坦克学2坦克效率损失计算Word文档格式.docx

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离心式风扇按叶片出口角

的大小，划分为后弯式、径向式和前弯式叶片。

下图为叶型示意图。

当

<

90°

为后弯式叶片，它在理论上所能产生的压头，尽管比径向和前弯式叶片低，但其中大部分为有用的静压头，且出口速度低，因此它特别适用于排风道布局比较困难的部位。

后弯式叶片的气流通道较长，且作渐次扩张，对气流的导向作用好，气流的分离和涡流现象较轻，因此噪声低，效率较高，为装甲坦克车辆冷却系统常用的风扇。

3.风扇功率损失的计算

影响风扇功率损失的重要因素除了风扇型式还有两个：

空气量，气流通道阻力。

其中空气量就是风扇流量，指容积流量，即在单位时间内从风扇入口处吸入的空气量。

气流通道阻力影响气压，如果不采用进风道和不存在节流损失，风扇运转时，其入口处的压力等于大气压力；

但若有节流阻力，如进气格栅、散热器等，则入口处空气的压力低于大气压。

其中气流给予同气流方向平行物体表面的压力成为静压，用垂直于此表面的孔测量，以

表示。

动压

，式中

为气流密度，c为气体的流动速度。

全压是在同一截面处气体的动压和静压之代数和，用P来表示，

。

计算时，首先计算风扇的气功功率。

风扇输送的气体在单位时间内，单位体积气体的压力升高p，容积流量为q，则气动功率

风扇的效率即为

，其中N为驱动风扇的轴功率。

综合以上考虑，则可以近似得到驱动风扇的轴功率N，对T-72坦克，风扇耗功为53KW,占发动机功率的9.2%。

结合其它主站坦克数据，风扇功率的功率损耗为发动机功率的6%~15%。

结合课堂上的讲解，我们可以知道N与轴的转速n的三次方成正比，故可用以下公式进行不同转速下冷却风扇功率的计算

二、空气滤清器

假设空气滤清器清洁,忽略空气流经空气滤清器时的状态变化发动机在某一工况稳定工作时,其进气质量流量为

，且抽尘用的空气量为发动机进气量的8%,则该工况下空气滤清器的空气流量

为

其中空气滤清器出气口的面积为

（

）,密度为

（kg/m3）；

则空气滤清器出气口的空气流速v1为

当发动机进气流量为0（即空气流速为0）时,空气滤清器进气阻力一定为0；

当发动机进气流量增加（即空气流速增加）时,空气滤清器进气阻力也随之增加,且无论是管道之中流动的沿程阻力还是局部阻力,在其他条件一定的情况下,其值都与流体流动速度的2次方成正比。

