МУ по расчёту коробок передач

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ХАРКІВСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ АВТОМОБІЛЬНО-ДОРОЖНІЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ

до курсового проекту “ Конструкція і розрахунок автомобіля” і “Робочі процеси автомобілів і тракторів”

(Розділ “Проектування і розрахунок коробок передач і роздавальних коробок”)

для студентів спеціальностей 7.090211 і 7.090228.

Усі цитати, цифровий фактичний матеріал і бібліографічні дані перевірені, написання одиниць відповідає стандартам

Харків, ХДАДТУ, 2002

1

ЗАГАЛЬНІ ВКАЗІВКИ

Ціль курсового проектування - освоєння студентами прийомів інженерної конструкторської творчості, розвиток уміння застосовувати знання на практику і, отже, більш глибоке засвоєння курсів «Автомобілі» і «Робочи процеси автомобілів і тракторів». У ході виконання курсового

проекту студент повинний на основі критичного аналізу існуючих вітчизняних і закордонних конструкцій, а також тенденцій розвитку світового автомобілебудування визначити й обгрунтувати компоновочну схему й основні параметри автомобіля і вузла, що проектується.

У зв'язку з тим, що вузли і деталі автомобіля працюють в умовах динамічних навантажень, що змінюються за величиною і напрямком, які іноді значно переважають статичні. Необхідність досягнення малої власної ваги автомобіля потребує малих запасів тривкості, методів розрахунку і розрахункові нормативи автомобільних агрегатів, які істотно відрізняються від аналогічних методів і нормативів загального машинобудування. Тому виникає необхідність в ознайомленні студентів зі спеціальною технічною літературою, що дозволяє одержати чітке уявлення про особливості розрахунку автомобільних конструкцій. Крім того, відзначена особливість спричиняє за собою застосування в конструкції автомобіля якісних матеріалів при малих запасах тривкості. Отже, студент повинний уміти вибрати матеріали для різноманітних деталей проектованого вузла, визначити найбільше прийнятний для масового виробництва засіб їхній виготовлення. Методи виробництва, найбільше характерні для сучасного автомобілебудування, потребують високої технологічності конструкції вузла, старанно продуманої системи посадок і допусків на виготовлення деталей, докладної розробки технічних умов на виготовлення, контроль і складання деталей і вузла в цілому. На ці питання також варто звернути увагу при виконанні курсового проекту і достатньо повно відбити їх у графічній частині і пояснювальної записці.

Зміст і обсяг курсового проекту в окремих випадках можуть бути змінені за вказівкою керівника проекту.

Робота над проектом повинна вестися таким чином, щоб він був не тільки виконаний, але і захищений до початку екзаменаційної сесії. Для полегшення планування самостійної роботи над проектом, нижче наведений графік його виконання. Закінчений курсовий проект - креслення і пояснювальна записка - підписується студентом а після перевірки і виправлення помилок - викладачем.

Студенти, що не завершили в заданий термін роботу над проектом, не допускаються до консультацій. Якщо студент по неповажній причині відстає від графіка більш ніж на два тижні, керівник може змінити йому тему курсового проекту.

Студент захищає проект перед комісією в складі 2-3 викладачів.

Захист проводиться привселюдно в термін, заздалегідь призначений керівником проекту.

Студент у стислому повідомленні протягом 10-12 хвилин доповідає про зміст проекту, обгрунтовує прийняті конструктивні рішення і методи розрахунку, а потім відповідає на питання членів комісії і присутніх. Оцінюється проект за чотирьохбальною системою.

3

Двовальні (неспіввісні) КП: Ситроен GS , Шкода 1000 МB, Ауто Унивін Aуди, Хилман Імперіал, ЗАЗ-968 - мають такі позитивні якості:

1.Зручність простота компонування трансмісії при розташуванні силового агрегату під головною віссю (ЗАЗ-968).

2.Мають високий ККД на проміжних передачах: 0.986.

До хиб двовальних неспіввісних КП можна віднести:

1.Відсутність прямої передачі, тобто передача з вала на вал здійснюється через зубчате зачеплення, чим обумовлене постійне навантаження шестерень і підшипників на всіх передачах.

2.Обмежена можливість збільшення передатного числа на нижчий передачі (iКН ≤ 4 - 4,5), тому що останнє формується одною парою зубчатих коліс.

Більшість схем трьохвальних співвісних КП мають ідентичне розташування шестерень і синхронізаторів вздовж осі коробки. Визнане раціональним розташовувати шестерні вищих передач ближче до передньої опори вторинного вала, а нижчих - ближче до задньої опори. При цьому забезпечуються технологічність складання і рівномірне навантаження вторинного і проміжного валів, тому що пари шестерень з більшою окружною силою наближені до задніх опор валів. Інколи, щоб уникнути перевантаження задніх опор валів, у якості крайньої пари ставлять не ряд 1-ї передачі, а ряд заднього ходу (ЗИЛ-130, Ітон 475 SМ .Ітон D-203, Цанрадфабрик АК680).

Синхронізатори розташовуються на вторинному валі, що конструктивно простіше. Інше компонування синхронізаторов пов'язане з прагненням зменшити або довжину КП, або наведений момент інерції (IFA W50L).

Для автомобілів-тягачів застосовуються схеми співвісних багатоступінчастих КП із додатковим редуктором - КП фірми ZF (моделі 5S110GP, S8-45/2), Вольво (модель

R 61), КамАЗ 5410; МАЗ-514.

Виділяються два основних варіанти схем багатоступінчастих КП: із додатковим редуктором попереду основної КП та із додатковим редуктором позаду основної КП.

У1-му варіанті передній редуктор виконується з невеличким діапазоном зміни крутного момента:

d p = qср

де qср - середнє значення кроку передатних чисел основної КП.

Він зменшує перевантаження базової КП і називається ділильником, тому що при його вмиканні утворюється ряд, що заповнює проміжки між передачами основної КП. Варіант із переднім редуктором-ділильником забезпечує високий ступінь уніфікації основної КП із заданої на її базі багатоступінчастої КП. Хибою цього варіанта є необхідність мати велику межцентрову відстань, тому що на виході базової КП діє великий крутний момент. Варіант прийнятливий, якщо за умовами компонування розмір межцентрової відстані може виходити за межі 160 мм.

У 2-му варіанті задній додатковий редуктор доцільно виконувати з діапазоном:

d p = qсрn

де n- число передач прямого ходу основної КП.

Основними перевагами варіанта з заднім додатковим редуктором є:

5

1.Можливість мати невеличку міжосьову відстань основної КП, що входить до складу багатоступінчастої КП, тому що на її виході діє порівняно невеличкий крутний момент.

2.Можливість здійснити великий діапазон коробки dp = 12-13 і навіть більше. Основними хибами цього варіанту є:

1.утрата значної частки уніфікації, тому що основна КП має невеличкий діапазон і не може використовуватися окремо без заміни шестерен і розширення діапазону.

2.підвищені втрати на нижчих передачах (5-6 %), коли включена нижча ступінь додаткового редуктора.

3.велика кількість зубчатих коліс у редукторі стосовно варіанта з переднім розташуванням редуктора - ділильника.

Цей варіант рекомендується при великих значеннях вхідного крутного моменту Ті > 900 Н . м, а також при необхідності здійснити відносно великий діапазон передатних чисел (dp >12).

Рис. 1 - Схеми коробок передач легкових автомобілів

6

зубчатого колеса на вториному валу, що використовується на першій передачі і передачі заднього ходу, підвищує тривалість його роботи і призводить до зниження надійності. Така особливість має значення для автомобілів із великою тривалістю роботи на цих передачах (для самоскидів). Умови роботи зубчастих пар заднього ходу (рис. 1 г) є більш сприятливими, що обумовлено установкою на вторинному валу зубчатого колеса більшого розміру.

На рис. 1 д, е наведені схеми 5-ти ступіньчастих коробок передач із чотирма вилками керування. Такі варіанти пов'язані з прагненням скоротити довжину коробки передач (рис. 1 е) або створити 5-ти ступіньчасту коробку передач на базі 4-х ступіньчастої при найменших її змінах (рис. 1 е). При проектуванні коробки передач велике значення мають її габаритні розміри і маса. Прагнення зменшити міжосьову відстань дає можливість одержати малу масу, найменші окружні швидкості зубчатих коліс, що дозволяє знизити рівень шуму, динамічні навантаження і моменти інерції, а отже, полегшити керування автомобілем.

В даний час широке поширення знаходять конструкції з застосуванням внутрішнього поділу потоку потужності шляхом установки двох або трьох проміжних валів замість одного з наступним об'єднанням їх на зубчатих колесах кожної передачі (рис. 1 ж). Проте відзначені якості досягаються при ускладненні конструкції, збільшенні числа деталей і необхідності вирівнювання розподілу навантажень, пов'язаних із різноманітними жорсткостями у паралельних гілках потоку.

На малюнку 2 а-г подані схеми трьохвальних цілком синхронізованих коробок передач. У приведених схемах перша передача і передача заднього ходу розміщені в безпосередній близькості від опор. Таке розташування зубчатих коліс є найбільше раціональним, тому що максимальні радіальні сили, що викликають прогин валів, і кути повороту перетинів відповідають вмиканню цих передач. Часто використовувані передачі розташовуються в зоні найменших кутів повороту перетинів вала (ближче до середини вала), де умова роботи зачеплення краще. Це призводить до зменшення рівня шуму і зносу зубців коліс. У схемі, що приведена на рис. 2в, передача заднього ходу розташована далі від опори, чим зубцювате колесо першої передачі. Передача заднього ходу вмикається на дуже короткий час. Декілька підвищений рівень шуму і знос зубців на цій передачі нетривалі. У той же час зниження рівня шуму і зносу зубців на першій передачі дуже бажано. На схемі рис. 2г подана 5-ступіньчаста коробка передач із прискорюючею передачею, що разом із передачею заднього ходу розташована в додатковому картері. Застосування 5-ступіньчастих передач на легкових автомобілях у даний час знаходить все більше застосування. Це викликано умовою підвищити швидкість автомобіля при його модернізації без зміни головної передачі.

На рис. 2 д-з приведені схеми двовальних коробок передач, конструктивні особливості яких видно з рисунка. Як і в трьохвальних коробках передач, шестерні першої передачі і заднього ходу розташовані поблизу опор. Для підвищення жорсткості валів передача заднього ходу (рис. 2 ж) винесена в додатковий корпус, а вали коробки передач (рис. 2 з) мають додаткові опори, що дає менший знос зубців і зниження рівня шуму.

У ряду конструкцій двовальних коробок передач синхронізатори одночасно встановлені як на первинному , так і на вторинному валах, що дає можливість декілька скоротити довжину коробки передач (рис. 2 е и з ).

8

2 ВИБІР ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ

Міжосьова відстань - aw

Для вантажних автомобілів установлений ряд міжосьових відстаней у залежності від розміру максимального крутного момента двигуна Т e max

[2, с.102]:

Таблиця 1 - Ряд міжосьових відстаней у коробках передач

Для легкових автомобілів aw = 60 - 80 мм (див. табл. 1).

Попередньо міжосьова відстань проектуємої коробки передач (КП) визначається емпіричною залежністю [1, с. 131]:

aw = c 3 Te max ,

де С = 14,5 - 16,0 - для легкових автомобілів; С = 17,0 - 19,5 - для вантажних.

Мінімально припустима межосьова відстань визначається з умов забезпечення необхідної контактної тривалості зубців. В розрахунку призначена залежність Герца - Бєляєва для найбільших нормальних напружень у зоні контакту зубчатої пари, що виникають при стисканні двох циліндрів:

де qн - питоме навантаження по нормали до профілю; µ = 0,3 - коефіцієнт Пуасона для сталевих зубчатих коліс; Е = 2 E1. E2 /(E1 + E2 ) - приведений модуль пружньості пари; Е1 і Е2 - модулі пружньості зубчатих коліс; ρ - приведений радіус кривизни евольвенти, причому

1/ ρ = 1/ρ 1 ± 1/ρ 2;

тут ρ 1 і ρ 2 - радіуси кривизни евольвент шестерень, що розраховуються; знак плюс брати для зовнішнього контакту зачеплення шестерень, знак мінус - для внутрішнього. Розрахунки зубчатих передач проводять відповідно до ГОСТ 21354-75*.

Розрахункове питоме навантаження по нормали до профілю

qн = Fn/lmin

Сумарна довжина контактної лінії в процесі зачеплення змінюється. Найменша довжина

lmin = kΣ bω εα /cos β b,

9

де kΣ - коефіцієнт зміни сумарної довжини контактної лінії; ε α -коефіцієнт торцьового перекриття; bω -робоча ширина зубчатого зубців; βb - кут нахилу зуба на основному циліндрі.

Для косозубих передач kΣ == 0,9-1,0, а коефіцієнт торцьового перекриття

ε α ==1,6.

Рис. 3 - Зусилля, що діють у зачепленні косозубых циліндричних зубчастих коліс.

Нормальна сила, що діє на зуб

де α w - кут зачеплення в торцьовому перетині; Тр - розрахунковий момент;

dw1, - початковий діаметр шестерні, що розраховується; KH - коефіцієнт навантаження; KH = KHα KHβ KHν

де KHα , KHβ , KHν - коефіцієнти, що враховують, відповідно, розподіл навантаження між зубцями, нерівномірність розподілу навантаження вздовж контактної лінії, динамічне навантаження, що виникає в зачепленні.

Порядок розрахунку цих коефіцієнтів визначений ГОСТ 21354-75*. Таким чином,

Для косозубих передач радіус кривизни:

Підставивши всі значення у формулу контактних напружень, маємо [ 4 ]:

10