Расчет легкового автомобиля с гидромеханической трансмиссией

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет

Кафедра колесных и гусеничных машин

 

ДИПЛОМНЫЙ ПРОЕКТ

Конструирование и расчет легкового автомобиля с гидромеханической трансмиссией

Студент гр. 4035/1

А.С. Ершов

Руководитель:

В.А. Яхимович

 

Санкт-Петербург 2007 г.

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

1. Проектировочный тяговый расчет автомобиля с гидромеханической трансмиссией

.1 Исходные данные

.2 Выбор двигателя

.2.1 Определение потребой мощности двигателя

.2.2 Выбор типа и характеристик двигателя

.2.3 Расчет и построение свободной характеристики двигателя ГТК-Х

.3 Выбор гидротрансформатора

.4 Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора при П>Ппотр

.4.1 Определение значения rlНw и соответствующего ему передаточного отношения 1/iГw в крайней правой точке согласования при wдmax

.4.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

.4.3 Определение передаточного отношения главной передачи

.5 Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и гидротрансформатора

.6 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата

.7 Определение скоростного диапазона автомобиля и разбивка его по передачам.

.7.1 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

.7.2 Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам в случае блокировки гидротрансформатора, начиная со второй передачи

.8 Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам, алгоритм работы которого предполагает блокировку гидротрансформатора при уменьшении скольжения ГТК-ХII

.9 Выбор гидротрансформатора ГТК-ХII

.9.1 Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора при П<Ппотр.

.9.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

.9.3 Определение передаточного отношения главной передачи

.9.4 Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и гидротрансформатора

.9.5 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата

.9.6 Определение скоростного диапазона автомобиля и разбивка его по передачам

.9.7 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

.9.8 Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам в случае блокировки гидротрансформатора, начиная со второй передачи

.10 Согласование по экономичности (блокировка по скольжению).

.11 Анализ результатов и выбор одного для последующего проектирования

. Синтез планетарной коробки передач с двумя степенями свободы

.1 Исходные данные

.2 План угловых скоростей

.3 Составление простых планетарных механизмов

.4 Отбраковка планетарных рядов по значению параметра «К»

.5 Отбраковка планетарных рядов по относительным угловым скоростям сателлитов

.6 Отбраковка вариантов. Выбор наилучшего варианта

.7 Разработка компоновочной схемы коробки передач

.8 Выбор числа зубьев колес планетарных рядов

. Разработка кинематической схемы трансмиссии

.1 Разбивка трансмиссии на агрегаты

.2 Выбор плавающих звеньев

.3 Расстановка подшипниковых опор

.4 Подвод смазки к подшипникам сателлитов и другим потребителям.

. Силовой анализ

. Примеры поверочных и проектировочных расчетов основных элементов коробки передач

.1 Расчет валов

.2 Проектировочный расчет цилиндрических прямозубых колес

.3 Расчет шлицевых соединений

.4 Расчет на прочность зубчатых колес

.5 Расчет фрикционных элементов управления (ФЭУ)

.6 Расчет на долговечность подшипников сателлитов

. Поверочный динамический расчет и построение динамической характеристики автомобиля

Вывод

Литература

1. Проектировочный тяговый расчет автомобиля с гидромеханической трансмиссией

.1 Исходные данные

В качестве исходных данных использованы технические характеристики легкового автомобиля ВАЗ 2104

полная масса автомобиля m_a , кг 1550

максимальная скорость на шоссе V_max 150 км\ч=41,6 м/с

колея и габаритная высота автомобиля: В и Н, м 1,62, 1,46

класс автомобиля легковой

колесная формула 4х2

1.2 Выбор двигателя

.2.1 Определение потребной мощности двигателя

Определение потребной мощности двигателя производится из условия обеспечения максимальной скорости автомобиля при движении по горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием:

 ,(1)

где  - коэффициент запаса, @1.1

Р_y - сила сопротивления дороги, Н

Р_w - сила сопротивления воздуха, Н

h_мех - КПД механической части трансмиссии

h_мех @0.92

h_ГV - КПД гидротрансформатора, h_ГV = 0.9

h_муV - КПД моторной установки, h_муV = 0.89

Силы сопротивления дороги и воздуха могут быть найдены как

Р_y = y m_a g = 0.02 ^. 1550 ^. 9.81 = 304.11 H , (2)

где y - коэффициент сопротивления движению. Так как автомобиль движется по горизонтальной дороге с асфальтобетонным покрытием, то

y =f,

где f= 0.02 - коэффициент сопротивления качению.

Р_w = c r F V ²_max , (3)

где с - безразмерный коэффициент аэродинамического сопротивления, с = 0.24

r - плотность воздуха, r =1.25 кг/м³

F - лобовая площадь автомобиля, м²

Лобовая площадь автомобиля вычисляется приближенно как

F = 0.85 BH = 0.85 ^. 1.62 ^. 1.46 = 2.01 м ² (4)

Р_w = 0.24 ^. 1.25 ^. 2.01 ^. 41.6 ² = 1043 Н(5)

Тогда потребная мощность рассчитывается как

 (6)

1.2.2 Выбор типа и характеристик двигателя

Выбираем двигатель BMW 318i с рабочим объемом 1.796 л , для которого N_emax = 85 КВт

Таблица 1

Характеристика двигателя BMW 318i

w, рад/с	375	400	425	450	475	500	525	550
Ме, Нм	167	167	167	166	164	161	158	154
Nе, кВт	62	67	71	74	77	80	83	85

1.2.3 Расчет и построение свободной характеристики двигателя

Потери мощности в моторной установке N_му определяют суммированием потерь мощности в отдельных ее системах

N_му = N_во + N_вент + N_гл + N_ген + N_н (7)

где N_во - потери мощности в воздухоочистителе

N_вент - мощность, требуемая для привода вентилятора

N_гл - потери мощности в глушителе

N_ген - потери мощности на привод генератора

N_н - потери мощности на привод масляного насоса автоматической коробки передач.

Потери мощности в воздухоочистителе можно определить как

,(8)

где N_emax - максимальная мощность двигателя по внешней характеристике

w_Д - текущая скорость вращения двигателя

w_N - скорость вращения двигателя при максимальной мощности

Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, равна

,(9)

Теряемая в выхлопной системе мощность двигателя определяется формулой

,(10)

Примем N_ген = 400 Вт.

Найдем мощность на привод масляного насоса автоматической коробки передач как

 ,(11)

Вычислим свободную мощность двигателя. Свободная мощность - эта та мощность, которая снимается с вала двигателя и может быть использована для движения транспортного средства.

N_д = N_е - N_му .(12)

Соответствующий этой мощности крутящий момент называют свободным моментом

 (13)

Результаты расчетов сведем в табл. 2

Таблица 2

Характеристика двигателя

ωд	Nе	ωд/ ωN	Nво	Nген	Nн	Nвент	Nглуш	Nму	Nд	Mд
рад/сек	кВт	-	кВт	кВт	кВт	кВт	кВт	кВт	кВт	Н*м
375	62	0.682	0.790	0.400	0.580	3.161	0.808	5.739	56.261	150.029
400	67	0.727	0.899	0.400	0.618	3.597	0.981	6.495	60.505	151.263
425	71	0.773	1.015	0.400	0.657	4.060	1.177	7.309	63.691	149.862
450	74	0.818	1.138	0.400	0.695	4.552	1.397	8.182	65.818	146.262
475	77	0.864	1.268	0.400	0.734	5.072	1.643	9.117	67.883	142.912
500	80	0.909	1.405	0.400	0.773	5.620	1.916	10.113	69.887	139.773
525	83	0.955	1.549	0.400	0.811	6.196	2.218	11.174	71.826	136.811
550	85	1.000	1.700	0.400	0.850	6.800	2.550	12.300	72.700	132.182

Рис.1 Характеристика двигателя BMW 318i

1.3 Выбор гидротрансформатора

Для полного использования скоростного и силового диапазонов двигателя потребное значение прозрачности [1,с.30]:

П_потр = К_м · К_ω² (14)

К_м = М_{д max} / M_дω (15)

К_ω = ω_дmax / ω_дм (16)

где К_м и К_ω скоростной и силовой диапазоны двигателя по свободной характеристике

М_{д max} - свободный максимальный момент двигателя

M_дω - момент двигателя при ω_дmax

ω_дм - угловая скорость коленчатого вала при М_{д max}

По свободной характеристике определим:

М_{д max} = 151.263 Н·м

M_дω = 132.182 Н·м

ω_дм = 400 рад/с

Определяем диапазоны двигателя:

К_м = 151.263 / 132.182 = 1.144

К_ω = 550 / 400 = 1.375

Определяем потребную прозрачность:

