Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108 (стр. 3 из 11)

Выравнивание угловых скоростей можно проиллюстрировать динамической системой, принятой для анализа работы инерционного синхронизатора. К подсистеме, имеющей суммарный приведенный момент инерции J_п,относятся детали, связанные с включаемым зубчатым колесом при выключенном сцеплении и нейтральном положении коробки передач: ведомый диск сцепления с ведущим валом и шестерней; промежуточный вал со всеми зубчатыми колесами, закрепленными на нем; зубчатые колеса, свободно устанавливаемые на ведомом валу и находящиеся в постоянном зацеплении с зубчатыми колесами промежуточного вала, а в ряде конструкций и зубчатые колеса заднего хода. Суммарный приведенный момент инерции J_а имеет подсистема, включающая детали, связанные с ведомым (вторичным) валом коробки передач.

Для выравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностях конусов создать момент трения М_тр. Уравнение динамики J_пdω/dt = М_трподсистемы с моментом инерции J_пможно проинтегрировать:

.

Считая момент трения М_тр постоянным в течение процесса синхронизации, получим

М_тр =J_п (ω₁ — ω₂) / t. (1)

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

. (2)

Рассмотрим силовое взаимодействие элементов синхронизатора автомобиля ВАЗ 2108.

Рисунок 6. Схема инерционного синхронизатора

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

М_тр = Р_п μ r_ср, (3)

где Р_п— нормальная сила на поверхности трения; μ — коэффициент трения; r_ср — средний радиус конуса.

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

Р_п = Q / sinδ. (4)

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

. (5)

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

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

.

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

Принято оценивать синхронизатор по удельной работе трения (буксования)

L'_C = L_C/F_C,

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

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

ΔT = γ_cL_c/(m_cc),

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

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

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

Рисунок 7. Схемы блокирующих устройств синхронизаторов:

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

Окружная сила, прижимающая блокирующие элементы,

P_б = М_тр / r_б,

где r₆ — радиус расположения блокирующих элементов

Эта сила вызывает реакцию на блокирующих поверхностях

P_x = М_тр / (r₆ tgβ).

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

Q < P_x.

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

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

tgβ = μ r_ср / (sinδr₆).

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

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

P'_x= P'_п μ'sinβ,

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

.

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

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

Нагрузки в коробке передач.

Рисунок 8. Схема сил, действующих в двухвальной коробке передач

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

- окружная: P_п.з = M_кmax/r _ωп.з;

- осевая (при косозубых колесах): P_хп.з= P_п.зtgβ;

- радиальная: P_Rп.з= P_п.зtgaα_ω/ cosβ;

- нормальная: P_nп.з= P_п.з /(cosα_ωcosβ).

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

- окружная P_i = M_кmaxu_i/ r_ωi;

- осевая P_хi= P₁tgβ;

- радиальная P_Ri= P_itgaα_ω/ cosβ;

- нормальная P_ni= P_i /(cosα_ωcosβ).

Здесь u_i— передаточное число включенной передачи; r_ωi— радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого

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

Зубчатые колеса. Зубчатые зацепления характеризуют следующие основные соотношения: прямозубое m_n = d_w/z, косозубое m_s=d_wcosβ/z; cosβ = m_n /m₅, где m_n — нормальный модуль, мм; m_s—торцовый модуль, мм; d_w — диаметр делительной окружности колеса; z— число зубьев.

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