Prof. Dr.-Ing. G. Knauer Prof. Dr.-Ing. R. Weiß
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- Ferdinand Kevin Schuster
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1 Fachhochschule München Fachbereich 03 Fahrzeugtechnik Prof. Dr.-Ing. G. Knauer Prof. Dr.-Ing. R. Weiß Diplomhauptprüfung F a h r z e u g g e t r i e b e WS 2005/2006 Teil II: Berechnungen Die Aufgabe umfasst 4 Angabenblätter und 3 Arbeitsblätter. Überprüfen Sie die Vollständigkeit! Arbeitszeit: 70 Min. Rechenprogramme und Notebooks dürfen nicht verwendet werden! Mobiltelefone sind auszuschalten! Alle übrigen eigenen Hilfsmittel sind zugelassen. Die Angabenblätter sind vollständig mit abzugeben Name (Druckschrift!) Vorname Semester Platz-Nr. Die untenstehende Skizze zeigt den Antriebsstrang eines Pkw mit Heckantrieb und längs eingebautem Verbrennungsmotor. 6-Gang- Automatikgetriebe Trilok- Wandler Verbrennungsmotor Achsgetriebe Automatikgetriebe: 6 Vorwärtsgänge + 1 Rückwärtsgang, Le Peletier-Radsatz (Aufbau siehe Arbeitsblatt 1.3) Vorgeschalteter Trilok-Wandler Achsgetriebe: 1 Kegelradstufe Verbrennungsmotor: 6-Zyl.-Benzinmotor (Kennlinien siehe Arbeitsblatt 1.1)
2 Antriebsplanung (39 Punkte) Der dargestellte Antriebsstrang ist auszulegen. Gegeben: Motor: Motorkennlinien Arbeitsblatt 1.1 Fahrzeugdaten: Drehzahl-Geschwindigkeits-Diagramm (für geschlossene Wandler-Überbrückungskupplung) Arbeitsblatt 1.2 Antriebsstrang: Kennlinien des Trilok-Wandlers Arbeitsblatt 1.1 Aufbau des Automatikgetriebes Arbeitsblatt 1.3 Achsgetriebeübersetzung i A = 3,95 Dynamischer Reifenradius r dyn = 0,3 m Wirkungsgrad außenverzahntes Stirnrad gegen außenverzahntes Stirnrad η SA = 0,985 Wirkungsgrad außenverzahntes Stirnrad gegen innenverzahntes Stirnrad η SI = 0,995 Wirkungsgrad einer Kegelradstufe η K = 0,91 Wirkungsgrad aufgrund von Ölplanschverlusten im gesamten Antriebsstrang η L ges = 0,95 Gesucht: 1.1 Die Gangübersetzungen i 1, i 2, i 3, i 4, i 5 und i 6 der Gänge 1 bis 6 und die Stufensprünge ϕ 1/2, ϕ 2/3, ϕ 3/4, ϕ 4/5 und ϕ 5/6. Lösen Sie diese Aufgabe mit Hilfe des Arbeitsblattes 1.2! 1.2 Die Betriebsweise des Ravigneaux-Satzes im 1. und im 3. Gang. 1.3 Der Lastfluss durch das Automatikgetriebe im 1. Gang. Tragen Sie den Lastfluss in das Getriebeschema auf dem Arbeitsblatt 1.3 ein! 1.4 Die Betriebsweise des Planetenradsatzes im 3. Gang und die Standgetriebeübersetzung des Planetenradsatzes i 0 PS. (Notfallwert für die Übersetzung des Planetenradsatzes im 3. Gang: i 3 PS = 1,50) 1.5 Die Fahrzeuggeschwindigkeit v 3 im 3. Gang bei einer Motordrehzahl von n mot = min -1, wenn der Wandler bei geöffneter Wandler-Überbrückungskupplung mit einem Drehzahlverhältnis ν = 0,4 läuft. 1.6 Der Wirkungsgrad des gesamten Antriebsstrangs im 3. Gang η ges 3, wenn der Wandler bei geöffneter Wandler-Überbrückungskupplung mit einem Drehzahlverhältnis ν = 0,4 läuft (siehe Arbeitsblatt 1.1). 1.7 Das Drehmoment an den Antriebsrädern im 3. Gang bei einer Motordrehzahl n mot = min -1, wenn der Wandler bei geöffneter Wandler-Überbrückungskupplung mit einem Drehzahlverhältnis ν = 0,4 läuft.