П_потр = К_м · К_ω² = 1,144 ·1.375² = 2.163

Выбираем гидротрансформатор по приложению 6 [1,с.82]. Возьмём гидротрансформатор ГТК-X, у которого П=2,29 [1,с.30], при этом (П>Ппотр) будет неполное использование диапазонов гидротрансформатора. (Табл. 3)

Таблица 3

Характеристика гидротрансформатора

Тип ГТ	Пара метр	Передаточное отношение трансформатора 1 / i г
		0	0.1	0.2	0.3	0.4	0.5	0.6	0.7	0.8	0.88	0.9	0.95
ГТК-X	Н	3.20	3.20	3.17	3.08	3.00	2.86	2.68	2.40	2.00	-	1.40	1.00
	КТ	2.70	2.46	2.20	2.00	1.82	1.62	1.44	1.28	1.11	1.00	1.00	1.00
	Г	0.00	0.25	0.44	0.59	0.73	0.81	0.87	0.89	0.89	0.88	0.90	0.95

Прозрачность гидротрансформатора определяется как отношение безразмерных коэффициентов момента насоса гидротрансформатора

(17)

где r - плотность рабочей жидкости

l_НО - коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/i_го

l_НС - коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/i_гС

1.4 Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора при П>П_потр

.4.1 Определение значения rl_Нw и соответствующего ему передаточного отношения 1/i_Гw в крайней правой точке согласования при w_дmax

Используется формула

По графику безразмерной характеристики гидротрансформатора определяем 1/i_Гw=0.88, соответствующее коэффициенту трансформации rl_Нw=1.479.

Для полученного значения выполняется неравенство

/i_Гw ³ 0.9/i_ГС

где 0.9/i_ГС = 0.81

В противном случае неоправданно сужается используемый диапазон высоких КПД гидротрансформатора.

1.4.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

Активный диаметр гидротрансформатора D_а определяется по следующей формуле

(18)

V_Hmax = w_Hw^. D_a/2 = 550 ^. 0.197/2 = 54.175 < 70 м/с  (19)

Окружная скорость меньше допустимой. Следовательно, нет необходимости в установке согласующего редуктора между двигателем и гидротрансформатором.

1.4.3 Определение передаточного отношения главной передачи

В общем случае максимальные скорости вращения турбины и двигателя связаны зависимостью:

(20)

Предположим, что для построения гидромеханической трансмиссии будет использоваться второй алгоритм [1,с.14], т.е. гидротрансформатор будет блокироваться на высших передачах, 1/i_Гw=1. При отсутствии согласующего редуктора 1/i_ср=1.

Передаточное отношение механической части трансмиссии, расположенной за гидротрансформатором, на высшей передаче с номером m определяется выражением

, (21)

где w_{Т max} - максимальная угловая скорость турбины гидротрансформатора;

r_к - радиус колеса [1,с.14], м.

Искомое передаточное отношение главной передачи определяется по формуле:

, (22)

где i_{КП m} - передаточное отношение на высшей расчетной передаче в коробке передач.

В первом приближении можно принять, что высшая расчетная передача является либо прямой, либо, по крайней мере, имеет передаточное отношение очень близкое к i_{кп m}=1,0.

 рад/с

Размер шин [1,прил.4,с.54] 175/70R13, тогда

 м [1, c 14],

где d - посадочный диаметр, м;

h - высота профиля, м;

g=0,93-коффициент смятия шины.

(23)

Передаточное отношение главной передачи задают на основании опыта конструирования трансмиссии:

i_кп=3…5 - для легковых автомобилей.

Полученное передаточное отношение i_кп принадлежит соответствующему диапазону.

1.5. Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и гидротрансформатора

Для каждой точки j строится приведенная к валу двигателя нагрузочная парабола насоса с номером j. Используется формула

(24)

Совокупность нагрузочных парабол, нанесенных на внешнюю характеристику двигателя, и является характеристикой согласования двигателя и гидротрансформатора (рис. 1.2).

Расчеты  сведены в табл. 4

Таблица 4

Согласование двигателя и гидротрансформатора

ωДi, рад/с	MН0, Н*м	ρλH0 кг/м3	MН30 Н*м	ρλH30 кг/м3	MН40, Н*м	ρλH40 кг/м3	MНŋ Н*м	ρλHŋ кг/м3	MНmax Н*м	ρλHmax кг/м3	MНC Н*м	ρλHC кг/м3	MН95 Н*м	ρλH95 кг/м3	Mд
375	132.946	3.20	127.96	3.08	124.637	3	118.820	2.86	98.88	2.38	58.164	1.40	41.546	1.00	150.029
400	151.263	3.20	145.59	3.08	141.809	3	135.191	2.86	112.5	2.38	66.177	1.40	47.270	1.00	151.263
425	170.761	3.20	164.36	3.08	160.089	3	152.618	2.86	127	2.38	74.708	1.40	53.363	1.00	149.862
450	191.442	3.20	184.26	3.08	179.477	3	171.101	2.86	142.4	2.38	83.756	1.40	59.826	1.00	146.262
475	213.304	3.20	205.3	3.08	199.972	3	190.640	2.86	158.6	2.38	93.320	1.40	66.657	1.00	142.912
500	236.348	3.20	227.48	3.08	221.576	3	211.236	2.86	175.8	2.38	103.402	1.40	73.859	1.00	139.773
525	260.573	3.20	250.8	3.08	244.288	3	232.888	2.86	193.8	2.38	114.001	1.40	81.429	1.00	136.811
550	285.981	3.20	275.26	3.08	268.107	3	255.595	2.86	212.7	2.38	125.117	1.40	89.369	1.00	132.182

Рис. 2. Характеристика согласования двигателя с гидротрансформатором

1.6 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата

Выходная характеристика строится по координатам полученных на характеристике согласования точек. Выходная характеристика для каждой точки j строится в следующей последовательности:

• определяется скорость вращения насоса w_{н j} = w_{д j};

• определяется скорость вращения турбины w_{т j} = w_{н j} / i_Гj;

• определяется момент насоса М_{н j} = М_{д j};

• определяется момент турбины М_{т j} = М_{н j} ^. K_{T j}.

Результаты заносятся в табл. 5

Таблица 5

Согласование двигателя с гидротрансформатором

Параметры	Расчетные значения 1/Iг
	0	0,30	0,40	0,50	0,72	0,90	0,95
ρλHj, кг/м3	3,20	3,08	3	2,86	2,38	1,40	1,00
MДj, Н*м	151,263	151	150	150	146	125,12	89,369
ωДj, рад/с	400	406,5	412	420	454	550	550
КТj	2,7	2	1,82	1,62	1,27	1	1
ηГj	0	0,59	0,73	0,81	0,89	0,9	0,95
ωНj, рад/с	400	406,5	412	420	454	550	550
ωТj рад/с	0	121,95	164,8	210	326,88	495	522,5
MНj, Н*м	151,263	151	150	150	146	125,117	89,369
MТj, Н*м	408,41	302	273	243	185,42	125,12	89,369

По рассчитанным точкам строится кривая М_Т = М_Т(w_Т) (рис. 3), которая и представляет собой искомую выходную характеристику. Выходная характеристика дополняется кривой h_Г = h_Г(w_Т) КПД силового агрегата.

Рис 3. Выходная характеристика силового агрегата

1.7 Определение скоростного диапазона автомобиля и разбивка его по передачам

По результатам предыдущих частей работы известно передаточное отношение механической части трансмиссии на расчетной высшей передаче

i_мехm = i_ГП = 3.53 при i_КПm =1.

Из исходных данных известна максимальная скорость автомобиля .

1.7.1 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

Замечание. Теоретически автомобиль с гидромеханической трансмиссией может двигаться со сколь угодно малой скоростью, поскольку турбина трансформатора создает крутящий момент даже при "стопе ". Поэтому, когда говорят о минимальной скорости автомобиля с гидромеханической трансмиссией, имеют в виду режим вращения турбины с приемлемым КПД.

С учетом указанного замечания передаточное отношение на первой передаче определяется из сравнения двух условий. Этими условиями являются возможность преодоления автомобилем максимального подъема с учетом ограничения по сцеплению и обеспечение маневренности автомобиля на малых скоростях. Из определенных по этим условиям двух передаточных отношений выбирается максимальное:

,(25)

где w_Тh и М_Тh - скорость вращения и момент турбины гидротрансформатора при i_Г = i_Гh;

V_min1 - минимальная скорость маневрирования автомобиля на первой передаче (скорость при i_Г = i_Гh);

h_мех - КПД механической части трансмиссии;

y_max - максимальный коэффициент сопротивления движению при преодолении автомобилем максимального подъема.