因此,这里可认为空气滤清器进气阻力与空气流速之间也为2次变化关系,即进气阻力F1为

式中

为常系数。

由图1可见,空气滤清器的相对功率损失随进气阻力的变化大致成直线关系,当进气阻力0时,空气滤清器的功率损失也一定为0。

所以,可认为空气滤清器的相对功率损失x为

为常系数

图1进气阻力对发动机功率损失的影响

空气滤清器功率损失的绝对值N1则为

为发动机有效功率

在这一系列的公式中，我们需要知道

和

两个常系数，如何求解这两个常系数就是我们研究的重点。

若已知发动机某一工况时的进气量和空气滤清器的进气阻力,则可由式

（1）至式（3）得到常系数ε；

若已知发动机某一工况时的

和气滤清器的进气阻力和功率损失,则可由式（4）和式（5）得到常系数

在确定常系数ε及

之后,通过工作过程计算得到发动机的进气量及

联立式

（1）至式（5）即可计算该空气滤清器的阻力特性。

下面通过计算实例来进一步阐述上述模型：

对某特种车辆发动机的标定工况点进行工作过程模拟,模拟结果与实验值的对比见表1及图2：

标定工况

计算值

实验值

相对误差/%

功率P/kW

402.25

382

5.3

进气质量流量/

0.513

0.472

8.4

最高燃烧压力P/MPa

6.9

7.06

2.3

表1标定工况计算值与实验值的对比

图2功率损失随进气阻力变化的计算值与实验值的对比

两者变化趋势与实验验证结果相符,可见模拟结果也较令人满意。

因此,通常空气滤清器消耗功率的实际值可按发动机标定功率的2%~4%估算。

空气滤清器功率损失部分参考文献：

《车用空气滤清器的现状及其发展趋势》吴一敏

《空气滤清器功率损失计算模型》2004，毕小平等

三、排气系统功率损失

坦克排气管内的气体流动是一个十分复杂的三维可压缩、黏性、非稳态的湍流流动,并伴随着传热和摩擦等现象的发生。

为简化计算,对空气流动影响较小和几何尺寸很小的部分进行了适当的简化和省略,且不考虑废气抽尘的影响。

对发动机排气管,按照设计尺寸应用三维建模软件Solidworks建立三维模型,计算模型如图1所示。

图1　简化后的排气管模型

发动机废气流至排气出口仍具有一定温度和压力,说明废气具有一定能量,一般来说热能很难利用,但是气体的压能可以转变为动能尚可利用,排气口废气的这部分能量称之为排气口废气可用能,即排气装置的功率损失。

根据气体流动的速度方程,排气口界面的气体流速为:

式中K为绝热指数,

为水压,

为废气比容。

气体的密度ρ用下式表示:

排气口的气体可用能为:

为排气口废气可用能（kw）;

为排气口面积。

通常,当发动机在最大功率点工作时,排气管的功率损失按发动机最大功率的1%~2%计算。

排气系统功率损失部分材料参考文献：

《水中排气对发动机性能的影响和废气压能的回收利用》1993，张声涛等

《坦克排气流场三位数值计算研究》2008，毕小平等

第二部分传动装置的功率损失及其效率

一、齿轮啮合摩擦损失

轮齿间啮合功率损失是由齿面滚动摩擦和滑动摩擦引起，而滑动摩擦又是造成齿轮啮合功率损失的主要原因，不仅与齿轮的类型、所传递的扭矩、机件结构、旋转速度、装配精度等有密不可分的关系，而且还取决于润滑油的一些参数。

1、滑动摩擦功率损失的计算

滑动摩擦功率损失是由于在啮合点处相接触的齿面的速度不同，引起相对齿面间滑动所造成的能量损失。

由一般的动力学功率计算方法可知：

PH=fFnVH×

10-3

PH—滑动摩擦功率损失,kW;


Fn—齿面的法向载荷,N;


VH—啮合点处的瞬时滑动速度,m/s;

f—瞬时摩擦因数。

相对滑动速度：

VH=（ω1+ω2）s×

10-3=1.0472n1（1+1/u）s×

10–4

式中:

VH—啮合点处的瞬时滑动速度,m/s;

n1—主动齿轮的转速,r/min;


u—主从动齿轮的齿数比;

s—距啮合节点P的距离,mm

图1一对齿轮啮合关系图

瞬时滑动摩擦功率损失的计算及分布图：

PSH=1.0472fHFnn1（1+1/u）s×

10-7

图2沿啮合线滑动速度、载荷及滑动摩擦功损分布

2、滚动摩擦功率损失的计算：

PR=9hVTmb×

10-2/cosβ

PR—滚动摩擦功率损失,kW;

h———EHD油膜厚度,mm。

式中其他参数的含义与上面介绍相同。

相对滚动速度

VT=[ω1（N1P-s）+ω2（N2P+s）]×

10-3=1.05n1[d1sinα+（1-1/u）s]×

10-4

式子中VT为啮合点处的瞬时滚动速度,m/s;

α为啮合角（°

），其他参数同前面。

图4沿啮合线滑动速度、载荷及滑动摩擦功损分布

3、齿轮啮合效率

由于啮合功率损失可分为滑动摩擦功率损失和滚动摩擦功率损失两部分,那么用于啮合的总功率摩擦功率损失P（kW）为:


P=PH+PR

由传动效率定义得齿轮啮合效率η为:

η=（P0-PH+PR）/P0

P0为输入功率,kW

为验证式子的正确性，对于减速器的ZSY450进行逐级加载实验,结果如下：

表1ZSY450减速器的效率测定

载荷/N·

m

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

5500

6000

6500

理论效率（%）

94.1

测定效率（%）

93.9

93.8

93.7

93.6

93.4

93.2

相对误差（%）

0.2

0.3

0.4

0.5

0.7

0.9

齿轮啮合摩擦损失参考文献：

《弹流润滑状态下齿轮啮合效率的研究》——周哲波

《59坦克传动装置齿轮的疲劳分析》——李德建

二、轴承的摩擦损失

由于滚动轴承各组件之间存在相互接触和运动，故轴承在旋转过程中存在摩擦阻力，轴承在旋转过程中阻碍其运动的力矩总和即为轴承的摩擦力矩，包含启动力矩和动态力矩。

启动力矩是指滚动轴承两套圈从静止状态到开始相对转动的瞬间所需克服的摩擦阻力矩；

动态力矩是指轴承内外套圈相对转动时所需克服的摩擦阻力矩。

滚动轴承摩擦力矩的大小决定了轴承的功率消耗和发热量大小，直接影响轴承的温升失效和传动系统的功率损失。

滚动轴承摩擦力矩主要包括滚动体与滚道之间由于弹性滞后引起的滚动摩擦力矩，滚动体与套圈滚道、滚子端面与内圈挡边、滚动体与保持架、套圈与保持架、套圈与密封件之间的滑动摩擦力矩，以及滚动体与润滑剂、套圈与润滑剂、保持架与润滑剂、密封件与润滑剂等之间的粘性摩擦力矩。

轴承摩擦力矩受结构、设计、加工、装配、摩擦、润滑以及使用条件等众多因素的影响。

此处我们研究起动力矩和动态力矩的实质：

摩擦力矩。

摩擦力矩的计算公式是

当vn≧2000时：

当vn<

2000时：

式中

为考虑轴承结构和润滑方法的经验系数，

为载荷系数，

为润滑油运动粘度。

由此看出，力矩可以分为与在和有关的一个力矩和与载荷无关的一个力矩之和。

与载荷有关的我们还需要计算轴承的当量载荷。

计算如下

通过对各轴承受力分析计算可以获得Fr与Fa的值，之后根据轴承的型号查轴承手册获得各轴承的X和Y值，从而计算出当量载荷。

故轴承的摩擦功率损失PB的计算公式为：

PB=ni（M0+M1）

式中：

ni——轴承内圈转速，r/min；

综上所述，则可以粗略计算出轴承的效率损失。

参考文献：

《基于减少功率损失的微型汽车传动系统参数化》——田蜜

《轴承摩擦力矩对微型汽车后桥总成阻力的影响研究》——邱穆红

三、润滑损失

1.压力润滑

行星变速箱由于结构复杂、润滑部位多,采用压力润滑,润滑油首先被送入变速箱中心主轴内的润滑油道,沿中心主轴内的润滑油道分布有若干个节流油孔,润滑油克服局部流动阻力,进入节流油孔并继续沿部件内部的润滑油道或间隙流向各润滑点（行星轴承和齿轮啮合部位）。

完成了润滑的油液在重力作用下,落入各传动部件箱体底部的集油槽,被回油泵抽走,送入传动油散热器进行冷却。

假定传动装置润滑系统所有管路和油道中的润滑油流动为一维不可压流动,应用流动的连续性方程和能量方程求解润滑油的流动。

不可压粘性流体定常流动的伯努利方程为

不可压缩流体流动的连续方程为:

式中:

v为油液流速;

Z为油液的位置高度;

Hw1-2为流动阻力引起的能量损失;

p为润滑油的压力;

α为动能修正系数（工程计算中,缓变流取α=1.0）;

A为油道截面积;

ρ为润滑油的密度;

下标1,2表示任意两个流动截面。

润滑油流经不同形式的管路时呈现不同的流动形态,流动阻力引起的能量损失有沿程损失和局部损失。

沿程损失是油液沿油道流动时,克服壁面的摩擦阻力产生的,其值由泊肃叶公式来计算

λ为沿程阻力系数;

γ为油液的密度;

L为油道长度;

dl为油道的液力直径;

v为油液流速。

油液克服由于油流改变形状引起的各种阻力以及

由于油液改变其速度引起的各种损失,称之为局部流动损失。

在传动润滑系统中,产生局部损失的元件较多,如弯管、阀门、滤清器、三通管路、节流孔和散热器等。

局部损失按下式计算

ε为局部阻力系数。

对传动润滑系统中所有油路和元件逐一进行计算,总的流动损失为沿程损失和局部损失之和。

2.搅油损失

搅油损失在有的文献上被称为无负荷损失,搅油损失与旋转件数目、回转件尺寸和浸油深度等因素有关.有关搅油损失的计算公式很少,一般只给出具体部件或车型的经验公式,采用文献中给出的搅油损失数学模型:

其中v为车辆行驶速度.

在该传动装置中,将搅油齿轮转速表示成发动机转速的函数,再将车辆行驶速度表示成搅油齿轮转速的函数,得到具体的搅油损失计算公式:

其中ic为某档自发动机到搅油齿轮的传动比。

搅油损失只与发动机输入转速有关,与发动机输入转速成指数函数关系。

四、离合器带排损失

换档离合器是进行动力换档的重要部件,当变速箱工作在某一档位时,分离的离合器的主被动摩擦副之间处于流体动力润滑状态,主被动摩擦片之间剪切一定粘度的油膜,从而在摩擦副间产生一个带排力矩,造成功率损失,损失的功率转化为热量由油液带走.假设各摩擦副间的间隙是均匀的,依据牛顿内摩擦定律,得到带排力矩的数学模型为:

带排损失功率的数学模型为:

其中　z为摩擦副数;

Δn为主被动部分角速度差;

R2为摩擦片外半径;

R1为摩擦片内半径;

h为摩擦副间隙.由公式（5）可知,在结构确定的情况下,离合器的带排功率损失PL与油液的粘度μ成正比,与摩擦副之间转速差Δn的平方成正比。

五、同步器摩擦损失

同步器工作过程主要计算公式：

本文就同步器的几个主要计算公式进行讨论。

（1）同步器同步时间ts

式中Ic为同步器输入端的当量转动惯量，ω1ω2为输入、输出端的初始角速度，Ts为同步器锥面摩擦力矩

（2）同步器锥面上的滑磨功E

式中θ为同步器摩擦锥面的相对角位移，Δω为同步器摩擦锥面的相对角速度，ts为同步器同步时间

（3）单位面积的滑磨功率

式中As为同步器锥面面积

（4）锥环接合齿倒角换挡时滑接齿套给同步器体锥面的轴向推力设为Pa,若同步器锥面的平均摩擦直径为d1,锥角为α,摩擦系数为μ,

则同步器锥面摩擦力矩

综上所述，按照上述模型计算即可以将同步器的功率损失计算。

根据课堂知识同步器是高效率零部件，净损耗占整个变速器损耗的3.3%。

《某履带车辆同步器建模与工作过程仿真》杜秀菊等

《hoerbiger同步器技术介绍》2013

六、密封件的摩擦损失

计算资料最终没有找到，找到了部分密封型式作为了解。

齿轮传动箱的密封件：

三道密封环、挡油盘、石棉橡胶垫、O形密封圈。

主离合器密封件：

纸垫、毡垫、密封圈、自紧油挡、密封环、O形圈。

变速箱主动轴总成密封件：

橡胶密封圈、石棉橡胶垫、挡油环、弹性挡圈、挡油盘、回油螺纹、铸铁密封环、毡垫、密封环槽、回油螺纹、密封用油封及盖。

在装配箱体时，为防止上、下箱体接合面处漏油，装配时用20个螺栓和3个双头螺栓按一定顺序依次均匀拧紧。

风扇传动轴的密封件：

橡胶密封环、油封、挡圈、纸垫、挡油盘、毡垫、胶圈、橡胶圈、橡胶塞。

风扇离合器的密封件：

毡垫。

行星转向机的密封件：

纸垫、密封环、弹性挡圈、垫圈、毡垫、自紧油封、密封圈、挡油盘、密封环槽、密封毛毡、O形圈、毡圈。

一级测减速器的密封件：

毡圈、三道密封环、油挡体螺塞、游动垫圈、油挡体、垫圈、胶圈、钢纸垫圈、自紧油封、密封圈、纸垫。

油挡体内装有毡垫、自紧油封、压环，体上加工的环形槽与焊在主动轮上的回绕式挡油环共同组成回绕式密封装置。

箱体、箱盖之间还有涂铅油的纸垫。

二级测减速器的密封件：

密封盖、密封衬套、加油螺塞、胶圈、毡垫、油封放油螺塞

第三部分行动装置的功率损失及其效率

一、履带销和履带孔间的摩擦功率损失

1.坦克向前运动时驱动轮把履带向上卷绕，情况如图（a）

履带Ａ点是紧边，Ｂ、C、Ｄ点是松边，得到履带销与履带孔相对转动产生的摩擦阻力：

履带销与履带孔相对转动产生的摩擦阻力产生的功率损失为W=F*V

式中F为摩擦阻力，V为驱动轮线速度。

2.单销和双销区别

履带式车辆的履带,是将一个一个的履带销插人两片的履带板锯齿状突出部分的销孔中,从而成为完整履带的。

由于新式坦克是双排履带,故两端有端连器,中间有中连器。

作为连接件的履带销,一旦发生断销现象,履带式车辆将因失去“道路”而瘫痪,不能再行走。

坦克履带销在不足设计寿命的行程中不应发生断销。

新一代主战坦克随着整车战术性能的提高,其履带销在选材、形状设计等方面都与换代前有了相应变化;

