Файл: Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.04.2024
Просмотров: 197
Скачиваний: 2
От главной масляной магистрали масло через силовой регу лятор Ж подводится по каналу 6 к золотнику ручного управле ния А, по каналу 12 к клапану переключения I—II передач Е и по каналу 9 к клапану переключения II— III передач В. Давле ние масла в канале 12 (дроссельное давление) зависит от пере мещения педали газа.
При установке золотника ручного управления в положение Т масло через канал 15 подводится к переключающему клапану, который осуществляет автоматическое переключение с I на II пе редачу it обратно в зависимости от скорости движения и на грузки.
Датчиком скорости является центробежный регулятор,' уста новленный на выходном валу коробки передач. Первая ступень регулятора Д определяет скорость переключения с I на II пере дачу, а вторая — Г со II на III передачу.
При разгоне до заданной скорости на I передаче центробежная сила, действующая на клапан регулятора, преодолевает давление масла и открывает выход из канала 15 в канал 14.
Центробежное давление действует на клапан Е справа, а слева на него действует дроссельное давление, пропорциональное на грузке, и сила пружины. Клапан показан в положении, соответ ствующем II передаче.
При уменьшении скорости или увеличении нагрузки он сме стится вправо и масло из канала 15 поступит в канал 8, клапан Б
ичерез канал 2 к фрикциону I передачи. Слив масла из фрикциона II передачи будет происходить через каналы 3 п 10 с некоторым
запозданием, |
обеспечивающим перекрытие передач. |
|
|
В правом положении на клапан Е воздействует дроссельное |
|||
давление через каналы |
12 и 13, а в левом — только через |
ка |
|
нал 12, так как канал |
13 соединяется со сливом каналом 7. |
По |
|
этому переключение с I на II передачу происходит при более вы |
|||
сокой скорости движения, чем обратное переключение со II |
на |
||
I передачу. Тем самым исключается цикличность переключения. |
|||
Клапан В |
работает |
аналогично и производит переключение |
со II передачи (канал 3) на III передачу (канал 4) и обратно в за висимости от скорости движения, которая задается центробежным регулятором второй ступени Г, и нагрузки (регулятор Ж). Ка
нал |
1 служит для слива при |
включении III передачи, канал 11 |
для |
подвода центробежного |
давления. |
|
При перемещении педали газа за положение, соответствующее |
полному открытию дросселя, масло через силовой регулятор по каналу 5 подводится к клапану В, что обеспечивает принудитель ное включение II передачи независимо от скорости движения.
Принудительное включение I передачи производится переме щением золотника А в положение П, а включение заднего хода установкой его в положение ЗХ. Однако переключения осуще
ствляются только |
после того, как скорость движения снизится |
и переключающий |
клапан Е займет правое положение. |
150
Для переключения передач без разрыва потока мощности от двигателя к колесам необходимо плавное и согласованное пере ключение фрикционов, при котором происходит определенное перекрытие передач. В необходимых случаях в систему управле ния включаются специальные клапаны, которые обеспечивают необходимый темп включения фрикциона новой передачи и неко торую задержку выключения фрикциона предыдущей передачи. Клапаны регулируются таким образом, чтобы в процессе пере ключения не возникало рывков в трансмиссии и двигатель не уходил вразнос.
Плавность переключения достигается также применением систем управления с переменным в зависимости от угла открытия дроссельной заслонки главным давлением.
§ 28. ОСНОВЫ РАСЧЕТА КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
При расчете коробок передач расчетный момент определяется по максимальному крутящему моменту двигателя (первый расчет ный режим, см. гл. IV, § 17).
Если Между двигателем и коробкой передач установлен гидро
трансформатор, то расчетный |
момент определяется формулой |
|
М = I |
М Іг |
|
/rip |
Vi |
паттах» |
где М п — момент на валу насоса гидротрансформатора при оста
новленной турбине (см. гл. VII); £ттах— максимальное значе ние коэффициента трансформации.
В тех случаях., когда момент по двигателю оказывается больше момента по сцеплению колес, расчет ведут по моменту сцепления
, , |
-^сцСрщах/-к |
|
— |
/ / ; |
> |
|
ч<1д1о |
|
S Z CU.— сумма |
нормальных |
реакций |
на |
ведущие' |
колеса |
автомобиля; ік, |
ід и і0— передаточные |
числа |
основной, |
допол |
|
нительной коробок передач |
п главной |
передачи. |
по на |
||
Р а с ч е т ш е с т е р е н |
производится на |
прочность |
пряжениям изгиба зубьев и на долговечность по контактным
напряжениям и по |
изгибу. |
з у б ь е в в общем случае |
опреде |
|||
Напряжения |
и з г и б а |
|||||
ляются по формуле |
|
|
|
|
||
|
|
ow = |
|
6іШнcp!/£ß > |
|
(VI.12) |
где P'— окружное усилие |
при расчетном моменте; |
b — рабочая |
||||
ширина венца; |
т нср — нормальный |
модуль в среднем |
сечении; |
|||
у — коэффициент |
формы |
зуба, |
определяемый |
по |
графику |
|
(рис. VI. 11); &д — коэффициент внешней динамической нагрузки |
(гл. IV); kß— коэффициент, учитывающий влияние на прочность
I5I
зуба степени осевого перекрытия; /гтр - 1 , 1 — коэффициент,
учитывающий трение для ведущей шестерни; для ведомой |
ктр — |
= 0,9; кж— коэффициент, учитывающий жесткость валов |
и спо |
соб установки шестерни; для консольной шестерни первичного вала = 1 ,2 ; для скользящей шестерни вторичного вала кж=
=1 , 1 и для шестерен постоянного зацепления при нормальной
12 IB 20 |
30 40 50 |
70 |
z |
Рис. V I.11. График для определения коэф фициента формы зуба у в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициен та коррекции
жесткости валов /гж = 1 ; к0 — коэффициент, учитыва ющий концентрацию напря жений в выкружке зуба; при шлифовании /г? = 1 ; без
дополнительной |
обработки |
|
к0 = 1 , 1 ; |
при |
обработке |
дробью к0 = |
0,85; |
kt—1,1 -е- |
ч -1,3 — коэффициент, учи тывающий дополиительные динамические нагрузки в за цеплении вследствие ошибок основного шага (меньшее зна
чение для |
низших |
передач). |
|||
Окружная |
сила |
опреде |
|||
ляется формулой |
|
|
|
||
Р = 2 — р- , |
(VI. 13) |
||||
|
|
zms |
’ |
ѵ |
> |
где z — число |
зубьев; |
rns — |
|||
торцовый |
модуль. |
|
|
|
|
Для конических шестерен |
|||||
принимается |
среднее |
значе |
|||
ние модуля |
|
|
|
|
|
cp |
ms ^ 1 |
2 77J > |
где |
L — длина |
образующей |
начального |
конуса; |
Ь0 — ширина |
зубчатого венца |
по образующей. |
|
|
||
При расчете планетарных коробок передач формула для окруж |
|||||
ной |
силы имеет |
вид |
|
|
|
|
|
p = |
~l zf ’x , |
г |
(VI. 14) |
где X— число сателлитов, находящихся в зацеплении с данной
шестерней; ух = ( 1 + -^-) — коэффициент неравномерности рас
пределения нагрузки. Если один из элементов ряда плавающий
Ух = 1 + ~ДГ '
152
Коэффициент формы зуба у определяется по графику на рис. VI. 11 в зависимости от числа зубьев и коэффициента коррек ции £.
Для косозубых шестерен у определяется по приведенному числу зубьев
|
|
|
_ |
2 |
(VI. 15) |
|
|
Znp ~~ cos3 ß |
|||
Приведенное число зубьев конической шестерни определяется |
|||||
по формуле |
|
|
|
Z |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 пр |
COS3 ß co s б ’ |
|
|
где ß — угол спирали |
зубьев; |
б — половина угла при |
вершине |
||
начального |
конуса. |
для |
зубьев внешнего зацепления |
с углом |
|
График |
составлен |
профиля а = 20°. При наличии угловой коррекции значение у
рис. VI. 11 |
нужно умножить |
на |
поправочный |
коэффициент ka: |
||
и |
..................... |
15° |
17° 30' |
20° |
22° 30' |
25° |
/га |
..................... |
0,985 |
0,935 |
1,0 |
1,07 |
1,14 |
Для укороченных зубьев с высотой головки |
0,8тн вводится |
|||||
второй поправочный коэффициент |
kh = |
0,875. |
|
Для прямозубых шестерен k$ = 1.
Коэффициент k$ для косозубых цилиндрических шестерен определяется по графику на рис. VI. 12, а и для спирально-кони
ческих шестерен по |
графику на |
рис. VI. 12, б в зависимости |
|
от степени |
перекрытия. |
шестерен по формуле (VI. 12) |
|
Условие |
прочности |
при расчете |
г^пол
изг^ 1,3 ’
где апол — напряжение, соответствующее поломке зубьев. Напряжения изгиба зубьев шестерен коробок передач с непо
движными осями валов составляют для шестерен I и II передач 350—850 МПа (3500—8500 кгс/см2) (меньшие значения для коро бок передач легковых автомобилей); для шестерен III, IV и V передач 150—400 МПа (1500—4000 кгс/см2); для шестерен заднего хода 300— 1200 МПа (3000— 12 000 кгс/см2).
Для сравнительной оценки прочности шестерен, работающих в одинаковых по конструкции и режиму работы коробках передач, пользуются упрощенной формулой
а = |
Р |
(VI. 16) |
|
уЬтпц |
|||
Р а с ч е т ш е с т е р е н |
на и з н о с |
производится по кон |
|
тактным напряжениям сжатия по Герцу: |
|
||
стсж = |
0,418 ~j/~-у- В , |
(VI. 17) |
153
где q '— удельная |
нагрузка на |
зуб; р = |
, 2 |
-----эффективный |
|
Е = 2Е Е |
Рі |
г |
Ра |
радиус кривизны; |
— эффективный модуль упру- |
гости; ръ р2 и Е ъ Е 2— радиусы кривизны зубьев и модули упру гости материала шестерен.
1 |
■ |
і,5 |
г,о |
€е |
Рис. VI. 12. Графики для определения kn D зависимо сти от степени перекрытия: а ■— косозубые цилиндри ческие шестерни; б — спирально-конические шестерни
Для пары шестерен, изготовленных из одного материала, формула примет вид
и , = |
0,418cosß Т/~,, |
. РЕ----- ( — ± |
— ), |
(VI. 17а) |
|
сж |
’ |
г У Ь |
sin а cos а V гу |
гг ) |
4 |
154
где ß — угол спирали |
зуба; |
Р — окружная сила; Ь' — длина |
линии контакта зубьев; |
гх и г2— радиусы начальных окружно |
|
стей шестерен. |
|
|
Знак плюс для внешнего, знак минус для внутреннего заце |
||
пления. |
на |
д о л г о в е ч н о с т ь имеет целью |
Р а с ч е т ш е с т е р е н |
определить вероятность разрушения зубьев от усталости ' при заданном пробеге.
Суммарное число циклов нагружений, нарабатываемых ше
стерней за |
срок службы, |
может быть подсчитано по формуле |
||
|
|
|
|
(VI. 18) |
где s£— пробег автомобиля |
на данной передаче; г£— передаточ |
|||
ное число |
между |
шестерней и ведущим колесом |
автомобиля; |
|
Я — число |
циклов нагружения зуба за оборот шестерни. |
|||
Обычно |
число |
циклов |
NcyM превосходит базовое |
число N0. |
Однако только часть спектра амплитуд напряжений превышает предел выносливости оу. Перегрузочные напряжения приводят к усталостному повреждению и снижению предела выносливости металла.
При отсутствии экспериментальных данных (рис. IV. 11) при нимается теоретическое распределение амплитуд напряжений по нормальному закону. Область изменения от a mln = 0 до crmax, вычисляемой по формуле (VI. 12).
Характеристики распределения: среднее значение оа, средне квадратическое отклонение sa и коэффициент вариации ѵа опре деляются по формулам [ІѴ.8 ].
Непрерывное распределение амплитуд можно заменить дискрет ным, если для каждой ступени нагрузки выбрать среднее значе
ние амплитуды ста и вычислить соответствующее число циклов я£:
сум> |
(VI. 19) |
где п£— относительное число циклов по кривой распределения, соответствующее ста,і.
Условно принимают, что все ступени действуют последова
тельно в порядке убывания амплитуд (съ,, і < ста, г-і)- Новое значение предела выносливости в результате действия
г-й ступени нагрузки может быть найдено по формуле
(VI.20)
где k — 1,8 и k = 1,65— коэффициенты соответственно для леги рованной и .среднеуглеродистой сталей.
Разрушение от усталости наступит при условиях:
°а, { °г, I-І и nt > JV£_1,
155