. Ozývá se termín převodový poměr, což není tak úplně pravda. Když mluvíme o převodovém poměru, máme na mysli, kolik otáček udělá hnané kolo (ozubené kolo) vzhledem k hnacímu.

Abyste správně porozuměli procesům a struktuře ozubeného kola, měli byste se nejprve seznámit s GOST 16530-83.

Podívejme se tedy na příklad výpočtu pomocí dvou ozubených kol.

Pro výpočet převodového poměru musíme mít alespoň dva převody. Tomu se říká ozubené soukolí. První ozubené kolo je obvykle hnací ozubené kolo a je umístěno na hnacím hřídeli, druhé ozubené kolo se nazývá hnané ozubené kolo a otáčí se do záběru s hnacím ozubeným kolem. V tomto případě mezi nimi může být mnoho dalších převodů, které se nazývají mezilehlé převody. Pro zjednodušení výpočtu uvažujme ozubené soukolí se dvěma ozubenými koly.

V příkladu máme dva převody: hnací (1) a hnaný (2). Nejjednodušší je spočítat počet zubů na ozubených kolech. Spočítejme počet zubů na hnacím kole. Můžete se také podívat na značky na skříni převodovky.

Tabulka řad a hlavních párů převodovky VAZ 2108-2110-1118-2170

Výpočtová tabulka pro řady a hlavní páry v převodovce VAZ s pohonem předních kol.

Umožňuje vybrat řadu a hlavní pár tak, aby vyhovovaly provozním podmínkám vozidla, což výrazně sníží zatížení motoru a prodlouží jeho životnost až do větších oprav. Po výběru požadované konfigurace použijte program pro převod čísel do vizuálních grafů.

Převodový poměr I_r Hlavní převod je určen z podmínek zajištění maximální rychlosti na nejvyšším převodovém stupni v převodovce. Převodový poměr převodovky na nejvyšší rychlostní stupeň (i) je předvolen._KB = 1). Ve většině případů je nejvyšší přímý přenos (tj_KB = 1). U nákladních automobilů má někdy nejvyšší rychlostní stupeň převodový poměr menší než jedna (overdrive). Převodovka rychloběhu se zvláště často používá u dieselových vozidel. Převodový poměr převodovky rychloběhu nákladních vozidel se volí v rozmezí 0,7. 0,85. U některých osobních automobilů vybavených dvouhřídelovými převodovkami může být převodový poměr nejvyššího převodového stupně buď menší než jedna (obvykle 0,85-0,98) nebo větší než jedna (1,03-1,05).

Pomocí vzorce (7) můžeme napsat: U vozů s jednou hnací nápravou není instalována přídavná převodovka, pak t.j_r = 1. Konečný převodový poměr získaný pomocí vzorce (74) se porovná s existujícími převody. Pro dosažení dostatečné světlé výšky a jednoduché konstrukce koncového převodu se doporučuje nepřekračovat následující převodové poměry:

• — osobní automobily — i_r ne více než 5;
• – nákladní automobily s nosností do 4 t-i_r ne více než 7;
• — těžká nákladní auta — i_r ne více než 10.

Volba převodových poměrů převodovky se provádí v následujícím pořadí:

a) Určení převodového poměru prvního rychlostního stupně v převodovce.

K tomuto účelu se využívá rovnice silové bilance rovnoměrného pohybu vozidla P._т = ^_д+^_в.

Protože rychlost vozidla na první rychlostní stupeň není vysoká, lze sílu odporu vzduchu zanedbat. Poté, když vezmeme v úvahu výraz pro P_т a R_д, můžeme napsat:

Převodový poměr prvního rychlostního stupně je zvolen tak, že když je tento rychlostní stupeň zařazen a točivý moment motoru je maximální, vůz se může pohybovat konstantní rychlostí po silnici s U_tak, specifikované pro projektované vozidlo. K tomu je nutné, aby rovnost (75) měla tvar:

Odkud pocházím požadovaný převodový poměr?_k] prvního rychlostního stupně se rovná:

Maximální hodnota |/_max celkový koeficient odporu vzduchu

cesta musí být nastavena. Hodnota tohoto koeficientu závisí na typu vozidel. Průměrné hodnoty F_tak:

• — pro osobní automobily |/_tak = 0,35. 0,5;
• — pro nákladní automobily |/_tak = 0,35. 0,4;
• -pro terénní vozidla |/_tak = 0,7. 0,9.

Převodový poměr 1_dv nejvyšší stupeň přídavného boxu častěji

součet se považuje za rovný jedné. Dvounápravová vozidla s jednou hnací nápravou nemají přídavnou převodovku.

První převodový poměr získaný pomocí vzorce () musí být zkontrolován za podmínek prokluzu. Pokud bude nerovnost splněna, nedojde k prokluzu

kde je 1?_ved — součet normálních reakcí působících na hnací kola vozidla;

(p je koeficient adheze, který se považuje za stejný pro všechna kola.

Pro dvounápravové vozidlo s jednou zadní hnací nápravou

Pro vozidlo s dvounápravovým pohonem předních kol

Pro třínápravové vozidlo s nehnanou přední nápravou

kde Шр2, rripi, Шр_Х — koeficienty dynamické změny reakcí zadní a přední nápravy dvounápravového vozidla a podvozku třínápravového vozidla;

G2, Gj a G_T— závaží dopadající na zadní a přední nápravu a podvozek.

Test přilnavosti se provádí na dobré suché vozovce

Pokud je převodový poměr podle vzorce (79) menší než

podle vzorce (77), pak je nejprve nutné prověřit možnost zvýšení hmotnosti dopadající na hnací kola. Takové zvýšení je možné díky změně dříve předpokládaného uspořádání vozu a může vyžadovat změnu rozměrů pneumatik. V druhém případě se výpočet trakce provede znovu.

Pokud není možné zvýšit hmotnost na zadních kolech vozidla v mezích, které zajišťují rovnost převodových poměrů podle vzorců (77) a (79), pak se převodový poměr prvního rychlostního stupně převodovky vytvoří za podmínky absence prokluzu podle vzorce (79).

Je však třeba mít na paměti, že v tomto případě se vozidlo nebude moci pohybovat po silnici s koeficientem F zadaným zákazníkem._tak.

b) Volba počtu převodových stupňů.

Počet převodových stupňů závisí na typu vozidla, výkonové rezervě (poměr maximálního výkonu N_max motor na celkovou hmotnost G_a auto) a

očekávané provozní podmínky.

Moderní osobní vozy mají obvykle 4 rychlostní stupně, pouze s velkou výkonovou clonou – 3 rychlostní stupně.

U lehkých a středně těžkých nákladních vozidel je počet převodových stupňů 4 nebo 5 a u těžkých vozidel, zejména často používaných jako tahače, 6-10 (někdy 12-15).

U vozidel s velkým provozem se používají buď čtyř až pětistupňové převodovky v kombinaci s dvoustupňovými (méně často třístupňovými) přídavnými převodovkami, nebo vícestupňové převodovky (8-15 rychlostí).

c) Volba mezilehlých převodových poměrů.

Volba mezipřevodových poměrů určuje jak trakční, tak ekonomické vlastnosti vozidla. V současné době bylo navrženo mnoho metod pro volbu převodových poměrů pro převodovky. Některé z těchto metod umožňují dosažení nejlepších akceleračních vlastností vozu, jiné – optimální spotřebu paliva a jiné – nejvyšší průměrnou rychlost za určitých daných jízdních podmínek.

Budeme zvažovat jednu z nejjednodušších metod výběru mezilehlých převodových poměrů, která je založena na nejúplnějším využití výkonu motoru při zrychlování vozu, počínaje prvním až nejvyšším převodovým stupněm.

Pokud by převodovka byla plynule měnitelná, bylo by možné dosáhnout zrychlení bez změny úhlové rychlosti klikového hřídele motoru, pouze změnou převodových poměrů. V tomto případě by bylo možné pracovat při úhlové rychlosti ^ s využitím maximálního výkonu motoru během celého procesu zrychlení a v důsledku toho získat maximální zrychlení možné pro dané vozidlo. Se stupňovitou převodovkou musí pro nejlepší využití výkonu motor na všechny převodové stupně pracovat v určitém konstantním rozsahu úhlových rychlostí od wj do ​​W2 (obr. 73).

Obr. 73. — Stanovení převodových poměrů převodovky

Podél ordinátní osy vyneseme kromě výkonu i rychlost vozidla a na graf vnější charakteristiky vyneseme čáry, které charakterizují závislost rychlosti na úhlové rychlosti klikového hřídele. Zanedbáme-li pokles rychlosti při řazení, pak se při každém řazení rychlost vozidla dosažená před okamžikem přeřazení na nižší rychlostní stupeň při úhlové rychlosti W2 rovná rychlosti na nejbližší vyšší rychlostní stupeň nyní.

po jeho zařazení při úhlové rychlosti wj, tzn.

Vzhledem k tomu, že Vj _max = ——; Uts_lth = — — atd., z ra-

h’k‘ irikall

rovnost (80) dostaneme:

Z rovnosti (81) je zřejmé, že pro nejlepší využití výkonu motoru by měly být převodové poměry voleny podle geometrické posloupnosti se jmenovatelem q.

Z předběžného výpočtu jsou známy převodové poměry prvního a nejvyššího rychlostního stupně. Pomocí rovnosti (81) lze najít převodové poměry mezipřevodů pro převodovku s libovolným počtem převodových stupňů.

Pro třístupňovou převodovku ijjj = i_KB, pak z rovnosti (81)

tt „ _ ii^T iHT ifcTTT

Pro čtyřstupňovou převodovku můžeme napsat: ,

ikn ikIII ‚kv

Dosazením hodnot ijjjj z rovnosti (84) do rovnosti (83) po transformaci získáme:

Dosazením hodnoty i^jj do rovnosti (127) získáme:

Pomocí výrazů pro převodové poměry mezipřevodů pro třístupňové a čtyřstupňové převodovky můžeme odvodit obecný vzorec pro převodovku s n převody.

Pokud m je číslo přenosu, pak

Praxe ukázala, že pro zajištění dobré spotřeby paliva vozidla, snadného řazení a životnosti synchronizátorů by neměl být jmenovatel průběhu geometrické řady převodových poměrů nákladních vozidel provozovaných v podmínkách vnitroměstské a místní přepravy větší než q = 1,3. 1,4.

U nákladních automobilů a silničních souprav provozovaných v podmínkách meziměstské dopravy lze poměr převodových poměrů nižších převodových stupňů zvýšit ve srovnání s geometrickým postupem. Například pro pětistupňovou převodovku bez rychloběhu — = 1,3. 1,4;

^ = 1,4. 1,6; — = 1,6. 1,8; — = 1,8. 2,0.

4v On

U nákladních vozidel s rychloběhovými převodovkami je tato zvolena tak, aby zajistila dobrou spotřebu paliva pro nenaložené vozidlo a vozidlo s nákladem při jízdě po dobrých silnicích s malým stoupáním. V tomto případě je převodový poměr rychloběhu zvolen v rozmezí 0,7. 0,85. Tento převodový poměr není zahrnut v geometrické řadě a nejvyšší převodový stupeň je v tomto případě považován za následující jako převod rychloběhu.

d) Volba převodových poměrů přídavné skříně.

Existují dva typy přídavných boxů: demultiplikátory a přenosové boxy.

Demultiplikátory se používají v převodovkách vícenápravových vozidel (třínápravových a čtyřnápravových) s nepoháněnými předními nápravami v případech, kdy jsou vozidla tohoto typu vyráběna na základě jednotek sériového dvounápravového vozidla. Hmotnost přenášená hnacími koly vícenápravového vozidla je obecně podstatně větší než hmotnost přenášená hnacími koly sériového dvounápravového vozidla a provozní podmínky vícenápravového vozidla vyžadují větší počet převodových stupňů v převodovce, než může zajistit převodovka sériového vozidla. Použití demultiplikátoru umožňuje odpovídajícím způsobem zvýšit převodový poměr nižšího stupně a počet převodových stupňů.

Pro určení převodového poměru 1_den pro nejnižší převodový stupeň demultiplikátoru můžete použít rovnost (88).

Pomocí této rovnice zjistíme:

kde i^i je převodový poměr prvního rychlostního stupně převodovky sériového vozidla.

Maximální součinitel celkového jízdního odporu pro třínápravová vozidla s přední nepoháněnou nápravou se obvykle volí v rámci T_tak = 0,4. 0,55.

Rozdělovací převodovky se používají na vícehnaných vozidlech se všemi hnacími nápravami.

Pokud převod takového vozidla využívá jednotky ze standardního základního vozidla, pak je rozdělovací převodovka kombinována s demultiplikátorem, nejčastěji dvoustupňovým. Převodový poměr nejnižšího převodového stupně takové rozdělovací převodovky lze určit vzorcem (88) a koeficientem celkového odporu vozovky T_tak vzít

Dále se doporučuje zkontrolovat zvolenou hodnotu převodového poměru nejnižšího převodového stupně z podmínek zajištění minimální rychlosti V_amj_n pohyby při minimálních stabilních otáčkách motoru.

Minimální rychlost se volí v rozmezí 0,4. 0,7 m/s

Na základě těchto podmínek.

KAPITOLA 5