制造工艺也得到局部和有限改进。

在选材方面,新一代主战坦克履带销采用30CrMnsiNiZA钢制造（换代前用38CrsiA钢）。

该钢系超高强度钢,具有优良冲击韧性和高淬透性。

在900°

C充分奥氏体化后和250—300℃回火,钢的抗拉强度可高达1700MPa。

如若等温淬火,可采用150—220℃和270—290℃两个温度范围之一进行。

单销履带的一块履带板前面的销耳与前一块履带板后面的销耳交替结合，并用一根履带销连结起来。

这是一种比较轻的结构，若使用的销耳数量多，它还能构成坚固的履带，既抗拉又能经受敌火力攻击。

明显缺点是磨损快，摩擦损耗大。

磨损不仅限制了履带的使用寿命，而且需要乘员对履带的紧度进行频繁的调整。

重型坦克实际上都不使用这种履带，它通常只使用在较轻等级的车辆上。

双销履带每块履带板都带有两根履带销，相邻的履带板靠单独的连接器连接。

橡胶衬套直接胶结在圆形履带销上，因为在断开履带时不再需要抽出履带销；

靠取下连接器即可断开履带。

履带销上有加工好的平面，因此不能在连接器内转动。

与单销履带相比，双销履带的橡胶衬套长度几乎增加了一倍。

同时，每个衬套的转动量也将减少一半。

所以，有了这种结构型式，橡胶衬套就能够被使用在最重的履带式车辆上。

然而，也有代价。

使用的橡胶衬套多会使履带过分富于弹性，从而造成了一种趋势，即履带在主动轮齿圈上跳齿。

要解决这个问题，车辆可能需要在行驶中拉紧履带，从而引起其他部件的负荷过大。

重量将增加：

这是一个重要因素，因为履带的重量是一辆坦克总重量的10%。

双销履带的制造成本可高达单销履带的二倍。

但由于双销履带的寿命长得多，可使用约8000公里，则其成本高的缺点即得以抵消。

二、负重轮滚动损失

装甲履带车辆负重轮轮胎的滚动阻力是一个重要的性能参数，影响者车辆的能量消耗、燃料损失、以至于负重轮寿命。

因此这里主要从三个方面探讨：

阻力发生的机理、建立滚动阻力的数学模型、讨论影响因素，最终达到降低滚动阻力。

1阻力发生机理

负重轮轮胎滚动阻力是指负重轮沿水平刚性跑道面滚动时所引起的各项阻力的总和。

主要有：

轮胎变形引起的内摩擦阻力、轮胎与跑道面间外摩擦阻力、轮毂轴承的摩擦阻力、空气阻力等,其中第一项起主要作用;

后三者影响极小,可忽略不计。

下面就对于轮胎的变形进行具体的分析。

1.1轮胎变形物理模型

轮胎变形可以分为两个方面：

径向压缩变形和周向切向变形。

我们分别选用并联、串联Voigt粘弹模型来模拟轮胎的径向、周向切向变形。

材料取各向同性。

Voigt粘弹模型，橡胶线性粘弹行为的应力应变公式：

负重轮实心胎主要由硫化橡胶构成。

硫化橡胶具有粘弹特性,在一周内加载与卸载过程中应力应变曲线不重合，导致弹性迟滞能量损失；

应力和应变不同步,呈现相位滞后，形成损耗角。

负重轮轮胎变形的物理模型如图1.1,图中w为轮胎旋转角速度;

F为水平推力；

P为轮胎所受径向载荷；

E为橡胶材料弹性系数；

Ƞ为粘性系数。

1.2轮胎变形分析

（1）轮胎径向压缩变形（主）由于橡胶的粘弹特性，应力应变结果是储存一定能量；

在压缩阶段储能，在压缩释放阶段放出大部分能量，而其中一部分能量消耗掉。

这样，压缩和释放时应力应变曲线不再重合，形成弹性能量滞后损失，产生轮胎滚动阻力。

（2）轮胎切向变形在轮胎接触面区域，切向变形很小，从而应力应变很小；

由于接触区轮胎橡胶产生下沉，在非接触区域轮胎变形主要源于周向橡胶轮胎的挤压，该变形非常小，产生的应力应变很小；

另外作为从动轮，作用于负重轮轴心的水平推力导致的切向内摩擦力很小,产生的应力应变很小。

综上所述，轮胎切向变形引起的应力应变相对于径向压缩变形引起的应力应变是很小的，可以忽略；

轮胎径向压缩变形引起内摩擦，从而产生滚动阻力。

2滚动阻力数学模型的建立

2.1轮胎一周内能量损失

轮胎滚动一周内每个橡胶单元产生的能量损失为Ql;

橡胶单元半正弦变形应变为:

由于橡胶粘弹特性，应力滞后于应变损耗角，根据Voigt模型公式，相应应力为：

则：

（式中E’为弹性储能模量;

E”为损耗模量;

tgd为损耗因子。

）

轮胎在一周内总能量损失为：

（V为橡胶轮胎的体积）

2.2滚动阻力数学模型

由于能量损失和滚动阻力具有关系：

（a为滚动阻力中压缩变形能量损失所占的比例系数；

Pf为滚动阻力；

ro为轮胎外半径）

可以推出滚动阻力表达式：

3滚动阻力影响因素的研究

3.1简化讨论进行的假设

轮胎各向同性、轮胎是一个理想的圆形

3.2影响因素

注：

B为轮胎橡胶宽度，ro为轮胎外半径，H为负重轮挂胶厚度，Pf为滚动阻力，E’为弹性储量模量，E”为损耗模量，tgd为损耗因子

（1）轮胎橡胶宽度、厚度的影响Pf与B、H成线性比例关系;

随着B、H增大而成线性比例增大。

因此,为了降低Pf,减小能量内耗,降低轮