Расчет легкового автомобиля с гидромеханической трансмиссией

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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

1.1 Исходные данные

1.2 Выбор двигателя

1.2.1 Определение потребой мощности двигателя

1.2.2 Выбор типа и характеристик двигателя

1.2.3 Расчет и построение свободной характеристики двигателя ГТК-Х

1.3 Выбор гидротрансформатора

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

1.4.1 Определение значения Н и соответствующего ему передаточного отношения 1/iГ в крайней правой точке согласования при дmax

1.4.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

1.4.3 Определение передаточного отношения главной передачи

1.5 Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и гидротрансформатора

1.6 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата

1.7 Определение скоростного диапазона автомобиля и разбивка его по передачам.

1.7.1 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

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

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

1.9 Выбор гидротрансформатора ГТК-ХII

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

1.9.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

1.9.3 Определение передаточного отношения главной передачи

1.9.4 Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и гидротрансформатора

1.9.5 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата

1.9.6 Определение скоростного диапазона автомобиля и разбивка его по передачам

1.9.7 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

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

1. 10 Согласование по экономичности (блокировка по скольжению).

1. 11 Анализ результатов и выбор одного для последующего проектирования

2. Синтез планетарной коробки передач с двумя степенями свободы

2.1 Исходные данные

2.2 План угловых скоростей

2.3 Составление простых планетарных механизмов

2.4 Отбраковка планетарных рядов по значению параметра «К»

2.5 Отбраковка планетарных рядов по относительным угловым скоростям сателлитов

2.6 Отбраковка вариантов. Выбор наилучшего варианта

2.7 Разработка компоновочной схемы коробки передач

2.8 Выбор числа зубьев колес планетарных рядов

3. Разработка кинематической схемы трансмиссии

3.1 Разбивка трансмиссии на агрегаты

3.2 Выбор плавающих звеньев

3.3 Расстановка подшипниковых опор

3.4 Подвод смазки к подшипникам сателлитов и другим потребителям.

4. Силовой анализ

5. Примеры поверочных и проектировочных расчетов основных элементов коробки передач

5.1 Расчет валов

5.2 Проектировочный расчет цилиндрических прямозубых колес

5.3 Расчет шлицевых соединений

5.4 Расчет на прочность зубчатых колес

5.5 Расчет фрикционных элементов управления (ФЭУ)

5.6 Расчет на долговечность подшипников сателлитов

6. Поверочный динамический расчет и построение динамической характеристики автомобиля

Вывод

Литература

1. Проектировочный тяговый расчет автомобиля с гидромеханической трансмиссией

1. 1 Исходные данные

В качестве исходных данных использованы технические характеристики легкового автомобиля ВАЗ 2104

— полная масса автомобиля ma, кг 1550

— максимальная скорость на шоссе Vmax 150 кмч=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

1.2.1 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 — сила сопротивления дороги, Н

Рw — сила сопротивления воздуха, Н

мех — КПД механической части трансмиссии

мех 0. 92

ГV — КПД гидротрансформатора, ГV = 0. 9

муV — КПД моторной установки, муV = 0. 89

Силы сопротивления дороги и воздуха могут быть найдены как

Р = ma g = 0. 02 . 1550 . 9. 81 = 304. 11 H, (2)

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

=f,

где f= 0. 02 — коэффициент сопротивления качению.

Рw = c F V 2max, (3)

где с — безразмерный коэффициент аэродинамического сопротивления, с = 0. 24

— плотность воздуха, =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)

Рw = 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 Nemax = 85 КВт

Таблица 1

Характеристика двигателя BMW 318i

, 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 Nму определяют суммированием потерь мощности в отдельных ее системах

Nму = Nво + Nвент + Nгл + Nген + Nн (7)

где Nво — потери мощности в воздухоочистителе

Nвент — мощность, требуемая для привода вентилятора

Nгл — потери мощности в глушителе

Nген — потери мощности на привод генератора

Nн — потери мощности на привод масляного насоса автоматической коробки передач.

Потери мощности в воздухоочистителе можно определить как

,(8)

где Nemax — максимальная мощность двигателя по внешней характеристике

Д — текущая скорость вращения двигателя

N — скорость вращения двигателя при максимальной мощности

Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, равна

,(9)

Теряемая в выхлопной системе мощность двигателя определяется формулой

,(10)

Примем Nген = 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.

Nд = Nе — Nму. (12)

Соответствующий этой мощности крутящий момент называют свободным моментом

(13)

Результаты расчетов сведем в табл. 2

Таблица 2

Характеристика двигателя

щд

Nе

щд/ щN

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]:

Ппотр = Км · КщІ (14)

Км = Мд max / Mдщ (15)

Кщ = щдmax / щдм (16)

где Км и Кщ скоростной и силовой диапазоны двигателя по свободной характеристике

Мд max — свободный максимальный момент двигателя

Mдщ — момент двигателя при щдmax

щдм — угловая скорость коленчатого вала при Мд max

По свободной характеристике определим:

Мд max = 151. 263 Н·м

Mдщ = 132. 182 Н·м

щдм = 400 рад/с

Определяем диапазоны двигателя:

Км = 151. 263 / 132. 182 = 1. 144

Кщ = 550 / 400 = 1. 375

Определяем потребную прозрачность:

Ппотр = Км · КщІ = 1,144 ·1. 375І = 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 — плотность рабочей жидкости

НО — коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/iго

НС — коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/iгС

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

1.4.1 Определение значения Н и соответствующего ему передаточного отношения 1/iГ в крайней правой точке согласования при дmax

Используется формула

По графику безразмерной характеристики гидротрансформатора определяем 1/iГ=0. 88, соответствующее коэффициенту трансформации Н=1. 479.

Для полученного значения выполняется неравенство

1/iГ 0. 9/iГС

где 0. 9/iГС = 0. 81

В противном случае неоправданно сужается используемый диапазон высоких КПД гидротрансформатора.

1.4.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

Активный диаметр гидротрансформатора Dа определяется по следующей формуле

(18)

Окружная скорость насоса определяется произведением

VHmax = H. Da/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/iГ=1. При отсутствии согласующего редуктора 1/iср=1.

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

, (21)

где Т max — максимальная угловая скорость турбины гидротрансформатора;

rк — радиус колеса [1,с. 14], м.

Искомое передаточное отношение главной передачи определяется по формуле:

, (22)

где iКП 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 iкп 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;

=0,93-коффициент смятия шины.

(23)

Передаточное отношение главной передачи задают на основании опыта конструирования трансмиссии:

iкп=3…5 — для легковых автомобилей.

Полученное передаточное отношение iкп 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

щДi, рад/с

MН0, Н*м

слH0 кг/м3

MН30 Н*м

слH30 кг/м3

MН40, Н*м

слH40 кг/м3

MН? Н*м

слH? кг/м3

MНmax Н*м

слHmax кг/м3

MНC Н*м

слHC кг/м3

MН95 Н*м

слH95 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 н j = д j;

* определяется скорость вращения турбины т j = н j / iГj;

* определяется момент насоса Мн j = Мд j;

* определяется момент турбины Мт j = Мн j . KT 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

слHj, 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

щДj, рад/с

400

406,5

412

420

454

550

550

КТj

2,7

2

1,82

1,62

1,27

1

1

зГj

0

0,59

0,73

0,81

0,89

0,9

0,95

щНj, рад/с

400

406,5

412

420

454

550

550

щТj 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 МТ = МТ(Т) (рис. 3), которая и представляет собой искомую выходную характеристику. Выходная характеристика дополняется кривой Г = Г(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

iмехm = iГП = 3. 53 при iКПm =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 Т и МТ — скорость вращения и момент турбины гидротрансформатора при iГ = iГ;

Vmin1 — минимальная скорость маневрирования автомобиля на первой передаче (скорость при iГ = iГ);

мех — КПД механической части трансмиссии;

max — максимальный коэффициент сопротивления движению при преодолении автомобилем максимального подъема.

Согласно рекомендациям [1, с. 42] выбираем

Vmin1 = 6 м/с;

мех 0. 92;

max = 0. 28. Тогда

Передаточное отношение коробки передач на первой передаче определяется выражением

iКП1 = iмех1 / iГП = 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/iГ=0. 88 (см. выше). При отсутствии согласующего редуктора 1/iср=1.