3 Verzahnungsauslegung (24 Punkte) Die Verzahnungsgeometrie der Plantetenräder des Planetenradsatzes ist auszulegen. Gegeben: Zähnezahl des Sonnenrades z S = 62 Zähnezahl des Hohlrades z H = Normalmodul m n = 1,5 mm Herstell-Eingriffswinkel α n = 20 Schrägungskwinkel ß = 25 Profilverschiebungsfaktor am Sonnenrad x S = 0 Profilverschiebungsfaktor am Hohlrad x H = 0 Gesucht: 2.1 Die Teilkreise von Hohlrad d H und Sonnenrad d S. 2.2 Der Betriebsachsabstand a zwischen Sonnenrad und Planetenrad (Sonnenrad und Hohlrad ohne Profilverschiebung!). 2.3 Die erforderliche Zähnezahl am Planetenrad z P, für den Betriebsachsabstand a. Hinweis: Legen Sie die Zähnezahl ganzzahlig so fest, dass tendenziell der Zahnfuß gestärkt wird. 2.4 Der erforderliche Profilverschiebungsfaktor x P am Planetenrad, um den Betriebsachsabstand a zwischen Sonnenrad und Planetenrad einzuhalten.
4 Zahnfußtragfähigkeit (22 Punkte) Das Automatikgetriebe soll auch für stärkere Motoren (z.b. Turbo-Diesel) mit vorgeschaltetem Wandler einsetzbar sein. Für die höheren Anforderungen ist die Zahnfußtragfähigkeit der Planetenräder des Planetenradsatzes zu analysieren. Gegeben: Getriebeeingangsdrehmoment T G = Nm Anzahl der Planeten p = 3 Zähnezahl des Hohlrades z H = Zähnezahl der Planetenräder z P = 28 Zahnbreite der Planetenräder b = 15 mm Profilverschiebungsfaktor der Planetenräder x P = 0 Normalmodul m n = 1,5 mm Schrägungswinkel ß = 25 Anwendungsfaktor Fuß K AF = 0,85 Dynamikfaktor K v = 1,15 Breitenfaktor Fuß K Fß = 1,4 Stirnfaktor Fuß K Fα = 1,0 Verzahnungsqualität Q = 7 Werkzeuggeometrie (Herstellung der Planetenräder) h a /m n = 1,0 h a0 /m n = 1,25 ρ a0 /m n = 0,25 Profilüberdeckung ε α = 1,43 Sicherheit gegen Zahnfußbruch s F min = 1,3 Werkstoff 16 MnCr 5 E Dauerfeste Auslegung Gesucht: 3.1 Die Umfangskraft am Teilkreis eines Planetenrades F t für das Getriebeeingangsdrehmoment T G. (Notfallwert : F t = N). 3.2 Der Grundwert der Zahnfußspannung σ F0 und die auftretende Zahnfußspannung σ F für das Getriebeeingangsdrehmoment T G. 3.3 Wie groß darf der negative Profilverschiebungsfaktor x p im ungünstigsten Fall werden, damit die Planetenräder für das Getriebeeingangsdrehmoment T G gerade noch dauerfest sind (Nachweis)? Geben sie den entsprechenden Profilverschiebungsfaktor x p an. V I E L E R F O L G!
5 - 5 - Arbeitsblatt 1.1 Name: Motorkennlinien: , ,0 Drehmoment Nm Drehmoment Leistung 150,0 130,0 110,0 Leistung kw , ,0 0 50, Drehzahl 1/min Wandlerkennlinien (dimensionslos): 2,4 1 2,3 2,2 0,9 Drehmomentwandlung µ 2,1 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 1,1 Wirkungsgrad h Drehmomentwandlung m 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 Wirkungsgrad h 1 0,9 0,1 0, ,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 Drehzahlverhältnis n
6 - 6 - Arbeitsblatt 1.2 Name: km/h Abregelgeschwindigkeit Fahrzeuggeschwindigkeit v Motordrehzahl n mot 1/min Für geschlossene Wandler-Überbrückungskupplung! Gang: Übersetzung: Stufensprung:
7 WK T P S Ho E A B C D Arbeitsblatt 1.3 L Pl Planetenradsatz So Gang Kupplung Bremse A B E C D R 5 Ravigneaux-Radsatz 2 1 Name: - 7 -
Gegeben: Motor: Motorkennlinien Arbeitsblatt 1.1
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