На  рис. 4.2 показаны схемы 4-ступенчатых  двухвальных коробок передач. Для  всех схем характерно выполнение выходного  вала вместе с ведущей шестерней  главной передачи, применение постоянного  зацепления зубчатых колес для всех передач прямого хода и передвижной шестерни для передачи заднего хода.

ЛЕКЦИЯ 13:

      4.2.2.Многоступенчатые коробки передач

    С увеличением числа передач в коробке передач увеличивается число зубчатых пар в ней, длина коробки передач, длина валов, снижается жесткость валов, увеличиваются перекосы в зубчатых зацеплениях и подшипниках, увеличивается масса и стоимость коробки передач. Условно коробки передач с числом передач равным и более восьми называют многоступенчатыми. Их выгоднее изготавливать в виде составной конструкции, состоящей из базовой коробки передач и одной или двух дополнительных коробок. Если, например, число передач прямого хода в коробке передач равно двенадцати, то в коробках передач с двумя или тремя валами для обеспечения этих передач необходимо иметь двенадцать пар зубчатых колес. В коробке передач, состоящей из базовой с четырьмя передачами и дополнительной коробки с тремя передачами необходимо всего семь пар зубчатых колес. Однако необходимо учитывать, что коробка передач, выполненная в виде одного агрегата, имеет две степени свободы, и следовательно один элемент управления, тогда как во втором случае степеней свободы три, а элементов управления два. Кроме того, при выполнении многоступенчатой коробки передач в виде двух коробок возникает задача распределения передаточных отношений между базовой и дополнительной коробками передач.

    Принципиально здесь возможны два варианта (рис.4.3). На рисунках на верхней оси показаны номера передач (сверху) и в логарифмическом масштабе отложены передаточные отношения базовой коробки передач (снизу). На нижней оси  показаны те же величины для многоступенчатой коробки передач (на выходе). При этом принято, что передаточные отношения подчиняются закону геометрической прогрессии, поэтому отрезки по осям между соседними передачами одинаковы. Вертикальные линии между осями соответствуют прямой передаче в дополнительной коробке передач (она не изменяет передаточное отношение базовой коробки передач), а наклонные линии – понижающей передаче в дополнительной коробке.

    По  варианту а) включение понижающей передачи в дополнительной коробке дает передачу с передаточным отношением, делящим передаточные отношения соседних передач базовой коробки передач (в данном случае пополам). Такие дополнительные коробки называют делителями. По варианту б) передаточное отношение понижающей (первой) передачи в дополнительной коробке превышает передаточное отношение первой передачи основной коробки передач. Такие дополнительные передачи называют демультипликаторами. Каждый вариант имеет свои преимущества и недостатки. При выборе схемы для конкретного автомобиля варианты сравнивают по сложности управления, универсальности и сложности конструкции.

    В варианте а) для включения первой передачи на выходе надо включить первую передачу в базовой коробке и  пониженную в дополнительной. Для получения второй - надо не изменяя передачи в базовой коробке, включить прямую передачу в дополнительной. Для третьей, и других нечетных, надо будет переключать передачи и в базовой коробке и в дополнительной. В варианте б) для включения передач с первой по четвертую надо включить пониженную передачу в дополнительной коробке и управлять только базовой. Для включения передач с пятой по восьмую надо переключить передачу в дополнительной коробке на прямую, а далее вновь управлять только базовой коробкой передач. Таким образом, удобнее управлять коробкой с демультипликатором.

    Для оценки степени унификации надо учесть, что диапазон передаточных отношений  в коробке передач определяется диапазоном дорожных условий: сопротивлений  движению, скоростей. Диапазон передаточных отношений базовой коробки передач D_бкп в варианте а) почти такой же, как и в многоступенчатой коробке передач D_кп и поэтому базовая коробка передач может применяться и без дополнительной, т.е. она обладает высокой степенью унификации. Диапазон передаточных отношений базовой коробки передач по второму варианту намного меньше, чем у многоступенчатой, т.е. у базовой вместе с дополнительной. Поэтому такая базовая коробка может применяться только вместе с дополнительной. 

    

 

    Рис.4.3

    При оценке сложности конструкции надо учитывать, что передаточное отношение понижающей передачи демультипликатора намного меньше, чем у делителя. Поэтому установка демультипликатора впереди базовой коробки передач приведет к существенному увеличению вращающего момента на выходном валу базовой коробки передач и ее размеров. Поэтому демультипликатор целесообразно устанавливать за базовой коробкой передач, а делитель перед базовой коробкой. Дополнительная коробка, размещенная впереди базовой коробки (рис.4.4), позволяет достичь удвоения числа передач введением всего одной дополнительной зубчатой пары. Для получения удвоенного числа передач при заднем расположении нужны уже две зубчатые пары. 

    

 

    Рис.4.4 

    4.2.3.Выбор  основных параметров: межосевого расстояния, модуля зубчатых колес, углов наклона и чисел зубьев зубчатых колес.

      Число и передаточные отношения ступеней, обеспечивающие оптимальные тяговые  и топливно-экономические свойства автомобиля, выбирают по методике, рассматриваемой в курсе «Теория автомобиля». Затем выбирают схему коробки передач и определяют:

• межосевые расстояния;
• ширину венцов;
• модули зубчатых пар;
• углы наклона зубьев;
• числа зубьев;
• диаметральные размеры.

Проектировочный расчет

     Зубчатые  колеса коробок передач изготовляют из сталей:

1. хромистых 35Х, 40Х, подвергаемых цианированию; для коробок передач легковых автомобилей с 3,0…3,75мм;
2. 18ХГТ, 25ХГТ, 30ХГТ-                           среднемодульные,
3. 25ХГМ, 25ХНМ, 12ХНЗА-         крупномодульные зубчатые колеса грузовых автомобилей.

• Межосевое расстояние для трехвальных коробок передач рассчитывают из условия обеспечения прочности поверхностей зубьев по эмпирической формуле:

    

,                        (4.1)

     

где k_а – коэффициент межосевого расстояния; k_а =8,9-9,3- для легковых автомобилей; k_а =8,6-9,6- для грузовых; - максимальный вращающий момент на ведущем валу, Н.м.

• Ширина венцов зубчатых колес

                                  b_w = ∙a_w,

=0,19…0,23; (для выходной пары задней дополнительной КП =0,3…0,4).

• Нормальный модуль зубчатых колес выбирают: m_n = 1,75…2,75 мм – для легковых автомобилей особо малого и малого класса; m_n = 2,75…3,0 мм – для легковых автомобилей среднего класса; m_n = 3,5…4,25 мм – для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности; m_n = 4,5…5,0 мм – для грузовых автомобилей большой грузоподъемности; m_n = 5,0…6,0 мм – для выходной пары задней дополнительной КП.
• Угол наклона зубьев  предварительно определяют из условия обеспечения минимального коэффициента осевого перекрытия =1:

    

   В связи с уменьшенной шириной  зубчатых колес достигают =30…45^о – в легковых; =20…30^о - в грузовых автомобилях. По этому значению предварительно рассчитывают суммарное число зубьев зубчатых пар z_Σ:

                                    z_Σпр=2 a_w arccosβ_пр/m_n.

Полученное  значение округляют до ближайшего меньшего целого числа и уточняют угол β:

                                                     

   Далее углы  β в трехвальных коробках можно скорректировать из условия уравновешивания осевых сил, действующих на промежуточный вал от зубчатых колес, что благоприятно для подшипников этого вала: tgβ_п/d_п = tgβ_i/d_i, где d_п, d_i –делительные диаметры, соответственно, ведомого зубчатого колеса привода промежуточного вала  и ведущего зубчатого колеса привода ведомого вала i-той передачи.  При этом углы в разных зубчатых парах будут разными. Допускается небольшая неуравновешенность сил, при условии, что результирующая сила  на всех зубчатых парах будет действовать в одном направлении.  Если зубчатые колеса на первой передаче и заднем ходу прямозубые, то при движении автомобиля на этих передачах осевые силы неуравновешены. Так как продолжительность работы автомобиля на этих передачах  небольшая, а причина отказа подшипников – усталость, то это не представляет большой опасности.

       С изменением углов наклона  зубьев для сохранения заданного  межосевого расстояния или для повышения прочности применяют передачи со смещением.

   приходится  изменять суммарное число зубьев и (или) нарезать зубчатые колеса со смещением. Тогда 

• рассчитывают  межосевое расстояние условной несмещенной передачи с  измененным числом зубьев z_Σ  (если оно изменялось)

  

                           (4.2)

• находят угол профиля в торцовом сечении

 

            (4.3)

где α – угол профиля исходного контура; в общем машиностроении α=20^о, хотя в автомобилестроении широко применяют углы, отличные от этого.

• определяют угол зацепления в торцовом сечении в передаче со смещением

                  (4.4)

• рассчитывают суммарный коэффициент смещения

            (4.5)

и назначают  коэффициенты смещения шестерни и колеса.

• Числа зубьев   шестерни z₁ и колеса z₂ зубчатой пары  рассчитывают на основе системы уравнений

                   z₁ + z₂ = z_Σ

               z₂/ z₁= u,

где u- передаточное отношение зубчатой пары.

      На  выбор чисел зубьев шестерен коробки  передач накладываются условия:

1. диаметр (и соответственно число зубьев z_п1)  шестерни привода промежуточного вала, нарезаемой на ведущем валу коробки передач:

   а) должен быть достаточным для размещения подшипников ведомого вала  в  расточке ведущего вала;

   б) не должен превышать диаметр отверстия  под подшипник ведущего вала в  картере коробки передач.

2. диаметр (и число зубьев z_в11) шестерни низшей передачи привода ведомого вала должен быть достаточно большим для обеспечения необходимой жесткости промежуточного вала.

     В выполненных конструкциях z_в11=15…17 – для легковых и z_в11 =12…16 – для грузовых автомобилей.

      После этого можно определить передаточное число пары привода ведомого вала КП на низшей передаче.

                        u_в1 = z_в12/ z_в11 =

где z_Σн – суммарное число зубьев пары привода ведомого вала.

      Затем определяют передаточное отношение пары привода промежуточного вала u_п=u_кп1/u_в1, и передаточные отношения зубчатых пар, передающих вращение на ведомый вал на других передачах u_вi = u_кпi / u_п.

    В проверочных расчетах минимально допустимое межосевое расстояние определяют из условия обеспечения контактной прочности зубьев, (см. курс «Детали машин»(ДМ)). 

    

                     (4.6)

      момент на вторичном валу при движении автомобиля на 1-ой передаче. Для расчета принимают меньшее из двух: