Бронированный автомобиль полной массой 6т и колесной формулой 4х4 с разработкой коробки передач (вступление)

Посмотреть архив целиком

2.1 Исходные данные для выполнения технического задания


Полная масса автомобиля: 6100кг.

Двигатель: ЯМЗ-536

Максимальный крутящий момент, Нм/(об/мин)………………………………1226/1400

Максимальная мощность, кВт/(об/мин)………………………………………....229/2400

Экологический норматив.………………………………………………………….Евро-4

Масса…………………………………...……………………………………………..650кг

Рисунок 2.1 – характеристика двигателя ЯМЗ – 536

Трансмиссия:

5 – ступенчатая АКП с гидротрансформатором.

Передаточные числа:

1–я передача: 3,55

2 –я передача: 2,24

3–я передача: 1,54

4–я передача: 1

5–я передача: 0,79

Передача заднего хода: 4,18

2 –ступенчатая раздаточная коробка.

1–я передача: 1

2–я передача: 1,8

Разнесенная главная передача:

Передаточное число главной пары 1,65

Передаточное число колесного редуктора 2,72

Подвеска:

Упругий элемент: торсион.

Направляющее устройство: двойные поперечные рычаги.



2.2 Тяговый расчет автомобиля



При выполнении тягового расчета автомобиля был произведен выбор силовой установки и подобраны передаточные числа разрабатываемых узлов трансмиссии – коробки передач и главной передачи.

Подбор ДВС и передаточных чисел агрегатов основывался на следующих пунктах:

  1. Обеспечение максимальной скорости КМ.

  2. Качественного повышения характеристики разгона.

  3. Улучшения параметров топливной экономичности автомобиля.

Для построения тягово-динамической характеристики были использованы следующие зависимости:

Рисунок 2.2 – Зависимость КПД от передаточного отношения

Рисунок 2.3 – Зависимость коэффициента момента насосного колеса от передаточного отношения

Рисунок 2.4 – Зависимость коэффициента трансформации от передаточного отношения

Выбор гидротрансформатора необходимо производить с учетом условий эксплуатации КМ. Принципиально существует два варианта выбора, которые формулируются следующим образом.

Вариант 1: ГДТ выбирается так, чтобы его расчетный номинальный режим соответствовал номинальному числу оборотов двигателя.

Вариант 2: ГДТ выбирается так, чтобы его расчетный номинальный режим соответствовал максимальному моменту двигателя.

При первом варианте гидротрансформатор развивает расчетную номинальную мощность при номинальном числе оборотов двигателя, т.е. при максимальной мощности. В этом случае максимальные мощности двигателя и ГДТ совпадают и соответствуют одному и тому же числу оборотов. При уменьшении оборотов мощность ГДТ уменьшается по параболе, гораздо быстрее, чем мощность двигателя. Таким образом, на наиболее экономичном режиме, условно соответствующего максимальному моменту двигателя, мощность двигателя недоиспользуется. Тем не менее данный режим дает возможность использовать все преимущества ГДТ во всем диапазоне работы силовой установки.

В варианте 2 гидротрансформатор развивает максимальную мощность при сравнительно низком числе оборотов двигателя, когда последний имеет максимальный момент и минимальный расход топлива. Однако при этом мощность двигателя еще далека от своего максимального значения. Диапазон работы на оборотах больших номинального значения числа оборотов ГДТ характеризуется пониженной отдачей мощности, т.к. гидротрансформатор работает в режиме гидромуфты.

При расчете параметров ГДТ использован первый вариант.

Момент на насосном колесе ГДТ определяется следующей формулой:

,

где - коэффициент пропорциональности момента насосного колеса, - удельный вес жидкости, Dн – активный диаметр ГДТ, nн – частота вращения насосного колеса. Тогда значение активного диаметра:

,

где =коэффициент приведения. Для получения характеристики совместной работы ГДТ и ДВС построим семейство кривых Мн(nн, iГДТ) .

Рисунок 2.5 – Выходная характеристика ГДТ отражает зависимости КПД, момента на насосном и турбинном колесах от текущего значения оборотов.

Рисунок 2.6 – Выходная характеристика совместной работы ДВС и ГДТ

Используя исходные и рассчитанные данные, произведем расчет тягово-динамических свойств автомобиля. Динамический фактор -отношение свободной силы на ведущих колесах к сцепному весу КМ и вычисляется по следующей формуле:

,

где -окружная сила на ведущих колесах, -сила сопротивления воздуха, - сцепной вес КМ.

,

где -плотность воздуха, -коэффициент сопротивления воздуха, -лобовая площадь КМ.

,

где - момент двигателя, - передаточное число коробки передач, - передаточное число раздаточной коробки, - минимальное передаточное число трансмиссии, - КПД трансмиссии, - радиус качения колеса.

Полученная зависимость представлена на рис.3.2.

Рисунок 2.7 – Динамическая характеристика




2.3 Определение параметров планетарных рядов



В процессе проектирования зубчатых колес планетарного ряда необходимо обеспечить выполнения следующих условий: условие соосности, условие сборки, условие соседства. Также в целях повышения качества процесса приработки желательно избегать кратности в количестве зубьев МЦК, БЦК и сателлита. Были выбраны и рассчитаны количество зубьев для колес ряда, произведена оценка погрешности передаточного отношения полученного изначально и полученного аналитическим методом. Погрешность для ПР1 Δ=0,384%, для ПР2 Δ=0,032%, для ПР3 Δ=0,464%.

Рисунок 2.8 – Кинематическая схема ПКП

Рисунок 2.9 – План угловых скоростей ПКП


Определение коэффициента полезного действия


Для определения КПД ПКП использован метод, предложенный проф.М.А. Крейнесом. КПД планетарной коробки передач равен частному от деления силового передаточного отношения на кинематическое передаточное отношение от входного к выходному звену . Силовое передаточное отношение каждого дифференциального механизма определяется по формуле:

, где и соответственно моменты на ведомом и ведущем валах.

Кинематическое передаточное отношение каждого дифференциального механизма определяется по формуле:

, где и соответственно угловые скорости вращения ведущего и ведомого валов. Тогда выражение для определения КПД

.

Пользуясь кинематической схемой определяются зависимости и в которых КПД однорядного дифференциального механизма с неподвижным водилом рекомендуется принимать равным η=0,97 (-КПД внутреннего зацепления 0,99, - КПД внешнего зацепления) , а показатель степени может иметь значение +1 либо –1. Значение показателя степени легко находится с помощью формулы для кинематического передаточного отношения коробки передач: если при уменьшении абсолютного значения передаточного отношения дифференциального механизма уменьшается абсолютная величина кинематического передаточного отношения коробки передач, то он равен +1; в противном случае – 1:

Расчет КПД АКП представлен в приложении №3.






Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.