Чертежи и ПЗ к дипломному проекту на тему "Гидромеханическая трансмиссия"

MAXMN.DOC

Параметры мех. -1.800 -1.500 2.670 -3.060
Имя параметра : x y z k
Внутренний КПД .980 .985 .985 .980
Пеpедат. Раз- Включенные
Nотношен. бивка К П Д тоpмоза и Mоменты опоры включенных
pежимов муфты тормозов и муфт
5.005 2.61 .976 T1 4.005
1.916 1.92 .978 T2 .916
1.000 1.000 C' 2.139
-3.590 .956 TR -4.590
Угловые скорости звеньев и муфт
Рекомендуемый режим стоянки: *X
Сумма квадратов разностей скоростей звеньев по режимам переднего хода: 3.5
Момент зубчатого венца с именем Скорость вращения сателлита мех-ма
N Выражения передаточных отношений режимов работы параметрами механизмов
(x(y-1)z+(x-1)(1-y)k+(x-1)y(1-z)k+xyz(k-1))(-xz+(x-1)k)
((1-y)k+y(1-z)k+(y-1)z+yz(k-1))(k-z)

16.doc

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
Параметры исходного контурa:
ALFA= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250
N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K
X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK
E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

24.doc

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
Параметры исходного контурa:
ALFA= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250
N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K
X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK
E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

prav3.doc

M= 4.000 мм K=-1.848 DELK= .139
DF1MIN= 95.000 мм DFMAX=400.000 мм DF4MIN= 90.000 мм
AKX= .000 DELTA=24.000 мм
Параметры исходного контурa:
ALFA= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250
N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K
X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK
E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

prav3grub.doc

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
Параметры исходного контурa:
ALFA= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250
N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K
X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK
E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)

