Элементы расчета коробки передач и раздаточной коробки

Автомобильные коробки передач разделяют на механические, ступенчато изменяющие передаточное число трансмиссии, и гидромеханические, которые позволяют в определенных интервалах непрерывно, т.е. бесступенчато, изменять передаточное число.

Кинематические схемы коробок передач представлены в приложении В.

Расчет зубчатых колес и зубчатых муфт рассмотрены в теории механизмов и машин, а расчет валов, выбор подшипников и картера коробки передач – при изучении курса «Детали машин» [10].

Гидромеханическая передача, применяемая на автомобилях высших классов и различного назначения, состоит из двух основных частей: гидротрансформатора и механической ступенчатой коробки передач.

Гидротрансформатор представляет собой сочетание двух лопастных гидромашин – центробежного насоса 4 (рисунок 6.4), центростремительной турбины 2 и расположенного между ними направляющего аппарата-реактора 5.

Рисунок 6.4. Схема работы и основные делали гидротрансформатора:

1 – корпус; 2 – турбина; 3 – механизм свободного хода; 4 – насос; 5 – реактор. Индексы н, ти р относятся соответственно к насосу, турбине и реактору; индексы А и В к сечениям А – А и Б – Б.

Чтобы избежать потерь энергии, связанных с циркуляцией рабочей жидкости между насосом и турбиной, их колеса и реактор предельно сближены, им придана форма, обеспечивающая непрерывный круг циркуляции жидкости без каких-либо промежуточных устройств. Кроме того, насос, турбина и реактор помещены в одном герметичном корпусе 1, вращающемся вместе с колесом насоса.

Вал насоса соединен с коленчатым валом двигателя, вал турбины – с последующими механизмами трансмиссии. Таким образом, в гидротрансформаторе отсутствует жесткая связь между ведущим (насос) и ведомым (турбина) элементами. Передача энергии от двигателя к трансмиссии осуществляется рабочей жидкостью.

Во время работы насоса его лопатки увлекают жидкость и она под действием центробежной силы движется по торообразному кругу циркуляции от входного (сечение Б–Б) участка межлопаточного пространства насоса к выходному (сечение А–А). Потоку жидкости сообщаются относительная скорость w (вдоль лопатки) и переносная скорость и (по направлению вращения колеса), которые возрастают по мере движения потока к периферии колеса, т. е. происходит превращение энергии двигателя в кинетическую энергию потока жидкости.

Для вращения насоса к его валу должен быть приложен крутящий момент, уравновешивающий момент М_н, который противодействует вращению и равен разности моментов количества движения потока относительно оси вращения колеса при выходе жидкости из межлопаточных каналов и на входе в них:

, (6.19)

где m – масса жидкости, вытекающей в течение 1 с из насоса (и втекающей в него), кг;

R_A и R_Б – расстояния от рассматриваемых сечений до оси вращения, м;

и – абсолютные скорости соответственно втекания потока в межлопаточные каналы насоса и вытекания из них, м/с;

α и β – углы между направлением вращения колеса и векторами скоростей и .

Знак «минус» в выражении (6.19) указывает на то, что момент М_н имеет направление, противоположное направлению вращения колес.

Из насоса поток со скоростью поступает в турбину и, ударяясь под углом α в ее лопатки, уменьшает свою скорость. Затем, при протекании потока по межлопаточным каналам, его направление изменяется в соответствии с профилем лопаток. Из турбины поток вытекает под углом γ к направлению ее вращения. Вследствие этого кинетическая энергия потока уменьшается, а на лопатки турбины действует сила, создающая на валу крутящий момент

. (6.20)

Если бы гидродинамическая передача состояла только из рассмотренных двух колес, то углы γ и β выхода жидкости из турбины и входа в насос были бы одинаковыми, и тогда, складывая почленно выражения (6.19) и (6.20) получили бы, что М_н = М_т. Такую гидропередачу называют гидромуфтой. Для трансформации крутящего момента необходимо, чтобы момент количества движения жидкости при входе в насос был положительным (т.е. совпадал с направлением вращения колес) и большим, чем момент количества движения жидкости при выходе из турбины. Это достигается при помощи направляющего аппарата.

Направляющий аппарат представляет собой неподвижное лопастное колесо, установленное на пути движения жидкости от турбины к насосу. Вследствие особого профиля лопаток аппарата и постепенного сужения межлопаточных каналов при прохождении по ним потока скорость его увеличивается, и он поворачивается в сторону вращения насоса. При этом на направляющий аппарат действует воспринимаемый картером реактивный момент

(6.21)

из-за чего направляющий аппарат называют реактором.

Складывая почленно уравнения (6.19) – (6.21), получим

М_т = М_н + М_р. (6.22)

Это выражение характеризует первую полезную особенность гидротрансформатора – увеличивать (трансформировать) подведенный к нему крутящий момент двигателя.

Вторая полезная особенность гидротрансформатора состоит в том, что при неизменном режиме работы насоса (и двигателя) режим работы турбины меняется автоматически и бесступенчато в зависимости от приложенного к валу турбины момента сопротивления вращению.

При установившемся движении момент на валу турбины равен моменту сопротивления движению автомобиля, приведенному к тому же валу. В случае увеличения нагрузки равновесие нарушается и частота вращения турбины уменьшается, что приводит к уменьшению центробежной силы, противодействующей движению жидкости по кругу циркуляции, возрастанию скорости циркуляции, а вместе с ней и расхода жидкости m; уменьшению угла γ. В итоге, как видно из выражения (6.20), автоматически увеличивается момент M_т,пока вновь не наступит равновесие между ним и моментом сопротивления вращению.

Способность гидротрансформатора увеличивать момент характеризуется коэффициентом трансформации или силовым передаточным числом, который представляет собой отношение момента на валу турбины к моменту, передаваемому на вал насоса:

.

Способность гидротрансформатора уменьшать скорость вращения ведомого вала определяется кинематическим передаточным числом, являющимся отношением угловой скорости вала турбины к угловой скорости вала насоса:

i = ω_т / ω_н.

Потери энергии в гидротрансформаторе характеризуются его КПД

. (6.23)

Основными являются потери энергии на удар при входе потока жидкости на лопатки рабочих колес. Их величина зависит от угла, под которым поток поступает в межлопаточные каналы. Этот угол меняется с изменением кинематического передаточного числа i, вследствие чего в гидротрансформаторе КПД является переменной величиной, зависящей от относительного скоростного режима работы передачи.

Преобразующие свойства гидротрансформатора оценивают по его внешней характеристике (рисунок 6.5 а), которую получают экспериментально. Она представляет собой зависимости величин М_н, М_т и η от скоростного режима работы турбины при некоторой постоянной угловой скорости вала наcoca. Характеристика состоит из двух зон.

а) б)

Рисунок 6.5 Характеристики гидротрансформатора:

a – внешняя; б– для определения оптимального режима работы гидротрансформатора

Зона I рабочая, соответствует работе гидротрансформатора на режиме бесступенчатого преобразования момента. В этой зоне коэффициент трансформации k изменяется от максимального значения при i = 0 до единицы при i = 0,6÷0,8. Зона II нерабочая, так как при i > i_м(где передаточное число, при котором изменяется знак момента М_р)значительно изменяется направление потока, вытекающего из турбины, и наступает нежелательный режим, при котором резко падает КПД.

Чтобы расширить диапазон изменения i, реактор связывают с картером при помощи механизма свободного хода 3 (см. рисунок 6.4). Тогда при i > i_мреактор автоматически начинает вращаться свободно и перестает воздействовать на поток. С этого момента и при дальнейшем увеличении iпередача работает в режиме гидромуфты. Такой гидротрансформатор называют комплексным.

Согласно выражению (6.23)зависимость КПД гидромуфты от iизображается прямой, проходящей через начало координат под углом 45° к осям. Поэтому при i > i_мв комплексном гидротрансформаторе увеличивается КПД, который при i_max достигает 0,97 – 0,98.

Для повышения среднего значения КПД часто предусматривают блокировку (отключение) гидротрансформатора путем жесткого соединения ведущего и ведомого валов встроенной в трансформатор фрикционной муфтой (сцепления). Муфта включается автоматически при k= 1, и КПД трансформатора становится равным единице.

Эффективная работа автомобилей, снабженных гидротрансформаторами, возможна при условии: во-первых, что трансформатор используют на режимах, при которых его КПД не ниже 0,8; во-вторых, что при этих режимах диапазон изменения крутящего момента на карданном валу соответствует заданному по результатам тягового расчета автомобиля.

Механическая ступенчатая коробка передач, устанавливаемая за трансформатором и управляемая автоматически, полуавтоматически или только водителем, служит для выполнения упомянутых условий, а также для получения заднего хода и отключения двигателя от ведущих колес. Ее делают двух- и трехступенчатой с высшей прямой передачей. Передаточные числа промежуточных передач определяют так же, как для обычной коробки передач, а для первой передачи находят по формуле

, (6.24)

где k_гмп– диапазон изменения момента, заданный тяговым расчетом;

k_0,8 – диапазон трансформации момента при КПД трансформатора большем или равном 0,8; k_0,8 = k₁ / k₂.

Расчет карданных передач

Карданная передача автомобиля – это механизм трансмиссии, состоящий из одного или нескольких карданных валов и карданных шарниров, предназначенный для передачи крутящего момента между агрегатами, оси валов которых не совпадают или могут изменять свое относительное положение (рисунок 6.6).

Основными элементами карданной передачи являются шарниры, которые подразделяют по кинематическим свойствам на карданные шарниры неравных и равных угловых скоростей, а по наличию фиксированных осей качания – на полные и полукарданные шарниры.

Полным карданным шарниром называют шарнир, имеющий фиксированные оси качания, полукарданным шарниром – шарнир, не имеющий фиксированных осей качания. Упругие полукарданные шарниры допускают угловые отклонения осей валов до 5°, а жесткие – до 2° и некоторое их продольное перемещение.

В трансмиссиях современных автомобилей преобладают полные карданные шарниры, осевая компенсация в которых обеспечивается установкой на шлицах карданного вала скользящей вилки.

На рисунке 6.6,а показана схема карданной передачи, получившей распространение на двухосных автомобилях и с одним задним ведущим мостом. Мощность от коробки передач I передается к заднему ведущему мосту 5 через два карданных вала 2 и 4 и три шарнира. Последний вал имеет промежуточную опору 3.

Двухосные полноприводные автомобили имеют три двухшарнирные карданные передачи (рисунок 6.6,б). В этом случае между карданными передачами устанавливают раздаточную коробку 6. На рисунке 6.6,в показана схема трансмиссии автомобиля с индивидуальным приводом мостов.

Рисунок 6.6 Карданные передачи

а – с шарнирами, имеющими крестовину; б – двухшарнирная привода ведущего управляемого колеса с независимойподвеской; в – с шарниром, имеющим крестовину, и с упругим полукарданным шарниром; г – с жесткими полукарданными шарнирами.

Карданная передача заднего моста 5 имеет два карданных вала 4 и 7, четыре шарнира и промежуточную опору 3. Карданные валы 2, 9 и 10 обеспечивают привод соответственно к раздаточной коробке 6, промежуточному 8 и переднему 11 мостам. В современных полноприводных автомобилях применяют схему с промежуточным проходным мостом (рисунок 6.6,г). В этом случае карданный вал 4 обеспечивает привод дополнительного редуктора 12, от которого мощность раздается непосредственно к промежуточному 8, а через карданный вал 7 к заднему мосту

Для привода ведущего управляемого колеса используют конструкцию (рисунок 6.6,д), вкоторой имеется несколько шарниров 13 с промежуточной опорой 3 и шлицевым соединением 14.

Расчет шарнира производят при допущении, что расчетная окружная сила Р_р (рисунок 6.7), нагружающая каждый шип крестовины и выступ вилки, приложена в точке, лежащей посередине длины шипа, и равна

(6.25)

где М_р – расчетный крутящий момент, кН∙м;

R – расстояние от середины шипа С до оси вала, м.

Рисунок 6.7 Схемы для расчета шарнира:

а) крестовины; б) вилки.

Шипы крестовины проверяют на изгиб и срез (рисунок 6.7,а). При этом в опасном сечении А – А шипа должны соблюдаться следующие условия прочности:

МПа, (6.26)

МПа, (6.27)

где W_u и F_ср – соответственно момент сопротивления изгибу (м³) и площадь (м²) среза шипа в сечении А–А.

Под действием силы Р_р вилка (рисунок 6.7,б) изгибается и скручивается. Поэтому прочность вилки обеспечивается, если в наиболее опасном ее сечении Б–Б соблюдаются условия:

МПа, (6.28)

МПа, (6.29)

где W_u и W_к – моменты сопротивления соответственно изгибу и скручиванию, м³.

Для прямоугольного сечения:

; (6.30)

, (6.31)

где К – коэффициент, зависящий от соотношения h/в сторон сечения:

h/в		1,5	1,75		2,5
К	0,208	0,231	0,239	0,246	0,258	0,267	0,282

Карданный вал рассчитывают на кручение и критическую частоту вращения. Условие прочности при кручении:

МПа, (6.32)

где D_н и D_в – соответственно наружный и внутренний диаметры трубы, м.

Условие жесткости вала при кручении равно:

, (6.33)

где θ – угол закручивания вала на 1м его длины при передаче расчетного крутящего момента М_р;

G_к – модуль упругости при кручении; для стали G_к = 8,5∙10⁴ МПа;

J_к – момент инерции сечения вала.

Чтобы не возникало явление резонанса при вращении карданного вала, надежная работа его обеспечивается при частоте

, (6.34)

где ℓ – расстояние между центрами крестовин шарниров, м.

Расчет главной передачи

Главные передачи разделяют (рисунок 6.8) на одинарные, двойные разнесенные, двухступенчатые и проходные.

Рисунок 6.8 Кинематическая схема главной передачи:

а – одинарной; б – двойной; в – двойной разнесенной;

г – двухступенчатой; 1 – зубчатая муфта.

Расчет зубчатых колес главной передачи и дифференциала рассмотрен в курсе теории механизмов и машин.

Привод к задним ведущим колесам осуществляют обычно с помощью цельных валов — полуосей. Характер нагружения полуоси зависит от конструкции подшипникового узла ведущего колеса. На рисунке 6.9,а изображена схема типичного подшипникового узла ведущего колеса грузового автомобиля. Ступица 1 колеса автомобиля при помощи двух радиально-упорных роликоподшипников 2 установлена непосредственно на цапфе балки 3 моста. Вследствие этого силы, воздействующие на колеса (вертикальная Z, продольная Р и боковая Y реакции дороги), воспринимаются непосредственно балкой, а полуось 4 нагружена только крутящим моментом. Такую полуось называют разгруженной.

На рисунке 6.9,б приведена схема типичной конструкции подшипникового узла ведущего колеса легкового автомобиля. Колесо прикреплено непосредственно к фланцу 6полуоси, наружный конец которой посредством подшипника 5 опирается на полуосевой рукав. В этом случае полуось нагружена не только крутящим моментом, но и изгибающими моментами: Za – от нормальной реакции дороги и Yr – от боковой реакции, действующими в плоскости чертежа, и Рr – от продольной реакции (силы тяги Р_т или тормозной Р_τ сил), действующей в горизонтальной плоскости. Такую полуось называют полуразгруженной.

Полуось состоит из стержня, фланца для соединения с колесом и утолщенного конца для шлицевого соединения с полуосевой шестерней.

1

Рисунок 6.9 Полуоси: а – разгруженная; б – полуразгруженная

Ее изготовляют из сталей 30ХГСА, 35ХГСА, 40X, 10XHMA. Концевые участки формируют горячей высадкой на горизонтально-ковочной машине. Для повышения предела выносливости готовую полуось подвергают поверхностному упрочнению – накаткой роликами или дробеструйной обработкой.

Разгруженную полуось рассчитывают только на кручение. Ее минимальный диаметр d_пoопределяют из условия прочности

МПа.

При расчете полуразгруженной полуоси, опасным сечением которой является сечение под подшипником, рассматривают три расчетных случая нагружения: 1) при движении автомобиля с максимальной силой тяги Р_mах на ведущем колесе; 2) при заносе (движении с боковым скольжением); 3) при переезде колеса через препятствие (динамическое нагружение).

В первом случае на колесо действуют крутящий момент М_р и результирующая сила , лежащая в плоскости, перпендикулярной полуоси и отстоящей от опасного сечения на расстоянии а. Напряженному состоянию полуоси соответствует условие прочности

МПа. (6.35)

В случае заноса боковая сила достигает максимального значения Z∙φ_mах при Р_т= 0, вследствие чего второму расчетному случаю соответствует условие прочности

МПа. (6.36)

При предварительных расчетах можно принимать φ_mах = 1, а значение силы Z в соответствии со статическим распределением веса автомобиля.

В третьем расчетном случае рассматривают изгиб полуоси под воздействием только динамической вертикальной реакции Z_д, что соответствует условию прочности

МПа, (6.37)

где G – вертикальная нагрузка на одно колесо, кН;

К_д – коэффициент динамичности (для легковых автомобилей

К_д= 1,5÷1,75; для грузовых К_д= 1,8÷2,0