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

,

где Т max — максимальная угловая скорость турбины гидротрансформатора;

rк — радиус колеса [1,с. 14], м.

Искомое передаточное отношение главной передачи определяется по формуле:

,

где iКП 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 iкп m=1,0.

рад/с

м [1, c 14],

Передаточное отношение главной передачи задают на основании опыта конструирования трансмиссии:

iкп=3…5 — для легковых автомобилей.

Полученное передаточное отношение iкп принадлежит соответствующему диапазону.

Соответственно:

iКП1 = iмех1 / iГП = 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. 64

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 — плотность рабочей жидкости

НО — коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/iго

НС — коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1/iгС

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

Выберем согласование двигателя с гидротрансформатором в диапазоне максимальной мощности.

1/iГ=1/iГC

1.9.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора

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

Окружная скорость насоса определяется произведением

VHmax = H. Da/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/iГ=1/iГC=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/iГ=0. 86 (см. выше). При отсутствии согласующего редуктора 1/iср=1.

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

,

где Т max — максимальная угловая скорость турбины гидротрансформатора;

rк — 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

щДi, рад/с

MН0, Н*м

слH0 кг/м3

MН30 Н*м

слH30 кг/м3

MН40, Н*м

слH40 кг/м3

MН? Н*м

слH? кг/м3

MНmax Н*м

слHmax кг/м3

MНC Н*м

слHC кг/м3

MН95 Н*м

слH95 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 н j = д j;

* определяется скорость вращения турбины т j = н j / iГj;

* определяется момент насоса Мн j = Мд j;

* определяется момент турбины Мт j = Мн j . KT j.

Результаты заносятся в табл. 8.

По рассчитанным точкам строится кривая МТ = МТ(Т) (рис. 5), которая и представляет собой искомую выходную характеристику. Выходная характеристика дополняется кривой Г = Г(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

слHj, 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

щДj, рад/с

406

409. 0

412

413. 5

452

550

550

КТj

2. 75

2. 14

1. 9

1. 75

1. 29

1

1

зГj

0

0. 64

0. 76

0. 81

0. 9

0. 86

0. 95

щНj, рад/с

406

409. 0

412

413. 5

452

550

550

щТj 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 iмехm = iГП = 3. 036 при iКПm =1.

Из исходных данных известна максимальная скорость автомобиля.

1.9. 7 Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче

,(28)

где Т и МТ — скорость вращения и момент турбины гидротрансформатора при iГ = iГ;

Vmin1 — минимальная скорость маневрирования автомобиля на первой передаче (скорость при iГ = iГ);

мех — КПД механической части трансмиссии;

max — максимальный коэффициент сопротивления движению при преодолении автомобилем максимального подъема.

Согласно рекомендациям [1, с. 42] выбираем

Vmin1 = 6 м/с;

мех 0. 92;

max = 0. 28. Тогда

Передаточное отношение коробки передач на первой передаче определяется выражением

iКП1 = iмех1 / iГП = 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

iКП1 = iмех1 / iГП = 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. 40

0. 47

0. 70

0. 86

0. 95

слHj, 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

щДj, рад/с

400

403. 0

406

408

445

543

550

КТj

2. 75

2. 14

1. 9

1. 75

1. 29

1

1

зГj

0

0. 64

0. 76

0. 81

0. 9

0. 86

0. 95

щНj, рад/с

400

403. 0

406

408

445

543

550

щТj 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:

1. для ГТК-Х при блокировке на высших передачах

2. для ГТК-Х при блокировке по скольжению

3. для ГТК-ХII в случае согласования по экономичности

при блокировке по скольжению

4. для ГТК-ХII в случае согласования по мощности

при блокировке на высших передачах

5. для ГТК-ХII при блокировке по скольжению

Для дальнейшего расчета выбираем вариант 5.

2. Синтез планетарной коробки передач с двумя степенями свободы

2.1 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);

3 — 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.

2.4 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.

