Ступенчатые коробки передач

3.1. Вопросы, решаемые в ходе выполнения курсового проекта

3.1.1. Назначение коробок передач, требования к ним и классификация с кратким критическим анализом.

3.1.2. Обосновать принятую схему коробки передач (количество и расположение валов, тип шестерен, тип и расположение подшипников, наличие синхронизаторов и пр.) и начертить кинематическую схему коробки.

3.1.3. Определить предварительное межцентровое расстояние .

3.1.4. Выбрать модуль шестерен коробки передач.

3.1.5. Уточнить межцентровое расстояние и выполнить геометрический расчет шестерен с учетом коррекции (если это необходимо).

3.1.6. Определить усилия в зацеплении шестерен на каждой передаче.

3.1.7. Рассчитать зубчатые колеса.

3.1.8. Рассчитать валы коробки передач.

3.1.9. Выбрать и рассчитать подшипники коробки передач.

3.1.10. Рассчитать синхронизаторы.

3.1.11. Вычертить сборочный чертеж коробки передач в масштабе 1:1, вид на ее торец (в масштабе 1:2 или 1:5) с указанием всех межцентровых расстояний и способа включения заднего хода. На другом листе формата А1 вычертить рабочие чертежи четырех - шести основных деталей.

3.2. Методические указания и общие сведения

Коробка передач предназначена для преобразования крутящего момента и частоты вращения коленчатого вала двигателя для получения различных тяговых усилий на ведущих колесах автомобиля, обеспечения возможности движения задним ходом и длительного отсоединения двигателя от трансмиссии.

Диапазон (частное от деления передаточных чисел низшей и высшей передач) современных коробок передач составляет 3,0...4,5 - для легковых автомобилей, 5,0...8,0 - для грузовых автомобилей общего назначения и автобусов и 10...20 - для автомобилей высокой проходимости и тягачей.

Число передач определяется из требований эксплуатации и особенностей двигателя. Для легковых и грузовых автомобилей общего назначения оно составляет 3...6, а для автомобилей высокой проходимости - 3...24. Увеличение числа передач приводит к повышению степени использования мощности двигателя, увеличению топливной экономичности, средней скорости движения, производительности автомобиля. С другой стороны, увеличение числа передач усложняет и утяжеляет конструкцию коробки передач. Поэтому при ручном механическом приводе максимальным принято считать пять передач.

Передаточные числа коробок передач иногда образуют арифметический, иногда гармонический, но чаще всего геометрический ряд с небольшими отклонениями в направлении сближения высших передач.

Наибольшее распространение получили трех- и двухвальные коробки передач с неподвижными осями валов. Основные преимущества трехвальной коробки передач - наличие прямой передачи, относительная простота получения большого передаточного числа на первой передаче и больший диапазон передаточных чисел. В трехвальной коробке передач передаточное число любой передачи (за исключением прямой) обеспечивается двумя парами шестерен. Все шестерни коробки делают косозубыми за исключением шестерен первой передачи и заднего хода. Шестерни промежуточного вала соединены с ним жестко или выполнены в виде блока, а шестерни вторичного вала сидят на нем свободно. Зубчатые колеса соединяются с валом обычно с помощью синхронизаторов.

Двухвальные коробки передач имеют более простую конструкцию, низкий уровень шума и повышенный КПД на промежуточных передачах. Крутящий момент в таких коробках передается всегда одной парой зубчатых колес. К недостаткам двухвальных коробок передач следует отнести меньший диапазон передаточных чисел и отсутствие прямой передачи. Двухвальные коробки передач применяются в основном на микро- и малолитражных автомобилях, трехвальные - на всех других легковых и грузовых автомобилях.

3.3. Определение межосевого расстояния

Минимально допустимое межосевое расстояние может быть определено из выражения

(3.1)

где - передаточное число рассматриваемой пары шестерен (пары постоянного зацепления); - расчетный момент на ведущем валу коробки передач, ; Принимаем меньший из двух моментов: максимальный момент двигателя или момент по сцеплению ведущих колес с дорогой при , приведенный к оси коленчатого вала; - единичное контактное напряжение,

, (3.2)

знаки "+" и "-" соответственно для внешнего и внутреннего зацепления;

- параметры предела контактной выносливости при базовом числе циклов испытаний определяется из табл. 3.1; - коэффициент ширины зубчатого венца, - коэффициент скорости

, и - коэффициенты, учитывающие соответственно внутреннюю и внешнюю динамические нагрузки, определяются из графика, изображенного на рис. 3.1; - коэффициент долговечности; в первом приближении

Рис. 3.1. Графики для определения коэффициентов динамических нагрузок:

а - внутренних; I - прямозубая передача; II - коническая передача;

III - косозубая передача; IV - гипоидная передача; б - внешних;

1 и 2 - соответственно грузовых и легковых автомобилей с

механической трансмиссией; 3 - автомобилей с ГМП; - - - - для

неподрессоренных агрегатов; для подрессоренных

Исходя из многочисленных статистических данных для трехвальных коробок передач межосевое расстояние примерно равно, мм:

,

где - для легковых автомобилей; - для грузовых; - максимальный крутящий момент двигателя, .

3.4. Определение модуля зубчатых колес

Модуль передачи определяется из условия обеспечения усталостной прочности при изгибе из выражения

,

где - угол наклона зубьев; - коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев из табл. 3.2; - предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб. Выбирается по табл. 3.1; - число зубьев ведущей шестерни рассчитываемой пары; для ведущей шестерни пары постоянного зацепления и первой передачи; - коэффициент ширины зубчатого венца; для косозубых передач; для прямозубых передач; - коэффициент скорости при изгибе, , - коэффициент долговечности при изгибе. В первом приближении .

Таблица 3.2

Значения коэффициента

z или zV
	4,26	4,20	4,11	4,08	4,01	4,00	3,92	3,90	3,82	3,80	3,78	3,71	3,70	3,68	3,65	3,62	3,61	3,60	3,63

3.5. Геометрический расчет зубчатых колес

При выполнении геометрического расчета необходимо определить: ширину венцов шестерен, угол наклона зубьев косозубых колес, числа зубьев шестерен и колеса пары постоянного зацепления, уточнить межосевое расстояние, числа зубьев второй пары шестерен каждой передачи, параметры корригирования зубчатых колес, подлежащих корригированию, геометрические размеры всех зубчатых колес коробки передач.

3.5.1. Ширина венцов зубчатых колес автомобильных коробок передач .

3.5.2. Угол наклона зубьев косозубых колес выбирается из следующих соображений:

1. Степень перекрытия зубьев в осевом сечении должна быть не меньше единицы:

откуда

2. Осевые силы, действующие от косозубых колес на промежуточный вал, должны взаимно уравновешиваться. Для этого должно выполняться условие , где - осевая сила в паре шестерен постоянного зацепления, ; - осевые силы в зацеплении колес на i-й передаче.

Угол наклона зубьев колес первичного и вторичного валов обычно левый, а промежуточного - правый.

3.Углы наклона зубьев влияют на межосевое расстояние:

.

Следовательно, изменяя углы наклона зубьев соответствующей пары зубчатых колес можно обеспечить вписывание ее в заданное межосевое расстояние без корригирования. Однако в большинстве автомобилей для всех колес используется один и тот же угол наклона зубьев, что обуславливает некоторые технологические преимущества. В существующих коробках передач углы наклона зубьев составляют 25...40^О - для легковых автомобилей и 20...30^О - для грузовых.

3.5.3. Число зубьев ведущей шестерни пары постоянного зацепления выбирают близким к минимальному из условия отсутствия подрезания. Минимальное число зубьев 12 - 17. При этом диаметр шестерни должен быть меньше наружного диаметра подшипника первичного вала для обеспечения сборки передач. Необходимо также учитывать, что передаточное число любой передачи, за исключением прямой, обеспечивается двумя парами шестерен.

По предварительно определенному межосевому расстоянию и выбранному модулю шестерен число зубьев ведущей ведомой шестерен пары постоянного зацепления определяется из выражений:

для прямозубой передачи ;

для косозубой передачи , ,

где - передаточное число постоянного зацепления. Определяется ориентировочно по автомобилю-прототипу.

Полученные значения чисел зубьев закругляют до целых и по ним корректируют передаточное число пары постоянного зацепления.

3.5.4. По полученным значениям чисел зубьев пары шестерен постоянного зацепления уточняют межосевое расстояние по формулам:

для прямозубой передачи ;

для косозубой передачи .

3.5.5. При известном передаточном числе каждой передачи передаточные числа второй пары шестерен каждой передачи определяют по формуле

.

При известных и определяют числа зубьев каждого зубчатого колеса второй пары шестерен i-й передачи по приведенным ранее формулам. При невозможности вписывания в заданное межосевое расстояние корригируют шестерни.

3.5.6. Шестерни корригируют для увеличения прочности зубьев или для обеспечения требуемых размерных соотношений. Корригирование бывает высотное и угловое. Высотным называется корригирование, при котором коэффициенты сдвига головки и ножки зуба равны по значению, но противоположны по знаку: . При этом меняется соотношение между высотой головки и ножки зуба при неизменной полной высоте зуба. Межосевое расстояние и угол зацепления остаются такими же, как и у некорригированного зацепления. Обычно Высотное корригирование применяется для устранения возможности подрезания основания зубьев и для повышения их прочности.

Угловым называется корригирование, при котором коэффициенты сдвига головки и ножки зуба различны. При этом меняется угол зацепления. Оно применяется для вписывания пары зубчатых колес в заданное межосевое расстояние. При отсутствии коррекции и . Если заданную пару шестерен нужно вписать в межосевое расстояние , то .

Суммарный коэффициент сдвига инструмента

,

где и - эвольвентные функции углов и .

Разбивка на и проводится следующим образом:

; ,

где и - коэффициенты сдвига головки ножки зуба соответственно; - коэффициент высоты головки зуба; - минимальное число зубьев, нарезаемое без коррекции.

Коэффициент воспринимаемого смещения .

Коэффициент уравнительного смещения .

Приведенные формулы справедливы для прямозубого зацепления. Для косозубых колес вместо величин , следует брать , .

3.5.7. Геометрические размеры зубчатых колес определяют по формулам, приведенным в табл. 3.3, где индекс i = 1 соответствует ведущей шестерне, индекс i = 2 - зубчатому колесу; с = 0,25 - коэффициент радиального зазора.

3.6. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес

В прямозубом зацеплении действуют две силы:

окружная ;

радиальная .

В косозубом зацеплении действуют три силы:

окружная, определяется как в прямозубом зацеплении;

радиальная ;

осевая ;

Таблица 3.3