книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

От главной масляной магистрали масло через силовой регу­ лятор Ж подводится по каналу 6 к золотнику ручного управле­ ния А, по каналу 12 к клапану переключения I—II передач Е и по каналу 9 к клапану переключения II— III передач В. Давле­ ние масла в канале 12 (дроссельное давление) зависит от пере­ мещения педали газа.

При установке золотника ручного управления в положение Т масло через канал 15 подводится к переключающему клапану, который осуществляет автоматическое переключение с I на II пе­ редачу it обратно в зависимости от скорости движения и на­ грузки.

Датчиком скорости является центробежный регулятор,' уста­ новленный на выходном валу коробки передач. Первая ступень регулятора Д определяет скорость переключения с I на II пере­ дачу, а вторая — Г со II на III передачу.

При разгоне до заданной скорости на I передаче центробежная сила, действующая на клапан регулятора, преодолевает давление масла и открывает выход из канала 15 в канал 14.

Центробежное давление действует на клапан Е справа, а слева на него действует дроссельное давление, пропорциональное на­ грузке, и сила пружины. Клапан показан в положении, соответ­ ствующем II передаче.

При уменьшении скорости или увеличении нагрузки он сме­ стится вправо и масло из канала 15 поступит в канал 8, клапан Б

ичерез канал 2 к фрикциону I передачи. Слив масла из фрикциона II передачи будет происходить через каналы 3 п 10 с некоторым

со II передачи (канал 3) на III передачу (канал 4) и обратно в за­ висимости от скорости движения, которая задается центробежным регулятором второй ступени Г, и нагрузки (регулятор Ж). Ка­

полному открытию дросселя, масло через силовой регулятор по каналу 5 подводится к клапану В, что обеспечивает принудитель­ ное включение II передачи независимо от скорости движения.

Принудительное включение I передачи производится переме­ щением золотника А в положение П, а включение заднего хода установкой его в положение ЗХ. Однако переключения осуще­

150

Для переключения передач без разрыва потока мощности от двигателя к колесам необходимо плавное и согласованное пере­ ключение фрикционов, при котором происходит определенное перекрытие передач. В необходимых случаях в систему управле­ ния включаются специальные клапаны, которые обеспечивают необходимый темп включения фрикциона новой передачи и неко­ торую задержку выключения фрикциона предыдущей передачи. Клапаны регулируются таким образом, чтобы в процессе пере­ ключения не возникало рывков в трансмиссии и двигатель не уходил вразнос.

Плавность переключения достигается также применением систем управления с переменным в зависимости от угла открытия дроссельной заслонки главным давлением.

§ 28. ОСНОВЫ РАСЧЕТА КОРОБОК ПЕРЕДАЧ

При расчете коробок передач расчетный момент определяется по максимальному крутящему моменту двигателя (первый расчет­ ный режим, см. гл. IV, § 17).

Если Между двигателем и коробкой передач установлен гидро­

где М п — момент на валу насоса гидротрансформатора при оста­

новленной турбине (см. гл. VII); £ттах— максимальное значе­ ние коэффициента трансформации.

В тех случаях., когда момент по двигателю оказывается больше момента по сцеплению колес, расчет ведут по моменту сцепления

пряжениям изгиба зубьев и на долговечность по контактным

(гл. IV); kß— коэффициент, учитывающий влияние на прочность

I5I

зуба степени осевого перекрытия; /гтр - 1 , 1 — коэффициент,

соб установки шестерни; для консольной шестерни первичного вала = 1 ,2 ; для скользящей шестерни вторичного вала кж=

=1 , 1 и для шестерен постоянного зацепления при нормальной

где X— число сателлитов, находящихся в зацеплении с данной

шестерней; ух = ( 1 + -^-) — коэффициент неравномерности рас­

пределения нагрузки. Если один из элементов ряда плавающий

Ух = 1 + ~ДГ '

152

Коэффициент формы зуба у определяется по графику на рис. VI. 11 в зависимости от числа зубьев и коэффициента коррек­ ции £.

Для косозубых шестерен у определяется по приведенному числу зубьев

профиля а = 20°. При наличии угловой коррекции значение у

Для прямозубых шестерен k$ = 1.

Коэффициент k$ для косозубых цилиндрических шестерен определяется по графику на рис. VI. 12, а и для спирально-кони­

г^пол

изг^ 1,3 ’

где апол — напряжение, соответствующее поломке зубьев. Напряжения изгиба зубьев шестерен коробок передач с непо­

движными осями валов составляют для шестерен I и II передач 350—850 МПа (3500—8500 кгс/см2) (меньшие значения для коро­ бок передач легковых автомобилей); для шестерен III, IV и V передач 150—400 МПа (1500—4000 кгс/см2); для шестерен заднего хода 300— 1200 МПа (3000— 12 000 кгс/см2).

Для сравнительной оценки прочности шестерен, работающих в одинаковых по конструкции и режиму работы коробках передач, пользуются упрощенной формулой

153

гости; ръ р2 и Е ъ Е 2— радиусы кривизны зубьев и модули упру­ гости материала шестерен.

Рис. VI. 12. Графики для определения kn D зависимо­ сти от степени перекрытия: а ■— косозубые цилиндри­ ческие шестерни; б — спирально-конические шестерни

Для пары шестерен, изготовленных из одного материала, формула примет вид

154

определить вероятность разрушения зубьев от усталости ' при заданном пробеге.

Суммарное число циклов нагружений, нарабатываемых ше­

Однако только часть спектра амплитуд напряжений превышает предел выносливости оу. Перегрузочные напряжения приводят к усталостному повреждению и снижению предела выносливости металла.

При отсутствии экспериментальных данных (рис. IV. 11) при­ нимается теоретическое распределение амплитуд напряжений по нормальному закону. Область изменения от a mln = 0 до crmax, вычисляемой по формуле (VI. 12).

Характеристики распределения: среднее значение оа, средне­ квадратическое отклонение sa и коэффициент вариации ѵа опре­ деляются по формулам [ІѴ.8 ].

Непрерывное распределение амплитуд можно заменить дискрет­ ным, если для каждой ступени нагрузки выбрать среднее значе­

ние амплитуды ста и вычислить соответствующее число циклов я£:

где п£— относительное число циклов по кривой распределения, соответствующее ста,і.

Условно принимают, что все ступени действуют последова­

тельно в порядке убывания амплитуд (съ,, і < ста, г-і)- Новое значение предела выносливости в результате действия

г-й ступени нагрузки может быть найдено по формуле

(VI.20)

где k — 1,8 и k = 1,65— коэффициенты соответственно для леги­ рованной и .среднеуглеродистой сталей.

Разрушение от усталости наступит при условиях:

°а, { °г, I-І и nt > JV£_1,

155

где ЛГ,_і — число циклов, вычисленное по кривой усталости, после повреждений на (і — 1 )-й ступени, соответствующее ампли­ туде і-й ступени.

где ѵг — коэффициент вариации предела выносливости.

По величине квантиля, пользуясь методами теории вероят­

Схема сил, действующих на валы коробки передач с неподвиж­ ными осями, показана на рис. VI. 14, а.

Окружные силы Р[, действующие в горизонтальной плоскости, определяются формулой (VI. 13). В вертикальной плоскости (в пло­

'По известным формулам статики и сопротивления материалов определяются составляющие” опорных реакций А в, Вв в верти­

156

кальной плоскости zox и А г, Вг в горизонтальной плоскости хоу. При расчете вал рассматривается как балка, лежащая на опо­ рах — подшипниках. В коробках передач применяют одноряд­ ные подшипники качения или двухрядные самоустанавливающиеся. Поэтому опоры можно считать шарнирными.

Напряжения от изгиба и кручения в опасном сечении вала вычисляются по формулам:

где М» — ~\fМ\ + М \ — результирующий изгибающий момент;

Мг— изгибающий момент в горизонтальной плоскости; М в— из­ гибающий момент в вертикальной плоскости; Мк — крутящий момент; \Ѵп— момент сопротивления при изгибе; WK— момент сопротивления при кручении.

Напряжениями растяжения (сжатия) от осевых сил пренебре­ гают.

При определении статической прочности напряжения опре­ деляют при действии максимального крутящего момента.

поломки не наблюдаются, так как большие запасы прочности по пределу текучести обеспечивают усталостную прочность.

Валы планетарных коробок передач рассчитывают на круче­ ние. Изгиб может иметь место при установке на валу ленточного

передач под нагрузкой. Прогиб валов в плоскости их осей (zox) приводит к увеличению межцентрового расстояния и уменьшению

где fi и / 2— прогибы валов под шестернями 1 и 2.

Суменьшением степени перекрытия возрастают напряжения

взубьях.

Допустимое значение прогибов определяется из условия, чтобы при максимальном крутящем моменте коэффициент пере­ крытия был больше единицы. В выполненных конструкциях максимальные прогибы не превосходят 0 , 1 мм.

157

Рис. VI. 14. Схема сил, действующих на шестерни коробки передач (а), и прогиба валов (б)

158

Сумма углов наклона сечений валов под сопряженными шестер­ нями определяет угол их относительного перекоса. Например

где уз и у4 — углы наклона сечений валов соответственно под шестернями 3 и 4.

Перекос шестерен возникает как в плоскости валов, так и во взаимно перпендикулярной плоскости ход. Он приводит к нерав­ номерному распределению нагрузки по длине зубьев и к снижению их прочности.

Прогиб первичного вала в плоскости zox определяется форму­

Для повышения жесткости подшипник С располагают возможно ближе к шестерне, уменьшая тем самым консоль Ьъ вал изго­ тавливают за одно целое с шестерней, а направление осевой силы Q1 принимают в сторону двигателя.

Прогиб вторичного вала в плоскости zox под шестерней 4 определяется формулой:

Для уменьшения прогиба вала более нагруженные шестерни низших передач располагают ближе к задней опоре, а направле­ ние осевых сил принимают от двигателя.

Уменьшение углов перекоса шестерен достигается также установкой их на валу без промежуточных втулок и подшипни­ ков с минимальными зазорами.

П о д ш и п н и к и коробок передач подбирают по коэффи­ циенту работоспособности, исходя из среднего нагрузочного режима; они должны обеспечивать требуемую долговечность при минимальных габаритных размерах. В некоторых случаях раз­ меры увеличивают по конструктивным соображениям, например условия сборки узла или повышения его жесткости.

159