Шестерни коробки передач: Tiu.ru — маркетплейс России

Содержание

По зубам: как сломать шестерни МКПП, и чем это чревато

Коробка передач: зачем и как

Детально разбирать устройство механической КПП не будем: о нем мы уже рассказывали. Однако «по верхам» пройдемся – для понимания процессов, влияющих на наш ремонт.

Итак, глобально КПП нужна для того, чтобы передать крутящий момент и мощность от двигателя в изменяемом диапазоне оборотов. Для изменения того диапазона используются пары шестерен с разным передаточным отношением – именно благодаря им вот те полторы тысячи оборотов «превратятся» в несколько десятков оборотов ведущих колес с одновременным повышением крутящего момента. Принцип похож на велосипедный: тронулись на малой звездочке, разогнались до 40 км/ч – и переключились на следующую пару шестерен с меньшим передаточным отношением, чтобы поехать ее быстрее. Таких переключений может быть 4 или 5 – современные МКПП, как правило, пяти- или шестиступенчатые.

Передача крутящего момента в КПП происходит непосредственно зацеплением этих самых шестерен.

Шестерни располагаются на валах – существуют коробки двухвальные и трехвальные. У первых есть первичный (ведущий) и вторичный (ведомый) вал, у вторых крутящий момент передается с первичного вала на вторичный через дополнительный, промежуточный. Шестерни, расположенные на валах, находятся в постоянном зацеплении, но все пары, кроме той, что выбрана в качестве рабочей в конкретный момент, вращаются свободно. Для выбора же пары – то есть, включения той или иной передачи путем жесткого соединения шестерни и ведомого вала – придумали специальную муфту и назвали ее синхронизатором – подробнее о конструкции и проблемах синхронизаторов мы поговорим в следующем материале. Орудуя рычагом переключения передач из салона, вы через вилки включения и синхронизаторы подключаете ту или иную шестерню к ведомому валу и передаете, наконец, на него (а значит, и на колеса) крутящий момент от двигателя.

Поломки и диагностика

Вообще выйти из строя и износиться в коробке передач может всё – а починить это, как мы знаем, может быть весьма дорого и сложно. При этом МКПП куда более «скрытна», чем двигатель: узнать о серьезной поломке можно порой только после вскрытия. Поэтому при движении и переключении передач необходимо всегда прислушиваться ко всем звукам, исходящим со стороны коробки передач – и посетить сервис при появлении первых опасений.

Исключив из списка диагностики сцепление (о нем мы тоже расскажем отдельно), услышать из коробки можно только хруст или стуки, а увидеть – только произвольно возвращающийся из рабочего положения в нейтраль рычаг (проще говоря, «передача вылетает»). Последнее обычно связано с ослабшими фиксаторами или проблемами с синхронизатором. В первом же случае – это износ синхронизаторов, чрезмерный износ подшипников валов или поломка зубьев шестерен. И именно о шестернях-то мы сегодня и поговорим.

У них несколько потенциальных проблем: чрезмерный износ зубьев, сколы или поломка зубьев, износ игольчатых подшипников шестерен или износ стопорных колец, из-за которых могут сместиться втулки шестерен. Вообще сколы или повреждения зубьев – довольно редкое явление, так как они рассчитываются с большим запасом прочности. Но бывает и так, что коробку просто перегружают, сцепление при этом не пробуксовывает – и зубья не выдерживают.

Это может случиться и при перегреве коробки – например, из-за неправильно подобранного трансмиссионного масла или из-за его низкого уровня. Особое внимание следует уделить МКП зимой, в лютые морозы. Масло в картере коробки превращается во что-то, напоминающее мёд, поэтому сходу начинать движение не стоит – желательно постоять немного и подождать, пока масло хоть немного прогреется. Ощутить и понять это можно по более легкому перемещению рычага из положения в положение.

Возвращаясь к диагностике МКП, вспомним о звуках, доносящихся от нее. Стук или хруст может быть либо постоянным, либо проявляющимся только при переключении передач. В первом случае это, скорее всего, означает глобальную беду – разрушены шестерни или пришел конец подшипникам валов. Это хоть и редкость, но случается. Если же стук слышен только при переключении, то есть вероятность, что это либо износ синхронизаторов, либо пресловутые подшипники валов.

Попытаться выяснить это можно в движении, переключив коробку на следующую передачу с двойным выжимом сцепления: выжав сцепление, переводим рычаг в нейтраль, отпускаем сцепление, снова выжимаем и, включив следующую передачу, отпускаем. Если при выполнении этого «танца» стук пропадает, то велика вероятность чрезмерного износа синхронизатора.

Ремонтируем коробку передач

Итак, сегодня на «операционном столе» механическая коробка передач 02J производства концерна Volkswagen, которая была установлена на Skoda Octavia. По словам хозяина, единственной проблемой был какой-то стук при движении на первой передаче. Стук донимал, потому коробку привезли на «лечение».

Коробку привезли отдельно от автомобиля, наш мастер масло не сливал, и потому не видел его состояния. Подготовив инструменты и по мере сил и возможностей очистив корпус МКП от грязи, пыли и других посторонних предметов, мы приступили к разборке.

Выкрутив болты крепления, мы сняли заднюю крышку корпуса коробки передач, под которой находятся шестерни 5-й передачи. Одновременно с этим мастер дал первую оценку состояния масла. Выражалась эта оценка в сморщенной гримасе, что дало первый повод разволноваться хозяину.

Затем мы сняли опорный кронштейн коробки.

Чтобы разъединить корпус, необходимо снять синхронизатор включения пятой передачи, а также ведущую и ведомую шестерни.

Чтобы выкрутить болты крепления шестерен, потребовались специальные ключи – дорогие и редко встречающиеся в гаражах обычных автовладельцев.

Эти ключи – одна из причин того, почему в «домашних условиях» выполнять разборку МКП будет как минимум неудобно. Кроме того, производители очень любят элементы крепления под ключ Torx, потому без набора оных тоже не обошлось.

Выкручиваем болты крепления, чтобы снять вилку включения и выключения пятой передачи.

После снятия вилки нет никаких препятствий для демонтажа ведущей шестерни пятой передачи с вала вместе с синхронизатором.

По идее, здесь тоже необходимо использовать специальный оригинальный съемник, но по случаю отсутствия его заменила пара солидных отверток – их установили поглубже под шестерню и рычажным движением сняли с вала.

Затем сняли и ведомую шестерню – это потребовало не меньше усилий, чем демонтаж ведущей.

После извлечения из коробки механизма выбора и включения передач мы принялись выкручивать все болты, какие только попадались под руку.

Не обошли стороной и фланцы крепления ШРУСов.

Выкрутив болт крепления и сняв один из них, мы обнаружили разломанное упорное кольцо. Продолжи хозяин кататься на машине и дальше – его в скором времени ждал бы еще один сюрприз.

Выкрутив наконец все болты крепления, которые были и снаружи, и внутри картера сцепления, мы сняли корпус коробки передач.

Вид, открывшийся нам, был весьма удручающим. Внутри коробки передач установлен магнит, предназначенный для сбора продуктов износа шестерен, валов и прочих металлических частиц. Так вот, этот магнит был полностью облеплен стружкой.

Ну а более детальный осмотр указал на главную причину стука на первой передаче: ужасающие сколы зубьев на ведущей и ведомой шестернях первой передачи.

Дальнейший осмотр выявил повреждения игольчатого подшипника вала шестерни передачи заднего хода. Предоставив отчет о ситуации владельцу, мы дали ему время подумать. Выбор, впрочем, был небольшим: либо замена коробки в сборе на контрактную ввиду отсутствия «здесь и сейчас» запчастей, либо все-таки ремонт, растянутый по времени.

Чтобы оградить владельца от неправильного выбора, мастер продолжил разборку и обнаружил последствия весьма жестоких условий эксплуатации данного агрегата.

Стало ясно не только то, что масло давно не менялось (на что указывали его цвет и консистенция), но и то, что его было недостаточно: в некоторых местах присутствовали следы нагара. В очередной раз убедившись в недостатке внимания, уделяемого КПП, мы извлекли из корпуса дифференциал с ведомым колесом главной передачи.

Важное примечание: если у читателя без опыта дело все же дойдет до самостоятельной разборки МКП, то пусть после извлечения этот герой пропустит через отверстия в корпусе дифференциала и полуосевых шестернях длинный соединительный болт с гайкой. Это необходимо, чтобы зафиксировать эти самые шестерни в одном положении – иначе они могут сместиться и добавить головной боли мастеру опытному, к которому придется в итоге везти дифференциал.

В нашем же случае судьба разобранного агрегата оказалась печальной: все вышеперечисленные проблемы склонили чашу весов к

замене коробки на контрактную. Это неудивительно: сроки ремонта и возможные капиталовложения были слишком велики. В этот раз ремонт «не удался» – но уже в ближайшем будущем мы представим вашему вниманию отчет о капитальном ремонте, затрагивающем обмер синхронизаторов и подбор упорных колец валов МКПП.

Забота – это будущая экономия

Подводя итоги столь удручающей истории, можно сделать вполне ясные выводы относительно того, как сэкономить деньги, время и нервы. Не стоит полагать, что механическая КПП – это необслуживаемый агрегат. Такая процедура, как замена масла, должна быть базовой не только для «автоматов», но и для «механики»: ведь давно известно, что формулировка «масло на весь срок службы» фактически подразумевает лишь гарантийный пробег с дальнейшей утилизацией автомобиля целиком. Рассчитывая же проездить на автомобиле не одну сотню тысяч километров, стоит задуматься о его обслуживании заранее: забота о машине сегодня – это залог вашей собственной экономии завтра.

Опрос

А вы сталкивались с поломкой МКПП?

Всего голосов:

Механическая коробка передач (МКПП)

Механическая коробка передач (МКПП) представляет собой набор шестерен, которые входят в зацепление в различных сочетаниях, образуя несколько передач или ступеней с различными передаточными числами. Чем больше число передач, тем лучше автомобиль «приспосабливается» к различным условиям движения.

Преимущества:

  • Наименьшая по сравнению с другими типами КПП стоимость и масса;
  • Высокие КПД, топливная экономичность и динамика разгона;
  • Простота и отработанность конструкции, а следовательно – высокая надежность;
  • Не требуют дорогостоящих расходных материалов, просты в обслуживании;
  • Благодаря жесткой связи двигателя с ведущими колесами, водитель может более эффективно использовать автомобиль при передвижении в гололедицу, по грязи и бездорожью;
  • МКПП допускает полное разобщение двигателя и трансмиссии, поэтому такой автомобиль легко пускается «с толкача» и может буксироваться на любое расстояние с любой скоростью.

Недостатки:

  • Утомляющее водителя переключение передач, особенно в городском цикле и движении в пробках, необходимость навыка для правильного выбора передачи и плавного переключения передач без рывков;
  • Ступенчатое изменение передаточного отношения;
  • Малый ресурс сцепления.

Ступенчатые механические коробки передач выполняются по двум схемам: трехвальные и двухвальные. Трехвальная коробка передач устанавливается, как правило, на заднеприводные автомобили. Двухвальная механическая коробка передач применяется на переднеприводных и заднемоторных легковых автомобилях. Устройство и принцип работы этих коробок передач имеют различия, поэтому они рассмотрены отдельно.

Содержание статьи

Трехвальная коробка передач

Трехвальная коробка передач

Как следует из названия, такая коробка имеет три вала: ведущий, промежуточный и ведомый.

Ведущий вал соединяется со сцеплением. На валу имеются шлицы для ведомого диска сцепления. Далее крутящий момент передается через шестерню, находящуюся на валу в жестком зацеплении, на промежуточный вал.

Промежуточный вал расположен параллельно ведущему валу. На валу располагается блок шестерен, находящийся с ним в жестком зацеплении.

Ведомый вал расположен на одной оси с ведущим. Такое расположение осуществляется за счет подшипника на ведущем валу, в который входит ведомый вал. Жёсткой связи они не имеют и вращаются независимо друг от друга. Блок шестерен ведомого вала не имеет закрепления с валом и свободно вращается на нем. Между шестернями ведомого вала располагаются муфты синхронизаторов. Муфты имеют жесткое зацепление с ведомым валом, но могут двигаться по нему в продольном направлении за счет шлицевого соединения. На торцах муфты имеют зубчатые венцы, которые могут входить в соединение с соответствующими зубчатыми венцами шестерен ведомого вала. На современных коробках передач синхронизаторы устанавливаются на всех передачах (кроме заднего хода).

Шестерня ведущего вала, блок шестерен промежуточного и ведомого вала находятся в постоянном зацеплении. При нейтральном положении рычага переключения крутящий момент от двигателя на ведомый вал не передается, а его шестерни свободно вращаются. При перемещении рычага КПП, соответствующая вилка перемещает муфту синхронизатора, который обеспечивает выравнивание (синхронизацию) угловых скоростей шестерни ведомого вала с угловой скоростью самого вала за счет сил трения.

После этого, зубчатый венец муфты заходит в зацепление с зубчатым венцом шестерни и обеспечивается блокировка шестерни на ведомом валу. Ведомый вал передает крутящий момент от двигателя на ведущие колеса с заданным передаточным числом. При соединении синхронизатором первичного и вторичного валов (минуя шестерни) образуется прямая передача. Передаточное число прямой передачи равно единице. На прямой передаче шестерни вращаются вхолостую и не изнашиваются, коробка работает с максимальным КПД.

Движение задним ходом обеспечивается за счет промежуточной шестерни заднего хода, устанавливаемой на отдельной оси. Шестерни трехвальной коробки передач обычно (кроме первой передачи и передачи заднего хода) делают косозубыми. Такие шестерни обладают повышенной прочностью, более долговечны и бесшумнее в работе, чем прямозубые.

Двухвальная коробка передач

Двухвальная коробка передач

Ведущий вал, также как и в трехвальной коробке, обеспечивает соединение со сцеплением. На валу жестко закреплен блок шестерен, а не одна шестерня, как в трехвальной коробке. Промежуточный вал отсутствует. Параллельно ведущему валу расположен ведомый вал с блоком шестерен. Шестерни ведомого вала находятся в постоянном зацеплении с шестернями ведущего вала и свободно вращаются на валу. На ведомом валу жестко закреплена ведущая шестерня главной передачи. Между шестернями ведомого вала установлены муфты синхронизаторов.

Принцип работы аналогичен трехвальной коробке. Однако прямой передачи в двухвальной коробке нет. Каждая передача, кроме заднего хода, создается одной парой шестерен, а не двумя, как в трехвальной коробке. Это повышает КПД двухвальной коробки, но не позволяет добиться большого передаточного числа. Поэтому и применяется она только в легковых автомобилях.

Как работает синхронизатор

Устройство и работа синхронизатора коробки передач

Синхронизатор служит для бесшумного переключения передач путем выравнивания угловых скоростей включаемых элементов. Он состоит из ступицы 1, муфты 2, двух блокировочных колец 3, трех сухарей 4, двух проволочных колец 5. Ступица устанавливается на шлицах вторичного вала и жестко фиксируется. На ступице нарезаны наружные зубья и пазы под сухари.

Муфта расположена на зубьях ступицы и в среднем положении удерживается сухарями, выступы которых входят во внутреннюю кольцевую канавку муфты. Сухари прижимаются к муфте упругими кольцами (как вариант, вместо колец могут использоваться подпружиненные шарики). Бронзовые блокировочные кольца имеют наружные зубья со скосами и впадины под сухари; ширина впадин несколько больше ширины сухарей. Кольцо может провернуться относительно ступицы на величину разницы ширины паза кольца и ширины сухаря. Для увеличения сил трения на конической поверхности кольца нарезана резьба и выполнены продольные канавки.

Работает синхронизатор следующим образом. При включении передачи вилка переключения перемещает муфту в направлении шестерни включаемой передачи. При перемещении муфты усилие через сухари передается на одно из блокировочных колец, которое вместе с муфтой перемещается относительно ступицы в сторону включаемой шестерни до соприкосновения с ее конической поверхностью.

Вследствие разности угловых скоростей включаемой шестерни и ведомого вала на конических поверхностях возникает сила трения, которая поворачивает блокировочное кольцо до упора его в сухари. При этом зубья блокировочного кольца станут напротив зубьев муфты и дальнейшее перемещение муфты становится невозможным. После выравнивания угловых скоростей шестерни и синхронизатора сила, сместившая блокировочное кольцо, исчезает; под действием усилия водителя оно вернется в первоначальное положение, чему способствуют скосы на зубьях муфты и кольца.

После этого муфта свободно проходит между зубьями блокировочного кольца и соединяется с зубьями малого венца включаемой шестерни. При этом гребни сухарей выходят из кольцевой проточки муфты, а сухари утапливаются, преодолевая упругую силу кольцевых пружин. Шестерня жестко соединяется со вторичным валом, передача включается. Весь процесс занимает время порядка милисекунд. С помощью одного синхронизатора можно поочередно включать две передачи в коробке.

Механизм переключения

Конструкция механизма переключения передач зависит от конструкции автомобиля. В заднеприводных рычаг располагается непосредственно на корпусе коробки передач. В этом случае весь механизм переключения расположен внутри корпуса коробки и рычаг напрямую воздействует на него.

Плюсы такой схемы – простота, более чёткое переключение передач, меньший износ в процессе эксплуатации. Недостаток – такой привод непригоден для использования на большей части переднеприводных и всех заднемоторных автомобилях. В этом случае применяется иная схема механизма переключения: рычаг располагается дистанционно (напольно, на рулевой колонке или на панели приборов) и связан с коробкой передач при помощи расположенных вне ее корпуса тросов либо тяг (называемых обычно «кулисой»).

