5 Функциональный и прочностной расчёт коробки переключения передач

Рисунок 5.1 – Расчётная схема коробки переключения передач

Передаточные числа зацеплений:

U₁ = 4,62;

U₂ = 3,4;

U₃ = 2,51;

U₄ =1,84;

U₅ =1,35;

U₆ =1.

Минимально допустимое значение межосевого расстояния a_w определим из следующей зависимости:

a_w=k_a(M_вых)^1/3; (5.1)

где k_а = 9 – эмпирический коэффициент;

a_{w =} 9 ⋅ (171,3)^1/3 = 49,98 мм.

Коэффициент k_a для коробок передач автомобилей находится в пределах 8,6…9,6. Причем большие значения относят к коробкам передач автомобилей с дизельными двигателями.

Определим модуль шестерен:

(5.2)

При выборе угла наклона линии зубьев косозубых зубчатых колес необходимо учитывать требования обеспечения плавности работы зубчатого зацепления и требования обеспечения долговечности подшипников. Угол находится в пределах от до . Плавность работы зубчатого зацепления зависит от коэффициента осевого перекрытия . В автомобильных КП практически достижимо только , при этом

(5.3)

Зададимся модулем для первой пары зацепления m=3,5. Тогда .

Найдем диаметры всех валов:

а) Диаметр первичного вала;

d=5,94(M_max)^1/3; (5.4)

d=5,94(279,5)^1/3 = 30 мм.

б) Диаметр промежуточного вала;

d = (0,4…0,65) ⋅ a_w (5.5)

d = 0,4  49,98 = 25 мм.

в) Диаметр вторичного вала;

d = (0,4…0,65) ⋅ a_w ; (5.6)

d = 0,4349,98 = 30 мм.

Оценка ширины зубчатых колес имеет вид:

b_w=(0,19…0,23)a_w (5.7)

Имеем:

b_w1 = 25 мм,

b_w2 = 25 мм,

b_w3 = 25 мм,

b_w4 = 25 мм,

b_w5 = 25 мм;

b_w6 = 25 мм.

Необходимый момент трения синхронизатора определяется по выражению:

(5.8)

где – суммарный приведенный момент инерции для той части системы, угловая скорость которой изменяется под действием момента , кг^.м² ;

– передаточное число от вала, к которому приводится момент инерции к включаемому зубчатому колесу;

– начальная разность угловых скоростей вала и установленного на нем включаемого зубчатого колеса, рад/с;

– принятое время синхронизации, с.

При этом принимают допущения, что за время включения синхронизатора (переключения передачи) скорость автомобиля практически не изменяется. Обычно угловая скорость вала двигателя, при которой рекомендуется производить переключение передач, близка к следующим значениям:

- при переключении на высшие ступени:

(5.9)

- при переключении на низшие ступени:

(5.10)

где (рад/с) – угловая скорость двигателя при максимальной мощности двигателя.

Найдем тогда значения и :

Необходимый момент трения ориентировочно определяем исходя из заданного времени синхронизации , которое назначаем для высших передач 1,2 с.

Подставив найденные численные значения в формулу находим значение необходимого момента трения для рассматриваемого синхронизатора:

Расчетный средний радиус поверхности трения синхронизатора:

(5.11)

где – половина угла конуса к горизонтали (=6…8);

– коэффициент трения для пары сталь-бронза;

– осевая сила, приложенная к каретке синхронизатора;

Осевая сила находится по формуле:

, (5.12)

где – нормативное усилие на рукоятке переключения передач;

– передаточное число от рукоятки рычага к муфте;

– КПД привода переключения передач.

Подставляя численные значения в формулу (5.13), получаем:

Необходимая ширина кольца по образующей конуса:

где – допускаемое давление на поверхности трения, площадь которой определяется в предположении отсутствия на ней канавок: для пары сталь – бронза.

Поверхности блокирующих элементов выполняются под углом . Угол , который определяется из условия невозможности включения передачи до окончания процесса синхронизации:

, (5.13)

где – средний радиус блокирующих поверхностей.

Из формулы находим значение , но так как для того, чтобы после завершения процесса синхронизации произошла разблокировка и включилась передача, необходимо, чтобы угол , найденный по формуле был больше угла трения блокирующих поверхностей. Поэтому практически принимают лишь на 2…3 меньше предельного значения, допустимого условием. Таким образом, значение .

В результате получили параметры синхронизатора , .