Расчет шлицевых соединений валов

Шлицы валов коробки передач рассчитываются на смятие по формуле:

= ,

где М_кр_max – максимальный крутящий момент на рассчитываемом валу;

d_н и d_в – наружный и внутренний диаметры шлицов;

l_ш - длина шлица;

i – количество шлицов.

Уравновешивание осевых сил

В современных коробках передач в основном используют цилиндрические косозубые зубчатые передачи постоянного зацепления, т.к. они имеют большую степень перекрытия зубьев, более прочны и бесшумны. Однако в зацеплении таких передач возникают осевые силы, пропорциональные углу наклона зуба. Для уменьшения осевой нагрузки на подшипники осевые силы в зацеплениях вала необходимо уравновесить. В двухвальных коробках это сделать не представляется возможным и эти силы воспринимаются подшипниками, для чего один из них обязательно закрепляют в осевом направлении.

В трехвальной коробке передач уравновешивание осевых сил возможно только на промежуточном валу; на первичном и вторичном валах это конструктивно не выполнимо. На рис. 3.12 представлена схема сил, действующих на косозубые шестерни промежуточного вала.

Рис. 3.12. Схема сил, действующих на косозубые шестерни промежуточного вала

Исходя из равенства сил Q₁ = Q₂ и с учетом значений осевых и окружных сил:

Q₁ = P₁tgb₁; Q₂ = P₂tgb₂; P₁ = ; P₂ = ,

где M_max - максимальный крутящий момент на первичном валу коробки передач;

r₀₁ и r₀₂ – радиусы начальных окружностей шестерен;

u_пз – передаточное число пары постоянного зацепления,

определяем, уравновешивание осевых сил возможно только при равенстве соотношений:

= , а при одинаковом модуле шестерен при условии: = .

Однако полностью уравновесить осевые силы не представляется возможным, так как угол наклона зависит от модуля и расстояния между осями валов.

Подбор подшипников коробки передач

Подбор подшипников для валов коробки передач проводят из конструктивных и компоновочных соображений. Для опор, воспринимающих осевые силы, применяются шариковые или радиально-упорные подшипники с закреплением их в одной из стенок картера коробки передач. Для другой опоры, обеспечивающей возможность осевого перемещения вала при температурных удлинениях, применяют роликовые цилиндрические подшипники, обеспечивающие подвижность опоры вала.

Для определения расчетной долговечности подшипников необходимо иметь следующие данные: радиальные и осевые силы, действующие на подшипник на разных передачах, ресурс коробки передач до капитального ремонт в километрах пробега или работы в часах, среднюю эксплуатационную скорость движения автомобиля, распределение пробега на передачах.

Номинальная долговечность подшипника принимается

L = (3.19)

где С – динамическая грузоподъемность подшипника;

Р_э - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, определяемая с учетом работы коробки на разных передачах:

Р_э = , (3.20)

n – частота вращения кольца подшипника;

h – долговечность подшипника в часах;

- показатель степени; шариковые подшипники- = 0,3; роликовые подшипники - = 0,33;

P_1,2…_i – приведенная нагрузка на подшипник на каждой из i передач;

Р = (R + mQ)k_без k_к, (3.21)

R – радиальная нагрузка;

Q – осевая нагрузка;

m = 1,5 – коэффициент приведения нагрузок;

k_без =1 – коэффициент безопасности;

k_к – кинематический коэффициент; k_к = 1 – при вращении внутреннего кольца подшипника, k_к = 1, 35 – при вращении наружного кольца подшипника;

L – срок службы подшипника; L = ΣL_i;

L_i^' – эквивалентная долговечность подшипника на каждой передаче;

L_i = , (3.22)

L_h = - заданная долговечность подшипника;

S – пробег автомобиля до капитального ремонта коробки передач; пробег до капитального ремонта для легковых автомобилей составляет 200…250 тыс.км, для грузовых автомобилей 250…500тыс.км;

V_аср = 0,6 V_а_max – средняя скорость автомобиля;

- доля работы коробки на каждой из передач; значения этого коэффициента для различного типа автомобилей приведено в табл. 3.2;

n_i – частота вращения кольца подшипника на i-й передаче; n_i = n_M/u_i;

u_i – передаточное число коробки от первичного вала до рассчитываемого вала;

Радиальные и осевы е силы, действующие на подшипник на каждой передаче, есть реакции опор валов коробки передач, рассчитываемые известными методами. Однако в формулах вместо M_emax необходимо принимать расчетный момент

M_рас = а M_emax, (3.23)

где а – коэффициент использования крутящего момента, который может быть определен с помощью эмпирической зависимости:

а = 0,96 – 0,136×10^-2N_уд + 0,41×10^-6 N_уд, (3.24)

N_уд = - удельная мощность в вТ/Н.

Таблица 3.2. Доля от общего времени работы коробки на каждой из передач

Тип автомобиля	Доля работы коробки на каждой из передач ступени коробки передач
Тип автомобиля	І	І І	І І І	ІV	V	V І
Легковые автомобили	0,01 0,01	0,04 0,03	0,20 0,06	0,75 0,15	0,75
Грузовые автомобили и автобусы	0,01 0,006 0,005	0,03 0,018 0,015	0,14 0,076 0,05	0,82 0,20 0,10	0,79 0,23	0,60

Расчет синхронизаторов

Для обеспечения бесшумности переключения передач современные коробки имеют синхронизаторы на всех ступенях, обеспечивающих движение вперед. При переключении передач инерционный синхронизатор блокирует включающую передачу до тех пор, пока не произойдет выравнивание угловых скоростей соединяемых валов. Выравнивание угловых скоростей происходит за счет момента трения, создаваемого на конических поверхностях блокирующего кольца синхронизатора и шестерни включаемой передачи, свободно вращающейся на вторичном валу. Значение этого момента может быть определено по формуле:

M_тр = , (3.25)

где J – момент инерции вращающихся вместе с шестернею включаемой передачи деталей (ведомый диск сцепления, первичный и промежуточный валы, шестерни промежуточного вала и находящаяся в зацеплении шестерня вторичного вала);

ω₁,ω₂ - угловые скорости соединяемых валов;

ω₁ = ω_е/u_к+1 – угловая скорость включаемой шестерни более высокой передачи;

ω₂ = ω_е/u_к – угловая скорость вторичного вала до переключения передач;

t – время синхронизации.

Выражение (3.25) при подстановке ω₁ = ω_е/u_к+1 и ω₂ = ω_е/u_к приобретает вид:

M_тр = ( ). (3.26)

Момент трения инерционного синхронизатора, изображенного на рис. 3.13 может быть определен по следующему выражению:

М_тр = P_н r_ср, (3.27)

где Р_н = Q/sinδ – нормальная сила на поверхности трения;

μ – коэффициент трения; μ=0,06…0,1

Q - усилие водителя при переключении передач;

δ – половина угла конуса трения; δ = 6⁰…12⁰.

Приравняв выражения (3.26) и (3.27) определяем связь между усилием, создаваемым водителем при переключении передач, и параметрами синхронизатора:

Q = = ( ). (3.28)

Рис. 3.13. Схема инерционного синхронизатора

Из выражения (3.28) видно, что при увеличении усилия водителя Q уменьшается время синхронизации; с увеличением момента инерции вращающихся деталей J возрастает усилие водителя или время синхронизации, усилие водителя будет уменьшаться при высокой плотности ряда передаточных чисел коробки. Целесообразно выбирать плотность ряда передаточных чисел в пределах 1.1…1.5.

Работа трения при переключении передач определится из выражения:

L_с=0,5J(ω₁–ω₂)²=0,5J ( ). (3.29)

Удельная работа трения синхронизатора определится отношением:

L_уд = , (3.30)

где F – площадь поверхности трения.

Для синхронизаторов высших передач удельная работа трения не должна превышать значения 0,2 МДж/м²; для низших передач – 0,3…0,5 МДж/м².

При синхронизации происходит нагрев трущихся деталей. Температура нагрева синхронизатора за одно включение может быть определена по формуле:

t = , (3.31)

где γ = 0,5 – коэффициент перераспределения теплоты;

m – масса синхронизатора;

с – теплоемкость стали.

За одно включение нагрев синхронизатора не должен превышать 15⁰…30⁰С.

Раздаточная коробка

Дата добавления: 2018-06-27; просмотров: 799; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 4 5 6 7 8910 11 12 13 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!