Ступенчатые и планетарные коробки передач механических трансмиссий - часть 6

 

 

23

 

 

Рис. 1.15. Конструкция девятиступенчатой коробки передач 

 

Рис. 1.16. Конструкция десятиступенчатой коробки передач 

 

 

24

 

Таким образом, разница в усилиях в зубчатых зацеплениях не может пре-

высить то усилие, которое требуется для перемещения концов торсионов в по-
перечном направлении, обусловленного погрешностями изготовления деталей. 
Учитывая высокую податливость торсионов, эта разница очень мала. Соедине-
ние вторичного вала 4 с ведущей шестерней 5 заднего редуктора выполнено с 
помощью  промежуточной  консольной  муфты 8, не  препятствующей  неболь-
шим поперечным перемещениям конца вала.  

Возможность сборки обеспечивается применением на валах 1,4 и 6 зубча-

тых колес с числом зубьев, кратным числу ветвей силового потока (т. е. двум). 
Для  базовой  коробки  и  редуктора  применен  общий  картер 2, имеющий  съем-
ную заднюю стенку 7. Ведущая шестерня 11 имеет шлицевое соединение с пер-
вичным валом 1. 

Разделение  силового  потока  в  указанной  коробке  передач  обеспечило 

уменьшение нагрузок на зубчатые колеса и подшипники  и размеров этих эле-
ментов.  Из всех многоступенчатых коробок передач  с входным крутящим  мо-
ментом 1100–1250 Нּм эта коробка передач имеет наименьшие массу и длину. 
Однако конструктивно она сложнее. В ее базовой части отсутствуют синхрони-
заторы, что в некоторой степени может быть приемлемо лишь при достаточно 
плотном ряде передаточных чисел (q 

≈

 1,2–1,3). 

Оценка    общего    технического    уровня    конструкции  редукторной  части 

коробки      передач  производится      по    ряду  показателей:  межосевому  расстоя-
нию, длине   по   картеру,   массе,   удельной массе,  КПД.  Первые три из них 
используются  при  сопоставлении  коробок  передач  с  одинаковыми  диапа-
зонами  передаточных  чисел  и  максимальными  крутящими        моментами      на   
выходном  валу.  По   удельной   массе  можно оценить   коробки передач  с  
различными диапазонами  передаточных   чисел   и выходными   моментами.   
Для    лучших  современных  конструкций  удельная  масса – отношение  массы  к   
мак-симальному  выходному  моменту  равна:0,03–0,032  кг/(Нм)  для 4–5-
ступенчатых  коробок  передач  грузовых  автомобилей  с  карбюраторным  двига-
телем; 0,045–0,050 – для  соответствующих коробок автомобилей с дизельным 
двигателем      и      многоступенчатых  коробок  передач  с  передним  делителем; 
0,025–0,030  кг/(Нм) – для многоступенчатых коробок передач с задним редук-
тором, имеющим диапазон передаточных чисел, перекрывающий диапазон ба-
зовой  коробки.  

Учитывая соотношение показателей по материалоемкости, многоступенча-

тые   коробки    передач    при входном  моменте,  превышающем 800 Нм, вы-
полняются  обычно  по  схеме  с  задним  редуктором.  Схема  с  передним  делите-
лем, обеспечивающая высокую   степень   унификации таких коробок с базовой 
коробкой, применяется обычно при входном крутящем моменте менее 900 Нм. 

КПД  коробки передач механической  трансмиссии зависит от числа зубча-

тых  зацеплений,  передающих  мощность  на  данной  передаче.  При  передаче 
мощности  одним  зацеплением  КПД  составляет 0,985–0,98; двумя  зацепле-
ниями – 0,97; четырьмя – 0,94. При  разветвленном  силовом  потоке  учиты-
вается число зубчатых зацеплений только в одной ветви. 

 

 

25

 

1.3. Выбор параметров зубчатых колес и кинематический 

расчет коробки передач 

 
Основные размеры и масса коробки передач определяются главным обра-

зом размерами зубчатых колес. Предварительно параметры зубчатых колес оп-
ределяются  на  основе  метода  аналогии  и  использования  статистических  дан-
ных,  отражающих  длительную  практику  автостроения.  Затем  они  уточняются 
по результатам проверочных расчетов и испытаний. Главным размерным пара-
метром является межосевое расстояние 

ω

α

. 

На основании данных о выполненных конструкциях соосных трехвальных 

коробок  передач  с  двумя  степенями  свободы  и  неразветвленным  потоком  ме-
жосевое расстояние (мм) может быть представлено как функция крутящего мо-
мента на вторичном валу 

                                               

,

Т

k

3

вых

α

ω

=

α

                                             (1.2) 

где Т

вых 

– максимальный крутящий момент на вторичном валу, Н·м, опре-

деляемый исходя из максимального крутящего момента двигателя и передаточ-
ного числа первой передачи. 

Коэффициент 

α

k

 находится в пределах: 8,9–9,3 для коробок легковых ав-

томобилей и 8,6–9,6 – грузовых. Большие значения коэффициента относятся к 
коробкам с ускоряющей передачей, а также коробкам автомобилей с дизельны-
ми двигателями. Межосевое расстояние для базовой коробки многоступенчатой 
коробки передач также определяется по формуле (1.2). При этом максимальный 
момент на вторичном валу определяется исходя из низшего передаточного чис-
ла от двигателя к этому валу; 

α

k  = 9,5–11. 

