Диплом №3376 Разработка механического привода лебедки для самопогрузки специальных контейнеров на шасси автомобиля MAN 41.400XN

Posted on:
Categories: ДИПЛОМЫ

Содержание

Введение

1 Технико-экономическое обоснование автомобиля

1.1 Идентификация продукта

1.2 Конструктивные особенности автомобиля

1.2.1 Двигатель

1.2.2 Кабина

1.2.3 Трансмиссия

1.2.4 Механизм самопогрузки

2 Конструкторская часть

2.1 Проектирование и расчет первой карданной передачи

2.1.1 Определение к.п.д. карданной передачи

2.1.2 Определение критического числа оборотов карданной передачи

2.1.3 Определение расчетного максимального крутящего момента

2.1.4 Углы наклона валов карданной передачи

2.1.5 Расчет крестовины кардана

2.1.6 Расчет вилки кардана

2.1.7 Расчет фланцев

2.1.8 Расчет карданного вала

2.2 Проектирование и расчет первой карданной передачи

2.2.1 Определение критического числа оборотов карданной передачи

2.2.2 Определение расчетного максимального крутящего момента

2.2.3 Углы наклона валов карданной передачи

2.2.4 Расчет крестовины кардана

2.2.5 Расчет вилки кардана

2.2.6 Расчет карданного вала

2.3 Расчет болтового соединения крепления лебедки

3 Тягово-динамический расчет

4 Экономическая часть

4.1 Краткая характеристика предприятия производителя

4.2 Состояние отрасли в целом

4.3 Расчет полезного эффекта от использования в народном хозяйст-ве автомобиля“MAN 41.400XN” грузоподъемностью 21,5 тонны

4.4 Расчет показателей в сфере производства

4.5 Оценка автомобиля по качеству

4.6 Расчёт экономического эффекта в сфере эксплуатации

4.7 Расчет полезного эффекта

4.8 Верхний предел оптовой цены

4.9 Интегральный экономический эффект на один автомобиль

5 Технологическая часть

5.1 Вводная часть

5.2 Назначение материала и термической обработки для детали

5.3 Выбор метода получения заготовки

5.4 Разработка технологического процесса

5.4.1 Пооперационая карта

5.4.2 Расчет режимов резания

6 Безопасность жизнедеятельности

6.1 Гражданская оборона

Заключение

Библеографический список

Внимание!
Это ОЗНАКОМИТЕЛЬНАЯ ВЕРСИЯ работы №3376, цена оригинала 1000 рублей. Оформлена в программе Microsoft Word

Введение

Автомобильный транспорт широко используется во всех отраслях народного хозяйства. На базе грузовых автомобилей “MAN ” концерн MAN освоил выпуск большегрузных автомобилей высокой проходимости. Обладая высокими экономическими показателями: надежностью, долговечностью, простотой технического обслуживания, автомобили успешно эксплуатируются в самых различных дорожно-климатических условиях: в районах Крайнего Севера и Западной Сибири, в песках Средней Азии и во влажных субтропиках. С развитием автомобильного транспорта возникли стабильные грузопотоки однородных грузов, в результате чего во многих случаях оказалось экономически целесообразно специально приспосабливать грузовые автомобили для систематической перевозки определённых грузов, появились так называемые специализированные автомобили. Одним из таких автомобилей, становящихся все более востребованными в условиях сегодняшнего рынка, являются автомобили-контейнеровозы. Особый интерес проявляется к таким автомобилям, спо-собным работать в тяжелых дорожных и климатических условиях с сохранением высокой грузоподъемности. Кроме того, помимо грузоподъёмности и тягово-динамических качеств, немаловажное значение в настоящее время приобретают экологичность и комфортабельность автомобилей. Эти тенденции легко проследить исследуя рынок продаж грузовых автомобилей в России за 2009 год: почти 15% от общего числа проданных грузовых автомобилей (без учёта подержанных)– автомобили повышенной грузоподъёмности, соответствующие самым современным европейским требованиям (“Евро-4”)[18]. Всё это позволяет утверждать, что разрабатываемая тема дипломного проекта является достаточно востребованной.

1 Технико- экономическое обоснование автомобиля

1.1 Идентификация продукта

Объектом настоящего технико-экономического обоснования является автомобиль-контейнеровоз с двигателем D22866LF28(сертифицированном на соответствие требованиям EURO-4) с самопогрузкой. Он представляет собой тяжелый грузовой автомобиль повышенной проходимости, предназначенный для эксплуатации в сложных дорожных и климатических условиях, способный самостоятельно, без применения погрузочно-разгрузочной техники, загружать и разгружать контейнеры

В мире, в настоящее время, выпускается ограниченное количество спе-циализированных автомобилей, предназначенных для перевозки кузовов-контейнеров. Среди них особую часть занимают автомобили с механизмами самопогрузки, значительно облегчающие работу по выполнению погрузки-разгрузки контейнеров на автомобиль-перевозчик. Обладая большей стоимостью, по сравнению со стандартными исполнениями контейнеровозов, тем не менее эти автомобили пользуются спросом из-за возможности автоматизации процессов погрузки-разгрузки, снижая в этом случае долю участия человека в рабочем процессе до функции нажатия кнопки (что позволяет исключить возможность ошибок, связанных с так называемым “человеческим фактором” в процессе работы). Из наиболее известных, на данный момент, автомобилей, обладающих механизмами самопогрузки, можно назвать такие автомобили, как “КЕНВОРД”, “Ивеко-632940” и “Урал-532361” с системой “Мультилифт”.

Рисунок 1 Автомобиль-контейнеровоз “КЕНВОРД”

Рисунок 2 Автомобиль-контейнеровоз “Ивеко-632940”

Рисунок 3 Автомобиль “Урал-532361” с механизмом “Мульти-лифт”.

Отличительными особенностями проектируемого автомобиля по сравнению с другими машинами данного класса являются соответствие перспективным экологическим требованиям, способность самостоятельно без применения погрузочно-разгрузочной техники загружать и разгружать контейнеры, низкая цена.

Таким образом, с точки зрения функционального назначения и условий эксплуатации, автомобиль может быть идентифицирован как специализированный тяжелый грузовик повышенной грузоподъемности, имеющий лучшие показатели экологичности и дополнительные свойства, в сравнении аналогами, который предназначен для перевозки грузов в умеренных и экстремальных природных условиях.

1.2 Конструктивные особенности автомобиля

В качестве базового принципа построения автомобиля принят принцип “высокое качество при допустимой цене”. Это означает, что автомобиль по эффективности и техническим характеристикам должен превосходить автомобили-аналоги при сохранении характерного для таких машин уровня цен. Достичь требуемого технического уровня можно лишь путем комплектования автомобиля такими агрегатами, которые по качеству соответствуют мировому уровню, но производятся на территории нашей страны, имея, при этом, значительно более низкую цену, чем импортные комплектующие

1.2.1 Двигатель

Автомобиль комплектуется двигателем D22866LF28 сертифицированном на соответствие требованиям ЕВРО-4.

