Расчет легкового автомобиля с гидромеханической трансмиссией

1. Передаточное число зубчатой передачи

2. Диаметр начальной окружности шестерни

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

4. Определение коэффициента формы зуба

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

5. 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

6. 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.

5.3 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
усм, МПа	50,035	29,01	51,66	72,80
фср, 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
усмmax, МПа	130,00
фсрmax, 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;

- площадь бустера, ;

- 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
Pе, 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 ряд	2 ряд	3 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 ряд	2 ряд	3 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
		щДi, рад/с	406	409	412	413,5	452	550	550
		MДj, Н*м	151	150,5	150,1	150	146	0	0
		щТi, 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

д при iкп1	1,51
д при iкп2	1,18
д при iкп3	1,08
д 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.

3. 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.

4. 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.

5. 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.

6. 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.

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

Размещено на Allbest.ru