Практически  для  выполненных  конструкций  ряд  значений 

ω

α

  ограничен. 

Для коробок передач грузовых автомобилей комиссия по машиностроению  ре-
комендуют,  например,  следующий  рациональный  ряд  межосевых  расстояний 
(мм): 85, 105, 125, 140, 160. Межосевое расстояние в коробках передач легко-
вых автомобилей обычно находится в пределах 65–80 мм. 

После выбора межосевого расстояния назначаются ширина зубчатых вен-

цов,  модуль  к  угол  наклона  зуба.  Требуемая  жесткость  конструкции,  удовле-
творительная  сбалансированность  сроков  службы  зубчатых  колес  и  подшип-
ников  и  умеренная  металлоемкость  имеют  место  при  практически  устано-
вившихся пропорциях основных элементов коробки передач. Поэтому ширина 
зубчатых венцов, а также длина коробки по картеру и габаритные размеры ва-
лов  и  подшипников,  выраженные  в  долях  межосевого  расстояния,  сохраняют 
для  выполненных  конструкций  с  типовой  компоновкой  высокую  степень  по-
стоянства. 

Рабочая ширина зубчатых венцов 
                                            

ω

ω

α

≈

)

23

,

0

...

19

,

0

(

b

                                            (1.3) 

Среднее ее значение для трехвальных коробок передач b

ω

≈

 0,22

ω

. Для вы-

ходной  пары  заднего  вального  дополнительного  редуктора  многоступенчатой 
коробки b

ω

 = (0,3–0,4)

ω

α . 

 

 

26

 

Общая  длина  трехвальной  коробки  передач  по  картеру  при  типовой  ком-

поновке обычно не превышает: в грузовых автомобилях – 3

ω

α   при пяти пере-

дачах,  и 2,7

ω

α ,  при четырех; в легковых автомобилях –3

ω

α , при четырех пе-

редачах. 

Уменьшение    рабочей    ширины    зубчатых      венцов    нерационально,  так  

как при этом необходимо увеличивать межосевое расстояние для уменьшения 
сил, действующих в зацеплении, что в итоге приводит к увеличению массы ко-
робки. С уменьшением  ширины венцов теряется преимущество косозубых пе-
редач в плавности работы из-за уменьшения коэффициента осевого перекрытия 

β

ε .  Попытка  компенсировать  уменьшение  ширины  венцов  увеличением  угла 

наклона для сохранения  

β

ε  приводит к чрезмерному росту осевых сил, нагру-

жающих подшипники. Увеличение рабочей ширины зубчатых венцов также не-
рационально, так как при этом увеличивается длина коробки, и для сохранения 
той же металлоемкости необходимо уменьшать межосевое расстояние. В итоге 
уменьшаются  жесткость  валов  и  размеры  внешних  колец  подшипников,  в  то 
время как нагрузки на валы и подшипники возрастают. Поэтому относительная 
ширина  венцов,  определяемая  по  выражению (1.3), при  современном  уровне 
технологии,  качестве  подшипников  и  свойствах  материалов  является  рацио-
нальной. 

Нормальный  модуль (m

n

)  зубчатых  колес  механических  коробок  передач 

находится  в  следующих  пределах  (мм):  в  микро-  и  малолитражных  автомо-
билях – 2,25–2,75; легковых – 2,75–3; грузовых автомобилях  малой  и  средней 
грузоподъемности – 3,5–4,25; грузовых  автомобилях  большой  грузоподъем-
ности – 4,25–5. 

В  ряде  случаев  коробка  передач  выполняется  с  одинаковым  нормальным 

модулем  для  всех  зубчатых  колес.  В  коробках  передач  грузовых  автомобилей 
модули для пар первой передачи, заднего хода и привода промежуточного вала 
часто несколько  отличаются  от  модуля  остальных   зубчатых  колес. Модуль 
5 мм, иногда 6 мм, применяется для первой передачи при малом числе зубьев 
шестерни (z = 12), а также для выходной пары заднего вального понижающего 
редуктора. 

Размерный  ряд  применяемых  модулей  и  исходный  контур  для  зубчатых 

колес  трансмиссии  должны  удовлетворять  требованиям  ОСТ 37.001.222–80 и 
ОСТ 37.001.223–80. 

Большинство зубчатых колес в коробках передач выполняются косозубы-

ми с целью уменьшения шума при работе и повышения прочности. Прямозубые 
применяются  обычно  для  передачи  заднего  хода,  а  в  грузовых  автомобилях – 
также  и  для  первой  передачи.  Угол  наклона  косозубых  колес 

β

  находится  в 

следующих  пределах  (град):  в  трехвальных  коробках  легковых  автомобилей – 
22–34;   двухвальных – 20...25;   в  коробках  передач  грузовых  автомобилей – 
I8–26. 

При  назначении  угла 

β

  учитывается  необходимость  обеспечения  доста-

точной  плавности  работы  передачи  и  ряд  прочих  условий.  Наиболее  высокой 
плавностью  работы  косозубая  передача  обладает,  когда  коэффициент  осевого