2. 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. 637

4. 947

-

4

-1. 410

1. 222

-1. 724

+

5

-11. 245

-1. 415

15. 906

-

6

-1. 569

-0. 505

0. 792

+

7

-0. 365

-1. 415

0. 516

+

8

-2. 358

-0. 910

2. 146

+

9

-7. 050

-0. 910

6. 415

-

10

-2. 354

1. 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: scheme468

— R — 1 — X -T-X

=+= =+= =+= +T+1

==+=X ==+=X ==+=1 ¦

=+= =+= =+= C3

L-1 L-O L-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: scheme468

— R — 1 — X -T-0

=+= =+= =+= +T+R

==+=X ==+=X ==+=1 ¦

=+= =+= =+= C3

L-1 L-O L-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 аw;

— наибольшее значение углов зацепления;

— наибольшее значение коэффициентов перекрытия по внешним и по внутренним зацеплением 14; 42;

— наибольшее значение суммы коэффициентов смещения исходного контура для солнечной шестерни и сателлита (х12);

— наименьшее значение отклонения кинематического параметра 1;

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:

prav3grub

Номер ряда NRAD=3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

M= 4. 000 мм K=-1. 848 DELK=. 185

DF1MIN= 95. 000 мм DFMAX=400. 000 мм DF4MIN= 90. 000 мм

AKX=. 000 DELTA=24. 000 мм

EMIN= 1. 200

Параметры исходного контурa:

ALFA= 20. 000 град НА= 1. 000 CF=. 250

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K

X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK

E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

1 47. 25. 94. 180. 200 90. 000 399. 683 -2. 000

275. 000 2. 061 198. 141 107. 941 382. 141 8. 225

1. 619 3 1. 592 21. 131 145. 071 26. 634

2 47. 25. 93. 180. 200 90. 000 399. 683 -1. 979

. 275. 000 2. 740 198. 141 107. 941 382. 141 7. 074

1. 619 4,5 1. 526 21. 131 145. 071 28. 244

3 46. 25. 92. 177. 400 90. 000 396. 728 -2. 000

. 425. 000 2. 942 195. 264 107. 864 379. 264 8. 225

1. 583 3,6 1. 499 21. 718 143. 632 28. 756

4 45. 25. 91. 173. 400 90. 000 392. 724 -2. 022

. 425. 000 2. 948 191. 262 107. 862 375. 262 9. 428

1. 580 4 1. 496 21. 741 141. 631 28. 861

24

Номер ряда NRAD=2

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

M= 4. 000 мм K=-2. 418 DELK=. 242

DF1MIN= 95. 000 мм DFMAX=400. 000 мм DF4MIN= 90. 000 мм

AKX=. 000 DELTA=24. 000 мм

EMIN= 1. 200

Параметры исходного контурa:

ALFA= 20. 000 град НА= 1. 000 CF=. 250

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K

X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK

E14 LAM 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

1. 454 3,5 1. 567 23. 425 137. 229 21. 365

2 39. 28. 97. 156. 200 102. 000 397. 683 -2. 487

1. 275. 000. 145 173. 142 118. 942 382. 997 2. 861

1. 349 4 1. 517 24. 674 138. 571 20. 639

3 39. 29. 97. 148. 200 106. 000 399. 676 -2. 487

. 275. 000. 275 166. 138 123. 938 383. 863 2. 861

1. 611 4 1. 610 21. 194 137. 069 21. 194

4 41. 27. 97. 164. 600 98. 000 397. 961 -2. 366

1. 325. 000. 189 181. 481 114. 881 383. 292 -2. 157

1. 345 3,6 1. 508 24. 764 140. 740 20. 812

5 41. 28. 97. 156. 200 102. 000 399. 678 -2. 366

. 275. 000. 275 174. 139 119. 939 383. 864 -2. 157

1. 614 3 1. 606 21. 177 139. 070 21. 177

6 43. 26. 97. 173. 000 94. 000 398. 238 -2. 256

1. 375. 000. 233 189. 819 110. 819 383. 586 -6. 707

1. 341 4,5 1. 499 24. 850 142. 910 20. 979

7 43. 27. 97. 164. 200 98. 000 399. 680 -2. 256

. 275. 000. 275 182. 140 115. 940 383. 865 -6. 707

1. 617 4,5 1. 602 21. 162 141. 070 21. 162

8 44. 26. 97. 173. 000 94. 000 399. 553 -2. 205

. 875. 000. 319 190. 476 111. 476 384. 157 -8. 828

1. 474 3 1. 557 23. 300 143. 238 21. 319

9 39. 28. 96. 156. 200 102. 000 397. 683 -2. 462

1. 275. 000. 686 173. 142 118. 942 382. 456 1. 801

1. 349 3,5 1. 516 24. 674 138. 571 22. 741

10 39. 29. 96. 148. 200 106. 000 399. 676 -2. 462

. 275. 000. 829 166. 138 123. 938 383. 309 1. 801

1. 611 3,5 1. 608 21. 194 137. 069 23. 270

16

Номер ряда NRAD=1

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

M= 4. 000 мм K=-2. 275 DELK=. 228

DF1MIN=148. 000 мм DFMAX=400. 000 мм DF4MIN= 90. 000 мм

AKX=. 000 DELTA=24. 000 мм

EMIN= 1. 200

Параметры исходного контурa:

ALFA= 20. 000 град НА= 1. 000 CF=. 250

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K

X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK

E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

1 39. 28. 97. 156. 200 102. 000 397. 683 -2. 487

1. 275. 000. 145 173. 142 118. 942 382. 997 9. 327

1. 349 4 1. 517 24. 674 138. 571 20. 639

2 39. 29. 97. 148. 200 106. 000 399. 676 -2. 487

. 275. 000. 275 166. 138 123. 938 383. 863 9. 327

1. 611 4 1. 610 21. 194 137. 069 21. 194

3 41. 27. 97. 164. 600 98. 000 397. 961 -2. 366

1. 325. 000. 189 181. 481 114. 881 383. 292 3. 994

1. 345 3,6 1. 508 24. 764 140. 740 20. 812

4 41. 28. 97. 156. 200 102. 000 399. 678 -2. 366

. 275. 000. 275 174. 139 119. 939 383. 864 3. 994

1. 614 3 1. 606 21. 177 139. 070 21. 177

5 43. 26. 97. 173. 000 94. 000 398. 238 -2. 256

1. 375. 000. 233 189. 819 110. 819 383. 586 -. 843

1. 341 4,5 1. 499 24. 850 142. 910 20. 979

6 43. 27. 97. 164. 200 98. 000 399. 680 -2. 256

. 275. 000. 275 182. 140 115. 940 383. 865 -. 843

1. 617 4,5 1. 602 21. 162 141. 070 21. 162

7 44. 26. 97. 173. 000 94. 000 399. 553 -2. 205

. 875. 000. 319 190. 476 111. 476 384. 157 -3. 097

1. 474 3 1. 557 23. 300 143. 238 21. 319

8 47. 25. 97. 180. 200 90. 000 399. 683 -2. 064

. 275. 000. 275 198. 141 107. 941 383. 866 -9. 282

1. 619 3,4,6 1. 593 21. 131 145. 071 21. 131

9 39. 28. 96. 156. 200 102. 000 397. 683 -2. 462

1. 275. 000. 686 173. 142 118. 942 382. 456 8. 199

1. 349 3,5 1. 516 24. 674 138. 571 22. 741

10 39. 29. 96. 148. 200 106. 000 399. 676 -2. 462

. 275. 000. 829 166. 138 123. 938 383. 309 8. 199

1. 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

3.1 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 4×2, 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.

3.4 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 mа — 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 Т — предел текучести, МПа;

В — предел прочности, МПа.

Выберем материал для вала — сталь 45Х, для нее имеем: Т=650 МПа, 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, ммі.

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 т — предел текучести по кручению.

Условие прочности имеет вид:

(41)

где nпр — минимально допустимый запас прочности.

где т — предел текучести материала, Мпа;

в — предел прочности материала, Мпа.

Рассчитаем на прочность входной вал ПКП.

Исходные данные:

материал — сталь 45X;

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

предел прочности 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 Котв. =1,58.

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

Вычисляем момент сопротивления кручению Wкр по формуле (39):

Вычисляем напряжение кручения кр по формуле (37):

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

Коэффициент запаса прочности nкр по формуле (40):

Минимально допустимый запас прочности nпр:

Сравниваем: nкр> nпр, 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

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой