Для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создать момент трения Мтр. Уравнение динамики Jпdω/dt = Мтр подсистемы с моментом инерции Jп можно проинтегрировать:

.

Считая момент трения Мтр постоянным в течение процесса синхронизации, получим

Мтр =Jп (ω1 — ω2) / t. (1)

Здесь ω2 = ωe/uКПi — угловая скорость ведомого вала до переключения (принято, что за время переключения передачи ω2=const); ω1 = ωe/uКПi+1 — угловая скорость включаемого зубчатого колеса более высокой передачи; t — время выравнивания угловых скоростей (время синхронизации). После подстановки в уравнение (1) значений ω1 и ω2получим

. (2)

Рассмотрим силовое взаимодействие элементов синхронизатора автомобиля ВАЗ 2108.

Рисунок 6. Схема инерционного синхронизатора

Момент трения, создаваемый на конусных поверхностях, может быть выражен через нормальную силу Рп на конусах синхронизации:

Мтр = Рп μ rср, (3)

где Рп — нормальная сила на поверхности трения; μ — коэффициент трения; rср — средний радиус конуса.

В свою очередь, нормальная сила может быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при включении передачи,

Рп = Q / sinδ. (4)

Приравняв правые части уравнений (2) и (3), используя зависимость (4), найдем связь между усилием, создаваемым на муфте синхронизатора, и параметрами, характеризующими синхронизатор:

. (5)

В частности, из этого выражения видно, что усилие Q связано с временем синхронизации обратной зависимостью: чем больше усилие Q, тем меньше время синхронизации; усилие Q тем меньше, чем больше плотность ряда коробки передач.

Работа, затрачиваемая на выравнивание угловых скоростей, т. е. работа трения, затрачиваемая на поглощение кинетической энергии вращающихся деталей:

.

Из этого уравнения следует, что работа трения (работа буксования) синхронизатора пропорциональна квадрату разности угловых скоростей соседних передач и не зависит от времени. Для уменьшения работы буксования синхронизатора необходимо увеличивать число передач в коробке, чтобы сблизить передаточные числа соседних передач; при этом также улучшаются тягово-экономические свойства автомобиля. Однако при увеличении числа передач возрастает момент инерции вращающихся деталей и, следовательно, работа буксования синхронизатора, а также усложняется управление коробкой передач. В выполненных конструкциях коробок передач рациональное согласование влияния рассмотренных противоречивых факторов нашло отражение в том, что шаг ряда передаточных чисел выбирают в пределах 1,1... 1,5.

Принято оценивать синхронизатор по удельной работе трения (буксования)

L'C = LC/FC,

где Fc — площадь конуса синхронизатора. По расчетным данным, удельная работа трения (в МДж/см2) синхронизатора автомобилей находится в следующих пределах.

Работа трения синхронизатора сопровождается выделением теплоты. За одно включение температура синхронизатора повышается

ΔT = γcLc/(mcc),

где γc — коэффициент перераспределения теплоты между деталями (для синхронизаторов γc = 0,5); тс — масса синхронизатора; с — коэффициент теплоемкости

За одно выключение синхронизатор может нагреваться на 15...30°С.

Блокировка осуществляется блокирующими устройствами синхронизаторов, препятствующими включению передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов.

Рисунок 7. Схемы блокирующих устройств синхронизаторов:

а — с блокирующими зубьями; б — с блокирующими вырезами в цилиндрах; в — с блокирующими пальцами

Окружная сила, прижимающая блокирующие элементы,

Pб = Мтр / rб,

где r6 — радиус расположения блокирующих элементов

Эта сила вызывает реакцию на блокирующих поверхностях

Px = Мтр / (r6 tgβ).

Для того чтобы передача не могла быть включена до полного выравнивания угловых скоростей, сила Q, приложенная к муфте синхронизатора, должна быть меньше Рх:

Q < Px.

С увеличением силы Q растет момент Мтр, а следовательно, увеличивается сила Рх (силы трения на блокирующих поверхностях не учитываются).

Выразив силу Q через параметры синхронизатора, характеризуемые уравнением (5), получим

tgβ = μ rср / (sinδ r6).

Следует особо подчеркнуть, что резкое увеличение усилия Q (при правильно выбранных параметрах синхронизатора) не может привести к преждевременному включению передачи до полной синхронизации и обычно приводит или к ускоренному изнашиванию блокирующих деталей, или к их поломкам.

Если учесть трение на блокирующих поверхностях, то осевая реакция увеличится на величину

P'x = P'п μ'sinβ,

где μ'— коэффициент трения блокирующих поверхностей; Р'п — нормальная сила давления на блокирующих поверхностях. Чтобы не произошло преждевременного включения передачи, достаточно обеспечить неравенство Q < Px — Р'х, которое после преобразований можно записать в следующем виде:

.

В этом случае угол β несколько больше, чем рассчитанный без учета трения на блокирующих поверхностях.

Параметры синхронизаторов выбирают в следующих пределах: μ = 0,06...0,1; δ = 6...12°; β = 25...40°. В качестве материала для конусных колец используют бронзу. На трущиеся поверхности колец наносят канавки для разрушения масляной пленки и увеличения коэффициента трения.

Нагрузки в коробке передач.

Рисунок 8. Схема сил, действующих в двухвальной коробке передач

На рисунке 8 представлена простейшая схема двухвальной коробки передач при включении одной передачи и схемы сил, действующих на зубчатые колеса и валы. На зубья пары постоянного зацепления привода промежуточного вала действуют следующие силы:

- окружная: Pп.з = Mкmax/r ωп.з;

- осевая (при косозубых колесах): Pхп.з = Pп.з tgβ;

- радиальная: PRп.з = Pп.з tga αω / cosβ;

- нормальная: Pnп.з = Pп.з /(cos αω cosβ).

Здесь αω — угол профиля зуба; (β — угол наклона зубьев; r ωп.з — радиус делительной окружности шестерни ведущего вала. На зубья пары при включении j'-й передачи действуют силы:

- окружная Pi = Mкmax ui / rωi;

- осевая Pхi = P1 tgβ;

- радиальная PRi = Pi tga αω / cosβ;

- нормальная Pni = Pi /(cos αω cosβ).

Здесь ui — передаточное число включенной передачи; rωi — радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого

При вычислении сил, действующих на зубья дополнительной коробки (мультипликатор или демультипликатор), следует учитывать передаточные числа этих коробок.

Зубчатые колеса. Зубчатые зацепления характеризуют следующие основные соотношения: прямозубое mn = dw/z, косозубое ms=dwcosβ/z; cos β = mn / m5, где mn — нормальный модуль, мм; ms—торцовый модуль, мм; dw — диаметр делительной окружности колеса; z — число зубьев.

Ширина зубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осями валов. Приближенно ширина зубчатого колеса может быть определена по формуле:

b = (5...8) mn.

При применении зубчатых колес большой ширины повышаются требования к жесткости валов. При недостаточной жесткости валов изгиб последних вызывает концентрацию напряжений на краях зубьев.

Расстояние между осями валов коробки передач

А0 = mn (z1 + z2)/(2cosβ), где z1 + z2 — сумма чисел зубьев пары, находящейся в зацеплении.

Это расстояние связано с передаваемым крутящим моментом следующей зависимостью:

,

 где а=14,5...16 для легковых автомобилей и а=17,0...21,5 для грузовых автомобилей. В автомобильных коробках передач, как правило, применяются колеса с корригированными зубьями, что позволяет увеличить прочность зуба. Угол профиля зуба обычно αω = 20°. Нормальный модуль тп выбирают из гостированного размерного ряда; его значение зависит от передаваемого крутящего момента.

Мкmах, Н∙м   .        .        100...200 201...400

mn, мм        .        .        .        2,25...2,5              2,6...3,75

Мкmах, Н∙м   . . 401...600 601...800 800...1000

mn, мм        .        .        . 3,76...4,25 4,26...4,5 4,6...6

Во многих коробках передач нормальный модуль зубчатых колес не одинаков на всех передачах; на низших передачах нормальный модуль имеет более высокое значение.

Угол наклона зубьев β = 25...40° для легковых автомобилей и β = 20...25° для грузовых автомобилей.

Рисунок 9. Схема сил, действующих на зубчатые колеса промежуточного вала коробки передач

Исходя из равенства осевых сил,

Рх1 = Рх2; Рх1 = P1tgβ1; Рх2 = P2tgβ2;

Рх1 = Мкmaxuп.з / rω1; Рх2 = Мкmaxuп.з / rω2.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9