Основные положения

1 2 3 4

КОРОБКА ПЕРЕДАЧ

Методические указания

к лабораторной работе по дисциплине

"Автомобили и двигатели" для специальности 150200

Составители: А.М. Зарщиков, Г.К. Приходько

Омск

Издательство СибАДИ

УДК 629.114

К 68

Рецензент канд. тех. наук, доц. И.В. Князев

Работа одобрена методической комиссией факультета «Автомобильный транспорт» в качестве методических указаний к выполнению лабораторной работы «Коробка передач» для студентов специальностей 150200 - Автомобили и автомобильное хозяйство

Коробка передач: Методические указания к выполнению лабораторной работы/ Сост.: А.М. Зарщиков, Г.К. Приходько.- Омск: Изд-во СибАДИ, 2003.- 16 с.

Дается обоснование применения на автомобиле коробки передач, рассматриваются основы конструкции и элементы расчета деталей узла.

Библиогр.: 2 назв.

СОДЕРЖАНИЕ

Цель работы……………………………………………………………...4

Оборудование……………………………………………………………4

1. Основные положения…………………………………………………4

1.1 Необходимость применения коробки передач…………………….4

1.2 Кинематическая схема КП…………………………………………..6

1.3 Подбор передаточных чисел КП…………………………………..11

1.4 Проверка напряженности работы деталей..……………………...13

2. Порядок выполнения работы……………………………………….15

3. Контрольные вопросы……………………………………….………16

Список рекомендуемой литературы…………………………………..16

ЦЕЛЬ РАБОТЫ

Изучение кинематических и силовых аспектов работы автомобильной коробки передач. Получение навыков расчета на прочность деталей коробки, умения анализировать возможность взаимной замены узлов автомобилей.

ОБОРУДОВАНИЕ

Стенд с разрезом автомобильной пятиступенчатой трехвальной коробки переда; измерительный инструмент для определения линейных и угловых размеров деталей.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ

1.1. Необходимость применения коробки передач

Механическая коробка передач (КП) необходима для: изменения крутящего момента, идущего к колесам от двигателя; длительного отключения двигателя от трансмиссии; движения задним ходом; изменения скорости движения автомобиля.

Узкий диапазон крутящего момента и угловой скорости двигателя не позволяет использовать их без значительных преобразований во многих режимах движения автомобиля.

В качестве примера рассмотрим уравнение силового баланса (1) легкового автомобиля:

Р_k = Р_f + P_i+P_w+P_j (1)

где Р_k - сила тяги на ведущих колесах;

- сила сопротивления качению;

- сила сопротивления уклона;

- сила сопротивления воздуха;

- сила сопротивления инерции.

Графическое представление силового баланса показано на рис.1. При движении по горизонтальному асфальту (рис.1) на прямой (четвертой) передаче (КП не меняет крутящего момента и угловой скорости от двигателя) максимальная сила тяги ведущих колес соответствует кривой Р_k₄. На этой передаче достигается наибольшая скорость движения . Однако, для трогания с места четвертая передача не пригодна по двум причинам. Первая – на этой передаче автомобиль имеет высокую минимально устойчивую скорость , что приводит к росту работы буксования сцепления с выделением большого количества тепловой энергии. Вторая причина заключается в недостаточном запасе силы тяги, идущей на преодоление сил инерции автомобиля , что дает малое ускорение. Следовательно, трогаться лучше на низшей передаче с большим передаточным числом (например на первой), которая позволит значительно увеличить тяговую силу на колесах P_k ₁.

При движении в гору по асфальтированной дороге кривая сил сопротивления «Асфальт» поднимается на величину силы сопротивления уклона и занимает место кривой «Уклон» выше кривой P_k ₄. Из чего следует, что движение на прямой передаче невозможно. Также требуется увеличить момент, подводимый к ведущим колесам при движении по сухому песку (кривая «Песок»), когда сила сопротивления качению вырастает до значения P_f ₁.

V _max

V _5max

V _4min

V _1min

P_f

P_w

P_f ₁

P_j

Р_i

Песок

Уклон

Асфальт

Р_k₅

Р_k ₄

Р_k ₃

Р_k2

Р_k ₁

Рис.1. График силового баланса автомобиля

Для экономичного расхода топлива можно использовать повышенную (пятую) передачу с наименьшим передаточным числом. Однако, максимальная скорость движения автомобиля уменьшится до величины .