Согласно рекомендациям [1, с. 42] выбираем

V_min1 = 6 м/с;

h_мех @0.92;

y_max = 0.28. Тогда

Передаточное отношение коробки передач на первой передаче определяется выражением

i_КП1 = i_мех1 / i_ГП = 9.345 / 3.53 = 2.647

Минимальная и максимальная скорость автомобиля на первой передаче определяется выражениями

1.7.2 Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам в случае блокировки

гидротрансформатора, начиная со второй передачи

Потребное число передач

 (26)

1.8 Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам, алгоритм работы которого предполагает блокировку гидротрансформатора при уменьшении скольжения

Вернемся к пункту 1.4.3 Определение передаточного отношения главной передачи

В общем случае максимальные скорости вращения турбины и двигателя связаны зависимостью:

.

Для построения гидромеханической трансмиссии будет использоваться третий алгоритм [1,с.14], т.е. гидротрансформатор будет блокироваться при уменьшении относительного скольжения, 1/i_Гw=0.88 (см. выше). При отсутствии согласующего редуктора 1/i_ср=1.

Передаточное отношение механической части трансмиссии, расположенной за гидротрансформатором, на высшей передаче с номером m определяется выражением

,

где w_{Т max} - максимальная угловая скорость турбины гидротрансформатора;

r_к - радиус колеса [1,с.14], м.

Искомое передаточное отношение главной передачи определяется по формуле:

,

где i_{КП m} - передаточное отношение на высшей расчетной передаче в коробке передач.

В первом приближении можно принять, что высшая расчетная передача является либо прямой, либо, по крайней мере, имеет передаточное отношение очень близкое к i_{кп m}=1,0.

 рад/с

 м [1, c 14],

Передаточное отношение главной передачи задают на основании опыта конструирования трансмиссии:

i_кп=3…5 - для легковых автомобилей.

Полученное передаточное отношение i_кп принадлежит соответствующему диапазону.

Соответственно:

_КП1 = i_мех1 / i_ГП = 9.345 / 3.106 = 3.009

Потребное число передач

Здесь  - рабочий скоростной диапазон системы двигатель - гидротрансформатор, определяемый по формуле

1.9 Выбор гидротрансформатора ГТК-ХII

Выбираем гидротрансформатор по приложению 6 [1,с.82]. Возьмём гидротрансформатор ГТК-XII, у которого П=2,094 [1,с.30], при этом (П<Ппотр) будет неполное использование диапазонов двигателя. (Табл. 6)

Таблица 6

Характеристика гидротрансформатора

Тип ГТ	Параметр	Передаточное отношение трансформатора 1 / i г
		0	0.1	0.2	0.3	0.4	0.5	0.6	0.7	0.8	0.86	0.9	0.95
ГТК-XII	Н	2.68	2.68	2.67	2.60	2.50	2.32	2.10	1.78	1.28	1.25	0.72
	КТ	2.75	2.59	2.40	2.14	1.90	1.69	1.46	1.29	1.13	1.00	1.00	1.00
	Г	0.00	0.26	0.48	0.64	0.76	0.85	0.88	0.90	0.90	0.86	0.90	0.95

Прозрачность гидротрансформатора определяется как отношение безразмерных коэффициентов момента насоса гидротрансформатора

где r - плотность рабочей жидкости

l_НО - коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/i_го

l_НС - коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/i_гС

1.9.1 Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора при П<П_потр

Выберем согласование двигателя с гидротрансформатором в диапазоне максимальной мощности.

1/i_Гw=1/i_ГC

1.9.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

При согласовании из условия обеспечения максимальной мощности активный диаметр гидротрансформатора D_а определяется по следующей формуле

Окружная скорость насоса определяется произведением

V_Hmax = w_Hw^. D_a/2 = 550 ^. 0.203/2 = 55.825 < 70 м/с

Окружная скорость меньше допустимой. Следовательно, нет необходимости в установке согласующего редуктора между двигателем и гидротрансформатором.

1.9.3 Определение передаточного отношения главной передачи

В общем случае максимальные скорости вращения турбины и двигателя связаны зависимостью:

.

1/i_Гw=1/i_ГC=0.86 ,

Предположим, что для построения гидромеханической трансмиссии будет использоваться третий алгоритм [1,с.14], т.е. гидротрансформатор будет блокироваться при уменьшении относительного скольжения, 1/i_Гw=0.86 (см. выше). При отсутствии согласующего редуктора 1/i_ср=1..

Передаточное отношение механической части трансмиссии, расположенной за гидротрансформатором, на высшей передаче с номером m определяется выражением

,

где w_{Т max} - максимальная угловая скорость турбины гидротрансформатора;

r_к - радиус колеса [1,с.14], м.

 рад/с

 м [1, c 14],

1.9.4 Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и гидротрансформатора

Для каждой точки j строится приведенная к валу двигателя нагрузочная парабола насоса с номером j используется формула

(27)

Совокупность нагрузочных парабол, нанесенных на внешнюю характеристику двигателя, и является характеристикой согласования двигателя и гидротрансформатора (рис. 4).

автомобиль трансмиссия коробка передача

Рис. 4 Характеристика согласования двигателя и гидротрансформатора

Таблица 7

Вспомогательная таблица

ωДi, рад/с	MН0, Н*м	ρλH0 кг/м3	MН30 Н*м	ρλH30 кг/м3	MН40, Н*м	ρλH40 кг/м3	MНŋ Н*м	ρλHŋ кг/м3	MНmax Н*м	ρλHmax кг/м3	MНC Н*м	ρλHC кг/м3	MН95 Н*м	ρλH95 кг/м3	Mд
375	128.657	2.68	126.74	2.64	124.817	3	123.857	2.58	100.8	2.10	61.448	1.28	34.565	0.72	150.029
400	146.383	2.68	144.2	2.64	142.014	3	140.921	2.58	114.7	2.10	69.914	1.28	39.327	0.72	151.263
425	165.253	2.68	162.79	2.64	160.320	3	159.087	2.58	129.5	2.10	78.927	1.28	44.396	0.72	149.862
450	185.266	2.68	182.5	2.64	179.736	3	178.354	2.58	145.2	2.10	88.485	1.28	49.773	0.72	146.262
475	206.423	2.68	203.34	2.64	200.262	3	198.721	2.58	161.7	2.10	98.590	1.28	55.457	0.72	142.912
500	228.724	2.68	225.31	2.64	221.896	3	220.190	2.58	179.2	2.10	109.241	1.28	61.448	0.72	139.773
525	252.168	2.68	248.4	2.64	244.641	3	242.759	2.58	197.6	2.10	120.439	1.28	67.747	0.72	136.811
550	276.756	2.68	272.63	2.64	268.495	3	266.429	2.58	216.9	2.10	132.182	1.28	74.352	0.72	132.182

1.9.5 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата

Выходная характеристика строится по координатам полученных на характеристике согласования точек. Выходная характеристика для каждой точки j строится в следующей последовательности:

• определяется скорость вращения насоса w_{н j} = w_{д j};

• определяется скорость вращения турбины w_{т j} = w_{н j} / i_Гj;

• определяется момент насоса М_{н j} = М_{д j};

• определяется момент турбины М_{т j} = М_{н j} ^. K_{T j}.

Результаты заносятся в табл. 8.

По рассчитанным точкам строится кривая М_Т = М_Т(w_Т) (рис. 5), которая и представляет собой искомую выходную характеристику. Выходная характеристика дополняется кривой h_Г = h_Г(w_Т) КПД силового агрегата.

Таблица 8

Данные для выходной характеристики

Согласование двигателя с гидротрансформатором

Параметры	Расчетные значения 1/Iг
	0	0.30	0.40	0.47	0.70	0.86	0.95
ρλHj, кг/м3	2.68	2.64	2.60	2.58	2.10	1.28	0.72
MДj, Н*м	151.000	150.5	150.1	150	146	132.182	74.352
ωДj, рад/с	406	409.0	412	413.5	452	550	550
КТj	2.75	2.14	1.9	1.75	1.29	1	1
ηГj	0	0.64	0.76	0.81	0.9	0.86	0.95
ωНj, рад/с	406	409.0	412	413.5	452	550	550
ωТj рад/с	0	122.7	164.8	194.345	316.4	473	522.5
MНj, Н*м	151	150.5	150.1	150	146	132.182	74.352
MТj, Н*м	415.25	322.07	285.19	262.5	188.34	132.18	74.352

Рис. 5. Выходная характеристика

1.9.6 Определение скоростного диапазона автомобиля и разбивка его по передачам

По результатам предыдущих частей работы известно передаточное отношение механической части трансмиссии на расчетной высшей передаче i_мехm = i_ГП = 3.036 при i_КПm =1.

Из исходных данных известна максимальная скорость автомобиля .

1.9.7 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

,(28)

где w_Тh и М_Тh - скорость вращения и момент турбины гидротрансформатора при i_Г = i_Гh;

V_min1 - минимальная скорость маневрирования автомобиля на первой передаче (скорость при i_Г = i_Гh);

h_мех - КПД механической части трансмиссии;

y_max - максимальный коэффициент сопротивления движению при преодолении автомобилем максимального подъема.

Согласно рекомендациям [1, с. 42] выбираем

V_min1 = 6 м/с;

h_мех @0.92;

y_max = 0.28. Тогда

Передаточное отношение коробки передач на первой передаче определяется выражением

i_КП1 = i_мех1 / i_ГП = 8,648 / 3.036 = 2.849

Минимальная и максимальная скорость автомобиля на первой передаче определяется выражениями

1.9.8 Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам в случае блокировки гидротрансформатора, начиная со второй передачи

Пересчитаем потребное число передач для случая блокировки ГТ на двух высших передачах (аналогично ГТК-Х )

Передаточное отношение коробки передач на первой передаче определяется выражением

i_КП1 = i_мех1 / i_ГП = 8.648 / 3.53 = 2.450

Минимальная и максимальная скорость автомобиля на первой передаче определяется выражениями

Потребное число передач

1.10 Согласование по экономичности ( блокировка по скольжению)

Рассчитаем потребное число передач для того же гидротрансформатора при согласовании по экономичности.

Расчет будет производиться только для случая блокировки гидротрансформатора по скольжению, т.к. в случае блокировки на двух высших передачах потребное количество передач будет заведомо больше трех.

Рис. 6

Таблица 9

Согласование двигателя с гидротрансформатором

Параметры	Расчетные значения 1/Iг
	0	0.30	0.47	0.70	0.86	0.95
ρλHj, кг/м3	2.68	2.64	2.60	2.58	2.10	1.28	0.72
MДj, Н*м	151.263	151	150.5	150	146.5	134.000	76.831
ωДj, рад/с	400	403.0	406	408	445	543	550
КТj	2.75	2.14	1.9	1.75	1.29	1	1
ηГj	0	0.64	0.76	0.81	0.9	0.86	0.95
ωНj, рад/с	400	403.0	406	408	445	543	550
ωТj рад/с	0	120.9	162.4	191.76	311.5	467	522.5
MНj, Н*м	151	151.0	150.5	150	147	134.000	76.831
MТj, Н*м	415.97	323.14	285.95	262.5	188.99	134	76.831

Так как расчет m_потр приводился неоднократно, ниже будут приведены только результаты.

Потребное число передач определено при минимальной скорости движения на первой передаче - 5 м/с.

m потр = 2,354

Рис. 7

1.11 Анализ результатов и выбор одного для последующего проектирования

Зададим , тогда:

. для ГТК-Х при блокировке на высших передачах

. для ГТК-Х при блокировке по скольжению

. для ГТК-ХII в случае согласования по экономичности

при блокировке по скольжению

. для ГТК-ХII в случае согласования по мощности

при блокировке на высших передачах

. для ГТК-ХII при блокировке по скольжению

Для дальнейшего расчета выбираем вариант 5.

2. Синтез планетарной коробки передач с двумя степенями свободы

.1 Исходные данные

Исходными данными для синтеза планетарной КП являются полученные в результате тягового расчета транспортного средства передаточные отношения КП.

где 0 и X - означают ведущее и ведомое звенья;

верхние индексы - номер передачи (-1 - передача заднего хода).

2.2 План угловых скоростей

Построение плана угловых скоростей производится по ординатам зависимостей угловых скоростей основных звеньев от угловой скорости ведомого звена:

Рис. 8 План угловых скоростей

2.3 Составление простых планетарных механизмов

Максимальное число простых планетарных рядов, которое можно получить из плана угловых скоростей:

где t - число основных звеньев в планетарной передаче (t=5);

- число основных звеньев в простом планетарном ряду.

Для получения структур простых планетарных рядов за водило следует принять звено, линия угловой скорости которого расположена между линиями угловых скоростей солнечной и эпициклической шестерен (это правило определяет отрицательное значение кинематического параметра «К»), а за солнечную шестерню - звено, линия угловой скорости которого расположена на большем расстоянии от линии угловой скорости водила (данное правило обеспечивает |K| ≥ 1). Условно структуры планетарных рядов обозначаются , где q - эпицикл; p - солнце; r - водило.

.4 Отбраковка планетарных рядов по значению параметра К

По абсолютному значению следует обеспечить 1,7 ≤ | K| ≤ 4,5. Указанные ограничения диктуются условиями компоновки простых планетарных рядов: при меньших значениях возникают трудности с размещением сателлита и его подшипника; при больших - планетарный ряд по своим габаритам становится неприемлемым для компоновки планетарной КП транспортной машины.

Значение кинематического параметра можно определить по плану угловых скоростей, используя формулу Виллиса:

 (30)

Результаты отбраковки при использовании наибольшего допустимого диапазона приведены в Табл.10

Таблица 10

Результаты отбраковки

№		Структура	Кj	Кj	Оценка
1	0, X, -1	-4.500+
2	0, 1, -1	-1.374-
3	0, 2 ,-1	-1.662+
4	0, X, 1	-2.418+
5	0, X, 2	-1.178-
6	X, 1, -1	-2.275+
7	X, 2, -1	-6.478-
8	X, 2, 1	-1.848+
9	0, 1, 2	-1.284-
10	1, 2, -1	-1.850+

Таким образом, в результате первой отбраковки для дальнейшего рассмотрения осталось 6 планетарных рядов.

.5 Отбраковка планетарных рядов по относительным угловым скоростям сателлитов

Отбраковка по указанному признаку производится из условия обеспечения, работоспособности подшипников сателлитов.

, при

По плану скоростей (рис.8):

Условие применимости механизма:

Таблица 11

Отбраковка по ограничению относительных угловых скоростей сателитов

№	Структура	Оценка
1	-0.571-0.571+
2	-5.345-5.345-
3	-3.022-1.6374.947-
4	-1.4101.222-1.724+
5	-11.245-1.41515.906-
6	-1.569-0.5050.792+
7	-0.365-1.4150.516+
8	-2.358-0.9102.146+
9	-7.050-0.9106.415-
10	-2.3541.727-4.066-

В результате второй отбраковки, для дальнейшего анализа осталось 2 планетарных рядов. Варианты кинематических схем: 148, 468

Вариант, содержащие схему отбраковываем, параметр к=-4,5 не очень приемлем так как получаются очень большие габариты у планетарного ряда.

Остается схема:468.

2.6 Отбраковка вариантов. Выбор наилучшего варианта

В результате предыдущих расчетов имеем две схемы коробки передач 128, 468.

У всех перечисленных схем коробок передач имеются в наличии все основные звенья: 0, 1, 2, -1, Х.

Дальнейшая отбраковка вариантов схем производится из условия обеспечения возможности установки тормозов Т1, Т2, ТR, блокирующей муфты С1, а также из условия обеспечения подвода мощности к валу 0 и отбора мощности с вала Х.

Рассмотрим варианты схемы 468

Рис. 9 Вариант схемы 468

Вывод: На данном этапе наиболее рациональной является схема 468. Легко осуществляется подвод и отбор мощности.

Схему 468 будем рассматривать с различной установкой муфты Ф₄.

Схема: Пapaмeтpы мexaнизмoв нaдo уточнить

Данная установка муфты не реализуема

Схема: scheme_468

─┐ R ─┐ 1 ─┐ X ─┬─X

═╪═ ═╪═ ═╪═ ┴┬┴1

══╪═X ══╪═X ══╪═1 │

═╪═ ═╪═ ═╪═ C3

└─1 └─O └─2

Параметры мех. -2.275 -2.418 -1.848

Имя параметра: x y z

Внутренний КПД .980 .980 .980

Рекомендуемый режим стоянки: *X

Сумма квадратов разностей скоростей звеньев по режимам переднего хода: 2.7

Схема: scheme_468

─┐ R ─┐ 1 ─┐ X ─┬─0

═╪═ ═╪═ ═╪═ ┴┬┴R

══╪═X ══╪═X ══╪═1 │

═╪═ ═╪═ ═╪═ C3

└─1 └─O └─2

Параметры мех. -2.275 -2.418 -1.848

Имя параметра: x y z

Внутренний КПД .980 .980 .980

Рекомендуемый режим стоянки: T1 *X

Сумма квадратов разностей скоростей звеньев по режимам переднего хода: 1.5

Выберем для дальнейшего проектирования вариант соединения муфтой звеньев Х и 2, т.к. момент на муфте минимален и к ней легко подвести масляную магистраль.

2.7 Разработка компоновочной схемы коробки передач

В первом приближении предполагается, что расстановка опор, подвод масла к подшипникам и муфте будет осуществляться согласно ниже приведенной схеме.

Рис. 10 Предполагаемая схема расположения опор и подвода масла

2.8 Выбор числа зубьев колес планетарных рядов

Выбор чисел зубьев производится на ЭВМ по программе ZTPM. Результаты расчетов приведены ниже. При выборе варианта, определяющими условиями являлись:

наибольшее число зубьев сателлита;

наибольшее значение межосевого расстояния а_w;

- наибольшее значение углов зацепления ;

наибольшее значение коэффициентов перекрытия по внешним и по внутренним зацеплением e₁₄; e₄₂;

наибольшее значение суммы коэффициентов смещения исходного контура для солнечной шестерни и сателлита (х₁+х₂);

наименьшее значение отклонения кинематического параметра d₁;

Берем модуль зацепления зубчатых колес m=2.

Определение минимального допустимого размера солнечной шестерни.

,(31)

где

- минимально допустимое значение диаметра впадин зубьев солнца;

- диаметр вала;

_- радиальный зазор между валами;

- наружный диаметр вала-трубы;

- внутренний диаметр вала-трубы;

- высота шлицов.

Минимально допустимое число зубьев солнца:

,  (32)

Диаметр вала:

,(33)

,

где - крутящий момент;

- минимальное значение запаса прочности;

- пределы текучести и прочности материала вала (возьмем сталь 45Х с ),

- касательное напряжение вала.

.

Крутящий момент на валу:

,

где - момент «по сцеплению» с грунтом, приведенный к рассчитываемой детали; - максимальный момент на турбине гидротрансформатора, приведенный к рассчитываемой детали.

Определяем

Рис. 11

Рис.12

,

,

, мм. Возьмем мм.

мм. (по рис.11).

Для выходного вала

,

По формуле , получим  .

 мм

Возьмем мм.

 мм. (по рис. 12)

Был произведен расчет с учетом отверстий под подачу масла, но отверстие диаметром порядка 8-10 мм. давало прибавку к внешнему диаметру меньше 1 мм., поэтому данный расчет здесь не приводится.

Результаты расчетов программы ZTPM:

grub

Номер ряда NRAD=3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:= 4.000 мм K=-1.848 DELK= .185MIN= 95.000 мм DFMAX=400.000 мм DF4MIN= 90.000 мм= .000 DELTA=24.000 мм

= 1.200

Параметры исходного контурa:= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 KX4 X2 DA1 DA4 DA2 DKLAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

1 47. 25. 94. 180.200 90.000 399.683 -2.000

.000 2.061 198.141 107.941 382.141 8.225

.619 3 1.592 21.131 145.071 26.634

47. 25. 93. 180.200 90.000 399.683 -1.979

.275 .000 2.740 198.141 107.941 382.141 7.074

.619 4,5 1.526 21.131 145.071 28.244

46. 25. 92. 177.400 90.000 396.728 -2.000

.425 .000 2.942 195.264 107.864 379.264 8.225

.583 3,6 1.499 21.718 143.632 28.756

45. 25. 91. 173.400 90.000 392.724 -2.022

.425 .000 2.948 191.262 107.862 375.262 9.428

.580 4 1.496 21.741 141.631 28.861

Номер ряда NRAD=2

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

= 4.000 мм K=-2.418 DELK= .242MIN= 95.000 мм DFMAX=400.000 мм DF4MIN= 90.000 мм= .000 DELTA=24.000 мм

= 1.200

Параметры исходного контурa:= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 KX4 X2 DA1 DA4 DA2 DKLAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

1 38. 29. 97. 149.000 106.000 399.515 -2.553

.875 .000 .317 166.458 123.458 384.140 5.568

.454 3,5 1.567 23.425 137.229 21.365

39. 28. 97. 156.200 102.000 397.683 -2.487

.275 .000 .145 173.142 118.942 382.997 2.861

.349 4 1.517 24.674 138.571 20.639

39. 29. 97. 148.200 106.000 399.676 -2.487

.275 .000 .275 166.138 123.938 383.863 2.861

.611 4 1.610 21.194 137.069 21.194

41. 27. 97. 164.600 98.000 397.961 -2.366

.325 .000 .189 181.481 114.881 383.292 -2.157

.345 3,6 1.508 24.764 140.740 20.812

41. 28. 97. 156.200 102.000 399.678 -2.366

.275 .000 .275 174.139 119.939 383.864 -2.157

.614 3 1.606 21.177 139.070 21.177

43. 26. 97. 173.000 94.000 398.238 -2.256

.375 .000 .233 189.819 110.819 383.586 -6.707

.341 4,5 1.499 24.850 142.910 20.979

43. 27. 97. 164.200 98.000 399.680 -2.256

.275 .000 .275 182.140 115.940 383.865 -6.707

.617 4,5 1.602 21.162 141.070 21.162

44. 26. 97. 173.000 94.000 399.553 -2.205

.875 .000 .319 190.476 111.476 384.157 -8.828

.474 3 1.557 23.300 143.238 21.319

39. 28. 96. 156.200 102.000 397.683 -2.462

.275 .000 .686 173.142 118.942 382.456 1.801

.349 3,5 1.516 24.674 138.571 22.741

39. 29. 96. 148.200 106.000 399.676 -2.462

.275 .000 .829 166.138 123.938 383.309 1.801

.611 3,5 1.608 21.194 137.069 23.270

Номер ряда NRAD=1

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

= 4.000 мм K=-2.275 DELK= .228MIN=148.000 мм DFMAX=400.000 мм DF4MIN= 90.000 мм= .000 DELTA=24.000 мм

= 1.200

Параметры исходного контурa:= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 KX4 X2 DA1 DA4 DA2 DKLAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

1 39. 28. 97. 156.200 102.000 397.683 -2.487

.275 .000 .145 173.142 118.942 382.997 9.327

.349 4 1.517 24.674 138.571 20.639

39. 29. 97. 148.200 106.000 399.676 -2.487

.275 .000 .275 166.138 123.938 383.863 9.327

.611 4 1.610 21.194 137.069 21.194

41. 27. 97. 164.600 98.000 397.961 -2.366

.325 .000 .189 181.481 114.881 383.292 3.994

.345 3,6 1.508 24.764 140.740 20.812

41. 28. 97. 156.200 102.000 399.678 -2.366

.275 .000 .275 174.139 119.939 383.864 3.994

.614 3 1.606 21.177 139.070 21.177

43. 26. 97. 173.000 94.000 398.238 -2.256

.375 .000 .233 189.819 110.819 383.586 -.843

.341 4,5 1.499 24.850 142.910 20.979

43. 27. 97. 164.200 98.000 399.680 -2.256

.617 4,5 1.602 21.162 141.070 21.162

44. 26. 97. 173.000 94.000 399.553 -2.205

.875 .000 .319 190.476 111.476 384.157 -3.097

.474 3 1.557 23.300 143.238 21.319

47. 25. 97. 180.200 90.000 399.683 -2.064

.275 .000 .275 198.141 107.941 383.866 -9.282

.619 3,4,6 1.593 21.131 145.071 21.131

39. 28. 96. 156.200 102.000 397.683 -2.462

.275 .000 .686 173.142 118.942 382.456 8.199

.349 3,5 1.516 24.674 138.571 22.741

39. 29. 96. 148.200 106.000 399.676 -2.462

.275 .000 .829 166.138 123.938 383.309 8.199

.611 3,5 1.608 21.194 137.069 23.270

Вывод:

из расчета программы ZPTM по конструктивным соображениям, выбираем для рядов 6,4 и 8 следующие варианты.

Ряд 1: вариант 3

Ряд 2: вариант 4.

Ряд 3: вариант 7

 

 

3. Разработка кинематической схемы трансмиссии

 

.1 Разбивка трансмиссии на агрегаты

Трансмиссия предназначена для передачи крутящего момента от двигателя к ведущим колесам. При передаче крутящего момента происходит его изменение и распределение между ведущими колесами.

По техническому заданию колесная формула автомобиля 4х2, то есть автомобиль заднеприводный: передние колеса управляющие поддерживающие, задние колеса ведущие.

Трансмиссия рассчитываемого автомобиля состоит из следующих частей: гидротрансформатор, коробка передач, главная передача и дифференциал.

Гидротрансформатор предназначен для преобразования крутящего момента двигателя, для улучшения характеристик силового агрегата на выходе из гидротрансформатора. Его применение дает возможность использовать двигатель в наиболее экономичном режиме, улучшить также динамические характеристики автомобиля. Гидротрансформатор имеет три рабочих колеса: турбину, насос и направляющий аппарат. Передача механической энергии с насосного колеса на турбинное осуществляется за счет гидродинамического напора рабочей жидкости, циркулирующей в замкнутом контуре лопастных колес. Направляющий аппарат установлен на неподвижный вал через роликовый механизм свободного хода, это позволяет на больших угловых скоростях работать в режиме гидромуфты, что улучшает КПД. В конструкции предусмотрены блокировка гидротрансформатора и гаситель крутильных колебаний.

Коробка передач предназначена для изменения сил тяги на ведущих колесах и скоростей движения автомобиля путем увеличения или уменьшения передаточного числа. Кроме того, коробка передач позволяет осуществлять движение автомобиля задним ходом. Предусмотрены четыре режима работы: три передачи вперед (одна из которых прямая) и одна - назад. Использование в качестве передачи прямую передачу позволяет уменьшить энергозатраты автомобиля. Коробка передач имеет две степени свободы.

Достоинством планетарной коробки передач по сравнению с коробками передач, имеющими неподвижные оси зубчатых колес, является возможность получения больших передаточных чисел при небольшом числе зубчатых колес, а также меньшие масса и габаритные размеры, однако планетарные коробки передач имеют более высокую стоимость.

Главная передача предназначена для увеличения крутящего момента и уменьшения частоты вращения до необходимых ведущим колесам значений.

Дифференциал предназначен для распределения крутящего момента между ведущими колесами, которым он позволяет вращаться с неодинаковыми угловыми скоростями при движении автомобиля на поворотах или по неровностям.

3.2 Выбор плавающих звеньев

Для выравнивания нагрузок между сателлитами планетарных механизмов и уменьшения перекосов в зацеплении желательно в каждом планетарном механизме иметь плавающие звенья. Это позволяет повысить долговечность передачи за счет более равномерного распределения нагрузки по сателлитам планетарных механизмов.

Звенья, включающие в себя смещенные относительно зубчатого венца пакет фрикционных дисков, не могут центрироваться только по зубчатому венцу и требуют постановки подшипниковых опор.

В первом ряду делаем плавающим эпицикл, во втором - эпицикл и в третьем ряду тоже - эпицикл.

 

3.3 Расстановка подшипниковых опор

Все неплавающие звенья планетарных передач устанавливаются на двух, реже трех подшипниковых опорах. Иногда в качестве опор звена используют одну подшипниковую опору и одну опору на сателлиты или шлицы другого опертого звена. При использовании двух подшипниковых опор последние устанавливают на корпусе или на звене опертом на корпус.

Установка опор на двух разных опорах не желательно, так как при этом потребуется более высокая точность изготовления. Выходной вал - консольное фиксирование подшипниковыми опорами на корпусе. Водило первого ряда опирается на входной вал. Водило второго ряда лежит на выходном валу. Водило третьего ряда опирается на выходной вал. Солнце третьего ряда опирается на выходной вал и корпус.

 

.4 Подвод смазки к подшипникам сателлитов и другим потребителям

Для подвода смазки к подшипникам сателлитов в торцевой стенке корпуса, пронизываемой валом Х, профрезерован канал, закрытый наварной планкой, и соединенный сверлениями с выходным валом через кольцевые уплотнения.

Масло от насоса подается в этот канал и через кольцевое уплотнение попадает в канал выходного вала. В валу выполнена группа равномерно расположенных по окружности радиальных отверстий и поступает для смазки второго и третьего рядов сателлитов. Масло из сверления в выходном валу попадает в сверление входного вала и также через группы радиальных отверстий идет на смазку подшипников первого.

Смазка ФЭУ осуществляется путем использования отработавшего на смазке других элементов масла.

Для подачи масла к вращаемся силовому гидроцилиндру блокирующей муфты организуют подводящие трассы в корпусе агрегата.

4. Силовой анализ

Первая группа уравнений записывается из условий равновесия планетарных механизмов:

(34,35)

где m - момент в долях от единицы, т.к. суммарный момент на ведущем звене принимается равным «1».

Вторая группа уравнений отражает равновесие звеньев:

(36)

где m_а - суммарный момент, действующий на звено а со стороны j-го планетарного ряда и блокирующей муфты.

Пример проведения силового анализа не приводится.

Таблица 12

Планетарный механизм			Включаемая передача
			Первая	Вторая	Третья	Задний ход
Первый		Солнце	0	0	0	-2.418
		Водило	0	0	0	1.355
		Эпицикл	0	0	0	1.063
Второй		Солнце	1	1	1	1
		Водило	-0.586	-0.586	-0.586	-0.586
		Эпицикл	-0.414	-0.414	-0.414	-0.414
Третий		Солнце	0	0.849	0.849	0
		Водило	0	-0.390	-0.390	0
		Эпицикл	0	-0.459	-0.459	0
Тормоз первой передачи			2.418
Тормоз второй передачи				0.849
Блокирующая муфта (третья предача)					0.849
Тормоз заднего хода						-5.501
k1	k2		k3
-2.275	-2.418		-1.848

 

5. Примеры поверочных и проектировочных расчетов основных элементов коробки передач

5.1 Расчет валов

Для расчета воспользуемся [6, с.46].

Минимально допустимый запас прочности:

где s_Т - предел текучести, МПа;

s_В - предел прочности, МПа.

Выберем материал для вала - сталь 45Х, для нее имеем: s_Т=650 МПа, s_В=850 МПа, тогда

(см. выше)

Поверочный расчёт валов осуществляется в режиме максимальной нагрузки, при этом вал считается на кручение.

Напряжение при кручении определяется по формуле:

(37)

где Т - крутящий момент, Н*м ;

Wкр - момент сопротивления кручению, мм³.

При наличии концентратора, напряжения увеличиваются в К раз:

(38)

где К- коэффициент концентрации напряжения, для радиального отверстия К=1,58; для шлицов К=1,9; для галтели К=1,49.

Момент сопротивления кручений определяется по формуле:

(39)

где dн - наружный диаметр вала, мм;

dв - диаметр отверстия в вале, мм.

Коэффициент запаса прочности по кручению определяется по формуле:

(40)

где tт - предел текучести по кручению.

Условие прочности имеет вид:

(41)

где n_пр - минимально допустимый запас прочности.

где s_т - предел текучести материала, Мпа;

s_в - предел прочности материала, Мпа.

Рассчитаем на прочность входной вал ПКП.

Исходные данные:

материал - сталь 45X;

предел текучести по кручению t_т=0,6*s_т, s_т=650 Мпа;

предел прочности s_в=850 Мпа;

максимальный момент, вырабатываемый гидротрансформатором Т=416 Н*м.

Для расчёта выбираем сечение с минимальным диаметром и с концентратором - радиальное отверстие. Коэффициент концентрации К_отв.=1,58.

Наружный диаметр вала dн=20 мм; диаметр отверстия dв=8 мм.

Вычисляем момент сопротивления кручению Wкр по формуле (39):

Вычисляем напряжение кручения tкр по формуле (37):

Напряжения кручения при наличии концентратора найдём по формуле (38):

Коэффициент запаса прочности n_кр по формуле (40):

Минимально допустимый запас прочности n_пр:

Сравниваем: n_кр>n_пр, следовательно условие прочности выполняется.

Выходной вал рассчитывать не будем, т.к. из конструктивных соображений он был взят с большим запасом по диаметру. (см. чертеж)

5.2 Проектировочный расчет цилиндрических прямозубых колес

Проектировочный расчет проводят после выбора числа зубьев и модуля зубчатых колес. Целью расчета является выбор минимально необходимой ширины зубьев из условия обеспечения изгибной и контактной прочности при передаче максимального момента.

Таблица 13

Рекомендации по выбору модуля

Модули, мм	Масса машины, т
	до 20	20-30	30-40	Свыше 40
Планетарная КП	3	3,5	4-5	5-5,5
Планетарный БР	5	6	6-8	7-9

Расчетный момент выбирают согласно силовому анализу. При расчете зубчатых колес планетарных передач передаточным отношением от входного вала рассчитываемого агрегата до рассчитываемого зубчатого колеса является относительный момент на солнечной шестерне, который определен при силовом анализе планетарной передачи.

Алгоритм проектировочного расчета

.   Передаточное число зубчатой передачи

2. Диаметр начальной окружности шестерни

3. Коэффициенты, учитывающие геометрию зацепления при расчетах на контактную и изгибную прочность

.   Определение коэффициента формы зуба

 проводят по графикам или рассчитывают как минимальный коэффициент формы зуба из пары колес, составляющих зацепление.

.   Выбор материала и вида химико-термической обработки был произведен по рекомендации руководителя проекта.

Для изготовления зубчатых колес со шлифованными наружными зубьями назначена сталь 20X2H4A, предусматривая цементацию поверхностей зубьев с последующей закалкой и низким отпуском.

В этом случае обеспечиваются следующие характеристики предел текучести , допускаемое контактное напряжение

.   Определение допускаемой из условия прочности удельной нагрузки на зуб Н/мм

где Y_S - масштабный коэффициент, представленный в табл. 14

Таблица 14

m, мм	3	4	5	6	7	10
YS	1.0	0.97	0.96	0.95	0.94	0.9

7. Минимальная необходимая ширина зубчатого венца (мм)

где  - число сателлитов или зацеплений ( в простой передаче  = 1)

 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами или зацеплениями (табл.15)

Таблица 15

Тип передачи
Простая	1.0
Планетарный механизм: при отсутствии плавающих звеньев при одном плавающем звене при двух плавающих звеньях	1.25 1.1 1.05

Примечание: в поверочном расчете величина уточняется по специальной методике.

Для примера приведем расчет для первого ряда:

Данные для рассчета:

предел текучести - 1200МПА

Y_S =1

 =3

 =1.1

Диаметр впадин согласно zptm

Далее в расчетах перейдем к делительному диаметру.

Примем требуемую ширину зубьев солнца, эпицикла и сателлитов одинаковой.

=20мм.

С учетом того, что далее не будет производиться проверочный расчет, зададим ширину зубьев 25мм. Тем самым добьемся совпадения сателлитов первого и третьего рядов.

 

.3 Расчет шлицевых соединений

Расчет на прочность шлицевых соединений производится при действии максимальных нагрузок. Напряжения смятия  и среза  определяем по формулам:

,  (42)

;  (43)

где  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по шлицам (=0,75);

z - число шлицев;

h, b, l - рабочие высота, толщина и длина шлицев, мм;

- средний радиус шлицевого соединения, мм;

- крутящий момент, Нм.

Условия прочности:

, (44)

; (45)

где , - допустимые напряжения смятия и среза.

, (46)

;(47)

Расчет шлицев ведем в табличной форме, результаты расчета представим в табл. 16. В качестве примера расчета проверим шлицы соединяющие солнечное зубчатое колесо второго планетарного ряда и входного вала.

Крутящий момент

Маркировка шлицев  - тяжелая серия соответственно.

Число зубьев Z =10

Средний радиус  =13 мм

Высота зуба h = 3 мм

Длина зуба l = 25 мм

Ширина зуба b = 4 мм

Материал вала Сталь 45Х ()

Материал ступицы колесаСталь 45Х

Вычисляем напряжения смятия и среза по формулам (44-45):

Вычисляем допускаемые напряжения по формулам (46-47):

Вычисляем минимальный допустимый запас прочности:

Вычисляем коэффициент запаса прочности:

Что допустимо.

Результаты осталных расчетов сведены в таблицу. В связи с большим количеством шлицевых соединений расчет шлицов на больших дметрах под малой нагрузкой опущен.

Таблица 16

Маркировка	Шлицы1	Шлицы2	Шлицы3	Шлицы4
	6х21х25	6x21x25	8x32x38	6x26x32
z	6,00	6,00	8,00	6,00
b, мм	6,00	5,00	6,00	6,00
l, мм	46,00	59,50	43,00	44,50
rср, мм	11,5	11,50	17,50	16,00
h, мм	2,00	2,00	3,00	3,00
σсм, МПа	50,035	29,01	51,66	72,80
τср, МПа	16,678	11,60	25,83	36,40
nсм	2,598	4,48	2,52	1,79
nср	4,677	6,72	3,02	2,14
N	1,56
кш	0,75
σсмmax, МПа	130,00
τсрmax, МПа	78,00

 

Пояснение:

Шлицы 1 -

Шлицы 2 -

Шлицы 3 -

Шлицы 4-

5.4 Расчет на прочность зубчатых колес

Расчет не приводится, т.к. ширина зубчатых венцов была увеличена по сравнению с проектировочным расчетом (согласовано с руководителем дипломного проекта)

 

5.5 Расчет фрикционных элементов управления (ФЭУ)

Размеры фрикционных накладок выбираем конструктивно. Количество пар трения в фрикционном элементе выбирается из условия обеспечения передачи максимального внешнего момента двигателя.

, (48)

где Т - момент передаваемый ФЭУ, Нм;

 - сила, сжимающая диски, Н;

 - коэффициент трения; i - число пар трения;

R - внешний радиус накладки, м;

r - внутренний радиус накладки, м;

 коэффициент запаса по сцеплению.

, (49)

где  - давление масла, Па;

 - сила, действующая на бустер со стороны пружин.

В расчетах принимаем следующие величины:

а) давление масла в масляной системе: для фрикционов  = 20 атм. = 2 МПа; для тормозов  = 20 атм. = 2 МПа.

б) сила сжатия бустера пружинами,  = 550 Н;

в) коэффициент трения Сталь 30ХГСА - МК5:  = 0,084;

г) коэффициент запаса, .

Рассчитаем ФЭУ  (включение первой передачи):

Определяем площадь бустера, с учетом его конструктивных размеров

D=0,212м - внешний диаметр бустера,

d=0,186м - внутренний диаметр бустера:

, (50)

Определяем силу сжатия дисков (49):

Размеры фрикционных накладок по чертежу R = 0,120м; r = 0,103м.

Момент, действующий на ФЭУ: Т = 1003,47 Нм (момент считаем с использованием программы KSAN);

Количество пар трения составит:

Принимаем i = 6

Результаты расчета сведены в табл. 17.

Таблица 17

Элемент	T1	T2	TR	Ф4
Передаваемый отн. момент Нм	2,418	0,849	-5,501	0,849
Размеры бустера D, м	0,240	0,174	0,240
d, м	0,206	0,140	0,206
Pε, Н	13309,4	13309,4	13309,4
Размеры дисков R1, м	0,120	0,087	0,120
r1, м	0,103	0,070	0,103
Расчетное значение пар трения	5.04	6.45	7.9
Принятое значение пар трения	6	8	8

5.6 Расчет на долговечность подшипников сателлито

При расчете подшипников в качестве расчетных нагрузок принимаем нагрузки возникающие при средней скорости движения , ; Трас=165 Нм.

Угловые скорости вращения подшипников определяются из расчетов программы KSAN .

Таблица 18

	1 ряд	2 ряд	3 ряд
1	111,16	217,56	288,96
2	141,4	144,48	192,08
3	0	0	0
ЗХ	186,76	365,4	485,24

По расчетам этой же программы определяем угловые скорости вращения водил.

Таблица 19

1 ряд2 ряд3 ряд
1	113,12	71,4	0
2	169,12	141,4	94,08
3	280	280	280
ЗХ	0	70	190,12

Моменты водил считаются с использованием таблицы относительных моментов.

Таблица 20

1 ряд2 ряд3 ряд
1	0	646,14	0
2	0	646,14	481,14
3	0	646,14	724,02
ЗХ	825	0	0

Расчет ведем с помощью программы podship.

Поверочный расчет встроенного подшипника ряд 1.

Трансмиссия гидромеханическая

Исходные данные по режимам:

Угл. скор. вращ. Момент на Угл. скор. вращ. Относительное

подшипника(рад/с) водиле (Н*м) водила (рад/с) время работы

Режим № 1 111.6 0.0 113.1 0.050

Режим № 2 141.4 0.0 169.1 0.500

Режим № 3 0.0 0.0 280.0 0.425

Режим № 4 (зх) 186.8 825.0 0.0 0.025

Средняя скорость движения Vср (м/с): 25

Число сателлитов в передаче: 3

Межосевое расстояние aw (мм): 52.059

Ширина сателлита bw (мм): 20

Диаметр окружности впадин df (мм): 58.602

Модуль зацепления m (мм): 2

Диаметр оси D1 (мм): 15

Диаметр ролика dр (мм): 4.5

Длина ролика lр (мм): 22

Число рядов роликов: 1

Коэфф. неравном. нагрузки Khp: 1

Результаты расчета:

Ресурс подшипника L= 235134 (км)

Поверочный расчет встроенного подшипника ряд 2

Трансмиссия гидромеханическая

Исходные данные по режимам:

Угл. скор. вращ. Момент на Угл. скор. вращ. Относительное

Подшипника (рад/с) водиле (Н*м) водила (рад/с) время работы

Режим № 1 217.6 646.1 71.4 0.050

Режим № 2 144.5 646.1 141.4 0.500

Режим № 3 0.0 646.1 280.0 0.425

Режим № 4 (зх) 365.4 0.0 70.0 0.025

Средняя скорость движения Vср (м/с): 25

Число сателлитов в передаче: 3

Межосевое расстояние aw (мм): 50.573

Ширина сателлита bw (мм): 25

Диаметр окружности впадин df (мм): 46.616

Модуль зацепления m (мм): 2

Диаметр оси D1 (мм): 15

Диаметр ролика dр (мм): 4.5

Длина ролика lр (мм): 22

Число рядов роликов: 1

Коэфф. неравном. нагрузки Khp: 1

Результаты расчета:

Ресурс подшипника L= 270779,7 (км)

Поверочный расчет встроенного подшипника ряд 3.

Трансмиссия гидромеханическая

Исходные данные по режимам:

Угл. скор. вращ. Момент на Угл. скор. вращ. Относительное

подшипника(рад/с) водиле (Н*м) водила (рад/с) время работы

Режим № 1 289.0 0.0 0.0 0.050

Режим № 2 192.1 481.1 94.1 0.500

Режим № 3 0.0 724.0 280.0 0.425

Режим № 4 (зх) 485.2 0.0 190.1 0.025

Средняя скорость движения Vср (м/с): 25

Число сателлитов в передаче: 3

Межосевое расстояние aw (мм): 55.073

Ширина сателлита bw (мм): 25

Диаметр окружности впадин df (мм): 32.991

Модуль зацепления m (мм): 2

Диаметр оси D1 (мм): 15

Диаметр ролика dр (мм): 4.5

Длина ролика lр (мм): 22

Число рядов роликов: 1

Коэфф. неравном. нагрузки Khp: 1

Результаты расчета:

Ресурс подшипника L= 217254 (км)

6. Поверочный динамический расчет и построение динамической характеристики автомобиля

Таблица 20

№ Передачи	iмехj	Параметры	Расчетные значения 1/iГj
			0	0,3	0,4	0,47	0,7	0,86	0,95
		ωДi, рад/с	406	409	412	413,5	452	550	550
		MДj, Н*м	151	150,5	150,1	150	146	0	0
		ωТi, рад/с	0	122,7	164,8	194,345	316,4	473	522,5
		КТj	2,75	2,14	1,9	1,75	1,29	1	1
I	10,38	V, м/с	0,00	3,16	4,24	5,00	8,14	12,17	13,44
		PК, H	14849,12	11517,06	10198,25	9386,86	6734,94	4726,76	2658,80
		PW, H	0,00	6,01	10,84	15,08	39,96	89,30	108,96
		D	0,98	0,76	0,67	0,62	0,44	0,30	0,17
II	5,61	V, м/с	0,00	5,84	7,84	9,24	15,05	22,50	24,85
		PК, H	8031,25	6229,08	5515,79	5076,95	3642,64	2556,50	1438,03
		PW, H	0,00	20,54	37,06	51,53	136,59	305,26	372,49
		D	0,53	0,41	0,36	0,33	0,23	0,15	0,07
III	3,04	V, м/с	0,00	10,79	14,49	17,09	27,83	41,60	45,95
		PК, H	4343,75	3369,04	2983,25	2745,90	1970,15	1382,70	777,77
		PW, H	0,00	70,22	126,68	176,17	466,93	1043,53	1273,37
		D	0,29	0,22	0,19	0,17	0,10	0,02	0,00

Динамическая характеристика автомобиля на первой передаче не зависит от алгоритма работы трансмиссии на последующих передачах.

Динамический фактор определяется выражением:

Сила тяги на первой передаче, начиная со скорости движения V=0, определяется по формуле:

На последующих передачах j, j=2…m при разблокированном гидротрансформаторе

Динамические характеристики в случае разблокированного гидротрансформатора на передачах j, j=2…m также строятся от V=0 с выделением сплошными линиями рабочих диапазонов.

При сблокированном гидротрансформаторе:

Пусть блокировка гидротрансформатора производится в точке перехода на режим гидромуфты при установлении передаточного отношения 1/iгс. Соотвеетствующая скорость вращения двигателя определяется выражением:

Таблица 21

δ при iкп1	1,51
δ при iкп2	1,18
δ при iкп3
δ при iкпR	1,85
i кп1	3,42
i кп2	1,85
i кп3	1,00
i кпR	-4,50
i гп	3,04
i мех1	10,38
q	1,85

Таблица 22

j 1	6,23	4,80	4,23	3,88	2,74	1,85	0,96
j 2	4,24	3,24	2,84	2,59	1,76	1,07	0,42
j 3	2,41	1,79	1,52	1,35	0,72	0,02
1/j 1	0,16	0,21	0,24	0,26	0,37	0,54	1,04
1/j 2	0,24	0,31	0,35	0,39	0,57	0,94	2,40
1/j 3	0,41	0,56	0,66	0,74	1,40

Рис. 13

Рис.14

Рис.15

Вывод

Целью выпускной работы была разработка гидромеханической планетарной коробки передач. В качестве прототипа для проектирования был выбран легковой автомобиль ВАЗ-2104.

В процессе проектирования коробки передач был произведен тяговый расчет автомобиля по заданным параметрам, выбор гидротрансформатора обладающего необходимой прозрачностью и выполнен расчет по согласованию работы гидротрансформатора и двигателя с целью получения выходной характеристики силового агрегата. Затем на основе полученной характеристики был провиден анализ динамики автомобиля и были получены параметры планетарной коробки передач. В результате проведенной работы была получена схема коробки, удовлетворяющая заданным параметрам.

Основные параметры автомобиля c ПКП состыкованной с ГТК -XI.

Таблица 23

Ведущее колеса	Задние
Полная масса ma, кг	1550
База L, мм	2425
Ширина B, мм	1620
Высота H, мм	1460
Макс. Скорость км/ч	150
Время разгона до 100км/ч,с	17
Марка двигателя  Рабочий объем	BMW-318 1.8 л
Максимальная мощность двигателя Nemax,кВт	85
Передаточные числа ПКП iпкп	3,418
	1,849
	1,00
	-4,5
Передаточное число главной передачи Iгп	3,53
Размер шин	175/70 R13

У разработанной конструкции есть как достоинства, так и недостатки. Достоинствами планетарной коробки передач является низкие массогабаритные показатели, простота управления, наличие многопоточной передачи мощности. Подшипниковые узлы подобных коробок не испытывают осевых нагрузок. Планетарные механизмы обладают высоким КПД.

К недостаткам разработанной коробки можно причислит её высокую стоимость, более сложный процесс изготовления по сравнению с вальной коробкой. Существенный недостаток трехступенчатой коробки передач оснащенной гидротрансформатором более низкие динамические показатели по сравнению с обычной коробкой. Помимо этого такая коробка требует более повышенного внимания к обеспечению смазки.

Литература

1.   Бойков А.В., Поршнев Г.П., Шеломов В.Б. Тяговый расчет автомобиля. Учебное пособие. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2001. 84с.

2.       Носов Н.А., Русинов Р.В., Поршнев Г.П. Проектировочный тяговый расчет автомобиля с гидромеханической трансмиссией. Контрольный экземпляр. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 1994. 53с.

.        Кощеев В.Д., Павлов В.Ю., Поршнев Г.П., Яугонен В.И. Синтез и анализ планетарных коробок передач с двумя степенями свободы. Методические указания. Санкт-Петербург. Гос. техн. ун-т. СПб, 1999г. 27с.

.        Харченко А.П., Ефимов Ю.Т. Поршнев Г.П., Филиппов А.Н., Шеломов В.Б. Разработка компоновочной схемы коробки передач: Метод. Указания к курсовому проекту / Ленингр. гос. техн. ун-т; Л., 1991. 28с.

.        Поршнев Г.П., Яугонен В.И. Методы расчета многоцелевых гусеничных и колесных машин. Конструирование и расчет трансмиссий: Конспект лекций. СПб.: Изда-во СПбГТУ, 2002. 78с.

.        Конструирование и расчет элементов трансмиссий транспортных машин: Учеб.пособие / А.В. Бойков, Ю.Т. Ефимов, В.Ю. Павлов, Г.П. Поршнев, А.Н. Филиппов, А.П. Харченко, В.Б. Шеломов; Под. общ. ред. А.П. Харченко. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 144с.

.        Кощеев В.Д., Поршнев Г.П. Конструкция планетарных передач гусеничных манин. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 1999. 35с