Плюсы такого решения — удобное расположение рычага КПП, отсутствие его вибрации и практически полная свобода в компоновке автомобиля. Однако, дистанционный привод менее долговечен и со временем допускает разбалтывание, что требует его регулировки или замены. Кроме того, чёткость переключения передач с таким механизмом переключения хуже, чем при непосредственном расположении рычага на корпусе КПП.

Несмотря на различия в конструкции привода включения передач, механизм включения в большинстве коробок передач имеет одинаковое устройство. Он состоит из подвижных штоков 1, расположенных в крышке коробки передач, и закрепленных на каждом штоке вилок 2. Вилки своими концами входят в пазы муфт синхронизаторов, а вилка включения заднего хода – в кольцевую проточку шестерни заднего хода. Также в любой коробке передач предусмотрены устройства, предохраняющие от неполного включения, самовыключения передачи и одновременного включения двух передач.

КПП с непосредственным приводом включения передач

При расположении рычага переключения 3 непосредственно на корпусе коробки передач его нижний конец входит в пазы головок подвижных штоков. Поперечное перемещение рычага, находящегося в нейтральном положении, приводит к выбору необходимого штока (передачи), а продольное – вызывает смещение штока, закрепленной на нем вилки и включение требуемой передачи.

Для удержания штока в нейтральном или включенном положении в нем выполнены гнезда, к которым поджимается пружиной шарик фиксатора. Штоки имеют по три гнезда под шарик фиксатора: среднее служит для удержания штока в нейтральном положении, а крайние — для фиксации одной из включенной передач. Шток вилки включения заднего хода имеет два гнезда: одно для фиксации штока в нейтральном положении, другое — во включенном положении передачи заднего хода.

Чтобы исключить одновременное включение двух передач, в приводе имеется замковое устройство. Один из вариантов его конструкции – три блокировочных сухаря 4. Два крайних сухаря установлены в отверстия задней стенки картера, а средний — в отверстии среднего штока.

У штоков имеются гнезда для сухарей. При перемещении одного из крайних штоков он выдавливает из своего гнезда сухарь, который, перемещаясь, входит в гнездо среднего штока и одновременно сдвигает два других сухаря, блокируя и второй крайний шток. При перемещении среднего штока, он прижимает два крайних сухаря в гнезда крайних штоков. Тем самым неподвижные штоки оказываются в запертом положении.

КПП с дистанционным приводом включения передач

Если рычаг коробки передач располагается дистанционно, то, как уже упоминалось, он соединяется с коробкой с помощью тросов или тяг 1, которые через шток выбора передач 2 воздействуют на механизм выбора передач 3. На конце штока выбора передач крепится двуплечий рычаг 4, который при перемещении штока поворачивает трехплечий рычаг 5 механизма выбора передач.

Трехплечий рычаг перемещает шток выбранной передачи с закрепленной на нем вилкой. Одно плечо трехплечего рычага служит для включения передач переднего хода, другое для включения заднего хода, а на третье плечо действует рычаг штока выбора передач. Блокировочные скобы 6 предназначены для предотвращения одновременного включения двух передач. Механизм включения передач состоит из штоков, вилок и шариковых фиксаторов.

Уход и эксплуатация

При эксплуатации коробки передач необходимо следить за уровнем масла в картере и доливать его в случае необходимости. Полная замена масла производится в сроки, указанные в инструкции по эксплуатации автомобиля. При грамотном обращении с рычагом переключения передач и периодической замене масла в картере коробки, она не напоминает о себе практически до конца срока службы автомобиля.

Обычно неисправности и поломки в коробке передач появляются в результате грубой работы с рычагом переключения. Если водитель постоянно «дергает» рычаг, то когда-нибудь обязательно выйдут из строя механизм переключения или синхронизаторы, да и сами валы с шестернями. Передачи надо переключать спокойным плавным движением, с небольшой паузой в нейтрали для того, чтобы сработали синхронизаторы.

Основные неисправности коробки передач:

  • Подтекание масла может быть следствием повреждения уплотнительных прокладок, сальников и ослабления крепления крышек картера;
  • Шум при работе коробки передач может возникнуть из-за неисправного синхронизатора, износа подшипников, шестерен и шлицевых соединений;
  • Затрудненное включение передач может происходить из-за поломок деталей механизма переключения, износа синхронизаторов или шестерен;
  • Самовыключение передач случается из-за неисправности блокировочного устройства, а также при сильном износе шестерен или синхронизаторов.

Механическая коробка передач — Википедия

Четырёхступенчатая МКП TopLoader автомобиля фирмы Ford Механическая коробка передач изнутри

Механическая коро́бка (переключения) переда́ч (МКПП или МКП) — разновидность коробки передач, механизм, предназначенный для ступенчатого изменения передаточного отношения, в котором выбор передачи осуществляется оператором (водителем) вручную. Названа так, поскольку вся её основная функциональность реализуется исключительно за счёт механических устройств, без применения гидравлических или электрических элементов (в отличие от гидромеханической или электромеханической трансмиссий, содержащих в своей конструкции, соответственно, гидравлические и электрические элементы).

Коробка передач обеспечивает использование оптимального режима работы двигателя при движении в различных условиях. В механической коробке передач это осуществляется за счёт осуществляемого водителем переключения ступеней (передач), имеющих различное передаточное число.

Назначение

Используемый на большинстве автомобилей двигатель внутреннего сгорания может работать лишь в достаточно узком диапазоне оборотов, как правило, лежащем в пределах 800…8000 об/мин. Между тем, диапазону скоростей, развиваемых автомобилем при эксплуатации, обычно соответствует частота обращения колёс примерно от 50 до 2500 об/мин (при полностью включенном сцеплении, без учёта его кратковременной пробуксовки, позволяющей автомобилю трогаться с места, когда скорость обращения ведущих колёс «отстаёт» от величины, заданной скоростью обращения коленчатого вала двигателя). Эти два диапазона принципиально несовместимы друг с другом, то есть, невозможно подобрать какое либо одно передаточное число, при котором будет обеспечиваться необходимый диапазон скоростей обращения колёс, и при этом — в полной мере использоваться рабочий диапазон оборотов двигателя.

Далее, сила тяги, приводящая автомобиль в движение, определяется скоростной характеристикой его двигателя — зависимостью его эффективной мощности и крутящего момента от угловой скорости обращения коленчатого вала, выраженной в виде графика или таблицы. Мощность двигателя характеризует его способность производить энергию, используемую для движения автомобиля, а крутящий момент — способность создавать тяговую силу на колёсах, преодолевающую сопротивление его движению. Таким образом, обе эти характеристики характеризуют по сути одно и то же — способность двигателя перемещать автомобиль в пространстве, но различным образом. Спор о том, что важнее само по себе — мощность или крутящий момент — бессмыслен, эти величины взаимосвязаны. Принципиально важной с точки зрения динамических и тяговых качеств автомобиля является именно скоростная характеристика его двигателя, включающая обе величины и ставящая их в зависимость от числа оборотов коленчатого вала. В соответствии с ней и осуществляется подбор передаточных чисел трансмиссии.

При невысоких оборотах развиваемая двигателем мощность мала, а максимальное её значение достигается лишь при оборотах несколько ниже максимальных — так называемых оборотах наибольшей мощности. Величина развиваемого двигателем крутящего момента меняется в меньшей степени, но тоже имеет максимум, достигаемый при оборотах максимального крутящего момента, обычно примерно посередине рабочего диапазона.

Для трогания с места и разгона автомобиля необходимо затратить большую работу в физическом смысле, следовательно — на его колёса требуется подать значительную мощность, которую можно получить лишь при достаточно высоких оборотах двигателя. Между тем, скорость движения автомобиля при трогании с места невысока. То же самое — при движении по бездорожью, когда высокие значения мощности и крутящего момента востребованы при невысокой скорости движения автомобиля.

При равномерном движении автомобиля в обычных дорожных условиях потребная мощность определяется величиной сопротивления его движению (главным образом — сопротивления качению и аэродинамического сопротивления), которое приходится преодолевать за счёт силы тяги двигателя — величина сопротивления же, в свою очередь, зависит от скорости движения. Для равномерного движения с невысокой скоростью не требуется большой мощности однако по мере роста скорости все виды сопротивления движению автомобиля резко возрастают — соответственно, растут и затраты мощности, которую, опять же, можно получить только при высоких оборотах двигателя.

Отсюда вытекает необходимость в осуществляющей передачу вращения с двигателя на колёса трансмиссии с определённым передаточным числом, причём это передаточное число должно быть переменным, позволяющим использовать различные соотношения между скоростями обращения коленчатого вала двигателя и ведущих колёс. Наиболее технически простым способом обеспечения переменного передаточного числа трансмиссии и является использование ступенчатой механической коробки передач — шестерёнчатого редуктора, в котором передаточное число меняется за счёт выбора одной из нескольких пар передающих крутящий момент шестерён с различным передаточным отношением. Отношение между наибольшим и наименьшим передаточными числами трансмиссии в целом называется её силовым диапазоном d или диапазоном регулирования. На легковых автомобилях общего назначения силовой диапазон трансмиссии обычно не превышает 5…6, у внедорожников может достигать 8…9 и более. Более широкий силовой диапазон позволяет для каждого режима работы двигателя подобрать наиболее экономичный и эффективный режим работы трансмиссии.

Низшие передачи (их обычно одна — две), задействованные при выборе которых пары шестерён имеют самые большие передаточные числа (на легковых автомобилях обычно от 5:1 до 3,5:1), используются для трогания с места и динамичного разгона, а также постоянного движения с невысокой скоростью и по бездорожью. Даже при больших оборотах двигателя на низших передачах автомобиль будет ехать сравнительно медленно, но при этом в полной мере используются его мощность и крутящий момент, создающий разгоняющую автомобиль избыточную тяговую силу на колёсах (разница между полной величиной тяговой силы и силой сопротивления движению).

Однако превышение определённого критического значения избыточной тяговой силы (его величина зависит от массы, приходящейся на ведущую ось, и коэффициента трения между шиной и дорогой) приводит к пробуксовке ведущих колёс. Некоторые автомобили в обычных дорожных условиях даже не могут нормально тронуться с места на первой передаче из-за пробуксовки — обычно это грузовики или внедорожники с очень низким передаточным отношениями на низших передачах, предназначенных для трогания с места в гружёном состоянии или в условиях бездорожья (на грунтах с высоким сопротивлением). При работе на низших передачах быстро растут обороты двигателя, что приводит к повышению уровня шума и расхода топлива (после оборотов наибольшего крутящего момента), а после превышения оборотов максимальной мощности — начинает падать и тяга двигателя. Кроме того, постоянная работа на высоких оборотах быстро изнашивает мотор. Таким образом, «перекручивать» мотор на низших передачах выше определённых оборотов невыгодно.

Поэтому после трогания и начального разгона на низших передачах становится необходимо задействовать более высокую передачу — одну из промежуточных, имеющих передаточные отношения обычно в пределах 2,5:1…1,5:1. Максимальные скорости, развиваемые на промежуточных передачах, выше, чем на низших, кроме того снижается шум за счёт меньших оборотов двигателя при той же скорости движения, однако приемистость (время, за которое двигатель под нагрузкой развивает максимальные обороты) на них хуже. Количество промежуточных передач и соотношение между передаточными числами соседних передач характеризуются величиной плотности ряда передач — чем она выше, тем меньше падение оборотов двигателя при переключении между соседними передачами, тем плавнее происходит разгон автомобиля, облегчается работа синхронизаторов. Однако при этом растёт нагрузка на водителя — малейшее изменение условий движения начинает требовать перемены передачи, передачи становятся очень «короткими», а вождение — утомительным.

Высшие передачи, соответствующие которым пары шестерён имеют самые малые передаточные числа (около 1:1 или даже менее) — используются для движения с постоянной высокой скоростью. Двигатель при этом работает в основном с оборотами выше средних, вплоть до максимальных, что соответствует его максимальной мощности, которая как раз и необходима для развития максимальной скорости.

Например, у автомобиля ВАЗ-2106 рабочий диапазон оборотов двигателя — примерно 850…6000 об/мин, а диапазон частоты обращения колёс — от 60 об/мин (при скорости 7 км/ч, соответствующей движению на первой передаче на холостом ходу) до 1460 об/мин (при максимальной скорости в 154 км/ч; расчёт сделан для радиуса качения колеса, равного 28 см).

На высшей IV передаче с передаточным отношением 1:1 (прямой, при которой коленчатый вал двигателя напрямую соединяется через первичный вал со вторичным валом коробки передач и присоединённым к нему карданным валом) общее передаточное число трансмиссии будет определяться передаточным отношением редуктора главной передачи — в данном случае 4,1:1. Таким образом, на IV передаче этот автомобиль может двигаться в диапазоне скоростей примерно от 22 км/ч (при минимальных 850 об/мин) до 154 км/ч (при максимальных оборотах), а реально — и в ещё более узком, так как при оборотах, близких к минимальным, мощности двигателя может не хватать даже для равномерного движения, и двигатель будет глохнуть.

На высшей передаче автомобиль не может трогаться с места и двигаться на низкой скорости, зато может передвигаться на скорости вплоть до максимальной при оборотах двигателя, находящихся в приемлемых рамках. Обычная для междугородной трассы скорость в 90-110 км/ч развивается ВАЗ-2106 на IV передаче в диапазоне 3500-4000 об/мин, что соответствует оборотам максимального крутящего момента двигателя и, во-первых, способствует экономии топлива, так как именно данный режим работы двигателя является оптимальным с точки зрения экономичности, а во-вторых — обеспечивает автомобилю запас мощности на случай обгона. При необходимости же более интенсивного ускорения водитель может перейти на промежуточную III передачу, максимальная скорость на которой составляет примерно 120 км/ч.

Напротив, на низшей I передаче с передаточным отношением 3,24:1 общее передаточное число трансмиссии составляет уже 13,284:1, а диапазон скоростей — от 7 до 48 км/ч. На этой передаче машина может трогаться с места, маневрировать на парковке, двигаться в тяжёлых дорожных условиях, при невысокой скорости используя максимальные значения мощности и крутящего момента двигателя, но её максимальная скорость ограничена.

Силовой диапазон трансмиссии ВАЗ-2106, таким образом, равен 3,24 (для позднего варианта с 5-ступенчатой КП и главной парой 3,9:1 — 4,58).

Для переключения между ступенями коробки передач используется сцепление — фрикционная муфта с управлением от педали (как правило), обеспечивающая полное разобщение коробки передач с двигателем, что прекращает передачу через неё крутящего момента и позволяет водителю с приемлемыми затратами сил сдвинуть с места шестерни или муфты переключения передач, тем самым изменяя передаточное число трансмиссии, а также — плавное, безударное подсоединение коробки передач к двигателю, что также позволяет плавно трогаться с места — скорость первичного вала КПП при этом ниже, чем у коленчатого вала двигателя за счёт проскальзывания сцепления до момента его полного включения.

Скорость автомобиля при движении на передаче с заданным передаточным числом i определяется по формуле:

Va=3,6 πNrk/(30i0i)=0,377Nrk/(i0i){\displaystyle V_{a}=3,6~\pi Nr_{k}/(30i_{0}i)=0,377Nr_{k}/(i_{0}i)}[1], где:

  • Va{\displaystyle V_{a}} — скорость автомобиля [км/ч];
  • N{\displaystyle N} — число оборотов двигателя [об/мин];

Расчет зубчатых колес коробки передач на прочность и долговечность

Министерство образования и науки Российской Федерации

 

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего профессионального образования

 

«Кузбасский государственный технический университет

имени Т.Ф. Горбачева»

 

 

А.В. Буянкин

В.Г. Ромашко

 

ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ

(МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ПРАКТИЧЕСКИМ ЗАНЯТИЯМ)

 

 

Рекомендовано учебно-методической комиссией направления подготовки бакалавров 190700.62 «Технология транспортных процессов» профилей 190701.62 «Организация перевозок на автомобильном транспорте» и 190709.62 «Организация и безопасность движе­ния» в качестве электронного издания для использования в учебном процессе

 

 

Кемерово 2013

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

 

Цель дисциплины «Основы конструирования автомобилей» — дать студентам инженерные знания, необходимые для объективной оценки конструкций автотранспортных средств, их агрегатов и систем. Для этого в данном курсе решаются следующие задачи:

*   знакомство с основными требованиями к конструкциям автомобилей, их агрегатов и систем, изучение выходных и оценочных параметров агрегатов и систем;

*   изучение условий эксплуатации и нагрузочных режимов агрегатов и систем автомобилей;

*   изучение рабочих процессов агрегатов и систем автомобилей, оценка влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем;

*   знакомство с основами расчета агрегатов и систем автомобилей на прочность и долговечность.

При изучении данной дисциплины необходимо выделить требования, предъявляемые к конструкции агрегатов и систем автомобилей, и проанализировать, как эти требования выполняются в существующих конструкциях.

Основное внимание следует уделить изучению рабочих процессов и выходных параметров агрегатов и систем автомобилей. При этом необходимо выявить связи между рабочими процессами, нагрузочными режимами и требованиями к конструкции, а также отметить влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы, выходные параметры, надежность и долговечность автомобилей.

Знание теории рабочих процессов и теории прочности при конструировании и оценке эксплуатационных свойств автомобилей, методов и основных принципов расчета деталей и узлов на прочность и долговечность, умение применять их на практике, необходимо для объективной оценки совершенства конструкций автомобилей, правильного выбора типов подвижного состава и их оптимальной эксплуатации в различных условиях.

Проектирование трансмиссии автомобиля обычно осуществляется в такой последовательности: в зависимости от назначения автомобиля определить принципиальную схему трансмиссии, рассмотреть основные характеристики, выбрать принципиальные схемы агрегатов, провести их конструирование и выполнить расчеты на прочность основных деталей. При этом конструктор анализирует существующие конструкции, оценивает их конструктивные, производственные и эксплуатационные достоинства и недостатки, учитывает преемственность, особенности производства и возможности широкой унификации между существующими и проектируемыми образцами.

 

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

Расчет сцепления с приводом

Сцепление – механизм трансмиссии автомобиля, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от ведущих колес и вновь плавно их соединить.

Определение основных параметров и показателей нагруженности сцепления

Выбор размеров сцепления производится из условия передачи максимального крутящего момента двигателя посредством трения с некоторым запасом.

Статический момент трения сцепления , Н×м, определяют по формуле

,                                                 (1.1)

где – максимальный крутящий момент двигателя, Н×м;  – коэффициент запаса сцепления.

Значение коэффициента запаса сцепления выбирается с учетом неизбежного уменьшения коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков. С другой стороны, пиковые нагрузки в трансмиссии, независимо от их происхождения, должны ограничиваться пробуксовыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления не должен превышать определенного значения.

Средние значения коэффициента запаса сцепления можно принять по рекомендациям [5]:

· для легковых автомобилей – = 1,2 ¸ 1,75;

· для грузовых автомобилей – = 1,5 ¸ 2,2;

· для АТС повышенной проходимости – = 1,8 ¸ 3,0.

Ориентировочно наружный диаметр дисков , см, определяют по формуле

,                                                    (1.2)

где  – максимальный крутящий момент двигателя, кг×см; А – эмпирический коэффициент.

Величина эмпирического коэффициента выбирается в зависимости от типа транспортного средства [2]:

· для легковых автомобилей – А= 4,7;

· для грузовых автомобилей – А= 3,6;

· для АТС повышенной проходимости – А = 1,9.

При этом внутренний диаметр d, см, фрикционных накладок ориентировочно составляет:

.                                                (1.3)

Рассчитанные величины необходимо привести в соответствие с требованиями ГОСТ 12238 – 76 (таблица 1.1) [5].

 

Таблица 1.1 – Диаметры фрикционных накладок

D, мм 180 200 215 240 250 280 300
d, мм 100, 120, 125 120, 130, 140 140, 150, 160 160, 180 155, 180 165, 180, 200 165, 175, 200

 

 Продолжение табл. 1.1

D, мм 325 340 350 380 400 420
d, мм 185, 200, 220, 230 185, 195, 210 195, 200, 210, 240, 290 200, 220, 230 220, 240, 280 220, 240, 280

 

Средний радиус дисков , м, определяют по формуле

.                                                       (1.4)

 

 

Нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле

                                                  (1.5)

где – расчетный коэффициент трения; i – число пар трения.

Расчетный коэффициент трения зависит от ряда факторов: параметров фрикционных материалов, состояния и относительной скорости скольжения поверхностей трения, давления, температуры.

Расчетный коэффициент трения –  = 0,25 ¸ 0,3 [3].

Число пар трения [5]:

· для однодисковых сцеплений – i = 2;

· для двухдисковых сцеплений – i = 4.

Для сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами (рис. 1.1) нажимное усилие пружин , Н, рассчитывают по формуле

                              (1.6)

где – диаметр проволоки пружины, м;  – напряжение кручения пружины, Па; – число нажимных пружин; – диаметр пружины, м.

Рисунок 1.1 – Схема цилиндрической нажимной пружины

 

Обычно сцепление проектируется так, чтобы при выключении нажимное усилие пружин увеличивалось на 20 %, то есть:

                              (1.7)

где – усилие пружины при выключении сцепления, Н; – максимальное напряжение кручения, Па.

Максимальное напряжение кручения –  = 700 ¸ 900 МПа [4].

Число пружин выбирается в зависимости от наружного диаметра фрикционных накладок (таблица 1.2) [2] и должно быть кратно числу рычагов выключения.

 

Таблица 1.2 – Число нажимных пружин

D, мм 180 ¸ 250 280 300; 325 350; 380 400; 420
6 9 12 16 28

 

Нагрузка на пружину не должна превышать = 800Н [4].

Принимается = 3 ¸ 10 [4].

После выбора отношения  по формуле определяются диаметры проволоки и пружины, после чего согласовываются в соответствии с [5]:

 – 1,0; 1,2; 1,6; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0; 10,0.

– 16,0; 18,0; 20,0; 22,0; 25,0; 28,0; 32,0; 36,0; 40,0; 45,0; 50,0; 55,0; 60,0; 70,0.

После согласования уточняют нажимное усилие пружин по формуле (1.6).

Диафрагменная пружина (рисунок 1.2) представляет собой пружину Бельвиля, модифицированную для использования в автомобильных сцеплениях.

Рисунок 1.2 – Расчетная схема диафрагменной пружины

 

Нажимное усилие , Н, диафрагменной пружины определяют по формуле

,            (1.8)

где Е – модуль упругости первого рода, Па; d – толщина диафрагменной пружины, м; – перемещение пружины в месте приложения силы, действующей со стороны ведомого диска, м; k1, k2 – коэффициенты; h – высота сплошного кольца диафрагменной пружины, м;  – коэффициент Пуассона; – наружный диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Модуль упругости 1-го рода – Е = 2·105 МПа [4].

Толщина диафрагменной пружины – d = 2,0 ¸ 2,5 мм [4].

Перемещение пружины в месте приложения силы –  = 1,5 ¸ 2,0 мм [2].

Коэффициент Пуассона = 0,25 [4].

Коэффициенты определяют по формулам (1.9), (1.10):

,                                                        (1.9)

где – внутренний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Поскольку в расчетах можно принять , то из рекомендуемого соотношения = 1,2 ¸ 1,5 [5] можно найти внутренний диаметр сплошного кольца.

,                                                      (1.10)

где  – средний диаметр сплошного кольца диафрагменной пружины, м.

Средний диаметр , м, сплошного кольца диафрагменной пружины можно приближенно вычислить по формуле

.                                                 (1.11)

Усилие при выключении , Н, отличается от нажимного усилия передаточным числом диафрагменной пружины:

,                                         (1.12)

где – внутренний диаметр лепестков диафрагменной пружины, м.

Внутренний диаметр лепестков , м, диафрагменной пружины можно определить из рекомендованного соотношения [4]:

2,5.

Высоту сплошного кольца диафрагменной пружины можно найти, задаваясь значением из рекомендованного соотношения [4]:

= 1,5 ¸ 2,0.

Отношение высоты сплошного кольца диафрагменной пружины к ее толщине определяет нелинейность пружины. При 1,6 на характеристике пружины имеется большая область с постоянной осевой силой; при 2,8 возможно «выворачивание» пружины.

Давление на фрикционные накладки , Па, рассчитывают по формуле

,                                             (1.13)

где F – площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки, м2.

Допустимые давления на фрикционные накладки – [ ] = 0,15 ¸ 0,25 МПа [4].

Меньшие значения имеют сцепления грузовых автомобилей и автобусов или автомобилей, работающих в тяжелых дорожных условиях; большие значения – сцепления легковых автомобилей.

К показателям нагруженности деталей сцепления относятся удельная работа буксования (отражающая также износостойкость сцепления) и нагрев деталей сцепления при одном трогании с места.

Удельную работу буксования сцепления , Дж/м2, рассчитывают по формуле

,                                         (1.14)

где  – работа буксования, Дж.

Работу буксования , Дж, определяют по формуле

,                                        (1.15)

где  – момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя маховика, заменяющего поступательно движущуюся массу автомобиля, кг×м2;  – угловая скорость коленчатого вала, рад/с;  – момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м.

При определении работы буксования следует иметь в виду, что формула (1.15) выведена при следующих допущениях:

· для исключения влияния водителя предполагается, что сцепление включается мгновенно;

· угловая скорость коленчатого вала двигателя в процессе включения постоянна;

· крутящий момент двигателя, равный передаваемому сцеплением моменту, растет пропорционально времени;

· момент сопротивления движению – величина постояная.

Такая идеализация процесса включения сцепления позволяет проводить лишь ориентировочные расчеты. Для повышения точности результатов следует учитывать упругие свойства трансмиссии как колебательной системы и изменение переменных, входящих в формулу (1.15) в реальных условиях эксплуатации.

Момент инерции условного маховика , кг×м2, заменяющего собой поступательно движущуюся массу автомобиля, рассчитывают по формуле

,                                                   (1.16)

где  – момент инерции маховика двигателя, кг×м2;  – момент инерции условного маховика, приведенного к ведущему валу коробки передач, кг×м2.

Величины момента инерции маховиков приведены в таблице 1.4 [6].

 

Таблица 1.4 – Момент инерции маховика двигателя

Автомобиль ЗАЗ-968 ВАЗ-2101 ВАЗ-2121 Москвич-2140 ГАЗ-24
, кг·м2 0,118 0,130 0,130 0,170 0,310

 

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль УАЗ-469 РАФ-2203 ПАЗ-3201 ЛиАЗ-677 ЛАЗ-695Е
, кг·м2 0,360 0,314 0,510 1,070 0,991

 

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль ЛАЗ-699Н ГАЗ-52 ГАЗ-3307 ЗИЛ-431410 ЗИЛ-133
, кг·м2 1,740 0,491 0,510 0,991 0,991

 

Продолжение табл. 1.4

Автомобиль КамАЗ-5320 Урал-375 КрАЗ-257 МАЗ-5551 МАЗ-5432
, кг·м2 2,070 1,740 4,61 2,60 4,61

 

 

Момент инерции условного маховика , кг×м2, приведенного к ведущему валу коробки передач, рассчитывают по формуле

,                                                   (1.17)

где  – полная масса автомобиля, кг; – радиус качения колеса, м;  – передаточное число главной передачи;  – передаточное число первой ступени коробки передач.

Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, для автомобилей с бензиновыми двигателями рассчитывают по формуле

,                                              (1.18)

где  – угловая скорость при максимальном крутящем моменте, рад/с.

Для автомобилей с дизелями угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле

,                                                  (1.19)

где  – угловая скорость при максимальной мощности, рад/с.

Угловую скорость коленчатого вала двигателя , рад/с, определяют по формуле

,                                                       (1.20)

где  – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя , Н×м, рассчитывают при допущении о равенстве радиусов качения всех колес автомобиля по формуле

,                                              (1.21)

где g – ускорение свободного падения, м/с2;  – коэффициент общего дорожного сопротивления; – КПД трансмиссии.

Ускорение свободного падения – g = 9,8 м/с2 [5].

Коэффициент общего дорожного сопротивления – = 0,02 [4].

КПД механической трансмиссии  принимают согласно данным таблицы 1.5 [5] в зависимости от типа АТС и типа главной передачи.

 

Таблица 1.5 – КПД механической трансмиссии

Легковые АТС

Грузовые АТС

и автобусы

Много-

приводные АТС

классической компоновки передне-приводные с одинарной главной передачей с двойной главной передачей
0,92 0,95 0,9 0,86 0,84

 

Допустимая удельная работа буксования [4]:

· для легковых автомобилей – [ ] = 50 ¸ 70 Дж/см2;

· для грузовых автомобилей – [ ] = 15 ¸ 120 Дж/см2;

· для автопоездов – [ ] = 10 ¸ 40 Дж/см2.

При определении теплового режима сцепления рассчитывается нагрев ведущего диска. Маховик имеет значительно большую массу, чем нажимной диск, и поэтому температура его нагрева сравнительно невелика.

При расчете нагрева ведущего диска принимается допущение, что теплопередача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования используется на нагрев диска.  

Нагрев ведущего диска , °С, при одном трогании с места рассчитывают по формуле

,                                                   (1.22)

где  – доля теплоты, поглощаемая диском;  – масса нажимного диска, кг;  – удельная теплоемкость стали, Дж/(кг×град).

Доля теплоты, поглощаемая диском [4]:

· для ведущего диска однодискового сцепления и среднего диска двухдискового – = 0,5;

· для наружного нажимного диска двухдискового сцепления – = 0,25.

Радиальные размеры дисков выбираются, исходя из размеров фрикционных накладок. Толщина нажимного диска , м, предварительно принимается в зависимости от наружного диаметра накладок и затем уточняется по результатам теплового расчета сцепления:

.                                            (1.23)

Удельная теплоемкость стали –  = 481,5 Дж/(кг×град) [5].

Плотность стали –  = 7600 ¸ 7800 кг/м3 [5].

Допустимый нагрев нажимного диска – [ ] = 10 ¸ 15 °С [4].

Полученная расчетная температура является условной (определение ее проведено при одном трогании автомобиля с места) и используется при сравнительной оценке конструкций сцеплений различных типов. В действительности же процесс нагрева дисков значительно сложнее, и поэтому температура деталей сцепления в процессе работы автомобиля значительно выше.

При выборе основных параметров сцеплений и их приводов могут быть использованы данные таблицы 1.6 [5].

 

Расчет привода сцепления

Удобство управления сцеплением обеспечивается правильным выбором передаточного числа привода, чтобы иметь:

1. Оптимальную величину перемещения педали, не более [5]:

· для легковых автомобилей –  = 160 мм;

· для грузовых автомобилей –  = 190 мм.

2. Максимальную величину усилия на педали, не более [3]:

· сцепления с усилителем –   = 150 Н;

· сцепления без усилителя –  = 250 Н.

Механические приводы (рисунок 1.3, а) в настоящее время применяются только на легковых автомобилях особо малого класса; на грузовых автомобилях, автобусах и легковых автомобилях малого класса и выше применяют гидропривод (рисунок 1.3, б).

Таблица 1.6 – Основные параметры фрикционных дисковых сцеплений

Параметр, размерность

МеМЗ-968

АЗЛК-412

ВАЗ-2101

ВАЗ-2103

ВАЗ-2121

ГАЗ-24

ГАЗ-53

ЗИЛ-130

ЯМЗ

14 236К 238
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Максимальный крутящий момент двигателя, Н·м 74,5 111,8 87,3 105,9 121,6 186,3 284,4 402,1 637,4 666,9 882,6
Число ведомых дисков 1 1 1 1 1 1 1 1 2 2 2
Коэффициент запаса сцепления 2,08 1,57 2,05 1,62 1,44 1,55 1,81 2,15 2,0 2,35 2,14
Допустимая частота вращения, об/мин   4400   5800   7000   7000   7000   4500   3200   3200   2600   2100   2100
Фрикционные накладки, мм: наружный диаметр внутренний диаметр толщина   190 130 3,5   204 146 3,3   200 142 3,3   200 142 3,3   200 130 3,3   225 150 3,5   300 164 4,0   342 186 4,0   350 200 4,5   400 220 4,0   400 220 4,0
Максимальный диаметр кожуха сцепления, мм   245   270   263   263   263   279   352   400   410   464   460
Число рычагов выключения   3   181   181   181   181   3   3   4   4   4   4
Нажимные пружины: число усилие в выключенном сцеплении, кН усилие во включенном сцеплении, кН радиус установки, мм   6   4,07   3,72 80   1   –   – 1942   1   –   – 1952   1   – – 187,52   1   –   – 187,52   9 2   5,50   5,14 89   12   8,39   7,54 108   16   12,00   10,90 126   12   13,30   11,18 125     14 2   11,84   11,06 168 и 128     12 2   13,78   12,90 168 и 128

 

 

Продолжение табл. 1.6

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Параметры нажимной пружины: жесткость, Н/мм диаметр проволоки, мм средний диаметр, мм усилие в рабочем состоянии, Н число рабочих витков     40,2 4,0 25 623 4,0     – 2,293 – 33404     – 2,23 – 34944     – 2,23 – 30894     – 2,323 – 36204     5,7 и 10,1 3,0 28,5 и 21,5 257 и 314 7 и 9,5     28,5 4,2 24,8 628 7     38,1 4,5 25,5 682 8,5     21,2 5,5 38,5 931 7,5     14,4 4,5 31,5 461 9     14,4 4,5 31,5 461 9
Давление на фрикционные накладки, МПа 0,235 0,210 0,224 0,198 0,200 0,233 0,153 0,165 0,167 0,140 0,115
Расчетный коэффициент трения 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,22 0,25 0,25
Передаточные числа: рычагов вилки   4,5 1,69   3,5 1,8   3,5 2,5   2,43 2,45   2,43 2,45   3,79 1,44   4,68 1,68   5,33 2,12   4,85 1,67   4,7 ¸ 5,4 1,86   4,7 ¸ 5,4 1,86
Ход муфты выключения, мм: холостой рабочий 2 ¸ 3 10 4,5 ¸ 5,5 7,1 2 8 2 8 ¸ 9 2 8 ¸ 9 2,5 10 4 11,7 3 ¸ 4 9,6 3,6 16 3,6 15 3,6 16
Масса сцепления (без маховика, картера и механизма привода), кг     4,1     6,1     4,38     5,52     5,55     14,0     20,0     20,5     –     63,8     64,2

 

Примечание:

1число лепестков диафрагменной пружины.

2диаметр приложения нагрузки диафрагменной пружины.

3толщина диафрагменной пружины.

4рабочее усилие на нажимном диске.

                  а)                                                                 б)

Рисунок 1.3 – Схемы приводов сцепления:

а – механический привод; б – гидравлический привод

 

При расчете привода рассчитываются его передаточное число, усилие на педали и ход педали.

Общее передаточное число привода  от педали до нажимного диска можно определить по формуле

,                                          (1.24)

где  – передаточное число педали сцепления;  – передаточное число вилки выключения; – передаточное число рычагов выключения; a, b – плечи педали; c, d – плечи вилки выключения; е, f – плечи рычагов.

Полный ход педали механического привода складывается из свободного хода педали, рабочего хода и упругих деформаций элементов привода. Полный ход педали , мм, механического привода рассчитывается по формуле

,                           (1.25)

где  – свободный ход педали, мм;  – рабочий ход педали, мм; d – зазор в механизме выключения (между муфтой и рычагами выключения), мм; DS – ход нажимного диска, мм.

Величина зазора в механизме выключения [2]:

· сцепления с периферийными цилиндрическими пружинами – d = 1,5 ¸ 2,0 мм;

· сцепления с центральной диафрагменной пружиной – d = 3,5 ¸ 4,0 мм.

Ход нажимного диска [5]:

· однодисковых сцеплений – DS = 1,5 ¸ 2,0 мм;

· двухдисковых сцеплений – DS = 2,4 ¸ 2,8 мм.

Выполненные конструкции приводов имеют обычно следующие значения передаточных чисел:

= 30 ¸ 45; = 3,8 ¸ 5,5; = 1,4 ¸ 2,2 [5].

Передаточное число  гидропривода определяют по формуле

,                                                 (1.26)

где – диаметр главного цилиндра, мм; – диаметр исполнительного цилиндра, мм.

Диаметры главного и исполнительного цилиндров выполняются обычно равными:

1,0.

Полный ход педали сцепления при гидроприводе рассчитывают аналогично (формула (1.25)).

Усилие на педали , Н, определяют по формуле

,                                              (1.27)

где – КПД привода сцепления.

КПД привода сцепления [3]:

· механического привода –  = 0,7 ¸ 0,8;

· гидравлического привода –  = 0,8 ¸ 0,9.

Если усилие на педали больше допустимого, то в привод необходимо устанавливать усилитель.

 

2 Расчет коробки передач

Коробка передач – механизм трансмиссии автомобиля, предназначенный для изменения силы тяги на ведущих колесах путем изменения передаточного числа, длительного отсоединения двигателя от ведущих колес, а также обеспечения движения автомобиля задним ходом.

 

2.1 Определение основных параметров коробки передач

Основные размеры коробки передач  определяют после  выбора ее схемы (рисунок 2.1).

                      а)                                                                      б)

Рисунок 2.1 – Принципиальная кинематическая схема четырехступенчатой коробки передач:

а – двухвальной, б – трехвальной;

1 – ведущий вал, 2 – ведомый вал, 3 – промежуточный вал.

 

В первую очередь оценивается межосевое расстояние.

Межосевое расстояние А, мм, приближенно можно определить по формуле:

,                                                 (2.1)

где а – эмпирический коэффициент.

Величина эмпирического коэффициента зависит от типа транспортного средства [3]:

· для легковых автомобилей – a = 14,5 ¸ 16,0;

· для грузовых автомобилей – a = 17,0 ¸ 19,5;

· для транспортных средств с дизелями – a = 20,5 ¸ 21,5.

Для коробок передач легковых автомобилей:

 А = 65 ¸ 80 мм [5].

Для коробок передач грузовых автомобилей рекомендуется следующий рациональный ряд межосевых расстояний (таблица 2.1) [5].

 

Таблица 2.1 – Рекомендуемые значения параметров коробок передач

, Н·м 170 260 340 ¸ 420 700 ¸ 850 900 ¸ 1150
А, мм 85 105 125 140 160
Число передач 4 5 5 5 10

 

Затем устанавливается нормальный модуль зубчатых колес. Нормальный модуль определяется из условий изгибной прочности на усталость или статической прочности при действии максимального момента.

При выборе модуля необходимо учитывать, что его уменьшение при увеличении ширины зубчатого венца зубчатых колес приводит к уменьшению уровня шума. Для уменьшения массы коробки передач следует увеличивать модуль путем уменьшения ширины венцов (при том же межосевом расстоянии).

Для грузовых автомобилей уменьшение уровня шума имеет меньшее значение, чем для легковых, и следует большее внимание уделять уменьшению массы зубчатых передач.

Нормальный модуль , мм, определяют по формуле:

,                                                     (2.2)

где d – диаметр начальной окружности, мм; b – угол наклона спирали зубьев, град;         Z – число зубьев зубчатого колеса.

Торцевой модуль , мм, рассчитывают по формуле:

.                                                        (2.3)

Как правило, модуль принимается одинаковый для всех зубчатых колес коробки передач, что дает некоторые технологические преимущества. Величина модуля зависит от передаваемого момента и типа транспортного средства (таблица 2.2) [4].

 

Таблица 2.2 – Значения нормального модуля зубчатых колес коробок передач

, Н×м , мм Тип транспортного средства
100 ¸ 200 2,25 ¸ 2,75 Легковые автомобили особо малого и малого класса
200 ¸ 400 2,75 ¸ 3,5 Легковые автомобили среднего класса и грузовые малой грузоподъемности
400 ¸ 600 3,5 ¸ 4,25 Грузовые автомобили средней грузоподъемности

Продолжение табл. 2.2

600 ¸ 800 4,25 ¸ 5,0 Грузовые автомобили большой грузоподъемности
800 ¸ 1000 5,0 ¸ 6,0 Первая передача в коробках передач грузовых автомобилей большой грузоподъемности при малом числе зубьев шестерни (Z=12)

 

Стандартные значения нормального модуля, мм [5]:

 = 1,0; 1.25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; и т. д.

Большинство зубчатых колес в коробках передач выполняют косозубыми для уменьшения шума при работе и повышения прочности. При выборе угла наклона учитывают ряд факторов: необходимость обеспечения достаточного осевого перекрытия зубьев; ограничение осевой силы, действующей на подшипники валов; необходимость выдержать заданное межосевое расстояние; условие уравновешивания осевых сил на промежуточном валу (для трехвальных коробок передач).

Угол наклона линии зубьев [5]:

· для зубчатых колес двухвальных коробок передач легковых автомобилей –      b = 20 ¸ 25°;

· для зубчатых колес трехвальных коробок передач легковых автомобилей –       b = 22 ¸ 34°;

· для зубчатых колес коробок передач грузовых автомобилей – b = 18 ¸ 26°.

Рабочую ширину венцов зубчатых колес коробки передач b, мм, можно определить из соотношения:

.                                     (2.4)

При определении ширины венцов зубчатых колес следует учитывать, что при применении зубчатых колес большей ширины повышаются требования к жесткости валов коробки передач.

Число зубьев колес определяется по известному передаточному числу коробки передач (при условии равенства модулей).

Так, например, для второй передачи трехвальной четырехступенчатой коробки передач (рисунок 2.1, б):

,                                           (2.5)

где  – передаточное число привода промежуточного вала; – передаточное число зубчатой пары второй передачи.

В обозначении числа зубьев принято следующее: нечетные индексы относятся к ведущим зубчатым колесам, четные – к ведомым. Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, большее – колесом.

Число зубьев шестерни первичного вала  = 17 ¸ 27 [5], передаточное число привода промежуточного вала  = 1,6 ¸ 2,5 [2].

Задаваясь числом зубьев шестерни первичного вала и передаточным числом привода промежуточного вала, можно определить число зубьев зубчатого колеса привода промежуточного вала.

После этого необходимо проверить межосевое расстояние по числу зубьев:

.                                                (2.6)

При определении числа зубьев необходимо учитывать, что нечетное число суммы зубьев передачи предпочтительнее, так как уменьшается возможность получения суммы чисел зубьев с общим множителем, что приводит к неравномерности износа зубьев.

Путем варьирования углом наклона спирали зубьев в заданных пределах необходимо добиться точного совпадения определяемого межосевого расстояния с вычисленным по формуле (2.1). В крайнем случае можно изменять модуль зубчатых колес.

Передаточное число зубчатой пары , можно определить из формулы (2.5)

.                                                (2.7)

Число зубьев зубчатого колеса на промежуточном валу можно рассчитать по формуле

,                                           (2.8)

где  – угол наклона спирали зубьев для данной зубчатой пары.

Затем определяется число зубьев шестерни на ведомом валу, после чего необходимо проверить межосевое расстояние по числу зубьев рассчитанной зубчатой пары. При этом необходимо помнить, что число зубьев зубчатого колеса должно быть целым числом. После определения числа зубьев для каждой пары зубчатых колес необходимо уточнить передаточные числа коробки передач на каждой передаче.

Число зубьев шестерни первой передачи, располагающейся на промежуточном валу коробки передач, выбирается минимальным –  = 13 ¸ 17 [3], что обусловливается применением шестерни первичного вала с достаточно большим диаметром (для размещения в ней подшипника вторичного вала).

Передаточное число пары зубчатых колес должно быть [2]:

· на низшей передаче –  3,5 ¸ 4,0;

· на высшей –  0,6 ¸ 0,8.

Для двухвальной коробки передач расчет ведется аналогично, однако в формулах отсутствует передаточное число привода промежуточного вала и по формуле (2.8) определяется число зубьев зубчатых колес с четными индексами.

При выборе основных параметров зубчатых колес коробки передач могут быть использованы данные таблицы 2.3 [5].

 

Расчет зубчатых колес коробки передач на прочность и долговечность

При расчете коробки передач расчетный момент определяется по максимальному крутящему моменту двигателя. Расчет зубчатых колес производится: на прочность – по напряжениям изгиба зубьев и на долговечность – по контактным напряжениям.

Напряжение изгиба , Па, рассчитывают по формуле

,                                                   (2.9)              

где Р – окружное усилие, Н; y – коэффициент формы зуба.

Окружное усилие Р, Н, рассчитывают по формуле

,                              (2.10)

где  – передаточное число до рассчитываемого зубчатого колеса; r – радиус начальной окружности зубчатого колеса, м.

Таблица 2.3 – Параметры зубчатых колес механических ступенчатых коробок передач

Шестерни передачи

Межосевое расстояние, мм

Число зубьев ведущих шестерен Число зубьев ведомых колес Рабочая ширина венцов, мм Нормальный модуль, мм Угол наклона линии зубьев, град
1

2

3 4 5 6 7

ЗАЗ-968

Первой Второй Третьей Четвертой

72,88

10 17 22 27 38 36 31 26 13,0 14,0 14,0 15,0 2,75 2,50 2,50 2,50 25 24 24 24

ВАЗ-2101

Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей

68,00

17 15 20 24 29 33 27 21 16,0 15,5 15,0 16,0 2,50 31 27 29 31

ГАЗ-24

Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей

77,00

16 15 20 25 29 29 25 20 15,5 17,5 16,5 16,5 2,75 3,00 3,00 2,75 34º22’31» 29º8’42» 29º8’42» 34º22’31»

ГАЗ-53А

Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей

110,63

17 14 25 34 41 38 32 24 20,0 24,0 20,0 22,0 3,50 4,25 3,50 3,50 23º26’5» 0 23º26’5» 23º26’5»

ЗИЛ-130

Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей Четвертой 123,25

20

13

22

31

38

43 45 42 33 26 25,0 30,0 29,0 28,0 26,0 3,50 4,25 3,50 3,50 3,50 24º40’15» 0 24º40’15» 24º40’15» 24º40’15»
        

 

 

Продолжение табл. 2.3

1 2 3 4 5 6 7

ЯМЗ-238А

Привода промежуточного вала Первая Второй Четвертой 165,75 28 27 33 44 38 39 34 23 35,0 37,0 32,0 32,0 4,50 4,50 4,50 4,50 26º22’20» 24 23 23º30’

ЯМЗ-236Н

Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей Пятой 165,75 28 16 22 33 47 38 62 47 37 23 25,0 32,0 32,0 32,0 32,0 4,50 4,25 4,25 4,25 4,25 26º22’20» 0 26 24 24

КамАЗ, тип 15

Привода промежуточного вала Первой Второй Третьей Четвертой 160,00 25 12 21 28 36 46 51 46 38 30 31,5 38,0 33,5 31,0 30,0 4,25 5,00 4,50 4,50 4,50 18 0 17 19º31’ 21

Коэффициент формы зуба у, приближенно определяют по формуле

.                                             (2.11)

Допустимые напряжения изгиба зубьев приведены в таблице 2.4 [2].

 

Таблица 2.4 – Допустимые напряжения изгиба зубьев, МПа

Передача Легковые автомобили Грузовые автомобили
Первая, задний ход 350 ¸ 400 500 ¸ 900
Высшие передачи 180 ¸ 350 150 ¸ 400

 

В основу расчета по контактным напряжениям положена зависимость Беляева-Герца для наибольших нормальных напряжений в зоне контакта, возникающих при сжатии двух цилиндров.

Контактные напряжения , Па, определяют по формуле:

,                         (2.12)

где a – угол зацепления шестерен, град; ,  – радиусы начальных окружностей шестерен в паре, м; «+» – для внешнего зацепления;   «-» – для внутреннего зацепления.

Угол зацепления шестерен – a = 20° [5].

Допустимые напряжения сжатия приведены в таблице 2.5 [2].

 

Таблица 2.5 – Допустимые напряжения сжатия, МПа

Передача Легковые автомобили и грузовые малой грузоподъемности Грузовые автомобили
Первая, задний ход 1500 ¸ 2000 3000 ¸ 4000
Высшие передачи 1000 ¸ 1400 2000 ¸ 2800

Расчет синхронизаторов

Цель расчета синхронизатора (рисунок 2.2) — определение углов наклона конусов поверхностей выравнивающих и блокирующих элементов, обеспечивающих соблюдение условия невключения передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемых зубчатого колеса и вала, а также момента трения и времени синхронизации.

Рисунок 2.2 – Расчетная схема инерционного конусного синхронизатора

 

При расчетах синхронизатора пренебрегают влиянием сопротивления масла на снижение частоты вращения зубчатых колес, так как оно при нормальном температурном режиме не оказывает существенного влияния на процесс синхронизации. Предполагается также, что скорость автомобиля за время синхронизации не изменяется.

Синхронизаторы принято оценивать по удельной работе буксования.

Удельную работу буксования , Дж/м2, рассчитывают по формуле

,                                                    (2.13)

где  – работа буксования при выравнивании угловых скоростей вала и установленного на нем зубчатого колеса, Дж;  – площадь поверхности трения синхронизатора, м2.

Работу буксования , Дж, определяют по формуле

,                                    (2.14)

где  – суммарный приведенный момент инерции, кг·м2;  – расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач, рад/с;  – передаточное число выключаемой передачи;  – передаточное число включаемой передачи.

Для трехвальной коробки передач суммарный приведенный момент инерции , кг·м2, можно определить следующим образом:

,       (2.15)

где  – момент инерции ведомого диска сцепления, кг·м2;  – момент инерции ведущего вала коробки передач, кг·м2;  – момент инерции ведущей шестерни привода промежуточного вала, кг·м2;  – момент инерции промежуточного вала, кг·м2;  – момент инерции шестерен постоянного зацепления на промежуточном валу, кг·м2;  – момент инерции зубчатого колеса на ведомом валу коробки передач, кг·м2.

При расчетах необходимо учитывать, что в пятиступенчатых коробках передач грузовых автомобилей синхронизированы только высшие передачи, а первая передача и передача заднего хода включаются кареткой.

Для двухвальной коробки передач:

,                        (2.16)

где  – суммарный момент инерции зубчатых колес на ведущем валу, кг·м2.

Момент инерции J, кг×м2, диска (шестерни, вала) относительно оси, проходящей через его центр и перпендикулярной плоскости его вращения, в общем случае можно определить по формуле

,                                                   (2.17)

где M – масса диска, кг; R – радиус диска, м.

Для нахождения моментов инерции валов необходимо определить их размеры. Размеры валов коробок передач выбираются, исходя из условия обеспечения достаточной их жесткости. Диаметр ведущего вала , мм, коробки передач приближенно определяют по формуле

,                                             (2.18)        

где k – эмпирический коэффициент.

Эмпирический коэффициент – k = 4,0 ¸ 4,6 [5].

Длину ведущего (ведомого) валов , м, двухвальной коробки передач приближенно рассчитывают по формуле

.                                       (2.19)

Длину ведущего вала , м, трехвальной коробки передач можно найти из рекомендуемого отношения диаметра ведущего вала к его длине [2]:

= 0,16 ¸ 0,18,

где  – диаметр ведущего вала, м.

Ведомый и промежуточный валы трехвальной коробки передач – ступенчатые, и их диаметр , м, в средней части определяют по формуле

.                                           (2.20)

Отношения диаметров валов трехвальной коробки к их длинам для промежуточного и ведомого валов соответственно [2]:

= 0,16 ¸ 0,18;

= 0,18 ¸ 0,21.

Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач приведена в таблице 2.6 [5].

 

Таблица 2.6 – Расчетная угловая скорость коленчатого вала двигателя при переключении передач, рад/с

Направление

переключения

передач

Бензиновый двигатель

Дизель
легкового автомобиля грузового автомобиля грузового автомобиля
С низшей на высшую (0,6 ¸ 0,7)   (0,7 ¸ 0,8) , не менее (0,75 ¸ 0,85)  
С высшей на низшую (0,4 ¸ 0,5)   (0,5 ¸ 0,6) , не менее (0,9 ¸ 1,0)

 

Площадь поверхности трения выравнивающего элемента синхронизатора , м2, определяют по формуле

,                                                  (2.21)

где r – средний радиус поверхности трения конуса синхронизатора, м;  – ширина кольца трения по образующей конуса, м.

Средний радиус поверхности трения выравнивающего элемента синхронизатора r, м, рассчитывают по формуле

,                                                   (2.22)

где – момент трения на поверхности конуса, Н·м; d – половина угла при вершине конуса, град; m – коэффициент трения; S – осевая сила, Н.

Момент трения на поверхности конуса рассчитывают по формуле

,                                     (2.23)

где  – время синхронизации, с.

Время синхронизации приведено в таблице 2.7 [5].

 

Таблица 2.7 – Время синхронизации, с

Передачи Легковые автомобили Грузовые автомобили
Низшие 0,5 ¸ 0,8 1,0 ¸ 1,5
Высшие 0,15 ¸ 0,3 0,3 ¸ 0,8

 

Одним из важнейших конструктивных параметров синхронизатора является угол конусности поверхностей трения. Низший предел половины угла конусности для пары «сталь – бронза» – d = 6 ¸ 12° [4]. Из-за возможного заклинивания поверхностей трения половина угла конусности должна быть больше угла трения, который связан с коэффициентом трения зависимостью:

,                                                      (2.24)

где r – угол трения, град. 

Коэффициент трения для пары «сталь – бронза» – m = 0,06 ¸ 0,1 [4].

Осевую силу S, Н, определяют по формуле

,                                               (2.25)

где  – усилие, прикладываемое водителем к рычагу коробки передач, Н;       – передаточное число рычага переключения передач (отношение хода рукоятки к ходу муфты).

Усилие, прикладываемое водителем к рычагу коробки передач [5]:

· легковых автомобилей и автобусов –  £ 60 Н;

· грузовых автомобилей –  £ 100 Н.

Передаточное число рычага переключения передач [5]:

· легковых автомобилей – = 2 ¸ 5;

· грузовых автомобилей – = 7 ¸ 13.

Ширину кольца трения по образующей конуса , м, определяют по формуле

,                                             (2.26)

где  – допустимое давление на поверхность конуса, Па.

Допустимое давление –  = 1,0 ¸ 1,5 МПа [5].

Допустимая удельная работа буксования [4]:

· для синхронизаторов легковых автомобилей – [ ] = 0,03 ¸ 0,1 МДж/м2;

· для синхронизаторов грузовых автомобилей – [ ] = 0,05 ¸ 0,4 МДж/м2.

Нижние пределы соответствуют высшим передачам, верхние – низшим.

При выборе основных параметров синхронизаторов коробок передач могут быть использованы данные таблицы 2.8 [5].

 

Таблица 2.8 – Основные размеры и показатели напряженности инерционных синхронизаторов механических коробок передач

Модель коробки передач Передача Средний радиус поверхности трения, мм Ширина кольца трения, мм Угол трения, град Момент трения, Н·м Время синхронизации, с Удельная работа буксования, Дж/см2
ВАЗ-2101 I / II III / IV 37,0 7,0 42 4,97 0,98 / 0,64 0,57 / 0,31 11,2 / 10,0 9,82 / 6,57
ГАЗ-24 I / II III / IV 30,5 27,5 9,5 35 4,61 / 7,61 3,81 0,94 / 0,83 0,50 / 0,28 7,90 / 8,15 6,30 / 4,87
ГАЗ-53 III / IV 31,0 10,0 35 5,08 1,70 / 0,92 21,1 / 18,6
ЗИЛ-130 II / III IV / V 45,8 40,0 11,0 30 12,2 9,27 2,26 / 0,88 0,57 / 0,34 17,34 / 8,42 5,65 / 4,28
ЯМЗ-236Н II / III IV / V 75,0 59,0 16,0 26 47,2 29,2 1,59 / 0,57 0,61 / 0,26 19, 42 / 9,03 11,65 / 4,82
КамАЗ, тип 15 II / III IV / V 92,0 65,0 / 57,0 17,0 / 15,0 15,0 30 75,7 / 67,0 33,4 / 25,7 1,18 / 1,02 0,84 / 0,61 19,48 / 11,17 12,18 / 9,70

 

3 Расчет карданной передачи

Карданная передача – механизм трансмиссии автомобиля, предназначенный для передачи крутящего момента между агрегатами, оси валов которых не совпадают или могут изменять свое относительное положение при движении автомобиля.

 

3.1 Расчет карданной передачи с шарнирами неравных угловых скоростей

При расчете карданных передач с шарнирами неравных угловых скоростей рассчитываются карданный вал, крестовина, вилки и подшипники карданного шарнира.

Для определения основных размеров карданного вала необходимо определить максимальную частоту вращения карданного вала, соответствующую максимальной скорости автомобиля.

Максимальную частоту вращения карданного вала , об/мин, соответствующую максимальной скорости автомобиля, рассчитывают по формуле

,                                                    (3.1)

где  – передаточное число высшей ступени коробки передач; k – коэффициент.

Значения коэффициента [6]:

· для бензиновых двигателей без ограничителя максимальной частоты вращения коленчатого вала – k = 1,2;

· для дизелей и бензиновых двигателей с ограничителем максимальной частоты вращения коленчатого вала – k = 1,0.

Для определения основных размеров карданного вала необходимо также определить расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей ступени в коробке передач.

Расчетный крутящий момент на карданном валу , Н×м, определяют по формуле

.                                               (3.2)

После определения максимальной частоты вращения карданного вала и расчетного крутящего момента на карданном валу из таблицы 3.1 [5], выбирают соответствующие размеры сечений труб карданных валов.

Критическую частоту вращения карданного вала , об/мин, определяют по формуле

,                                        (3.3)

где  – внешний диаметр карданного вала, м;  – внутренний диаметр карданного вала, м;  – длина карданного вала, м.

Расчетная критическая частота вращения карданного вала обычно превосходит действительное значение вследствие податливости опор, неточной балансировки вала, наличия зазоров в шлицевых соединениях. Опыт эксплуатации показал, что для удовлетворительной работы карданной передачи необходимо вводить коэффициент запаса по критической частоте вращения:

= 1,5 ¸ 2,0.                                               (3.4)

 

 

Таблица 3.1 – Размеры сечений труб карданных валов и их нагрузочная способность

Размеры сечения

Момент сопротивления

сечения кручению, см3

Полярный момент инерции сечения, см4

Расчетный крутящий момент на карданном валу, при напряжении кручения, Н·м

Допустимая длина

карданного вала, при максимальной частоте вращения, см

внутренний диаметр, мм толщина стенки, мм 100 ¸ 120 МПа 25 ¸ 55 МПа 3000 об/мин 4000 об/мин 5000 об/мин
45 2,5 8,44 21,10 844 ¸ 1000 211 ¸ 464 134 116 104
46 2,5 8,81 22,46 881 ¸ 1050 220 ¸ 484 137 119 106
55 2,0 9,87 29,13 977 ¸ 1180 247 ¸ 543 149 129 115
55 2,5 12,47 37,40 1247 ¸ 1500 312 ¸ 686 150 130 116
55 3,5 17,82 55,23 1783 ¸ 2140 445 ¸ 979 151 131 117
63 3,5 23,16 81,06 2316 ¸ 2780 579 ¸ 1273 161 139 125
66 2,0 14,12 49,43 1412 ¸ 1700 353 ¸ 776 162 140 126
71 1,6 12,97 48,11 1297 ¸ 1560 324 ¸ 712 168 145 130
71 1,8 14,63 54,57 1463 ¸ 1750 366 ¸ 805 168 146 130
71 2,0 16,30 61,14 1630 ¸ 1950 407 ¸ 895 168 146 130
71 2,1 17,15 64,48 1775 ¸ 2060 429 ¸ 943 169 146 131
71 2,2 17,99 67,83 1779 ¸ 2180 450 ¸ 990 169 147 131
71 2,5 20,54 78,05 2054 ¸ 2460 513 ¸ 1128 169 147 131
71 3,0 24,84 95,63 2484 ¸ 2980 621 ¸ 1366 170 147 132
82 2,5 27,26 118,60 2726 ¸ 3280 621 ¸ 1366 181 157 140
82 3,0 32,93 144,90 3293 ¸ 3950 621 ¸ 1366 182 158 141
82 3,5 38,67 172,10 3867 ¸ 4640 621 ¸ 1366 182 158 141
82 4,0 44,51 200,30 4451 ¸ 5340 621 ¸ 1366 183 159 142
94 3,5 50,51 255,10 5051 ¸ 6050 621 ¸ 1366 195 169 151
94 4,0 58,08 296,20 5808 ¸ 6950 621 ¸ 1366 195 169 151
100,5 6,0 101,50 571,00 10150 ¸12200 621 ¸ 1366 202 175 157
104 4,0 70,76 396,30 7076 ¸ 8500 621 ¸ 1366 205 178 159
104 4,5 80,03 452,20 8003 ¸ 9600 621 ¸ 1366 206 178 159
104 5,0 89,40 509,60 8940 ¸10700 621 ¸ 1366 206 178 160

Напряжение кручения трубчатого вала , Па, рассчитывают по формуле

,                                                   (3.5)

где  – момент сопротивления сечения кручению, м3.

Допустимые напряжения кручения карданных валов [4]:      

*  легковых автомобилей — [ ] = 25 ¸ 55 МПа;

*  грузовых автомобилей — [ ] = 100 ¸ 120 МПа.

На жесткость карданный вал рассчитывают по углу закручивания Q, град

,                                                 (3.6)

где  – полярный момент инерции сечения, м4; G – модуль упругости при кручении, Па.

Модуль упругости при кручении – G = 8,5×104 МПа [5].

Допустимый угол закручивания – [Q] = 7 ¸ 8° на один метр длины [4].

Размеры крестовины карданного шарнира (рисунок 3.1) определяют размеры всего карданного шарнира.

Рисунок 3.1 – Расчетная схема крестовины карданного шарнира

 

Размеры крестовины находят из условий, что крестовина не будет иметь остаточных деформаций под действием меньшей из величин: максимального расчетного крутящего момента на карданном валу, определенного по двигателю или по сцеплению. 

Высоту крестовины карданного шарнира по шипам Н, см, исходя из максимального крутящего момента по двигателю, определяют по формуле

.                                                    (3.7)

Высоту крестовины карданного шарнира по шипам Н, см, исходя из максимального крутящего момента по сцеплению, определяют по формуле

,                                           (3.8)

где  – вес, приходящийся на мост, к которому подводится крутящий момент через рассчитываемую карданную передачу, кН;  – продольный коэффициент сцепления.

Продольный коэффициент сцепления –  = 0,85 [5].

По определенной высоте крестовины из таблицы 3.2 [5] выбирают соответствующий типоразмер карданного шарнира.

Шипы крестовины карданного шарнира рассчитывают по напряжениям изгиба и среза. Напряжение изгиба шипа , Па, в опасном сечении А–А определяют по формуле

,                                                   (3.9)

где  – максимальная нагрузка на шип крестовины, Н;  – длина шипа, м;  – момент сопротивления сечения шипа изгибу, м3.

При расчете максимальной нагрузки на шип крестовины принимают, что условно сосредоточенная сила действует в середине шипа.

Максимальную нагрузку , Н, на шип крестовины карданного шарнира рассчитывают по формуле

,                                              (3.10)

где r – плечо приложения максимальной нагрузки, м; g – угол наклона осей карданной передачи, град.

Плечо приложения максимальной нагрузки (расстояние от центра крестовины до середины шипа) можно приближенно определить по формуле

,                                                    (3.11)

где ,  — расстояние между внутренними и наружными плоскостями вилки карданного шарнира соответственно, м.

Угол наклона осей карданной передачи – g = 15 ¸ 20° [2].

Высоту шипа можно приближенно принять равной длине иглы подшипника карданного шарнира.

Момент сопротивления сечения шипа изгибу, , м3, определяют по формуле

,                                          (3.12)

где  – диаметр шипа крестовины, м.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 250 ¸ 300 МПа [4].

 

Напряжение среза шипа крестовины , Па, определяют по формуле

.                                                   (3.13)

Допустимые напряжения среза – [ ] = 60 ¸ 80 МПа [4].

Вилка карданного шарнира (рисунок 3.2) под действием максимальной нагрузки на шип крестовины испытывает изгиб и кручение.

Таблица 3.2 – Основные размеры крестовин карданных шарниров неравных угловых скоростей

Размеры, мм

Типоразмер

I II III III IV V VI VII VIII
Высота крестовины по шипам 57,170 74,20 80,0 80,0 90,0 108,0 127,0 147,0 165,0
Диаметр шипа крестовины 14,725 15,23 16,3 16,3 22,0 25,0 33,65 33,65 45,0
Расстояние между внутренними плоскостями вилки 64,260 55,00 60,0
Расстояние между наружными плоскостями вилки 98,0 118,0 135,0 155,0 173,0
Диаметр отверстия под подшипник 23,823 28,00 30,0 30,0 35,0 39,0 50,0 50,0 62,0
Подшипник 904902 704902 704702K2 Т04702КУ2 804704 804805 804907 804707 804709
Количество иголок 22 22 29 20 26 29 38 38 50
Диаметр иголки 2,4 2,5 2,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0
Длина иголки 10,0 12,5 13,8 13,5 18,0 18,1 18,0 24,0 24,0

Рисунок 3.2 – Расчетная схема вилки карданного шарнира

 

Напряжение изгиба вилки , Па, рассчитывают по формуле

,                                                 (3.14)

где с – плечо изгиба, м;  – момент сопротивления сечения изгибу, м3.

Момент сопротивления изгибу , м3, для прямоугольного сечения определяют по формуле

,                                                   (3.15)

где b, h – соответственно, высота и ширина сечения вилки карданного шарнира, м.

Высоту сечения вилки можно принять равной длине иглы подшипника карданного шарнира.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 60 ¸ 80 МПа [4].

Напряжение кручения вилки , Па, определяют по формуле

,                                               (3.16)

где а – плечо кручения, м; – момент сопротивления сечения кручению, м3.

Момент сопротивления сечения кручению , Па, рассчитывают по формуле

,                                              (3.17)

где k – эмпирический коэффициент.

Данный коэффициент зависит от отношения ширины сечения вилки к его высоте (таблица 3.3) [4].

 

Таблица 3.3 – Значения коэффициента

h / b 1,0 1,5 1,75 2,0 2,5 3,0 4,0 10,0
k 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,312

 

Допустимые напряжения кручения – [ ] = 120 ¸ 150 МПа [4].

Игольчатые подшипники карданных шарниров рассчитывают по допустимой нагрузке.

Допустимую нагрузку , Н, на подшипник карданного шарнира определяют по формуле

,                                           (3.18)

где  – количество иголок в подшипнике;  – длина иголки, см;  – диаметр иголки, см;  — передаточное число до рассчитываемой карданной передачи.

После расчета допустимой нагрузки необходимо проверить полученное значение на соответствие условию:

 > .                                                   (*)

 

3.2 Расчет карданной передачи с шарнирами равных угловых скоростей

Расчетная схема шарикового шарнира равных угловых скоростей (синхронного) приведена на рисунке 3.3.

Рисунок 3.3 – Расчетная схема шарикового карданного шарнира равных угловых скоростей:

1 – шарик; 2 – наружная обойма; 3 – сепаратор; 4 – внутренняя обойма.

 

Максимальный момент по сцеплению , Н×м, передаваемый шарниром, определяют по формуле

,                                              (3.19)

где  – вес, приходящийся на колесо, Н.

Продольный коэффициент сцепления –  = 1,0 [3].

По рассчитанному крутящему моменту из таблицы 3.4 [5] выбирают диаметр шарика шарнира равных угловых скоростей, а также наружный диаметр вала.

 

Таблица 3.4 – Параметры карданных шарниров равных угловых скоростей

Параметр

Значение

Расчетный крутящий момент, кН·м 1,37 2,20 4,50 7,75
Диаметр шарика, мм 25,32 (25,50) 29,50 40,0 42,86
Максимальный диаметр вращения шарнира, мм 98 109 142 156
Расстояние между наружными торцами, мм 96 109 134 144
Наружный диаметр вала, мм 32,0 35,0 44,5 50,0
Нагрузка на передний мост не более, кН 10,0 15,0 27,5 30,0

Для обеспечения необходимой плавности работы и равномерного распределения нагрузки число шариков в шариковом карданном шарнире с делительным механизмом должно быть четным, поэтому на практике устанавливают четыре (шесть) шариков, равномерно распределенных по окружности.

Допустимое окружное усилие[ ], Па, рассчитывают по формуле

,                                             (3.20)

где Р – окружная сила, действующая на шарик, Н.

Окружную силу Р, Н, действующую на шарик, определяют по формуле

,                                                (3.21)

где R – радиус расположения шариков, м.

Размеры внутренней обоймы должны обеспечить надежную связь с ведущим валом, и это предопределяет радиус расположения шариков.

Соотношение между радиусом расположения шариков и их диаметрами для обеспечения заданного срока службы рекомендуют [3] определять по эмпирической зависимости:

 = 1,71.

Угол между осями валов — g = 35 ¸ 40°.

Карданный вал в приводе передних колес – цельнолитой. Поэтому рассчитывают его только по углу закручивания по формуле (3.6), при этом полярный момент инерции для сплошного сечения определяют по формуле

.                                                    (3.22)

Длину карданного вала можно принять равной половине колеи передних колес.

При выборе основных параметров элементов карданных передач могут быть использованы данные таблицы 3.5 [5].

 

Расчет главной передачи

Главная передача служит для постоянного увеличения крутящего момента.

Расчетным моментом для АТС общего назначения для главной передачи служит передаваемый максимальный крутящий момент на первой ступени. Для полноприводных АТС за расчетный момент принимается момент по сцеплению, причем считается, что он распределен по мостам пропорционально весу.

 

коробка, механизм, шестерня, ряд и расчет

Планетарная передача — вид зубчатой передачи, применяемой в механических и автоматических трансмиссиях. Помимо преобразования вращения «планетарка» способна суммировать и раскладывать мощности. Зная о планетарном механизме: что это такое, как работает, по каким критериям оценивают редуктор, станет понятно устройство и характеристики АКПП. В случае поломки расчёт передачи поможет выбрать надёжный и долговечный механизм.

Устройство и принцип работы

Планетарный механизм — это конструкция из зубчатых колёс, перемещающихся относительно центра. По центральной оси расположены колёса разного диаметра:

  • малое солнечное с внешними зубцами;
  • большое коронное или эпицикл с внутренними зубцами.

Между колёсами передвигаются сателлиты. Их вращение напоминает движение планет Солнечной системы. Оси сателлитов механические соединены на водиле, которое вращается относительно центральной оси.