2104_кирогазNEW.DOC

Санкт-Петербургский Государственный Политехнический Университет
Кафедра колесных и гусеничных машин
КОНСТРУИРОАВАНИЕ И РАСЧЕТ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ С ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ
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
3. Выбор гидротрансформатора. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4. Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора при П>Ппотр. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4.1. Определение значения rlНw и соответствующего ему передаточного отношения
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 ППпотр. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проектировочный тяговый расчет автомобиля с гидромеханической трансмиссией
В качестве исходных данных использованы технические характеристики легкового автомобиля ВАЗ 2104
- полная масса автомобиля ma кг 1550
- максимальная скорость на шоссе Vmax 150 кмч=416 мс
- колея и габаритная высота автомобиля: В и Н м 162
- класс автомобиля легковой
- колесная формула 4х2
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:
где - коэффициент запаса 1.1
Рy - сила сопротивления дороги Н
Рw – сила сопротивления воздуха Н
hмех – КПД механической части трансмиссии
hГV – КПД гидротрансформатора hГV = 0.9
hмуV – КПД моторной установки hмуV = 0.89
Силы сопротивления дороги и воздуха могут быть найдены как
Рy = y ma 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
где f= 0.02 – коэффициент сопротивления качению.
Рw = c r F V 2max (3)
где с – безразмерный коэффициент аэродинамического сопротивления с = 0.24
r - плотность воздуха r =1.25 кгм3
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
2.2. Выбор типа и характеристик двигателя
Выбираем двигатель BMW 318i с рабочим объемом 1.796 л для которого Nemax = 85 КВт
Характеристика двигателя BMW 318i
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
где Nemax – максимальная мощность двигателя по внешней характеристике
wД – текущая скорость вращения двигателя
wN – скорость вращения двигателя при максимальной мощности
Мощность затрачиваемая на привод вентилятора равна
Теряемая в выхлопной системе мощность двигателя определяется формулой
Примем Nген = 400 Вт.
Найдем мощность на привод масляного насоса автоматической коробки передач как
Вычислим свободную мощность двигателя. Свободная мощность – эта та мощность которая снимается с вала двигателя и может быть использована для движения транспортного средства.
Соответствующий этой мощности крутящий момент называют свободным моментом
Результаты расчетов сведем в табл. 2
Характеристика двигателя
Рис.1 Характеристика двигателя BMW 318i
3. Выбор гидротрансформатора
Для полного использования скоростного и силового диапазонов двигателя потребное значение прозрачности [1с.30]:
Ппотр = Км · К² (14)
где Км и К скоростной и силовой диапазоны двигателя по свободной характеристике
Мд max – свободный максимальный момент двигателя
Mд – момент двигателя при дmax
дм – угловая скорость коленчатого вала при Мд max
По свободной характеристике определим :
Мд max = 151.263 Н·м
Определяем диапазоны двигателя:
Км = 151.263 132.182 = 1.144
Определяем потребную прозрачность:
Ппотр = Км · К² = 1144 ·1.375² = 2.163
Выбираем гидротрансформатор по приложению 6 [1с.82]. Возьмём гидротрансформатор ГТК-X у которого П=229 [1с.30] при этом (П>Ппотр) будет неполное использование диапазонов гидротрансформатора. (Табл. 3)
Характеристика гидротрансформатора
Передаточное отношение трансформатора 1 i г
Прозрачность гидротрансформатора определяется как отношение безразмерных коэффициентов момента насоса гидротрансформатора
где r - плотность рабочей жидкости
lНО - коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1iГО
lНС - коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1iГС
4. Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора
4.1 Определение значения rlНw и соответствующего ему передаточного отношения 1iГw
в крайней правой точке согласования при wдmax
Используется формула
По графику безразмерной характеристики гидротрансформатора определяем 1iГw=0.88
соответствующее коэффициенту трансформации rlНw=1.479.
Для полученного значения выполняется неравенство
В противном случае неоправданно сужается используемый диапазон высоких КПД гидротрансформатора.
4.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора
Активный диаметр гидротрансформатора Dа определяется по следующей формуле
Окружная скорость насоса определяется произведением
VHmax = wHw. Da2 = 550 . 0.1972 = 54.175 70 мс (19)
Окружная скорость меньше допустимой. Следовательно нет необходимости в установке согласующего редуктора между двигателем и гидротрансформатором.
4.3. Определение передаточного отношения главной передачи
В общем случае максимальные скорости вращения турбины и двигателя связаны зависимостью:
Предположим что для построения гидромеханической трансмиссии будет использоваться второй алгоритм [1с.14] т.е. гидротрансформатор будет блокироваться на высших передачах 1iГw=1. При отсутствии согласующего редуктора 1iср=1.
Передаточное отношение механической части трансмиссии расположенной за гидротрансформатором на высшей передаче с номером m определяется выражением
rк – радиус колеса [1с.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=10.
Размер шин [1прил.4с.54] 17570R13 тогда
где d – посадочный диаметр м;
h – высота профиля м;
g=093-коффициент смятия шины.
Передаточное отношение главной передачи задают на основании опыта конструирования трансмиссии:
iкп=3 5 – для легковых автомобилей.
Полученное передаточное отношение iкп принадлежит соответствующему диапазону.
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
Совокупность нагрузочных парабол нанесенных на внешнюю характеристику двигателя и является характеристикой согласования двигателя и гидротрансформатора (рис. 1.2).
Расчеты сведены в табл. 4
Согласование двигателя и гидротрансформатора
Рис. 2Характеристика согласования двигателя с гидротрансформатором
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 wн j = wд j;
определяется скорость вращения турбины wт j = wн j
определяется момент насоса Мн j = Мд j;
определяется момент турбины Мт j = Мн j . KT j.
Результаты заносятся в табл. 5
Согласование двигателя с гидротрансформатором
Расчетные значения 1Iг
По рассчитанным точкам строится кривая МТ = МТ(wТ) (рис. 3) которая и представляет собой искомую выходную характеристику. Выходная характеристика дополняется кривой hГ = hГ(wТ) КПД силового агрегата.
Рис 3. Выходная характеристика силового агрегата
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 .
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:
где wТh и МТh - скорость вращения и момент турбины гидротрансформатора при
hмех - КПД механической части трансмиссии;
ymax - максимальный коэффициент сопротивления движению при преодолении автомобилем максимального подъема.
Согласно рекомендациям [1 с. 42] выбираем
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
7.2. Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам в случае блокировки
гидротрансформатора начиная со второй передачи
Потребное число передач
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
Для построения гидромеханической трансмиссии будет использоваться третий алгоритм [1с.14] т.е. гидротрансформатор будет блокироваться при уменьшении относительного скольжения 1iГw=0.88 (см. выше). При отсутствии согласующего редуктора 1iср=1.
iКП1 = iмех1 iГП = 9.345 3.106 = 3.009
Здесь - рабочий скоростной диапазон системы двигатель – гидротрансформатор определяемый по формуле
9 Выбор гидротрансформатора ГТК-ХII
Выбираем гидротрансформатор по приложению 6 [1с.82]. Возьмём гидротрансформатор ГТК-XII у которого П=2094 [1с.30] при этом (ППпотр) будет неполное использование диапазонов двигателя. (Табл. 6)
lНО – коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1iГО
lНС – коэффициент момента насоса гидротрансформатора при 1iГС
9.1 Согласование характеристик совместной работы двигателя и гидротрансформатора
Выберем согласование двигателя с гидротрансформатором в диапазоне максимальной мощности.
9.2 Определение активного диаметра гидротрансформатора
При согласовании из условия обеспечения максимальной мощности активный диаметр гидротрансформатора Dа определяется по следующей формуле
VHmax = wHw. Da2 = 550 . 0.2032 = 55.825 70 мс
9.3 Определение передаточного отношения главной передачи
Предположим что для построения гидромеханической трансмиссии будет использоваться третий алгоритм [1с.14] т.е. гидротрансформатор будет блокироваться при уменьшении относительного скольжения 1iГw=0.86 (см. выше). При отсутствии согласующего редуктора 1iср=1..
9.4 Расчет и построение характеристики согласования совместной работы двигателя и
Для каждой точки j строится приведенная к валу двигателя нагрузочная парабола насоса с номером j используется формула
Совокупность нагрузочных парабол нанесенных на внешнюю характеристику двигателя и является характеристикой согласования двигателя и гидротрансформатора (рис. 4).
Рис. 4 Характеристика согласования двигателя и гидротрансформатора
Вспомогательная таблица
9.5 Расчет и построение выходной характеристики силового агрегата
Результаты заносятся в табл. 8.
По рассчитанным точкам строится кривая МТ = МТ(wТ) (рис. 5) которая и представляет собой искомую выходную характеристику. Выходная характеристика дополняется кривой hГ = hГ(wТ) КПД силового агрегата.
Данные для выходной характеристики
Согласование двигателя с гидротрансформатором
Рис. 5Выходная характеристика
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.
9.7.Определение передаточного отношения и скорости автомобиля на первой передаче
iКП1 = iмех1 iГП = 8648 3.036 = 2.849
9.8. Разбивка скоростного диапазона автомобиля по передачам в случае блокировки
Пересчитаем потребное число передач для случая блокировки ГТ на двух высших передачах (аналогично ГТК-Х )
iКП1 = iмех1 iГП = 8.648 3.53 = 2.450
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.
Так как расчет m_потр приводился неоднократно ниже будут приведены только результаты.
Потребное число передач определено при минимальной скорости движения на первой передаче – 5 мс.
11. Анализ результатов и выбор одного для последующего проектирования
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.
Синтез планетарной коробки передач с двумя степенями свободы
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. 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
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 17 ≤ K ≤ 45. 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:
Результаты отбраковки при использовании наибольшего допустимого диапазона приведены в Табл.10
Результаты отбраковки
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.
По плану скоростей (рис.8):
Условие применимости механизма:
Отбраковка по ограничению относительных угловых скоростей сателитов
В результате второй отбраковки для дальнейшего анализа осталось 2 планетарных рядов. Варианты кинематических схем: 148 468
Вариант содержащие схему отбраковываем параметр к=-45 не очень приемлем так как получаются очень большие габариты у планетарного ряда .
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
Параметры мех. -2.275 -2.418 -1.848
Имя параметра : x y z
Внутренний КПД .980 .980 .980
Пеpедат. Раз- Включенные
Nотношен. бивка К П Д тормоза и Моменты опоры включенных
pежимов муфты тормозов и муфт
3.418 1.85 .986 T1 2.418
1.849 1.85 .985 T2 .849
1.000 1.000 C3 .849
-4.501 .952 TR -5.501
Угловые скорости звеньев и муфт
Рекомендуемый режим стоянки: *X
Сумма квадратов разностей скоростей звеньев по режимам переднего хода: 2.7
Момент зубчатого венца с именем Скорость вращения сателлита мех-ма
N Выражения передаточных отношений режимов работы параметрами механизмов
(yz+(y-1)(1-z))(z-1)
(yz+(y-1)(1-z)-y)(z-1)
Данная установка муфты не реализуема
отношен. бивка К П Д тоpмоза и Mоменты опоры включенных
1.000 1.000 C3 2.418
Nотношен. бивка К П Д тоpмоза и Mоменты опоры включенных
3.418 .986 T1 T0 2.418 .000
3.418 1.85 .986 T1 C3 2.418 .000
1.849 .985 T2 T0 .849 .000
1.849 .985 T2 C3 .849 .000
-4.501 .952 TR T0 -5.501 .000
-4.501 .952 TR C3 -5.501 .000
-4.501 .952 T0 C3 -5.501 -5.501
Рекомендуемый режим стоянки: T1 *X
Сумма квадратов разностей скоростей звеньев по режимам переднего хода: 1.5
(-yz+(1-y)(1-z))(1-z)
Выберем для дальнейшего проектирования вариант соединения муфтой звеньев Х и 2 т.к. момент на муфте минимален и к ней легко подвести масляную магистраль.
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
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
- наибольшее значение суммы коэффициентов смещения исходного контура для солнечной шестерни и сателлита (х1+х2);
- наименьшее значение отклонения кинематического параметра
Берем модуль зацепления зубчатых колес m=2.
Определение минимального допустимого размера солнечной шестерни.
- минимально допустимое значение диаметра впадин зубьев солнца;
- радиальный зазор между валами;
- наружный диаметр вала-трубы;
- внутренний диаметр вала-трубы;
Минимально допустимое число зубьев солнца:
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.
По формуле получим .
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:
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
Параметры исходного контурa:
ALFA= 20.000 град НА= 1.000 CF= .250
N Z1 Z4 Z2 DF1 DF4 DF2 K
X1 X4 X2 DA1 DA4 DA2 DK
E14 LAM E42 ALW14 AW ALW2 (%)
M= 4.000 мм K=-2.418 DELK= .242
M= 4.000 мм K=-2.275 DELK= .228
DF1MIN=148.000 мм DFMAX=400.000 мм DF4MIN= 90.000 мм
из расчета программы ZPTM по конструктивным соображениям выбираем для рядов 64 и 8 следующие варианты.
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.
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. 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.
Первая группа уравнений записывается из условий равновесия планетарных механизмов:
где m – момент в долях от единицы т.к. суммарный момент на ведущем звене принимается равным «1».
Вторая группа уравнений отражает равновесие звеньев:
где mа – суммарный момент действующий на звено а со стороны j-го планетарного ряда и блокирующей муфты.
Пример проведения силового анализа не приводится.
Планетарный механизм
Тормоз первой передачи
Тормоз второй передачи
Блокирующая муфта (третья предача)
Примеры поверочных и проектировочных расчетов основных элементов коробки передач
Для расчета воспользуемся [6 с.46].
Минимально допустимый запас прочности:
где sТ - предел текучести МПа;
sВ - предел прочности МПа.
Выберем материал для вала – сталь 45Х для нее имеем: sТ=650 МПа sВ=850 МПа тогда
Поверочный расчёт валов осуществляется в режиме максимальной нагрузки при этом вал считается на кручение.
Напряжение при кручении определяется по формуле:
где Т – крутящий момент Н*м ;
Wкр – момент сопротивления кручению мм³.
При наличии концентратора напряжения увеличиваются в К раз:
где К- коэффициент концентрации напряжения для радиального отверстия К=158; для шлицов К=19; для галтели К=149.
Момент сопротивления кручений определяется по формуле:
где dн – наружный диаметр вала мм;
dв – диаметр отверстия в вале мм.
Коэффициент запаса прочности по кручению определяется по формуле:
где tт – предел текучести по кручению.
Условие прочности имеет вид:
где nпр – минимально допустимый запас прочности.
где sт – предел текучести материала Мпа;
sв – предел прочности материала Мпа.
Рассчитаем на прочность входной вал ПКП.
материал – сталь 45X;
предел текучести по кручению tт=06*sт sт=650 Мпа;
предел прочности sв=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.=158.
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 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)
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
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
Диаметр начальной окружности шестерни
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 Нмм
где YS – масштабный коэффициент представленный в табл. 14
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)
Планетарный механизм:
при отсутствии плавающих звеньев
при одном плавающем звене
при двух плавающих звеньях
П р и м е ч а н и е : в поверочном расчете величина уточняется по специальной методике.
Для примера приведем расчет для первого ряда:
Данные для рассчета:
предел текучести – 1200МПА
Диаметр впадин согласно zptm
Далее в расчетах перейдем к делительному диаметру.
Примем требуемую ширину зубьев солнца эпицикла и сателлитов одинаковой.
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:
где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по шлицам (=075);
– средний радиус шлицевого соединения мм;
– крутящий момент Нм.
где – допустимые напряжения смятия и среза.
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.
Маркировка шлицев - тяжелая серия соответственно.
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:
Результаты осталных расчетов сведены в таблицу. В связи с большим количеством шлицевых соединений расчет шлицов на больших дметрах под малой нагрузкой опущен.
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. 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.
где Т – момент передаваемый ФЭУ Нм;
- сила сжимающая диски Н;
- коэффициент трения;
R – внешний радиус накладки м;
r – внутренний радиус накладки м;
коэффициент запаса по сцеплению.
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 : = 0084;
г) коэффициент запаса .
Рассчитаем ФЭУ (включение первой передачи):
Определяем площадь бустера с учетом его конструктивных размеров
D=0212м – внешний диаметр бустера
d=0186м – внутренний диаметр бустера:
Определяем силу сжатия дисков (49):
Размеры фрикционных накладок по чертежу R = 0120м; r = 0103м.
Момент действующий на ФЭУ: Т = 100347 Нм (момент считаем с использованием программы KSAN);
Количество пар трения составит:
Результаты расчета сведены в табл. 17.
Передаваемый отн. момент Нм
Расчетное значение пар трения
Принятое значение пар трения
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 .
По расчетам этой же программы определяем угловые скорости вращения водил .
Моменты водил считаются с использованием таблицы относительных моментов.
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(радс) водиле (Н*м) водила (радс) 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 (мс) : 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
Ресурс подшипника L= 235134 (км)
Поверочный расчет встроенного подшипника ряд 2.
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
Межосевое расстояние aw (мм) : 50.573
Ширина сателлита bw (мм) : 25
Диаметр окружности впадин df (мм) : 46.616
Коэфф. неравном. нагрузки Khp : 1
Ресурс подшипника L= 2707797 (км)
Поверочный расчет встроенного подшипника ряд 3.
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
Межосевое расстояние aw (мм) : 55.073
Диаметр окружности впадин df (мм) : 32.991
Ресурс подшипника L= 217254 (км)
Поверочный динамический расчет и построение динамической характеристики автомобиля
Расчетные значения 1iГj
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 1iгс. Соотвеетствующая скорость вращения двигателя определяется выражением:
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.
Время разгона до 100кмчс
Марка двигателя Рабочий объем
Максимальная мощность двигателя NemaxкВт
Передаточные числа ПКП iпкп
Передаточное число главной передачи Iгп
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.
Бойков А.В. Поршнев Г.П. Шеломов В.Б. Тяговый расчет автомобиля. Учебное пособие. СПб.: Изд-во СПбГТУ 2001. 84с.
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

THE_END.cdw

гт_выход_согласование.cdw

Согласование ГТК-ХII
с двигателем в диапазоне
Выходная характеристика

компоновка+гт.cdw

Кинематическая схема
масл. магистраль сист.
управления фрикциона Ф3
управления фрикциона Ф4
Передаточные отношения ПКП

контур2104.cdw

Реееееееечь.docx

Реееееееечь. Типа того
Уважаемые члены государственной аттестационной комиссии вашему вниманию предлагается проект гидромеханической трансмиссии легкового автомобиля прототипом которого является ВАЗ 2104.
для начала несколько слов о тех задании:
Передо мной стояла задача спроектировать гидромеханическую трансмиссию уделяя особое внимание ПКП.
Трансмиссия должна была соответствовать заданным характеристикам прототипа – универсала ваз 2104 в частности по динамическим и массогабаритным параметрам.
Для обеспечения разгонной динамики на должном уровне и гарантированного достижения максимально скорости на начальном этапе проектирования было принято решение о замене стандартного двигателя прототипа на двигатель BMW 318i характеристики которого приведены в методическом пособии.
Требовалось наличие трех передач прямого хода высшая из которых имеет передаточное отношение 1 и одной заднего хода.
Проект разрабатывался в соответствии с рекомендованной литературой.
к особенностям конкретно моей работы можно отнести рассмотрение двух гидротрансформаторов.
Для выявления наилучшего варианта были рассмотрены различные способы согласования алгоритмы блокировки скорости движения на первой передаче и т.д.
В результате был сделан выбор в пользу ГТК-ХII при согласовании с двигателем в диапазоне максимальной мощности.
Результат приведен на соответствующем формате.
затем была разработана кинематическая схема.
В связи с достаточно жестким определением начальных данных не удалось уйти от некоторых сложностей: конструкций типа три вала один в одном и соединений сложной конфигурации.
Тем не менее эти вопросы были решены что представлено на следующем чертеже.
в результате всех расчетов была получена кпп чьи динамические характеристики представлены на чертеже.
Данное сочетание двигателя и трансмиссии обеспечивает выигрыш по времени разгона в 2 с. у прототипа и определенный выигрыш по максимальной скорости.
Причем как показано на чертеже ее можно скомпоновать на автомобиле с минимальными изменениями конструкции оного.
На этом я наверно закончу свое выступление.