Основные технические характеристики двигателя [5]:

Номинальная мощность, 294 (400)

Максимальная частота вращения коленвала, 1900

Максимальный крутящий момент, 1715 (175)

Частота вращения коленвала при максимальном

крутящем моменте, 1100…1300

Минимальный удельный расход топлива, 195

В отличие от аналогов, эксплуатируемых в условиях стран СНГ, двигатель D22866LF28 имеет большую мощность при меньшей стоимости с учетом аналогичного ресурса, обладает хорошей ремонтопригодностью, а также, благодаря хорошо развитой широкой сети дилерских центров, время ремонта и время на ожидание запасных частей сведено к минимально возможному уровню.

1.2.2 Кабина

На автомобиль устанавливается комфортабельная двухместная кабина, которая по желанию потребителя может быть в исполнении как со спальным местом так и без него, а, также, набором опций по комплектации кабины [4]. Простота и отработанность конструкции кабины обеспечивают ей высокую надежность при эксплуатации в тяжелых дорожный условиях и хорошую ремонтопригодность, в том числе, в условиях отсутствия специализированных дилерских центров.

Таким образом, просматриваются определенные конкурентные преимущества данного автомобиля по сравнению с автомобилями аналогами, и прогнозируется успех на рынке.

1.2.3 Трансмиссия

В автомобиле использованы импортные мосты, раздаточная коробка, подвеска, рама. Данный вариант трансмиссии выбран с точки зрения высокой надежности при нагрузочной способности, что подтверждено многолетним опытом эксплуатации автомобилей “MAN” в экстремальных дорожных и климатических условиях.

1.2.4 Механизм самопогрузки

В автомобиле использован механизм самопогрузки с приводом через карданные валы и цепную передачу.

Основной частью механизма является лебедка модели MS30-20BLRA (изготовитель Passar Winch Division, США) с максимальным рабочим усилием на тросе в 22500кг [16]. Привод осуществляется от коробки дополнительного отбора мощности, агрегатированной на раздаточной коробке автомобиля, через карданную и цепную передачи. В сравнении с вариантом использования лебедки с гидравлическим приводом, аналогично использованной на автомобиле Урал-Ивеко 632940, вариант с механическим приводом лебедки позволяет снизить себестоимость установки за счет более простых в изготовлении и более дешевых компонентов. Так, например, при использовании гидравлической схемы привода лебедки (рисунок 4) необходимо применение более дорогостоящей лебедки (в данном случае Tulsa winch), напорных рукавов высокого давления (в Челябинской области есть только один изготовитель аналогичного оборудования), мощного насоса небольших габаритов (компоновочно на КОМ возможна установка насосов итальянской фирмы OMFB в связи с недостатком места между коробкой передач и лонжероном рамы автомобиля), гидравлического распределителя. В связи с ограниченностью свободного места внутри рамы автомобиля и повышенными требованиями к надежности гидроаппаратуры (в связи с большим давлением в системе), приходится использовать более дорогостоящую аппаратуру зарубежного производства. В случае же использования механического привода лебедки, большинство деталей привода – отечественного производства, что позволяет значительно снизить затраты на изготовление и монтаж системы, а, также, существенно сократить время поставки комплектующих. Надежность механической системы сравнима с надежностью гидравлического привода, а ремонтопригодность значительно выше в связи с возможностью изготовить необходимые комплектующие силами собственного производства не привлекая сторонние организации.

Рисунок 4 Схема гидравлического привода лебедки.

1 – насос; 2 – односекционный распределитель; 3 – гидравлическая лебедка; 4 – пневмопереключатель тормоза лебедки (для торможения барабана лебедки с помощью лен-точного тормоза управляемого пневмоцилиндром); 5 – пневмопереключатель лебедки (для управления распределителем); 6 – фильтр сливной; 7 – бак гидравлический; 8 – рукав высо-кого давления (напорная магистраль); 9 – рукав высокого давления (для подвода масла к лебедки); 10 – рукав высокого давления (для отвода масла от лебедки); 11 – рукав низкого давления (для слива масла из распределителя);12 – рукав низкого давления (для подвода масла к насосу); 13 – пневмолиния управления распределителем; 14 – пневмолиния управ-ления тормозом лебедки.

Таким образом можно заключить, что представленный автомобиль с механическим вариантом привода лебедки самопогрузки, обладая хорошей конкурентоспособностью благодаря невысокой цене, повышенной проходимости, высокой ремонтопригодности, должен быть востребован на рынке грузовых автомобилей не только нашей страны, но и ближнего зару-бежья.

2. Конструкторская часть

Механический привод получил широкое распространение в машино-строении, чему способствует ряд преимуществ, по сравнению с другими вариантами привода: простота регулирования скорости рабочего органа в широких пределах (в данном случае регулирование достигается увеличением или уменьшением частоты вращения коленвала двигателя); большая удельная энергоемкость; легкость автоматизации управления и защиты; высокая надежность и простота конструкции привода; дешевизна; возможность широкой унификации и стандартизации используемых элементов со стандартными деталями и узлами, используемыми в конструкции автомобилей.

Типовая лебедка с механическим приводом обычно состоит из следую-щих частей: барабана, на который наматывается канат, цепь или стальная проволока, передающая тяговое усилие; приводного шкива (в нашем случае со звездочкой); планетарного или червячного редуктора и многодискового тормоза; дополнительных средств, обеспечивающих безопасную эксплуатацию.

В разрабатываемой системе используется лебедка MS30-20BLR, разработанная фирмой “Tulsa Winch”, Детройт, США. Лебедка обеспечивает максимальное тяговое усилие в 22500кг., при максимальном крутящем моменте на входе М=7800Нм (число оборотов на входе – 140об/мин) [16].

Использовать отечественные комплектующие в данном случае не пред-ставляется возможным ввиду отсутствия альтернативы. Центральный научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт механизации и энергетики лесной промышленности (ОАО «ЦНИИМЭ») в последние годы выполнял аналитические и экспериментальные работы по созданию новой канатной трелевочной установки МЛ-139 с трехбарабанной лебедкой. Ее создавали на шасси автомобиля КамАЗ-43-118, со специальной мачтой для выполнения лесозаготовительных работ на крутых склонах (свыше 15°). Опытный образец установки в качестве экспоната демонстрировался в Москве на международной выставке «Лесдревмаш-2004», но серийное производство до настоящего времени не начато. Причин тому много, и главная – это отсутствие необходимых средств у производителя и жесткие требования к сберегающим технологиям органов сертификации. В связи с этим, в настоящее время, на большинстве автомобилей, использующих в своем составе лебедки для подъема грузов с механическим или гидравлическим приводами, применяются агрегаты зару-бежногопроизводства.

2.1 Проектирование и расчет первой карданной передачи

Под карданной передачей понимается комплекс механизмов, служащий для передачи крутящего момента без изменения его величины от одного агрегата трансмиссии к другому. Кроме того, карданная передача служит для компенсации несоосности валов между закрепленными на раме агрегатами. В зависимости от назначения карданной передачи она или постоянно работает при движении автомобиля, или включается при необходимости. В нашем случае карданная передача включается принудительно во время стоянки автомобиля.

К основным специфическим требованиям, которые необходимо учиты-вать при проектировании карданной передачи, относятся следующие [1]:

1. Углы наклона карданного вала должны быть по возможности минимальными, так как при этом карданная передача будет работать с более высоким к.п.д. и с меньшей неравномерностью вращения валов (при отсутствии условий, обеспечивающих синхронность вращения). Однако назначение очень малых углов нежелательно, особенно для карданов с игольчатыми подшипниками, так как это вызывает бринеллирование последних.

2. Динамические нагрузки, вызванные неравномерностью враще-ния и несбалансированностью вала, особенно для карданных валов, рабо-тающих с высоким числом оборотов, должны быть минимальны.

3. Жесткость карданной передачи, являющейся одним из упругих элементов звеньев трансмиссии, надо выбирать с учетом динамических характеристик всех элементов трансмиссии. Собственные частоты крутильных колебаний должны лежать вне эксплуатационных режимов автомобиля.

4. Критические числа оборотов карданной передачи должны быть выше чисел оборотов, максимально возможных по условиям эксплуатации.

5. Трущиеся поверхности карданных шарниров и компенсирующие устройства (скользящие шлицевые соединения) карданных валов, требующие смазки, следует хорошо защищать от вытекания смазки и от проникновения грязи, пыли и влаги.

Основными параметрами карданной передачи являются:

— критическая частота вращения карданного вала,

— расчетный крутящий момент на карданном валу,

— наружный и внутренний диаметры карданного вала,

— допустимая длина карданного вала,

— углы установки карданного вала.

При проектировании карданной передачи производят расчет следующих деталей:

— крестовина карданного вала,

— вилка шарнира,

— игольчатые подшипники карданного шарнира,

— труба карданного вала,

— фланцы карданного вала.

2.1.1. Определение к.п.д. карданной передачи

При проектировании карданной передачи необходимо учитывать ее к.п.д. для того, чтобы компенсировать потери, возникающие при ее работе и обеспечить их уменьшение. К.п.д. карданной передачи представляет собой произведение к.п.д. составляющих ее механизмов, сочлененных деталей кар-данов и промежуточной опоры.

К.п.д. кардана зависит от его конструкции и от тех условий, в которых он будет работать (например, от углов наклона валов).

К.п.д. промежуточной опоры, в которой вал покоится на одном или двух подшипниках, может быть определен, если известны потери на трение в подшипниках качения и в уплотняющих устройствах.

Для карданов с крестовиной на игольчатых подшипниках потери на трение будут в игольчатых подшипниках, в торцах крестовин и в уплотнениях. Так как к.п.д. игольчатых- подшипников высокий, то основные потери будут в торцах крестовин и в уплотнениях. Однако и эти потери, согласно исследованиям специалистов фирмы GWB [1], не превышают 0,01 и практически при расчете карданной передачи ими можно пренебречь.

Таким образом при расчете карданной передачи величина к.п.д. кардана может быть принята (в некоторых случаях с некоторым запасом) равной 0,98.

2.1.2. Определение критического числа оборотов карданной передачи.

Зная величину максимального крутящего момента, нагружающего карданную передачу, и расстояние между центрами карданов, можно определить необходимые размеры передачи, удовлетворяющие статической прочности.

Однако возникающие изгибные колебания, которые зависят от скорости вращения карданной передачи и ее длины (расстояния между центрами карданов), могут при выбранных сечениях карданных валов привести к их поломке.

Под критическим числом оборотов вала понимают число оборотов вала, при котором происходит потеря устойчивости прямолинейной формы оси вращающегося вала. Таким образом, чтобы не

было потери устойчивости карданным валом максимальное число оборотов карданного вала должно быть ниже критического числа оборотов.

Проверка критического числа оборотов карданного вала производится по следующим уравнениям, в которых принимается, что на всей длине карданный вал имеет постоянное сечение.

Для трубчатого вала

; (2.1)

где:

— коэффициент, зависящий от способа крепления (заделки);

D — наружный диаметр вала в см;

d — внутренний диаметр вала в см;

L — расстояние между центрами карданов в см. При наличии промежуточной опоры для L берут расстояние между центром кардана и центром промежуточной опоры.

Значения коэффициента , взятые по различным источникам, не-сколько отличаются между собою, что, очевидно, можно отнести за счет принимаемого значения модуля упругости Е для стали. Акад. Е. А. Чудаков рекомендует коэффициент для валов принимать равным 1,025• 107, фирма GWB 1.22 • 107, а фирма Рзепп 1.11• 107 [1].

Теоретическое значение критического числа оборотов, подсчитанное по приведенной выше формуле, должно быть выше максимально возможного значения числа оборотов при эксплуатации (например, при движении с горы, когда число оборотов карданного вала может быть выше числа его оборотов по двигателю).

Коэффициент k представляет собой отношение критического числа оборотов nкр к эксплуатационному числу оборотов nэк.

; (2.2)

Фирма GWB указывает, что коэффициент k должен быть не менее 1,2.

Значение k=1,2 допустимо в том случае, если зазоры в шлицевом сочленении и в игольчатых подшипниках выдержаны с достаточной точностью.

Фирма Рзепп рекомендует, чтобы критическое число оборотов, было, по крайней мере, на 20% выше эксплуатационного числа: оборотов.

В отечественной практике критические числа оборотов карданного вала обычно принимают на 1000 оборотов выше его возможных эксплуатационных чисел оборотов [1].

Карданные валы в приводе ведущих и управляемых колес на критиче-ское число оборотов не проверяют, так как они имеют малую длину между центрами карданов (при двух карданах), и вращаются со сравнительно низким числом оборотов.

Рассчитаем число оборотов первичного карданного вала. Число оборотов коленвала силового агрегата составляет 1900 об/мин, на выходе из коробки передач на выходном валу на первой повышенной передаче (при включении которой начинает работать лебедка) с передаточным числом i = 12,24, максимально возможное число оборотов составит[4]:

; (2.3)

Так как коробка дополнительного отбора мощности расположена на первичном валу раздаточной коробки, то передача, от которой происходит отбор мощности – прямая с передаточным числом i = 1, а, значит, число оборотов первичного карданного вала привода лебедки составит 155,2 об/мин. Число оборотов вторичного карданного вала привода лебедки не изменится, так как диаметр и число зубьев звездочек первой цепной передачи одинаково, а значит крутящий момент и число оборотов они передадут без изменения.

2.1.3 Определение расчетного максимального крутящего момента

Действующие силы при расчете на прочность определяются для слу-чая действия максимальных нагрузок (статических и динамических). Под максимальной статической нагрузкой понимается нагрузка, полученная в результате использования максимального крутящего момента двигателя. Максимальные динамические грузки, вызванные отклонением от нормальных эксплуатацией условий (выезд из колеи, резкое торможение и т. п.), следует, считать эпизодическими.

Таким образом, расчет на прочность следует вести по максимальным статическим нагрузкам с последующей проверкой на максимальные динами-ческие нагрузки.

В карданной передаче при постоянном крутящем моменте ведущем валу Mk1 ведомый вал будет находиться под воздействием переменного крутящего момента Mk2 определяемого выражением [1]:

; (2.4)

Из этой формулы видно, что минимальное значение крутящего момен-та Мк2 на карданном валу будет при α = 0° и максимальное при α = 90°. От-сюда

; (2.5)

Крутящий момент на ведущем валу MKi равен максимальному крутя-щему моменту двигателя, а если карданная передача расположена за ко-робкой передач, то этот момент должен быть умножен на максимальное пе-редаточное число коробки. Обычно в этих случаях к. п. д. работающих пе-редач не учитывается. В нашем случае коробка ДОМ устанавливается на прямой передаче раздаточной коробки, в связи с чем умножение на пере-даточное число раздаточной коробки не требуется. Так как используемая коробка ДОМ позволяет обеспечить максимально возможный отбираемый крутящий момент не более 40% крутящего момента двигателя, наша фор-мула примет вид:

;

Для производимого расчета величина крутящего момента составит:

;

При расчете карданных передач на износ необходимо пользоваться средним эксплуатационным крутящим моментом. Для легковых и грузовых автомобилей и автобусов этот момент определяется на прямой передаче в зависимости от отношения полного веса Ga автомобиля к максимальному крутящему моменту двигателя Мmax

; (2.6)

где а — коэффициент использования максимального крутящего момента двигателя, в нашем случае он будет равен 100%, так как соотношение полного веса и крутящего момента превышает величину 3,3, а значит для расчета на износ нам придется использовать максимальный эффективный крутящий момент двигателя 1570Нм.

2.1.4 Углы наклона валов карданной передачи

Для проектирования карданной передачи необходимо знать углы между валами, которые возможны при эксплуатации автомобиля.

Статические – углы наклона валов при неподвижном автомобиле, установленном на горизонтальной площадке. Статические углы определяются для автомобиля без нагрузки и с полной нагрузкой.

Динамические – углы, возникающие при движении автомобиля из-за различия упругих элементов подвески и под влиянием тяговых и тормозных усилий.

При расчете карданной передачи на прочность используется наибольший угол наклона валов, а при расчете на износ – угол, при котором передача работает наибольшее время.

В нашем случае, так как первичный вал привода лебедки одним концом соединен с коробкой ДОМ, расположенной на раздаточной коробке (которая закреплена неподвижно на раме автомобиля), а вторым концом соединен с промопорой, также неподвижно закрепленной на надрамнике автомобиля, динамическими углами можно пренебречь, так как взаимное перемещение будет пренебрежительно мало, так же как можно пренебречь и разницей углов при полной массе автомобиля и массе в снаряженном состоянии, так как нагрузка воспринимается всей рамой автомобиля в целом а не сосредотачивается на отдельно взятом участке.

Рисунок 5 Угол наклона карданного вала

Так как в данном случае карданный вал расположен под углом к одной плоскости (вертикальная плоскость, угол к которой составляет 2°40’), то суммарный угол будет равен указанному углу и составит 2 градуса 40 минут (рисунок 5).

2.1.5 Расчет крестовины кардана

Рисунок 6 Крестовина кардана

Размеры кардана являются, фактически, функцией диаметра шипа крестовины, который определяется заданным напряжением на изгиб в его основании (сечение а-а рисунок 6). При выборе основных размеров кардана следует исходить из того, чтобы напряжение на изгиб в шипе крестовины при передаче максимального крутящего момента не превышало 200-300МПа (согласно справочнику нормалей НАМИ). Такие значительные колебания напряжений обусловлены тем, что крестовины из-готавливают из сталей различных марок.

Напряжение на изгиб у основания шипа крестовины (сечение а-а) без учета центрального отверстия для смазки определяется по уравнению [1]:

(2.7)

где:

Mk – максимальный момент передаваемый крестовиной Нм,

H – расстояние между торцами крестовин м,

h1 – расстояние от торца шипа до расчетного сечения м,

L – длина иглы м,

D1 – диаметр шипа в расчетном сечении м.

Подберем крестовину кардана из стандартного ряда (согласно рекомендациям НАМИ и ОСТ 37.001.068-76 “Шарниры карданные неравных угловых скоростей. Основные размеры и технические требования”), а затем проверим ее на максимальное напряжение на изгиб, и, в случае если она будет удовлетворять требованиям, примем ее как базовую для дальнейших расчетов.

Проверим напряжение на изгиб крестовины типоразмера VI со следующими параметрами:

— расстояние между торцами 130мм,

— диаметр шипа 34,62мм,

— длина шипа 24мм,

— полная длина 19мм,

— размер по торцам вилки кардана – 135мм,

— число игл 38шт,

— диаметр иглы 3мм,

— подшипник 804907,

— статическая грузоподъемность подшипника 18кН,

— динамическая грузоподъемность подшипника 43кН.

Получим:

;

Значит выбранная крестовина вполне удовлетворяет требованиям прочности на изгиб. Теперь проведем расчет на износ по среднему эксплуатационному моменту по формуле для определения удельного давления на единицу проекции поверхности шипа [1]:

; (2.8)

получим

;

Так как рекомендуемое значение удельного давления не должно превышать 150МПа, то выбранная нами крестовина удовлетворяем всем требованиям прочности и может быть использована в нашей конструкции.

2.1.6 Расчет вилки кардана.

Рисунок 7 Вилка кардана

Хвостовик вилки кардана рассчитывается на кручение, исходя из наибольшего момента, передаваемого карданным валом.

Сила Р приложенная на радиусе R и равная [1]:

; (2.8)

будет вызывать изгиб и кручение лапы вилки. Напряжении на изгиб и кручение в слабейшем сечении вилки А-А (рисунок 7) определяются из выражений:

(2.9)

Моменты сопротивления Wd и Wu зависят от формы сечения. Для упрощения расчетов примем допущение, что форма сечения приближена к прямоугольной, в этом случае:

; (2.10)

где b и h соответственно стороны сечения в м.

Момент сопротивления кручению для прямоугольного сечения определяется по формуле:

; (2.11)

где зависит от соотношения сторон. Для нашего случая этот коэффициент равен 0,239.

Напряжения в конструкции должны находиться в пределах [1]:

=50-80МПа,

=80-160МПа

Для нашего случая:

Значит выбранная нами вилка кардана удовлетворяет требованиям прочности и может быть использована в конструкции.

2.1.7 Расчет фланцев

Расчет фланцев обычно не производят, так как их конструктивные размеры уже обеспечивают необходимую прочность.

2.1.8 Расчет карданного вала.

Размеры карданного вала определяют исходя из максимального передаваемого крутящего момента с последующей проверкой его при расчете карданной передачи на изгиб, на дополнительные напряжения от кручения и на наибольший угол закручивания.

Напряжения определяются в поперечных сечениях, имеющих минимальный момент сопротивления. Обычно минимальным моментом обладает сечение трубы в месте расточки ее под наконечник или под вилку.

Напряжение от кручения определяется по формуле:

; (2.12)

где:

— наименьший момент сопротивления на кручение;

D – диаметр трубы,

δ – толщина стенки трубы.

Получим

;

По проекту нормали НАМИ напряжение на кручение не должно превышать 155МПа.

Угол закручивания трубы карданного вала под действием расчетного момента M , определяющийся по формуле:

; (2.13)

где:

J – полярный момент инерции сечения, м4,

G – модуль упругости при кручении, для стали равен 8,5*104МПа.

Условие жесткости вала при кручении не более 9° на 1м длины вала.

Получим

;

Кроме того определяют критическую частоту вращения карданного вала по формуле:

; (2.14)

Размеры труб выбираются по проекту нормали на стальные сварные трубы для карданных валов автомобилей, однако длину карданного вала выбирают исходя из условий сохранения прямолинейной формы при критической частоте вращения. Допустимой является такая длина, при которой максимальная частота вращения карданного вала не превышает 70% расчетной критической частоты вращения вала.

Исходя из этого определяем допустимую длину карданного вала в следующем порядке:

а) определим максимальную частоту вращения карданного вала (в нашем случае она равна 155,2 об/мин);

б) определим расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей передаче в коробке передач (в нашем случае он равен 7702,12 Нм);

в) подберем размеры наружного и внутреннего диаметра карданного вала исходя из требований ГОСТ 5005-82 и значения крутящего момента, соответствующего статистическому уровню напряжения кручения в карданных валах грузового автомобиля τк=100-120МПа (в нашем случае выберем следующие размеры сечения: внутренний диаметр d=94мм, толщина стенки δ=3,5мм);

г) определим допустимую длину карданного вала по формуле:

; (2.15)

Итак в результате проведенных проверочных расчетов можно заключить, что подобранный нами карданный вал удовлетворяет всем требуемым параметрам по прочности, максимальной длине, углу закручивания и критической частоте вращения с запасом, значительно большим, чем необходимо, однако использовать вал меньшего типоразмера из стандартного ряда НАМИ нецелесообразно, так как в этом случае будет достигнута поагрегатная унификация с аналогичными автомобилями производства ОАО “АЗ Урал”, ООО “Ивеко-УралАЗ”, ОАО “КАМАЗ”, использующих в своих приводах карданные валы такого же типоразмера. В связи с вышеизложенным, более оптимальным будет принять за базовый типоразмер рассчитанного карданного вала.

2.2 Проектирование и расчет второй карданной передачи

2.2.1. Определение критического числа оборотов карданной передачи.

Число оборотов первичного карданного вала составляет:

;

Число оборотов вторичного карданного вала привода лебедки не изменится, так как диаметр и число зубьев звездочек первой зубчатой передачи одинаково, а значит крутящий момент и число оборотов они передадут без изменения. Значит число оборотов карданного вала второй карданной передачи совпадает с числом оборотов карданного вала первой карданной передачи и составляет 155,2 об/мин.

2.2.2 Определение расчетного максимального крутящего момента

Крутящий момент на карданном валу первой карданной передачи со-ставляет:

;

При расчете карданных передач на износ необходимо пользоваться средним эксплуатационным крутящим моментом.

Для карданного вала первой карданной передачи он равен максимальному эффективному крутящему моменту двигателя 1570Нм.

Так как в нашем расчете мы пренебрегаем потерями в крестовинах карданных валов и в подшипниках промежуточных опор, а передаточное число и диаметр звездочек цепных передач одинаковы, то считаем что крутящий момент с карданного вала первой карданной передачи на карданный вал второй карданной передачи передается без изменений. А значит расчетный максимальный передаваемый крутящий момент на карданном валу второй передачи составит 7702.12Нм, а расчетный экс-плуатационный момент на этом валу составит 1570Нм.

2.2.3 Углы наклона вала второй карданной передачи

Вал второй карданной передачи расположен параллельно как к горизонтальной так и к вертикальной плоскостям, а значит угол наклона вала равен нулю. Такое положение выбрано из конструктивных соображений, так как позволяет уменьшить изгибающий момент на валу, а, следовательно, уменьшить расчетный диаметр вала, что позволит снизить массу карданного вала, уменьшить его типоразмер и себестоимость.

2.2.4 Расчет крестовины кардана

Проверим напряжение на изгиб крестовины типоразмера VI со следующими параметрами:

— расстояние между торцами 130мм,

— диаметр шипа 34,62мм,

— длина шипа 24мм,

— полная длина 19мм,

— размер по торцам вилки кардана – 135мм,

— число игл 38шт,

— диаметр иглы 3мм,

— подшипник 804907,

— статическая грузоподъемность подшипника 18кН,

— динамическая грузоподъемность подшипника 43кН.

Получим:

;

получим

;

Проведения расчета игольчатых подшипников не требуется, так как нами был использован стандартный типоразмерный ряд, рассчитанный на предельные нагрузки для крестовины и вилки кардана. В нашем случае как по удельному давлению, так и по напряжению на изгиб наша конструкция имеет запас прочности не менее 2,4, поэтому нагрузка на подшипники также не превысит проектировочную.

2.2.5 Расчет вилки кардана.

Сила Р приложенная на радиусе R и равная

;

будет вызывать изгиб и кручение лапы вилки. Напряжении на изгиб и кручение в слабейшем сечении вилки А-А определяются из выражений:

;

где b и h соответственно стороны сечения в м.

Момент сопротивления кручению для прямоугольного сечения определяется по формуле:

;

где зависит от соотношения сторон. Для нашего случая этот коэффициент равен 0,239.

Напряжения в конструкции должны находиться в пределах:

=50-80МПа,

=80-160МПа

Для нашего случая:

2.2.6 Расчет карданного вала.

Напряжение от кручения в карданном вале равно:

;

По проекту нормали НАМИ напряжение на кручение не должно превышать 155МПа.

Угол закручивания трубы карданного вала под действием расчетного момента M равен:

;

Кроме того определяют критическую частоту вращения карданного вала по формуле:

;

Исходя из этого определяем допустимую длину карданного вала в следующем порядке:

а) определим максимальную частоту вращения карданного вала (в нашем случае она равна 155,2 об/мин);

в) подберем размеры наружного и внутреннего диаметра карданного вала исходя из требований ГОСТ 5005-82 и значения крутящего момента, соответствующего статистическому уровню напряжения кручения в карданных валах грузового автомобиля τк=100-120МПа(в нашем случае выберем следующие размеры сечения: внутренний диаметр d=94мм, толщина стенки δ=3,5мм);

г) определим допустимую длину карданного вала по формуле:

;

Итак в результате проведенных проверочных расчетов мы получили, что подобранный нами карданный вал удовлетворяет всем требуемым параметрам по прочности, максимальной длине, углу закручивания и критической частоте вращения с достаточным запасом, поэтому принимаем выбранные геометрические параметры вала за базовые.

Расчет на прочность цепной передачи не проводится, в связи с использованием в конструкции готового цепного привода, разработки ООО “Ивеко-УралАЗ”, применяемого в аналогичной системе самопогрузки, рассчитанной на погрузку-разгрузку контейнеров большей массы. В связи с чем проверочный расчет не требуется.

2.3 Расчет болтового соединения крепления лебедки

Рисунок 8 Схема опорной поверхности крепления лебедки

Сила затяжки определяется по формуле [6], :

; (2.16)

где — тяговая сила (равна максимально-допустимой массе перевозимого груза);

— расстояние от точки действия силы до опорной поверхности (принимается при условии, что трос закреплен в центре лебедки);

— площадь опорной поверхности;

— количество болтов;

— Момент сопротивления сечения опорной поверхности относительно оси Х;

— коэффициент запаса прочности.

;

Допускаемая сила затяжки определяется по формуле [6], :

; (2.17)

где — допускаемое напряжение при растяжении, ;

— диаметр болта.

Допускаемое напряжение при растяжении определяется по формуле:

; (2.18)

где — условный предел текучести, .

Для крепления лебедки выбран болт М20 с классом прочности 10,9; материал болта – сталь 40Х; .

;

Проверка:

; (2.19)

— условие выполняется.

3. Тягово-динамический расчет автомобиля

Исходные данные для расчета

-полная масса ma=36900 кг

-масса на ведущие колёса m =36900 кг

-коэффициент сопротивления качению f=0,018

-максимальная скорость amax=90км/ч=25,31м/с

-динамический радиус колеса rд=0,6 м (для MICHELIN 325/65 R20,5)

-число цилиндрических и конических пар в потоке мощности p=9

-число карданных шарниров l=8

-коэффициент аэродинамического сопротивления Сх=0,9

-плотность воздуха r=1,25 кг/м3

-ширина колеи автомобиля В=1,98м

-высота автомобиля Н=3,1м

-коэффициент заполнения лобового сечения КЛ=0,9

-коэффициент сопротивления движению y=0,018

-максимальный коэффициент сопротивления движению ymax=0,3

-коэффициент сцепления колес с дорогой =0,8

-КПД вспомогательного оборудования hобс=0,901

-максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя nmax=1900 мин -1

-минимальная частота вращения коленчатого вала nmin=800 мин-1

-минимальный удельный расход топлива q=197,0 г/кВтч

-мощность двигателя (брутто) Ne=294 кВт

Передаточные числа КП (ZF 12AS 2300X): i1=12,24; i2=9,59; i3=7,44; i4=5,78; i5=4,57; i6=3,55; i7=2,7; i8=2,1; i9=1,63; i10=1,27; i11=1; i12=0,78

Передаточное число главной передачи: io=6,09.

Передаточные числа раздаточной коробки: iркв=0,995; iркн=1,48.

Определение мощности двигателя при

, кВт; (3.1)

где — коэффициент аэродинамического сопротивления,

— плотность воздуха,

— площадь лобового сечения автомобиля,

— максимальная скорость автомобиля,

— минимальный коэффициент сопротивления движению ( ),

— полная масса автомобиля,

— ускорение свободного падения,

— КПД трансмиссии.

; (3.2)

где — ширина колеи автомобиля,

— высота автомобиля,

— коэффициент заполнения лобового сечения.

Определяем КПД трансмиссии

; (3.3)

где р — число цилиндрических и конических пар в потоке мощности,

l – число карданных шарниров.

;

м2;

кВт;

Удельная мощность

кВт/т;

По предварительно рассчитанным данным для проектируемого автомобиля наиболее подходит двигатель D22866LF28 (соответствующий экологическим нормам Евро-4) кВт.

На графиках соответствующих тяговых характеристик автомобиля отображены линии, соответствующие низшим передачам автомобиля для получения более наглядного и читаемого изображения.

Внешняя скоростная характеристика

Влияние двигателя на динамику автомобиля определяется его скоростной характеристикой, представляющей собой изменение эффективной мощности и эффективного момента двигателя в зависимости от скорости вращения коленчатого вала при полной или частичной подаче топлива.

Внешняя скоростная характеристика – это зависимость эффективной мощности и эффективного момента двигателя от числа оборотов коленчатого вала при полной подаче топлива в установившемся режиме работы двигателя . Эту характеристику определяют экспериментально на тормозном стенде . В случае отсутствия экспериментальных данных используют эмпирические зависимости , позволяющие по известным координатам одной точки воспроизвести всю кривую мощности .

Наибольшее распространение получила следующая формула:

, кВт; (3.4)

где — эмпирические коэффициенты. Для четырехтактных

дизелей А1=0,5; А2=1,5;

— максимальная эффективная мощность и соответствующее

ей значение частоты вращения коленчатого вала двигателя;

— текущие значения эффективной мощности и частоты

вращения коленчатого вала.

Для построения кривой эффективного момента применяют сле-дующую формулу:

, Нм; (3.5)

где — текущее значение эффективного момента,

— текущее значение эффективной мощности,

— текущее значение эффективной частоты вращения.

Значения эффективных частот вращения, мощности и момента сводим в таблицу 1.

Таблица 1 Внешняя скоростная характеристика

Обороты,

об/мин Мощность,

кВт Момент,

Н•м

800 118,13 1410,8

922 141,63 1467,25

1044 165,23 1511,46

1167 188,47 1543,44

1289 210,88 1563,18

1411 231,98 1570,69

1533 251,32 1656,97

1656 268,41 1549,0

1778 282,79 1519,81

1900 294 1478,37

Внешняя скоростная характеристика проектируемого автомобиля приведена на рисунке 9.

Тягово-скоростная характеристика

Тягово-скоростная характеристика автомобиля представляет собой зависимость силы тяги на колёсах от скорости движения автомобиля при полной подаче топлива. Эту характеристику строят при помощи уравнения тягового баланса автомобиля, который имеет следующий вид :

(3.6)

где — сила сопротивления качению,

— сила сопротивления подъему,

— сила сопротивления воздуха,

— сила сопротивления ускорению автомобиля. Эта сила затрачивается на разгон автомобиля, на работу деталей трансмиссии, вращающихся деталей автомобиля,

— сила на крюке. Считая что прицеп отсутствует .

; (3.7)

где — полная масса автомобиля,

— постоянная (g=9,8),

— коэффициент сопротивления качению,

— угол подъема автомобиля.

; (3.8)

; (3.9)

где — коэффициент аэродинамического сопротивления,

— плотность воздуха,

— площадь лобового сечения автомобиля,

— скорость автомобиля.

; (3.10)

где — ширина колеи автомобиля,

— высота автомобиля,

— коэффициент заполнения лобового сечения

; (3.11)

где — момент инерции вращающихся частей двигателя,

— передаточное число трансмиссии,

— динамический радиус колеса,

— кинематический радиус колеса.

— приведенный к колесу момент инерции трансмиссии,

— момент инерции ведущих колес,

— момент инерции ведомых колес,

— ускорение автомобиля,

— КПД трансмиссии,

; (3.12)

где  j — коэффициент вращающихся масс;

Приближенно можно подсчитать.

;

; (3.13)

; (3.14)

где — момент двигателя на маховике,

— передаточное число коробки передач,

— передаточное число раздаточной коробки,

— передаточное число главной передачи.

; (3.15)

где — передаточное число трансмиссии.

Сила сопротивления качению для данного автомобиля зависит от типа и состояния дороги, а сила сопротивления подъёму – от её профиля. Поэтому их иногда объединяют , вводя понятие об общем дорожном сопротивлении :

; (3.16)

где — сила сопротивления движению.

; (3.17)

где — коэффициент сопротивления движению.

В полном виде уравнение движения автомобиля для прямолинейного движения, называется также тяговым балансом автомобиля, запишется в сле-дующем виде:

(3.18)

Это уравнение используется для проектирования новых автомобилей и при оценке его тягово-скоростных качеств. Тягово-скоростные качества характеризуются тягово-скоростными показателями: — максимальная скорость, — преодолеваемый угол подъема, — сила тяги на крюке.

Уравнение тягового баланса можно представить в графической форме, так зависимость действующих сил от скорости автомобиля.

Скорость автомобиля определяется по формуле:

; (3.19)

Строятся графики зависимостей от , которые изображены на

рисунке 10.

Динамическая характеристика

Тяговая характеристика недостаточно удобна для сравнительной оценки тяговых свойств автомобилей, обладающих различной массой, так как при одинаковых значениях силы тяги они будут иметь на одной и той же дороге различные максимальные скорости, различные ускорения, пре-одолевать неодинаковые предельные подъёмы и так далее.

Для сравнения тягово-скоростных характеристик разных автомобилей удобно пользоваться безразмерным параметром. Таким параметром является динамический фактор.

Динамическим фактором автомобиля называют отношение разности силы тяги на колёсах и силы сопротивления воздуха к весу автомобиля, то есть:

; (3.20)

где D – динамический фактор автомобиля.

Графическое изображение зависимости динамического фактора от ско-рости движения автомобиля на различных передачах в коробке передач и полной нагрузке на автомобиль называется динамической характеристикой автомобиля.

Строится график зависимости от . Кривые динамического фактора изображены на рисунке 12.

Ускорение, время и путь разгона автомобиля

Время равномерного движения автомобиля обычно мало по срав-нению с общим временем его работы. Так, например, при эксплуатации в городах автомобили движутся равномерно всего 15 — 25% времени. От 30 до 45% времени занимает ускоренное движение автомобиля и 30 — 40% -движение накатом и торможение.

Показателями динамичности автомобиля при разгоне служат величины максимальных ускорений, а также значения пути и времени разгона в определённом интервале скоростей.

Значения ускорения, времени и пути разгона получают как опыт¬ным путём (в процессе эксплуатации), так и аналитически. Методика рас¬чёта показателей динамичности автомобиля при неустановившемся дви¬жении едина для всех его видов. Вначале из дифференциального уравне¬ния движения находим ускорение, а затем, используя приёмы численного интегрирования, определяем величины времени и пути движения.

Ускорение автомобиля определяют при помощи выражения для динамического фактора автомобиля, движущегося без прицепа:

; (3.21)

где – ускорение автомобиля, м/с2.

Тогда,

Значения динамического фактора берут на разных скоростях с динамической характеристики автомобиля. По полученным значениям j строим график ускорений.

Время и путь разгона ввиду отсутствия аналитической связи между ускорением и скоростью автомобиля определяют графоаналитическим. Кривую ускорений разбивают на ряд отрезков и считают, что в каждом интервале скорости автомобиль разгоняется с постоянным ускорением, то есть:

, м/c2; (3.22)

где и — ускорения соответственно в начале и конце выбранного интервала скорости, м/с2 ;

— номер рассматриваемого интервала.

При изменении скорости, например, от до среднее ускорение можно рассчитать также как:

, м/c2 ; (3.23)

где – время разгона автомобиля в интервале скоростей от до

, с., тогда,

, с; (3.24)

Тогда общее время разгона автомобиля можно определить как:

, с; (3.25)

где t – время разгона автомобиля в интервале скоростей от до , с;

n – количество интервалов.

При расчёте пути разгона приближённо считают, что в каждом интервале изменения скорости автомобиль движется равномерно со средней скоростью , которая определяется по формуле:

, м/c; (3.26)

При этом допущении путь разгона в интервале скоростей от до можно определить как:

, м; (3.27)

где – путь, пройденный автомобилем за время , м.

Общий путь разгона автомобиля за время t определяется по формуле:

, м; (3.28)

При разгоне с места отсчёт нужно вести от скорости, соответст-вующей минимально устойчивому числу оборотов коленчатого вала двигателя.

По мере приближения скорости автомобиля к максимальной ускорение приближается к 0. Это означает, что время разгона автомобиля до максимальной скорости, определяемое пересечением кривой ускорения с осью абсцисс, теоретически бесконечно велико. Однако, разгон становится практически не ощутим при скорости автомобиля, равной 0,90,95 . Поэтому время и путь разгона определяются обычно до скорости на 5  10 % меньше максимальной.

Кривые ускорения автомобиля, времени и пути разгона для проектируемого автомобиля представлены на рисунках 13-15.

Мощностной баланс автомобиля

Для анализа динамичности автомобиля можно также сопоставить тяго-вую мощность с мощностью, необходимой для преодоления сопротивлений движению.

Связь между эффективной мощностью двигателя и мощностью, подво-димой к ведущим колёсам можно установить при помощи зависимости:

Nк = Ne   тр , кВт; (3.29)

где Nк – мощность , подводимая к ведущим колёсам автомобиля ,

кВт ;

 тр – коэффициент полезного действия трансмиссии автомобиля .

 тр = ( 0,950,98 ) q  0,99 l ; (3.30)

где q – количество полных конических и цилиндрических пар

в потоке мощности ;

l – количество карданных шарниров .

Для построения мощностной характеристики автомобиля необходимо также уравнение мощностного баланса автомобиля , которое в общем виде записывается :

Nк = N + Nw + Nj , кВт; (3.31)

где N — мощность , затрачиваемая на преодоление

сопротивления движению , кВт ;

Nw – мощность , затрачиваемая на преодоление

сопротивления воздуха , кВт ;

Nj – мощность , затрачиваемая на преодоление

сопротивления разгону , кВт .

Зависимости для определения мощностей , входящих в мощностной баланс автомобиля, имеют вид :

N =  m g  Va, кВт; (3.32)

Nw = 0,5  Cx    F  Va3 , кВт; (3.33)

Nj = m  j  Va  dVa / dt, кВт. (3.34)

Мощностной баланс проектируемого автомобиля представлен на

рисунке 11.

Углы подъема автомобиля

Максимальный угол подъёма по тяге

; (3.35)

24,26

Максимальный угол подъёма по сцеплению

,; (3.36)

38,02

Числовые значения параметров тягово-скоростной характеристики, динамической характеристики, ускорения, времени, пути разгона автомобиля, мощностного баланса автомобиля сводим в таблицу 2.

Таблица 2 Расчетная таблица тягово-динамических параметров

Скорость движения (высшая передача)

На 1 передаче 0,68 0,78 0,89 0,99 1,09 1,20 1,30 1,41 1,51 1,61

На 2 передаче 0,87 1,00 1,13 1,26 1,40 1,53 1,66 1,79 1,93 2,06

На 3 передаче 1,12 1,29 1,46 1,63 1,80 1,97 2,14 2,31 2,48 2,66

На 4 передаче 1,44 1,66 1,88 2,10 2,32 2,54 2,76 2,98 3,20 3,42

На 5 передаче 1,82 2,10 2,38 2,65 2,93 3,21 3,49 3,77 4,04 4,32

На 6 передаче 2,34 2,70 3,06 3,42 3,77 4,13 4,49 4,85 5,21 5,56

На 7 передаче 3,08 3,55 4,02 4,49 4,96 5,43 5,90 6,38 6,85 7,32

На 8 передаче 3,96 4,56 5,17 5,77 6,38 6,98 7,59 8,19 8,80 9,40

На 9 передаче 5,10 5,88 6,66 7,44 8,22 9,00 9,78 10,56 11,34 12,12

На 10 передаче 6,55 7,55 8,55 9,55 10,55 11,55 12,55 13,55 14,55 15,55

На 11 передаче 8,32 9,59 10,86 12,13 13,40 14,67 15,94 17,21 18,48 19,75

На 12 передаче 10,66 12,28 13,91 15,54 17,17 18,79 20,42 22,05 23,68 25,31

Продолжение таблицы 2

Сила тяги автомобиля, приведенная к ведущим колесам (высшая передача)

На 1

переда-че 141263,3 146915,5 151342,5 154544,5 156521,3 157273,1 156799,8 155101,3 152177,8 148029,2

На 2

переда-че 110675,6 115103,9 118572,4 121081,0 122629,8 123218,8 122848,0 121517,3 119226,8 115976,5

На 3

передаче 85858,8 89294,2 91984,9 93931,0 95132,6 95589,5 95301,8 94269,5 92492,6 89971,1

На 4

передаче 66698,7 69367,4 71457,7 72969,5 73902,9 74257,8 74034,4 73232,4 71852,1 69893,3

На 5

передаче 52738,1 54848,2 56500,9 57696,3 58434,4 58715,0 58538,3 57904,2 56812,8 55264,0

На 6

передаче 40967,7 42606,9 43890,8 44819,4 45392,7 45610,7 45473,4 44980,9 44133,0 42929,9

На 7

передаче 31159,1 32405,8 33382,3 34088,6 34524,6 34690,4 34586,0 34211,4 33566,5 32651,4

На 8

передаче 24245,4 25215,5 25975,3 26524,9 26864,2 26993,2 26912,0 26620,5 26118,7 25406,7

На 9

передаче 18817,3 19570,2 20160,0 20586,5 20849,8 20950,0 20886,9 20660,7 20271,2 19718,6

На 10

передаче 14665,3 15252,1 15711,7 16044,1 16249,4 16327,4 16278,3 16101,9 15798,4 15367,7

На 11

передаче 11541,8 12003,6 12365,3 12626,9 12788,5 12849,9 12811,2 12672,4 12433,6 12094,6

На 12

передаче 9008,7 9369,2 9651,5 9855,7 9981,7 10029,7 9999,5 9891,2 9704,7 9440,2

Продолжение таблицы 2

Сила сопротивления воздуха и дороги (высшая передача)

На 1

передаче 6510,43 6510,85 6511,33 6511,87 6512,47 6513,13 6513,84 6514,62 6515,45 6516,35

На 2

передаче 6511,24 6511,92 6512,70 6513,58 6514,55 6515,62 6516,79 6518,05 6519,41 6520,87

На 3

передаче 6512,61 6513,74 6515,04 6516,50 6518,11 6519,89 6521,83 6523,93 6526,20 6528,62

На 4

передаче 6514,88 6516,76 6518,90 6521,32 6524,00 6526,95 6530,16 6533,64 6537,39 6541,41

На 5

передаче 6518,30 6521,31 6524,75 6528,61 6532,89 6537,61 6542,75 6548,32 6554,31 6560,74

На 6

передаче 6524,31 6529,30 6534,99 6541,39 6548,49 6556,30 6564,83 6574,05 6583,99 6594,63

На 7

передаче 6535,35 6543,97 6553,81 6564,87 6577,15 6590,66 6605,39 6621,34 6638,51 6656,91

На 8

передаче 6552,42 6566,65 6582,90 6601,17 6621,46 6643,76 6668,09 6694,44 6722,80 6753,19

На 9

передаче 6580,98 6604,60 6631,58 6661,91 6695,59 6732,62 6773,01 6816,74 6863,84 6914,28

На 10

передаче 6627,41 6666,30 6710,71 6760,64 6816,09 6877,06 6943,55 7015,56 7093,09 7176,14

На 11

передаче 6700,07 6762,86 6834,56 6915,17 7004,70 7103,13 7210,48 7326,74 7451,92 7586,00

На 12

передаче 6822,52 6925,59 7043,28 7175,60 7322,55 7484,13 7660,33 7851,17 8056,63 8276,72

Продолжение таблицы 2

Мощность автомобиля, приведенная к ведущим колесам (высшая передача)

На 1