Устройство простого планетарного блока:

  • 1 эпицикл;
  • 1 солнечное колесо;
  • 1 водило.

Планетарный механизм собирают в каскады из двух и более звеньев на одном валу для получения широкого диапазона передач. Главной кинематической характеристикой зубчатой передачи является передаточное отношение.

Принцип работы планетарной коробки заключается в блокировке одного из основных элементов и передаче вращения через ведущее колесо. Для остановки элемента применяют тормозные ленты, блокировочные муфты, конические шестерни. Передаточное отношение меняется в зависимости от схемы закрепления. Описать принцип действия планетарного механизма удобнее на примере:

  1. Корона блокируется.
  2. Вал подаёт крутящий момент на солнце.
  3. Вращение солнца заставляет планеты обкатываться вместе с ним.
  4. Водило становится ведомым, сообщая пониженную передачу.

Управляя элементами простой «планетарки», получают разные характеристики:

Передача

Как работает планетарная коробка в АКПП

1

Солнце подаёт вращение на водило, корона двигается в противоположную сторону.

2

Корона подаёт вращение на водило, солнце зафиксировано.

3

Ведущее водило передаёт вращение солнцу. Корона заблокирована.

4

Водило двигает корону. Солнце зафиксировано.

Задний ход

Водило заблокировано. Солнечное колесо вращается, планеты обкатывают и двигают корону в противоположную сторону.

Кпд η простой передачи достигает 0,97.

Планетарный ряд с одной степенью свободы становится планетарной передачей. Две степени образуют дифференциал. Дифференциал складывает моменты на ведомом колесе, поступающие от основных ведущих звеньев.

Разновидности планетарных передач

По количеству ступеней планетарные механизмы разделяют на:

  • однорядные;
  • многорядные.

Планетарная передача из одной солнечной шестерни, одновенцовых сателлитов, водила и эпицикла будет однорядной. Замена сателлитов на двухвенцовые усложняет конструкцию, делая её двухрядной.

Многоступенчатая планетарная коробка передач — это последовательно установленные однорядные блоки. Такая схема позволяет суммировать передаточные числа и получать большие значения. 4-скоростные АКПП состоят из двухрядных планетарных конструкций, 8-скоростные — из четырёхрядных.

В АКПП применяют схемы, названные в честь изобретателей:

  • Механизм Уилсона представляет собой трёхрядную конструкцию, в которой соединены корона первого, водило второго и корона третьего рядов. Количество передач — 5 прямых и 1 задняя.
  • Механизм Лепелетье состоит из 3 соосно расположенных простых планетарных передач. Количество передач — 6 прямых и 1 задняя.
  • Схема Симпсона — 2 редуктора с общей солнечной шестернёй. Водило второго ряда оборудовано тормозом. Корона первого ряда и солнце через две блокировочные муфты жёстко соединены с ведущим валом. Механизм реализует режимы: нейтраль; 1,2,3 передачи; задний ход.

По типу зубчатых конструкций планетарные редукторы делятся на:

  • цилиндрические;
  • конические;
  • волновые;
  • червячные.

Разные типы применяют для передачи момента между валами, расположенными параллельно или под углом. А также в механизмах, требующих низкой или высокой кинематической характеристики.

Характеристики основных разновидностей этого устройства

В конструкции планетарного ряда АКПП применяют различные типы зубчатых передач. Выделяют три основные наиболее распространенные: цилиндрические, конические и волновые.

Цилиндрические

Зубчатые механизмы передают момент между параллельными валами. В конструкцию цилиндрической передачи входит две и более пар колёс. Форма зубьев шестерней может быть прямой, косой или шевронной. Цилиндрическая схема простая в производстве и действии. Применяется в коробках передач, бортовых редукторах, приводах. Передаточное число ограничено размерами механизма: для одной колёсной пары достигает 12. КПД — 95%.

Конические

Колёса в конической схеме преобразуют и передают вращение между валами, расположенными под углом от 90 до 170 градусов. Зубья нагружены неравномерно, что снижает их предельный момент и прочность. Присутствие сил на осях усложняет конструкцию опор. Для плавности соединения и большей выносливости применяют круговую форму зубьев.

Производство конических передач требует высокой точности, поэтому обходится дорого. Угловые конструкции применяются в редукторах, затворах, фрезерных станках. Передаточное отношение конических механизмов для техники средней грузоподъёмности не превышает 7. КПД — 98%.

Волновые

Во волновой передаче отсутствуют солнечная и планетные шестерни. Внутри коронного колеса установлено гибкое зубчатое колесо в форме овала. Водило выступает в качестве генератора волн, и выглядит в виде овального кулачка на специальном подшипнике.

Гибкое стальное или пластмассовое колесо под действием водила деформируется. По большой геометрической оси зубья сцепляются с короной на всю рабочую высоту, по малой оси зацепление отсутствует. Движение передаётся волной, создаваемой гибким зубчатым колесом.

Во волновых механизмах КПД растёт вместе с передаточным числом, превышающим 300. Волновая передача не работает в схемах с кинематической характеристикой ниже 20. Редуктор выдает 85% КПД, мультипликатор — 65%. Конструкция применяется в промышленных роботах, манипуляторах, авиационной и космической технике.

Достоинства и недостатки планетарных передач

Планетарная передача выигрывает у простых зубчатых механизмов аналогичной мощности компактным размером и массой меньшей в 2 — 3 раза. Используя нескольких планетных шестерней, достигается зацепление зубьев на 80%. Нагрузочная способность механизма повышается, а давление на каждый зубец уменьшается.

Кинематическая характеристика планетарного механизма доходит до 1000 с малым числом зубчатых колёс без применения многорядных конструкций. Помимо передачи планетарная схема способна работать как дифференциал.

За счёт соосности валов планетарного механизма, компоновать машины проще, чем с другими редукторами.

Применение планетарного ряда в АКПП снижает уровень шума в салоне автомобиля. Сбалансированная система имеет высокую вибропрочность за счет демпфирования колебаний. Соответственно снижается вибрация кузова.

Недостатки планетарного механизма:

  • сложное производство и высокая точность сборки;
  • в сателлиты устанавливают подшипники, которые выходят из строят быстрее, чем шестерня;
  • при повышении передаточных отношений КПД падает, поэтому приходится усложнять конструкцию.

Передаточное число планетарных передач

Передаточным называют отношение частоты ведущего вала планетарной передачи к частоте ведомого. Визуально определить его значение не получится. Механизм приводится в движение разными способами, а значит передаточное число в каждом случае различно.

Для расчёта передаточного числа планетарного редуктора учитывают число зубьев и систему закрепления. Допустим, у солнечной шестерни 24 зуба, у сателлита — 12, у короны — 48. Водило закреплено. Ведущим становится солнце.

Сателлиты начнут вращаться со скоростью, передаваемой солнечной шестернёй. Передаточное отношение равно: -24/12 или -2. Результат означает, что планеты вращаются в противоположном направлении от солнца с угловой скоростью 2 оборота. Сателлиты обкатывают корону и заставляют её обернуться на 12/48 или ¼ оборота. Колёса с внутренним закреплением вращаются в одном направлении, поэтому число положительное.

Общее передаточное число равно отношению числа зубьев ведущего колеса к количеству зубьев ведомого: -24/48 или -1/2 оборота делает корона относительно солнца при зафиксированном водиле.

Если водило станет ведомым при ведущем солнце, то передаточное отношение: (1+48/24) или 3. Это самое большое число, какое способна предложить система. Самое маленькое отношение получается при фиксировании короны и подачи момента на водило: (1+/(1+48/24)) или 1/3.

Передаточные числа простой планетарной схемы: 1,25 — 8, многоступенчатой: 30 — 1000. С ростом кинематической характеристики КПД снижается.

Подбор чисел зубьев планетарных передач

Число зубьев колёс подбирают на первом этапе расчёта планетарной схемы по заранее установленному передаточному отношению. Особенность проектирования планетарного ряда заключается в соблюдении требований правильной сборки, соосности и соседства механизма:

  • зубья сателлитов должны совпадать с впадинами солнца и эпицикла;
  • планеты не должны задевать друг друга зубьями. На практике более 6 сателлитов не используют из-за трудностей равномерного распределения нагрузки;
  • оси водила, солнечного и коронного колёс должны совпадать.

Основное соотношение подбора зубьев передачи через передаточное число выглядит так:

i = 1+Zкорона/Zсолнце,

где  i — передаточное число;

Zn — количество зубьев.

Условие соосности соблюдается при равных межосевых расстояниях солнечного колеса, короны и водила. Для простой планетарной зубчатой передачи проверяют межосевые расстояния между центральными колёсами и сателлитами. Равенство должно удовлетворять формуле:

Zкорона= Zсолнце+2×Zсателлит.

Чтобы между планетами оставался зазор, сумма радиусов соседних шестерней не должна превышать осевое расстояние между ними. Условие соседства с солнечным колесом проверяют по формуле:

sin (π/c)> (Zсателлит+2)/(Zсолнце+Zсателлит),

где с — количество сателлитов.

Планетные колёса размещаются равномерно, если соотношение зубьев короны и солнца к количеству сателлитов окажется целым:

Zсолнце/с = Z;

Zкорона/с = Z,

где Z — целое число.

Расчет на прочность планетарных передач

Прочностной расчёт планетарных передач проводят как для цилиндрических зубчатых передач. Вычисляют каждое зацепление:

  • внешнее — между солнцем и планетными колёсами;
  • внутреннее — между планетами и короной.

Если колёса изготовлены из одного материала, а силы в зацеплении равны, рассчитывают наименее прочное соединение — внешнее.

Алгоритм расчёта следующий:

  1. Выбирают схему редуктора.
  2. Определяют исходные данные: передаточное число i, крутящий момент Твых и частоту вращения выходного вала Uвых.
  3. Подбирают число зубьев с проверкой условий сборки и соседства планетных шестерней.
  4. Рассчитывают угловые скорости колёс.
  5. Вычисляют КПД и моменты выходных валов.
  6. Рассчитывают прочность зацепления.

В расчёте момента учитывают количество планетных колёс и неравномерное нагружение их зубьев. Вводят поправочный коэффициент η =1,5…2, если меры выравнивания отсутствуют:

  • повышенная точность изготовления;
  • радиальная подвижность солнца, короны или водила;
  • применение упругих элементов.

Расчёт зубчатых передач выполняют по двум критериям:

  • контактная прочность, т.е. выносливость рабочих поверхностей зубьев под нагрузкой;
  • напряжение на изгиб, усталостный излом.

Расчёт контактной прочности сводится к проверке условия, что напряжение σн не превышает допустимого значения.3)/(Ψ×d) ≤ [σн]

При расчёте на изгиб принимают условие, что вся нагрузка передаётся одной паре зубьев и приложена к его вершине. Расчётное напряжение не должно превышать допускаемое:

σf= (M/W) — (F/(b×s) ≤ [σf],

где М — изгибающий момент;

W — осевой момент сопротивления;

F — сила сжатия;

b, s — размеры зуба в сечении;

[σf] — допускаемое напряжение изгиба. Зависит от предела выносливости, шероховатости, погрешности изготовления зубьев.

Советы по подбору планетарного редуктора

Перед выбором планетарного редуктора проводят точный расчёт нагружения и режимов работы механизма. Определяют тип передачи, осевые нагрузки, температурный диапазон и типоразмеры редуктора. Для тяжёлой спецтехники, где нужен большой крутящий момент при малых скоростях, выбирают редуктор с высоким передаточным отношением.

Чтобы сбавить угловую скорость, не снижая крутящего момента, применяют привод с электродвигателем и редуктором. При выборе мотор редуктора учитывают:

  • эксплуатационную нагрузку;
  • момент вала на выходе;
  • частоту вращения входного и выходного валов;
  • мощность электродвигателя;
  • монтажное исполнение.

Область применения планетарных передач

Планетарная схема используется в:

  • редукторах;
  • автоматических и механических коробках передач;
  • в приводах летательных аппаратов;
  • дифференциалах машин, приборов;
  • ведущих мостах тяжёлой техники;
  • кинематических схемах металлорежущих станков.

Планетарную коробку передач применяют в агрегатах с переменным передаточным отношением, затормаживая водило. В гусеничной технике для сложения потоков мощности элементы в планетарном механизме не блокируют.

Заключение

Планетарные передачи в АКПП зарекомендовали себя десятилетиями эксплуатации со времён Ford T: компактными размерами, малым весом, высокими скоростями, надёжностью и выносливостью. Планетарная схема способна передавать вращение и управлять потоками мощности, поэтому нашла применение в авиации, машиностроении, промышленности.

Чтобы не ошибиться с выбором конструкции, проводят точный расчёт геометрии и прочности зубчатой передачи, сверяя с допустимыми значениями. Ошибки вычислений приводят к чрезмерной нагрузке зубчатых передач, поломке и истиранию зубьев.

Наглядный ремонт коробки передач 012 | Трансмиссия

Наглядный ремонт коробки передач 012 Audi A6

Общие сведения
Коробка передач 012 в сборе

1. Конический роликоподшипник
2. Шестерня передачи заднего хода
3. Шестерня 5-ой передачи
4. Шестерня 4-й передачи
5. Шестерня 3-ей передачи
6. Шестерня 2-ой передачи
7. Шестерня 1-ой передачи

8. Конический роликоподшипник
9. Дифференциал
10. Картер сцепления
11. Шарикоподшипник
12. Картер коробки передач
13. Ведущий вал
14. Блок шестерен промежуточного вала

Технические характеристики, 5-скоростная коробка передач 012
Код

AKL/AUF

ALP/AАD

4-цилиндровый

5-цилиндровый

Передаточное число:
– главная передача

37:9 = 4.111

37:10 = 3.700

– первая передача

39:11 = 3.545

39:11 = 3.545

– вторая передача

40:19 = 2.105

40:19 = 2.105

– третья передача

39:30 = 1.300

39:30 = 1.300

– четвертая передача

33:35 = 0.943

35:34 = 1.029

– пятая передача

30:38 = 0.789

31:37 = 0.838

– передача заднего хода

35:10 = 3.500

35:10 = 3.500

Спидометр

электронный

Объем смазки

2,35 литра

Спецификация

Трансмиссионное масло G 50 (синтетическое)

SAE 75 W 90
Привод сцепления

гидравлический

Диаметр диска муфты сцепления

210 мм

228 мм

Диаметр фланца ведущего вала

100 мм

108 мм

Скорость на самой высокой передаче при 1000 об/мин

34 км/ч

36 км/ч

Предупреждение

Не смазывайте рычажный механизм рычага переключения передач.

РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ РЫЧАГА ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ, РЕГУЛИРОВКА/ ПРОВЕРКА
Коробка передач
Снятие
Порядок выполнения
1. Отсоедините провод отрицательной клеммы аккумулятора.
2. Открутите три верхних болта крепления двигателя и коробки передач.
3. Отсоедините провод заземления коробки передач от КПП.
4. Снимите разъем подключения передающего устройства спидометра и разъем многофункционального передающего устройства сдавив зажимы.
5. Отсоедините разъем подключения каталитического конвертера.
6. Снимите защитную пластину картера коробки передач.
7. Открутите болты крепления выпускного коллектора.
8. Снимите переднюю выхлопную трубу.
9. Снимите заднюю поперечную балку.
10. Отсоедините тросики автоматического натяжения ремней безопасности от коробки передач.
11. Снимите тягу переключения передач.
12. Снимите защитную пластину картера сцепления.
13. Снимите защитную пластину ведущего вала.
14. Отсоедините полуоси от коробки передач.
15. Поверните рулевое колесо до упора вправо и закрепите полуоси привязав их к кузову.
16. Снимите рабочий цилиндр сцепления.
17. Снимите кронштейн механизма рулевого управления.
18. Установите двигатель на опоре.
19. Установите коробку передач на опоре
20. Снимите крепление на задней левой части коробки передач.
21. Снимите переднее крепление двигателя.
22. Снимите нижние болты крепления коробки передач и двигателя.
23. Медленно опустите коробку передач.

Установка
Установка производится в последовательности, обратной снятию.
При установке обратите внимание на следующее:
– проверьте, чтобы центровочные втулки были установлены правильно.
– установите рабочий цилиндр сцепления на место при помощи рычага так, чтобы болт вставлялся легко. Предупреждение

Болт для крепления рабочего цилиндра сцепления имеет заостренный конец для облегчения установки.

Моменты затяжки резьбовых соединений
Крепление коробки передач к двигателю:
– болты М8

25 Н.м.

– болты М10

45 Н.м.

– болты М12

65 Н.м.

Крепление ведущего вала к фланцу:
– М8

45 Н.м.

– М10

80 Н.м.


КРЕПЛЕНИЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ К ДВИГАТЕЛЮ
4-цилиндровый двигатель
1 = болт М12 x 70
2 = болт М12 x 85
3 = болт М12 x 100
4 = болт М8 x 15

5-цилиндровый двигатель
1 = болт М12 x 70
2 = болт М12 x 80
3 = болт М12 x 90
4 = болт М12 x 100
5 = болт М11 x 120
6 = болт М10 x 50
7 = болт М10 x 40
8 = болт М8 x 40
Расположение центровочных втулок: точки А и В


Расположение центровочных втулок: точки А и В

Предупреждение

Если Вам необходимо заменить картер главной передачи или конический роликоподшипник ведущей шестерни или полого вала и отклонение r не обозначено на коническом зубчатом колесе, положение установки ведущей шестерни следует определить до снятия картера коробки передач (необходимо провести измерения действительной величины отклонения).
Перед установкой картера коробки передач, проверьте, чтобы направляющие втулки были установлены в картере трансмиссии.
Обращайтесь с передающим устройством спидометра очень аккуратно. Не роняйте его, иначе показания спидометра могут быть не точны.

Механизм главной передачи

1. Привод спидометра
2. Дифферкнциал
3. Уплотнительное кольцо
4. Крышка главной передачи
5. Болт с головкой под торцевой ключ – 25 Н. м.
6. Стопорное кольцо
7. Фланец ведущего вала
8. Болт с головкой под торцевой ключ – 35 Н. м.
9. Направляющая втулка с уплотнительным кольцом
10. Вогнутая шайба
11. Стопорное кольцо
12. Шарикоподшипник ведущего вала
13. Стопорное кольцо
14. Передающее устройство спидометра
15. Картер главной передачи

16. Болт с головкой под торцевой ключ – 10 Н. м.
17. Разъем подключения многофугкционального передающего устройства
18. Крышка канала рычага переключения передач
19. Многофункциональное передающее устройство
20. Запирающая пленка для многофункционального передающего устройства
21. Болт 25 Н. м.
22. Замок 5-ой передачи и передачи заднего хода
23. Стопорное кольцо
Предупреждение

Привод спидометра1 можно заменить, не снимая коробку передач.

Дифференциал 2 можно снять, не снимая картер коробки передач.
Снимите уплотнительное кольцо 3 при помощи инструмента VW 681.
Герметизируйте крышку главной передачи 4 при помощи герметика AMV 188 200 03.
Всегда заменяйте стопорные кольца 6 и 23.
Устанавливайте фланец ведущего вала при помощи инструмента VW 295.
Сторона вогнутой шайбы 10 с меньшим диаметром обращена направляющей втулке (вогнутая сторона).
Стопорные кольца 11, 13 пометьте после снятия.
Уплотнительное кольцо фланца ведущего вала – снимайте при помощи инструмента VW 681 и устанавливайте (на 5 мм ниже поверхности картера главной передачи) при помощи инструмента VW 195.
Картер главной передачи 15: уплотнительное кольцо фланца ведущего вала – снимайте при помощи инструмента VW 681. Устанавливайте (на 5 мм ниже поверхности картера главной передачи) при помощи инструмента VW 195. Втулка штока переключения 3-ей/ 4-ой передачи – устанавливайте при помощи инструментов VW 295 и VW 295А. Герметизируйте при помощи герметика AMV 188 200 03.
Крышка канала рычага переключения передач 18 – затягивайте болт крепления до 20 Н.м.
Замок 5-ой передачи и передачи заднего хода 22 можно заменить, не снимая коробку передач. Скошенная сторона пластиковой втулки обращена к валу переключения. Момент затяжки болтов крепления: 10 Н. м.

Механизм ведущего вала

1. Внутренняя тяга переключения
2. Шток переключения 1-ой, 2-ой, 5-ой передач и передачи заднего хода с вилкой переключения
3. Ведущая шестерня с пустотелым валом
4. Картер коробки передач
5. Болт с головкой под торцевой ключ — 25 Н. м.
6. Болт с головкой под торцевой ключ для оси передачи заднего хода – 35 Н. м.
7. Болт с головкой под торцевой ключ – 25 Н. м.
8. Замок
9. Болт с головкой под торцевой ключ – 40 Н. м.
10. Шайба
11. Вал переключения

12. Шайба
13. Болт с головкой под торцевой ключ
14. Шток переключения 3-ей/ 4-ой передач и вилка переключения
15. Ведущий вал
16. Стопорное кольцо
17. Шайба
18. Шестерня передачт заднего хода
19. Игольчатый подшипник ведомой шестерни передачи заденго хода
20. Упорная шайба
Предупреждение

Снимайте уплотнительное кольцо внутренней тяги переключения 1 при помощи инструмента VW 681 и устанавливайте заподлицо при помощи инструмента VW 460/ 2. На установленной коробке передач аккуратно снимите уплотнительное кольцо при помощи отвертки и установите при помощи инструмента VW 423. Вначале снимите трубы выхлопной системы и тягу переключения передач для получения свободного места.
Шток переключения 1-ой, 2-ой, 5-ой передач и передачи заднего хода с вилкой переключения 2– для разборки/ сборки, снимите/ установите пружинные штифты. Вилки переключения 1-ой/ 2-ой передач можно заменять по отдельности. Заменяйте вилку переключения 5-ой передачи/ передачи заднего хода только вместе с кольцом переключения и штоком переключения.
Болт с головкой под торцевой ключ для оси передачи заднего хода 6 – 35 Н. м. Ось передачи заднего хода не нужно снимать для снятия шестерни передачи заднего хода.
Болт с головкой под торцевой ключ 7–25 Н. м. Внутрення сторона головки обращена к предохранительному механизму пружины/ замка.
Замок 8 устанавливайте после установки вала переключения 11 и внутреннего штока переключения.
Шток переключения 3-ей/ 4-ой передач и вилка переключения: шток переключения или вилку переключения можно заменять по отдельности. Замените подшипник штока переключения, если он изношен.

Снятие болтов вала переключения

Стрелками указаны болты вала переключения.

Положение механизма переключения передач

1. Шток переключения 5-ой передачи/ передачи заднего хода с вилкой переключения
2. Шток переключения 3-ей/ 4-ой передач
3. Вилка переключения 1-ой/ 2-ой передач
4. Вал переключения
5. Замок
6. Внутренний шток переключения

Положение ведущего вала, ведущей шестерни с пустотелым валом, штоков переключения и вилкок переключения


Эти элементы следует устанавливать вместе.
Вал переключения и внутренний шток переключения можно установить позже.

Установка вала переключения и внутреннего штока переключения

А – вал переключения
В – внутренний шток переключения

Порядок выполнения
1. Включите 3-ю передачу.
2. Установите вал переключения.
3. Положите внутренний шток переключения В боком на отверстие в картере главной передачи и совместите его с гнездом кронштейна на валу переключения.
4. Проверните шток переключения внутрь в направлении стрелки (см. рис. Установка вала переключения и внутреннего штока переключения).

Снятие втулки штока переключения

Воспользуйтесь молотком и внутренним съемником А на 18,5–23,5 мм (например, 1088 или Kukko 21/ 3).

Снятие и установка подшипника вилки переключения

Снятие и установка маслосборника

Стрелкой указан маслосборник

Порядок выполнения
1. Снимите маслосборник при помощи отвертки.
2. вставьте маслосборник так глубоко в картер коробки передач, чтобы стопорные язычки маслосборника зацепились за пазы в картере коробки передач.
3. Чашка маслосборника должна смотреть вверх в картере коробки передач.

Установка уплотнительного кольца внутреннего штока переключения

а = 1 мм

МЕХАНИЧЕСКАЯ КОРОБКА ПЕРЕДАЧ – КАРТЕР, ШЕСТЕРНИ, ВАЛЫ
Ведущий вал
Ведущий вал в сборке

1. Картер коробки передач
2. Пластиковая втулка
3. Игольчатый подшипник – ведущий вал
4. Стопорное кольцо
5. Шестерня 5-ой передачи
6. Игольчатый подшипник – 4-ая передача
7. Шестерня 4-ой передачи
8. Кольцо синхронизатора
9. Скользящая муфта – 3-я/ 4-ая передачи
10. Стопорное кольцо
11. Ступица синхронизатора – 3-я/ 4-ая передачи

12. Стопорное кольцо
13. Стопорное кольцо
14. Шарикоподшипник – ведущий вал
15. Стопорное кольцо
16. Картер главной передачи
17. Игольчатый подшипник –- ведуший вал
18. Ведущий вал
19. Игольчатый подшипник – 3-я передача
20. Шестерня 3-ей передачи
21. Кольцо синхронизатора – 3-я передача.
Предупреждение

Всегда заменяйте пластиковую втулку 2. Она отсутствует на ведущем валу, на котором нет смазочных отверстий для 3-ей/ 4-ой передач.

Игольчатый подшипник 2 повреждается при снятии. Всегда заменяйте его. Устанавливайте его при помощи инструмента VW 416В на глубину в 214 мм, измеряя от пеоверхности картера.
Стопорное кольцо 4 – уточните требуемую толщину при замене шестерни 5-ой передачи.
Стопорное кольцо 10 – уточните требуемую толщину при замене ступицы синхронизатора.
Ступица синхронизатора 11 – выступающий ободок обращен к ведомой шестерне 3-ей передачи.
Стопорное кольцо 13 – если Вы собираетесь использовать старый шарикоподшипник и вал, следует измерить толщину старого стопорного кольца и заменить его новым той же толщины.
Стопорное кольцо 15 – если Вы собираетесь использовать старый шарикоподшипник и вал, следует измерить толщину старого стопорного кольца и заменить его новым той же толщины
Игольчатый подшипник – ведущий вал. Устанавливайте при помощи инструмента 40-202.

Игольчатый подшипник ведущего вала
Снятие игольчатого подшипника ведущего вала


Глубина установки игольчатого подшипника

а = 39,5 мм

Глубина установки измеряется от нижнего края проверочной линейки до верхнего края подшипника.
Шарикоподшипник
Установка шарикоподшипника в картер


Порядок выполнения
1. Установите стопорное кольцо на ведущий вал.
2. Установите шарикоподшипник на ведущий вал до упора.
3. Установите упорную пяту выжимного инструмента 3235 на шарикоподшипник.
4. Установите выжимной инструмент 3235 за шлицами диска сцепления на входной вал.
5. Надавите на шарикоподшипник закрутив два болта В, установленных в углубления упорной пяты А.
6. Вдавите подшипник до упора по очереди и постепенно закручивая два болта.
Предупреждение

Болты В следует закручивать попеременно (например, на пол-оборота за раз), иначе шарикоподшипник можно повернуть и повредить.
Положение установки шарикоподшипника: открытая сторона пластикового корпуса должна быть обращена к направляющей втулке.

Проверка кольца синхронизатора на износ


Порядок выполнения
1. Установите кольцо синхронизатора на скользящую муфту и измерьте зазор а при помощи щупа для измерения зазоров в точках А, В и С.
2. Сложите полученные значения и разделите сумму на 3.
3. Полученное значение не должно быть меньше, чем 0.5 мм.

Установка скользящей муфты – 3-я/ 4-ая передачи

Сторона с пазом (указана стрелкой) обращена к шестерне 3-ей передачи.

Установка пружины синхронизатора


Установите пружину (указана стрелкой) в шестерню, установив заостренный конец пружины в паз.
Снятие шестерни 5-ой передачи

А = съемное устройство на 22–115 мм, например, Kukko 17/ 2.

Установка шестерни 5-ой передачи


Выступающая кромка обращена к передаче заднего хода. Смазочные каналы обращены к 4-ой передаче.
Снятие/ установка игольчатого подшипника ведущего вала

А = съемник на 22–28 мм, например, Kukko 11/ 4
В = молоток VW 771
Предупреждение

Перед установкой съемника для снятия подшипника, расщепите/ снимите пластиковую втулку, если она установлена. Для установки подшипника вдавите его при помощи оправки VW 416В на глубину 214 мм, измеряя от поверхности картера.

СТОПОРНЫЕ КОЛЬЦА
Установка стопорного кольца шестерни 4-ой передачи


Определите максимально возможную толщину стопорного кольца, которое может быть установлено, и установите его. Стопорное кольцо для шестерни 5-ой передачи выбирается таким же образом.

ТОЛЩИНА СТОПОРНОГО КОЛЬЦА, ММ

НОМЕР

Стопорное кольцо 3 (коричневое)

2.00

902 945.01

Стопорное кольцо 4 (синее)

1.90

902 944.01

1.93

902 944.02

1.96

902 944.03

1.99

902 944.04

2.02

902 944.05

2.05

902 944.06

Стопорное кольцо 5

1.90

902 942.02

1.93

902 942.03

1.96

902 942.04

1.99

902 942.05

2.02

902 942.06


Место установки, подбор стопорных колец

Стопорные кольца обозначены на рисунке, они пронумерованы в соответствии с их положением на ведущем валу.

Стопорные кольца 1, 2, 4 и 5 следует подбирать. Толщина стопорного кольца 3 всегда постоянна.
Определите необходимую толщину стопорных колец 1 и 2.
Снятие ступицы синхронизатора 3-ей/ 4-ой передач

VW 401/ VW 402 = упорные пяты
32–12 = диск
VW 408А = выколотка
А = съемник на 22–115 мм, типа Kukko 17/ 2

Порядок выполнения
1. Установите следующие инструменты как показано на рисунке. Перед установкой съемника А, прижмите кольцо синхронизатора 3-ей передачи (указано стрелкой) к шестерне 3-ей передачи.
2. Снимите ступицу синхронизатора .

Установка ступицы синхронизатора 3-ей/ 4-ой передач


Установка пластиковой втулки


Установите пластиковую втулку В вместе с игольчатым подшипником А. Предупреждение

Пластиковая втулка В устанавливается только на ведущем валу со смазочными канавками (указаны стрелкой) для 3-ей/ 4-ой передач.

Регулировка ведущего вала
Порядок выполнения
1. Закрепите ведущий вал в тисках с мягкими прокладками на губках
2. Установите А, распорную плиту 3167, на 3-ю передачу.
3. Установите картер на распорную плиту, надев его на ведущую шестерню.

Установка стопорного кольца
Порядок выполнения
1. Установите глубиномер на картер и измерьте расстояние до нижней канавки на валу. а = 28,5 мм.
2. Установите глубиномер на картер и измерьте расстояние до места установки шарикоподшипника. b = 26,8 мм.
3. Определите необходимую толщину нижнего стопорного кольца. Размер х: х = а — b. х = 28,5 — 26,8 = 1,70 мм. Определите необходимую толщину стопорного кольца (См. таблицу 1).
4. Установите стопорное кольцо и шарикоподшипник на вал при помощи оправки 30–100.
5. Отыщите стопорное кольцо самой большой толщины, которое можно вставить. См. таблицу 2.

Таблица 1

Размер

Толщина

Номер

1.64 – 1.71

1.69

902 941.05

1.72 – 1.79

1.77

902 941.06

1.80 – 1.87

1.85

902 941.07

1.88 – 1.95

1.93

902 941.08

1.96 – 2.03

2.01

902 941.09

2.04 – 2.11

2.09

902 941.10

2.12 – 2.19

2.17

902 941.11

2.20 – 2.27

2.25

902 941.12

2.28 – 2.35

2.33

902 941.13


Таблица 2

Толщина (мм)

Номер

1.69

902 941.05

1.77

902 941.06

1.85

902 941.07

1.93

902 941.08

2.01

902 941.09

2.09

902 941.10

2.17

902 941.11

2.25

902 941.12

2.33

902 941.13


Снятие внешней обоймы двухрядного конического роликоподшипника

Установка внешней обоймы двухрядного конического роликоподшипника


Порядок выполнения
1. Установите выжимную пластину съемника 3128 под внешнюю обойму.
2. установите планку VW 771/29 и установите болт на картер коробки передач. При закручивании болта, внешняя обойма снимается с картера.

Снятие внутренней обоймы двухрядного конического роликоподшипника

Предупреждение

Для снятия внутренней обоймы, внешняя обойма А должна быть установлена.

Установка внутренней обоймы двухрядного конического роликоподшипника


Ведущая шестерня и пустотелый вал

1. Картер главной передачи
2. Шайба S3
3. Двухрядный конический роликоподшипник – внейшяя обойма
4. Ведущая шестерня
5. Двухрядный конический роликоподшипник – внутренняя обойма
6. Стопорное кольцо
7. Игольчатый подшипник – 1-ая передача
8. Шестерня первой передачи
9. Кольцо синхронизатора –1-ая передача
10. Ступица синхронизатора – 1-ая/ 2-ая передачи
11. Стопорное кольцо
12. Игольчатый подшипник – 2-ая передача
13. Скользящая муфта – 1-ая / 2-ая передачи
14. Кольцо синхронизатора – 2-ая передача
15. Шестерня 2-ой передачи
16. Стопорное кольцо
17. Шестерня 3-ей передачи
18. Стопорное кольцо
19. Шестерня 4-ой передачи

20. Стопорное кольцо
21. Игольчатый подшипник – 5-ая передача
22. Шестерня 5-ой передачи
23. Кольцо синхронизатора – 5-ая передача
24. Стопорное кольцо
25. Ступица синхронизатора – 5-ая передача/ передача заднего хода
26. Стопорное кольцо
27. Игольчатый подшипник – передача заднего хода
28. Скользящая муфта – 5-ая передача/ передача заднего хода
29. Кольцо синхронизатора – передача заднего хода
30. Шестерня передачи заднего хода
31. Конический роликоподшипник – внутренняя обойма
32. Стопорная резьбовая втулка для внешней обоймы конического роликоподшипника
33. Конический роликоподшипник – внешняя обойма
34. Шайба S4
35. Прижимная пластина
36. Шайба
37. Картер коробки передач
Предупреждение

Ведущая шестерня 4 соответствует зубчатому венцу (пара зубчатый венец/ ведущая шестерня). При замене пары зубчатый венец/ ведущая шестерня отрегулируйте установку ведущей шестерни, а также пустотелого вала и зубчатого венца.
Выступающая кромка ступицы синхронизатора 10 обращена к 2-ой передаче. Снимать ступицу 10 вместе с шестерней 1-ой передачи. Используйте упорные пластины VW 401 и VW 402. Устанавливайте при помощи оправки VW 415А и втулки VW 519.
Канавка шестерни 17 обращена к шестерне 4-ой передачи.
Кромка шестерни 19 обращена к шестерне 3-ей передачи.
Выступающая кромка ступицы 25 обращена к шестерне 5-ой передачи. Снимайте ступицу 25 вместе с шестерней 5-ой передачи. Устанавливайте при помощи втулки 2010.
Установка стопорной резьбовой втулки 32 при замене внешней обоймы не требуется (эта втулка необходима только при производстве).
Шайба 36 компенсирует расширение в зависимости от температуры (нагрева). Для снятия высверлите отверстие в шайбе и снимите при помощи винта.