1.2. Кинематическая схема КП

Наибольшее распространение на грузовых автомобилях, а также легковых классической компоновки получили трехвальные коробки передач. Примерная схема такой КП показана на рис.2 (автомобиль МАЗ).

Крутящий момент от двигателя передается на ведомый диск сцепления 1 и далее по первичному валу коробки 2 на шестерню 3. Все шестерни в данной КП косозубые, за исключением шестерен первой передачи. Косозубые шестерни работают с меньшим шумом, однако, ввести их в зацепление между собой путем относительного перемещения, например, как прямозубые первой передачи, невозможно.

Рис.2. Кинематическая схема коробки передач

Поэтому, они введены в зацепление постоянно при сборке, а со вторичным валом 7 в крутильном направлении жестко не связаны (установлены на подшипнике относительно вала). Для их соединения со вторичным валом служат синхронизаторы. При включении, к примеру, второй передачи, водитель, перемещая рычаг 11, передвигает ползуном 9 синхронизатор 6 вдоль вала 7 налево к шестерне. Синхронизаторы 4 и 6 устанавливаются на вторичном валу 7 с помощью шлицев. У косозубых шестерен вторичного вала имеется еще один зубчатый венец для соединения с синхронизатором (здесь этот венец не показан, подробнее на рис 3). Подойдя к шестерне, синхронизатор 6 соединяется с ней своим зубчатым венцом, обеспечивая связь этой шестерни с вторичным валом через себя. Момент с первичного вала 2 через первую пару шестерен переходит на промежуточный вал 5 и далее через вторую пару шестерен и синхронизатор 6 на вторичный вал 7. Проходя зубчатые зацепления, момент меняется пропорционально их передаточному числу. Таким же образом включаются третья и пятая передачи. При включении первой передачи водитель ползуном 8 перемещает прямозубую шестерню по шлицам вторичного вала до вхождения ее в зацепление с соответствующей прямозубой шестерней промежуточного вала.

При включении прямой (четвертой) передачи синхронизатор 4 ползуном 10 перемещается вправо до зацепления с шестерней 3 первичного вала. В этом случае момент с первичного вала через синхронизатор 4 переходит сразу на вторичный вал 7, не изменяясь, т.е. напрямую.

Передаточное число каждой передачи, кроме прямой, вычисляется путем перемножения передаточных чисел обеих пар шестерен, принимающих участие в данной передаче. Передаточное число пары шестерен можно определить отношением количества зубьев ведомой шестерни к ведущей.

Работа инерционного синхронизатора (рис. 3) показана на примере включения второй передачи.

Водитель рычагом из кабины передает усилие на палец 8 (рис. 3а) в сторону шестерни 2. Ступица 10 вместе с корпусом 6, соединенным со ступицей фиксатором 11 переместится к шестерне 2 до соприкосновения корпуса с конической поверхностью 4 шестерни.

В общем случае угловая скорость шестерни 2 отличается от угловой скорости вторичного вала 1 и синхронизатора на нем, поскольку вторичный вал вращается со скоростью соответствующей предыдущей, только что отключенной передаче. По выравнивающей поверхности 4 начинается скольжение между шестерней и корпусом синхронизатора. Возникающий момент трения захватывает корпус синхронизатора и стремится повернуть его за шестерней 2. Однако корпус 6 поворачивается в окружном направлении лишь на величину зазора «а» между корпусом и пальцем 8 (рис. 3 б, в).

а.

Рис.3. Синхронизатор с блокирующим корпусом

Палец 8 попадает в паз 12 корпуса 6 и блокируется там силой трения «F». Любое усилие «Р» от пальца 8 передается через блокирующую поверхность 13 с блокирующим углом «В» на корпус 6 и далее на поверхность 4 (рис. 3а) шестерни 2, что приводит к еще большему росту силы трения «F» и надежному удержанию пальца в пазу корпуса.

Работа трения по поверхности 4 (рис. 3а) преобразует кинетическую энергию шестерни 2 и связанных с ней деталей КП и сцепления в энергию тепловую до тех пор, пока угловые скорости шестерни 2 и корпуса 6 не сравняются.

При отсутствии относительного проскальзывания корпус 6 перестает давить на палец 8 силой трения «F». Палец под действием силы «Р» на поверхность 13 отталкивает корпус 6 в окружном направлении назад на величину «а» (рис. 3б), выходит из паза 12 и продвигается к шестерне 2 вместе со ступицей 10. Шарик фиксатора 11 утопает, сжимая пружину, и не препятствует перемещению ступицы относительно корпуса синхронизатора 6. Перемещаясь на величину «в» (рис. 3г), ступица вводит в зацепление зубчатые венцы 5 и 7 (рис. 3а).

Крутящий момент с шестерни промежуточного вала переходит на шестерню 2 по зубчатому венцу 3, далее через венцы 5 и 7, ступицу 10 на вторичный вал 1.

Синхронизирующая поверхность 4 с углом наклона «У» служит для выравнивания угловых скоростей шестерни и вторичного вала с помощью работы сил трения.

Блокирующая поверхность 13 с углом наклона «В» служит для удержания от соприкосновения зубчатых венцов 5 и 7 до устранения их относительной скорости.

1.3. Подбор передаточных чисел КП

Конструктор сначала определяет передаточное число первой передачи КП по максимальному динамическому фактору автомобиля , к которому приравнивается коэффициент суммарного дорожного сопротивления . Сила тяги при этом на ведущих колесах должна быть не меньше сил дорожного сопротивления:

Р_k ₁ ≥ G_a ∙ψ_max , (2)

где G_a - полный вес автомобиля, Н.

Поскольку:

, (3)

где - максимальный крутящий момент двигателя, нм;

- передаточное число КП на первой передаче;

- передаточное число раздаточной коробки;

- передаточное число главной передачи;

- КПД трансмиссии (0,83 – 0,88);

- радиус качения колеса.

Перепишем формулу (2) с учетом (3) и выразим передаточное число КП первой передачи:

, (4) Значения для легковых автомобилей обычно принимают в пределах 0,25 – 0,5, для грузовых малой грузоподъемности 0,35 – 0,45, для грузовых средней и большой грузоподъемности 0,32 – 0,4.

Полученное значение проверяется по условиям отсутствия пробуксовки ведущих колес по асфальту при трогании с места:

, (5)

где - вес, приходящийся на ведущие оси;

- коэффициент сцепления колеса с дорогой 0,8;

- коэффициент перераспределения веса между осями при продольных ускорения автомобиля. Для грузового автомобиля классической компоновки принимается в диапазоне 1,1 – 1,3.

Приняв передаточное число первой передачи полученное по формуле (4), определяют передаточные числа остальных передач используя геометрическую прогрессию:

, (6)

где n – всего передач переднего хода (без «экономичной»);

i – номер искомой передачи.

По формуле (6) высшая передача имеет передаточное число 1,0. Однако часто в КП используется «экономичная» передача с меньшим передаточным числом. На грузовых автомобилях эта передача выпадает из ряда геометрической прогрессии и принимается обычно 0,7 – 0,8.

В реальной КП передаточные числа могут быть отличны от расчетных. Например: передаточные числа наиболее ходовых передач сближают для устранения больших перепадов силы тяги на колесах в процессе переключения передач; при окончательном подборе числа зубьев шестерен и т.д.

1.4. Проверка напряженности работы деталей

Если одна и та же КП используется с двигателями разной мощности, необходимо проводить проверочный расчет деталей КП на прочность и долговечность. Ниже приведены упрощенные зависимости для определений напряжений зуба на изгиб и контактного напряжения , как наиболее важных прочностных характеристик шестерен КП:

для прямозубых шестерен

; (7)

для косозубых

, (8)

где - окружная сила, Н;

- крутящий момент на ступице исследуемой шестерни, Нм;

- диаметр делительной окружности шестерни, м;

- число зубьев шестерни;

- нормальный модуль, м;

- шаг зубьев по нормальному сечению (перпендикулярно длине зуба), м;

- угол наклона зубьев у косозубой шестерни, градус (25-30^о);

- ширина зубчатого венца шестерни, м;

- коэффициент формы зуба

Контактное напряжение на зубе шестерни:

, (9)

где: - реализуемая, длительно действующая в эксплуатации окружная сила, определяющая долговечность зубьев (большее значение для грузовых автомобилей), Н;

- длина линии контакта зубьев (около 0,8 от длины зуба), м;

- модуль упругости ( МПа);

- угол зацепления (20 градусов);

- радиусы делительных окружностей сопряженных шестерен, м.

Шлицы валов рассчитываются на срез и смятие по формулам:

; (10)

; (11)

где - окружная сила, действующая на шлиц, Н;

- площади среза и смятия шлицев (при определении площади рабочую длину шлица ведомого диска сцепления можно взять равной 1,0 – 1,5 наружного диаметра первичного вала КП), м².