Установка пружины синхронизатора в шестерню


Установите пружину (указана стрелкой) в шестерню, установив заостренный конец в канавку.
Проверка на износ кольца синхронизатора


Порядок выполнения
1. Прижмите кольцо синхронизатора к скользящей муфте и измерьте зазор а при помощи щупа для измерения зазоров в точках А, В и С.
2. Сложите полученные значения и разделите сумму на 3.
3. Полученное значение не должно быть меньше, чем 0.5 мм.

Установка скользящей муфты 1-ой/ 2-ой передачи


Сторона с канавкой должна быть обращена к шестерне 1-ой передачи.
Снятие шестерни 3-ей передачи

А = съемник на 22–115 мм, типа Kukko 17/ 2

Установка шестерни 3-ей передачи


Положение установки: канавка должна быть обращена к шестерне 4-ой передачи.
Снятие шестерни 4-ой передачи


Установка шестерни 4-ой передачи


Снятие ступицы синхронизатора


Снимайте ступицу синхронизатора вместе с шестерней 5-ой передачи. Используйте съемник А на 22–115 мм, типа Kukko 17/ 2.
Идентификация кольца синхронизатора


Производство колец с более, чем 3 язычками, было прекращено.
Снятие внутренней обоймы конического роликоподшипника


Снимайте внутреннюю обойму вместе с шестерней передачи заднего хода. Используйте съемник А на 22–115 мм, типа Kukko 17/ 2.
Установка внутренней обоймы конического роликоподшипника


Установка скользящей муфты 5-ой передачи/ передачи заднего хода

Диагональная полоска 1 обращена к шестерне передачи заднего хода.
Сторона с канавкой 2 обращена к шестерне 5-ой передачи.

Снятие стопорной резьбовой втулки


Используйте съемник А на 22–115 мм, типа Kukko 17/2. Установка втулки не требуется при замене внешней обоймы (эта втулка необходима только при производстве).
Снятие внешней обоймы конического роликоподшипника


Порядок выполнения
1. Закрутите специальный болт для снятия в выжимную пластину (болт М10 длиной 50 мм, сточенный на одном конце до диаметра М8).
2. Снимите выжимную пластину и внешнюю обойму с картера при помощи молотка

Установка внешней обоймы конического роликоподшипника


Установка стопорного кольца конического роликоподшипника


Отыщите стопорное кольцо самой большой толщины, которое можно вставить, и установите его. Необходимая толщина стопорных колец ступицы синхронизатора и толщина стопорных колец шестерен 3-ей/4-ой передач определяется также, как толщина стопорного кольца конического роликоподшипника.
Список стопорных колец

ТОЛЩИНА СТОПОРНОГО КОЛЬЦА, ММ

НОМЕР

Стопорное кольцо 1

2.00

902 945.01

2.02

902 950.02

2.04

902 950.03

2.06

902 950.04

2.08

902 950.05

2.10

902 950.06

Стопорное кольцо 2 (синее)

1.90

902 947.01

1.93

902 947.02

1.96

902 947.03

1.99

902 947.04

2.02

902 947.05

Стопорное кольцо 3 (синее)

2.50

902 947.06

Стопорное кольцо 4

1.90

902 946.02

1.93

902 946.03

1.96

902 946.04

1.99

902 946.05

2.02

902 946.06

Стопорное кольцо 5

1.87

902 952.01

1.90

902 952.02

1.93

902 952.03

1.96

902 952.04

Стопорное кольцо 6 (коричневое)

2.00

902 945.01

Стопорное кольцо 7 (синее)

1.90

902 944.01

1.93

902 944.02

1.96

902 944.03

1.99

902 944.04

2.02

902 944.05

2.05

902 944.06


Место установки/подбор стопорных колец

Стопорные кольца пронумерованы в соответствии с их положением на ведущем валу.
Стопорные кольца 1, 2, 4 , 5 и 7 следует подбирать.
Толщина стопорных колец 3 и 6 всегда постоянна.

Дифференциал в сборе

1. Корпус дифференциала
2. Болт зубчатого венца
3. Большой роликовый подшипник – внутренняя обойма
4. Шестерня привода спидометра
5. Большой роликоподшипник – внешняя обойма
6. Шайба S1
7. Крышка
8. Упорная шайба

9. Сателлиты
10. Ось сателлитов
11. Штифт оси сателлитов
12. Шестерни полуосей
13. Зубчатый венец
14. Маленький роликоподшипник – внутренняя обойма
15. Маленький роликоподшипник – внешняя обойма
16. Шайба S2
Предупреждение

При замене корпуса дифференциала 1 отрегулируйте установку зубчатого венца.
Используйте болты 2 только требуемой спецификации. Затягивайте их равномерно в диагональном порядке.
Устанавливайте большой роликоподшипник 3 при помощи инструментов VW 295 и VW 551.
Отметьте толщину шайбы 6.
Перед установкой упорной шайбы 8 смажьте ее трансмиссионным маслом.
Снимайте ось сателлитов 10 при помощи выколотки после снятия штифта оси сателлитов.
Штифт оси сателлитов 11 снимайте при помощи выколотки.
Зубчатый венец 13 и ведущая шестерня подогнаны друг к другу. При замене пары зубчатый венец/ ведущая шестерня, проведите регулировку. Для установки – нагрейте до 100° С и установите при помощи центровочных штифтов.
Маленький роликоподшипник 14 устанавливайте при помощи втулки 40–21.
Отметьте толщину шайбы S2.

Армейское снаряжение | Магазин тактического снаряжения

CR режим

  • Одежда
  • Обувь
  • Оборудование
  • Бренды
  • Рекомендуемые
  • Информация
  • Продажа
Корзина
  • Одежда
  • Обувь
  • Оборудование
  • Бренды
  • Рекомендуемые
  • Информация
  • Счет
  • Запросить цену
  • Тактические эксперты
  • Продажа
Одежда Пол
  • Мужская одежда
  • Женская одежда
Избранные категории
  • Тактические штаны
  • Брюки BDU
  • Рубашки боевые
  • Тактические поло
  • Футболки
  • Рубашки тактические
  • Шорты тактические
  • Летные костюмы
  • Шляпы
Категории одежды
  • Принадлежности
  • Головной убор
  • Верхняя одежда
  • Брюки
  • Рубашки
  • Шорты
  • Носки
  • Нижнее белье
  • Униформа
  • Магазин всей одежды

определение шестерни по The Free Dictionary

шестерня

(gîr) n. 1.

а. Зубчатая деталь машины, такая как колесо или цилиндр, которая входит в зацепление с другой зубчатой ​​частью для передачи движения или изменения скорости или направления.

б. Полный узел, выполняющий определенную функцию в более крупной машине.

с. Конфигурация трансмиссии для определенного отношения крутящего момента двигателя к оси в автомобиле.

2. Оборудование, такое как инструменты или одежда, используемое для определенного вида деятельности: рыболовные снасти.См. «Синонимы в оборудовании». 3.

а. Одежда и аксессуары: новейшее снаряжение для подростков.

б. Личные вещи, включая одежду: вещи хранятся в багажнике.

4. Упряжь для лошади.

5. Морской

a. Судовая оснастка.

б. Личные вещи моряка.

v. шестерни , шестерни , шестерни

v. тр. 1.

а. Для оснащения шестернями.

б. Для соединения шестеренчатым.

с. Включить передачу.

2. Приспособить или адаптировать так, чтобы сделать его подходящим: ориентировал речь на консервативную аудиторию.

3. Обеспечить передачей; оборудовать.

v. внутр.

1. Для включения или включения передачи.

2. Для переключения коробки передач: пониженная передача для движения по кривой.

3. Регулировка для соответствия или смешивания.

Фразовый глагол: подготовка

Чтобы подготовиться или повод подготовиться к предстоящему действию или событию: группа инвесторов, которые подготовились к борьбе за поглощение; приготовились к спору.


[среднеанглийский gere, equipment , из древнескандинавского gervi; akin to gera, to do, make, make ready .]

Словарь английского языка American Heritage®, пятое издание.Авторское право © 2016 Издательская компания Houghton Mifflin Harcourt. Опубликовано Houghton Mifflin Harcourt Publishing Company. Все права защищены.

шестерня

(ɡɪə) n

1. (Машиностроение) зубчатое колесо, которое зацепляется с другим зубчатым колесом или с рейкой для изменения скорости или направления передаваемого движения

2. ( Машиностроение) механизм для передачи движения с помощью шестерен, особенно для конкретной цели: рулевой механизм лодки.

3. (Automotive Engineering) зацепление или определенное передаточное число системы шестерен: в передаче; высокая передача.

4. личное снаряжение и инвентарь; вещи

5. инвентарь и принадлежности для определенного вида деятельности, спорта и т.д .: рыболовные снасти.

6. (морские термины) морские все оборудование или принадлежности, принадлежащие определенному судну, моряку и т. Д.

8. (одежда и мода) неформальный современная одежда и аксессуары, особенно купленные молодежью

9. сленг

а. краденое

б. нелегальные наркотики

10. (обучение лошадям, верховая езда и манеж) менее распространенное слово для упряжи 1

11. в передаче работает или работает эффективно или правильно

12. вне передачи вышла из строя; не функционирует должным образом

vb

13. ( tr ) для настройки или адаптации (одно) так, чтобы соответствовать другому или работать с другим: привести нашу продукцию в соответствие с текущим спросом.

14. (Машиностроение) ( tr ) для оснащения или соединения шестернями

15. (Машиностроение) ( intr ) для включения или включения передачи

16. (Обучение лошадям, верховая езда и манеж) ( tr ) для оснащения шлейкой

[C13: со старонорвежского gervi; , относящийся к староверхненемецкому garawī equipment, староанглийский gearwe ]

ˈgearless adj

Словарь английского языка Коллинза — полный и полный, 12-е издание 2014 г. © HarperCollins Publishers 1991, 1994, 1998, 2000, 2003 , 2006, 2007, 2009, 2011, 2014

шестерня

(gɪər)
n. 1.

а. Деталь, такая как диск, колесо или секция вала, имеющая нарезанные зубья такой формы, размера и расстояния, что они входят в зацепление с зубьями в другой части для передачи или приема силы и движения.

б. сборка таких деталей.

2. инструменты, инструменты или аппаратура, в т.ч. как используется для определенного занятия или деятельности; атрибутика: рыболовные снасти.

3. ремни безопасности, в т.ч. лошадей.

4. оснастка корабля или конкретного паруса или рангоута.

5. переносные личные вещи, включая одежду.

6. одежда; одежда.

7. броня или оружие.

в.т.

8. для передачи или соединения посредством зубчатой ​​передачи.

9. для включения или включения.

10. снабдить редуктором; поставка; оборудовать.

11. , чтобы подготовиться, приспособиться или адаптироваться к конкретной ситуации, человеку и т. Д .: ориентировали свою продукцию на сезонные потребности.

в.и.

12. точно подогнать одну часть зубчатой ​​передачи к другой.

13. готовьтесь, , чтобы подготовиться к будущему событию или ситуации.

прил.

14. Сленг. отлично; замечательно.

Идиомы:

на высокой передаче или на высокой передаче, на максимальной скорости и эффективности или в состоянии максимальной скорости.

[1150–1200; Среднеанглийский gere <староанглийский gervi, gørvi; сродни старому английскому gearwe equipment]

без редуктора, прил.

Рандом Хаус Словарь колледжа Кернермана Вебстера © 2010 K Dictionaries Ltd. Авторские права 2005, 1997, 1991, Random House, Inc. Все права защищены.

шестерня

Шестерни могут использоваться для реверсирования (1) или иного изменения (2,3) направления вращения. Шестерни разного размера (1-4) изменяют скорость вращения.

шестерня

(gîr)

Колесо с зубьями вокруг обода, которые входят в зацепление с зубьями другого колеса для передачи движения. Шестерни используются для передачи мощности (как в трансмиссии автомобиля) или изменения направления движения в механизме (как в дифференциальной оси). Скорость в различных частях машины обычно определяется расположением шестерен.

Научный словарь для студентов American Heritage®, второе издание. Авторские права © 2014 издательской компании Houghton Mifflin Harcourt.Опубликовано Houghton Mifflin Harcourt Publishing Company. Все права защищены.

шестерня

— этимологическое значение этого слова — «то, что приводит человека в состояние готовности».

Словарь мелочей Farlex. © 2012 Farlex, Inc. Все права защищены.

шестерня

Общий термин для набора лонжеронов, канатов, блоков и оборудования, используемых для подъема и укладки грузов и судовых запасов.

Словарь военных и смежных терминов. Министерство обороны США, 2005 г.

Шестерня

собственность в целом; личные вещи в виде одежды — вместе; оборудование, необходимое для выполнения конкретной задачи или процедуры.

Словарь собирательных существительных и групповых терминов. Copyright 2008 The Gale Group, Inc. Все права защищены.

шестерня


Причастие прошедшего времени: зубчатая передача
Герундия: зубчатая передача

Императивный он / она / она шестерни мы шестерни вы шестерни они шестерни

902 902 902 902 904 904 904 904 редуктор 904 он / она / оно с редуктором
Preterite
мы с редуктором
с редуктором
с редуктором
9046 7 вы включаете передачу
Present Continuous
I am gear
he / she / it is gear
мы зацепляем
вы зацепляете
они зацепляются
67 Present Perfect редуктор
у вас есть редуктор
он / она / она имеет редуктор
у нас есть редуктор
у вас есть редуктор
они имеют редуктор
они имеют редуктор
Я зацепил вы зацепили он / она / это было зацепление мы зацепили вы зацепили
Past Perfect
У меня было снаряжение
у вас было снаряжение
ч е / она / оно было с редуктором
у нас было редуктором
у вас было редуктором
они с редуктором
Future
Я буду
он / она / оно будет снаряжаться
мы будем снаряжать
у вас будет снаряжение
они будут снаряжать
Future Perfect
Я буду иметь у вас будет редуктор
он / она / она будет иметь редуктор
у нас будет редуктор
у вас будет редуктор
они будут в редукторе
У меня будет передача
у вас будет передача
он / она / она будет переключать 9046 8
мы будем зацеплять
вы будете зацеплять
они будут зацеплять
9046
Present Perfect Continuous
Я использовал
он / она / оно было зацеплением
мы использовали зацепление
вы использовали зацепление
они использовали зацепление
у вас будет передача
Future Perfect Continuous
у вас будет передача
он / она / это будет передача
мы будем переводить
у вас будет передача
они будут была передача
90
Past Perfect Continuous
Я был зацепление
вы использовали зацепление
он / она / оно было зацепление
у нас было зацепление
у вас было зацепление
Conditional
I would gear
you would gear
he / she / it would gear
we would gear
you would gear
Прошлый условный
Я бы зацепил
вы бы зацепили
он / она бы зацепили
мы бы зацепили 9046
они бы соответствовали

Collins English Verb Tables © HarperCollins Publishers 2011

HyGEARS Домашняя страница


Конструкция спиральной конической шестерни
Гипоидная передача
Программное обеспечение для проектирования передач

Дом

ГИГЭАРС V 4.0

Контактные данные

В нескольких словах …


Программное обеспечение для проектирования, анализа и управления производством для спирально-конических, гипоидных, нулевых, прямозубых, бевлоидных, косозубых, торцевых, прямоконических и конических зубчатых колес.

Работает на: Windows 10, 8, 7. Требуется .Net Framework 4.0.

2020, Involute Simulation Softwares Inc.

Обновлено ноябрь 2020 г.


Компания Involute Simulation Softwares Inc.,
1139 des Laurentides
Квебек, Квебек, Канада
G1S-3C2

Электронная почта: HyGEARS @ HyGEARS.com

HyGEARS — это передовое программное обеспечение для 3D-проектирования зубчатых передач для проектирования, оптимизации кинематического анализа (TCA, LTCA) и производства. из:
  • Спирально-конические, гипоидные и Zerol шестерни, использующие процессы торцевого фрезерования и циклопаллоидной резки;
  • Шестерни прямолинейные — либо 2Инструмент-генератор или Coniflex;
  • Муфты Curvic и Hirth; Спиральные муфты лица;
  • Шестерни Beveloid, внешние и внутренние;
  • Прямозубые и спиральные шестерни внешние и внутренние — планетарные или смещенные;
  • Шестерни двойные косозубые / в елочку;
  • Эвольвентные шлицы;
  • Шестерни торцевые;
  • со шпорами шестерни, т.Прямозубые цилиндрические шестерни, изготовленные с помощью торцевой фрезы.

HyGEARS генерирует:

  • 3, 4, 5 Axis CnC готовы к работе с станком программы обработки деталей для резки всех поддерживаемых типов зубчатых колес на любом станке с ЧПУ, используя торцевую фрезу, форму Coniflex тип, инструменты CoSIMT, концевые или шаровые мельницы;
  • целевые файлы измерений для наиболее популярных КИМ; HyGEARS использует данные КИМ для оценки качество передачи, рассчитайте корректирующие настройки (т.е.е. Closed Loop ) или Reverse Engineer — неизвестная передача.
  • ISO10300: 2014 Стандарт: Расчет грузоподъемности конических зубчатых колес. Этот вариант был разработан в сотрудничестве с ZG-Hypoid GmbH (см. https://www.zg-hypoid.de )
Программное обеспечение для проектирования, анализа и управления производством цилиндрических / конических / гипоидных зубчатых колес
с 3, 4, 5-осевыми зубчатыми колесами с ЧПУ
Программное обеспечение для проектирования, анализа и управления производством цилиндрических / конических / гипоидных зубчатых колес
с 3, 4, 5-осевыми зубчатыми колесами с ЧПУ
.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *