Автомобильная коробка передач

Изобретение относится к автомобильным синхронизированным коробкам передач. Автомобильная коробка передач содержит картер, первичный вал с зубчатым венцом, сопряженным с зубчатым колесом привода промежуточного вала с напрессованными на нем шестернями, сопряженными с зубчатыми колесами вторичного вала. Цикл периодического зацепления каждой передачи в виде до возврата сопряженных зубьев передачи в исходное положение определяется соотношением:

$$n_1=n^{\circ }k{z}_2/\left|\Delta z\right|$$ при Δz≠0,

Где: n_1- число оборотов шестерни;

n° - ближайшее к передаточному числу целое число оборотов шестерни;

k - наименьший целочисленный множитель, при котором

$$k{z}_2/\left|\Delta z\right|$$

есть целое число;

z₂ - число зубьев колеса;

$$\left|\Delta z\right|$$ - модуль величины окружного смещения исходных зубьев передачи за число оборотов шестерни n°;

Δz=z₂-n°z₁;

z₁ - число зубьев шестерни

Достигается повышение контактной выносливости зубьев и ресурса. 2 з.п. ф-лы, 3 ил.

 

Область техники

Изобретение относится к транспортному машиностроению, а именно к автомобильным синхронизированным коробкам передач.

Уровень техники

Наибольшее распространение на грузовых автомобилях и автобусах получили ступенчатые механические трехвальные коробки передач с шестернями постоянного зацепления и ручным управлением. Эти коробки передач отличаются относительной простотой конструкции и малой стоимостью изготовления. Известна коробка передач автомобиля ЗИЛ-130 (Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Практика проектирования, испытаний и доводки [Текст] / Под ред. A.M.Кригера. - М.: Машиностроение, 1973. - С.37-38). Устройство коробки передач показано на рис.6 и 7 (Там же. С.38, 41). Она представляет собой соосный редуктор и содержит картер, первичный вал с зубчатым венцом, сопряженным с зубчатым колесом постоянного зацепления промежуточного вала. На нем напрессованы шестерни постоянного зацепления, сопряженные с зубчатыми колесами вторичного вала. Переключение передач переднего хода, кроме первой, осуществляется инерционными пальчиковыми синхронизаторами. Включение первой передачи и заднего хода осуществляется подвижной шестерней.

Широкий ряд моделей коробок передач семейства КП-130 (прототип) длительно применяется для комплектации среднетоннажных автомобилей ЗИЛ, МАЗ и автобусов ПАЗ. Однако повышение мощности двигателей автомобилей и экологических требований к ним связано с увеличением входного крутящего момента и необходимостью повышения прочности и усталостной выносливости коробок передач для указанного класса автомобилей.

Сущность изобретения

Задача - повышение входного крутящего момента и ресурса при условии сохранения взаимозаменяемости по габаритно-присоединительным размерам с прототипом - коробкой передач автомобиля ЗИЛ-130.

Технический результат достигается путем применения конструкции зубчатых передач с повышенной контактной выносливостью и выносливостью при изгибе.

Сущность изобретения поясняется чертежами, где даны (главные виды): фиг.1 - зубчатая передача в исходном положении; фиг.2 - зубчатая передача после двух оборотов шестерни; фиг.3 - коробка передач с инерционными синхронизаторами.

Возможность осуществления изобретения. В результате проектирования, испытаний и доводки установлено, что для решения поставленной задачи необходимо увеличить прочность и выносливость зубчатых передач.

Контактная выносливость. Расчет цикличности зацепления зубчатой передачи. При вращательном движении зубчатых колес происходит приработка зубьев по контактным поверхностям. Если передаточное число равно единице, то зубья шестерни (Согласно ГОСТ 16530-83 (Общие термины, определения и обозначения; п.2.2.4) шестерней называется зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев) и ведомого колеса вступают в зацепление повторно при каждом обороте шестерни. При передаточном числе, равным двум, повторное зацепление наступит через два оборота шестерни. Эта конструктивная особенность может способствовать развитию несовершенств поверхностного слоя, качество которого влияет на контактную выносливость зубьев и в конечном счете на эксплуатационные свойства коробки передач.

Многообразие возникающих в контактном слое изменений приводит к различным видам износа. Механизм разрушения поверхностного слоя различен (Трение, изнашивание и смазка: справ.: в 2-х кн. [Текст] / Под ред. И.В.Крагельского, В.В.Алисина. - М.: Машиностроение, 1978. - Кн. 1. - С.84-96). По общепринятой классификации зубчатая передача по условиям изнашивания относится к четвертой группе сопряжения с высшими парами. Для этой группы условия изнашивания не постоянны для всех точек тел (зубьев) и имеют большие возможности для неравномерного износа рабочих поверхностей (Там же. С.100-102). Инженерная практика показывает, что эффективность приработки повышается при увеличении числа оборотов шестерни до возврата сопряженных зубьев передачи в исходное положение. Кроме того, при этом уменьшается число циклов нагружения зубьев при одинаковых условиях в зонах контактного взаимодействия.

Как известно, передаточным числом зубчатой передачи и называется отношение числа зубьев колеса z₂ к числу зубьев шестерни z₁, то есть u=z₂/z₁. При таком стандартном определении передаточное число и является целым или дробным числом с целой частью. При вращении шестерни на ближайшее к передаточному числу целое число оборотов n° ее зубья вернуться в исходное положение, а парная впадина зубчатого колеса дополнительно повернется на некоторое количество зубьев Δz, которое представляет собой окружное смещение исходных зубьев передачи за число оборотов шестерни n° (окружное смещение передачи)

Δz=z₂-n°z₁

Отрицательное значение (Δz<0) указывает на недостающее количество шагов колеса до кратного числа оборотов шестерни, положительное (Δz>0) - на избыточное количество шагов.

Пример. Зубчатые колеса ускоряющей передачи имеют число зубьев шестерни z₁=21 и колеса z₂=43 (фиг.1). Тогда при двух оборотах шестерни n°-2 окружное смещение передачи Δz=43-2·21=1, т.е. исходная впадина колеса не дойдет на один шаг до исходного положения зуба шестерни (фиг.2). После повторного поворота шестерни на число n=2 исходная впадина колеса не дойдет суммарно на два шага окружного смещения передачи Δz и так далее. Возврат зубьев колеса и шестерни в исходное положение (фиг.1) будет происходить циклически через n₁ оборотов шестерни.

В общем случае цикл периодического зацепления передачи есть число оборотов шестерни n₁ до возврата сопряженных зубьев передачи в исходное положение и определяется соотношением:

$$n_1=n^{\circ }k{z}_2/\left|\Delta z\right|$$ при Δz≠0,

где n° - ближайшее к передаточному числу целое число оборотов шестерни

k - наименьший целочисленный множитель, при котором $$k{z}_2/\left|\Delta z\right|$$ есть целое число;

z₂ - число зубьев колеса;

$$\left|\Delta z\right|$$ - модуль величины окружного смещения исходных зубьев передачи за число оборотов шестерни n°

Δz=z₂-n°z₁;

z₁ - число зубьев шестерни.

Пример (продолжение). Исходные зуб шестерни и впадина колеса повторно совпадут (фиг.1) при числе оборотов шестерни n₁=2·1·43/1 и далее с циклом периодического зацепления передачи n₁=86 оборотов шестерни вторичного вала.

Кинематические параметры у шестерни и колеса одинаковые, поэтому длины окружностей можно определить через произведение модуля, числа зубьев и оборотов: шестерни πmz₁ n₁ и колеса πmz₂ n₂. Из условия зацепления без скольжения имеет место равенство

πmz₁n₁=πmz₂n₂

Тогда число оборотов колеса

n₂=z₁n₁/z₂

При этом число оборотов должно быть целым (в рассмотренном примере n₂=42).

Указанные признаки позволяют без изменения внутреннего объема картера при габаритно-присоединительных размерах прототипа выполнить следующие конструктивные основные улучшения: оптимизировать ряд передаточных чисел, увеличить ширину венцов зубчатых колес, модуль зубьев, радиус кривизны переходной поверхности со стандартным исходным контуром. При этом конструкция всех зубчатых передач выполнена равнопрочной по контактной и изгибной выносливости. Кроме того, повышен коэффициент полезного действия коробки передач и снижена рабочая температура масла до 80°С путем установки зубчатых колес вторичного вала (постоянного зацепления) на роликовых игольчатых подшипниках 12 и применения четырехточечных подшипников 11 в качестве опор первичного 2 и вторичного 10 валов (фиг.3). Промежуточный вал 7 установлен на конических пошипниках 8 с возможностью регулировки зазоров нажимной упорной гайкой 9.

Конструктивные улучшения позволили увеличить входной крутящий момент с 410 до 560 Н·м, а ресурс с 350000 до 600000 км.

Указанные существенные признаки применены в пятиступенчатой коробке передач (фиг.3), включающей: картер 1, первичный вал 2 с зубчатым венцом, сопряженным с зубчатым колесом 3 привода промежуточного вала 7 с напрессованными на нем зубчатым колесом 4 (z₂=43) ускоряющей передачи, блоком шестерен 5 и шестерней 6, сопряженными с зубчатыми колесами 13, 15, 16, 18 и шестерней ускоряющей пятой передачи 19 (z₁=21) вторичного вала 10. Переключение передач переднего хода осуществляется с помощью инерционных синхронизаторов 14, 17 и 20. Включение заднего хода выполняется синхронизатором 14.

Передача вращения от первичного вала 2 к вторичному валу 10 с возможностью изменения передаточных чисел осуществляется следующим образом. От зубчатого венца первичного вала вращение передается на сопряженное зубчатое колесо 3 привода промежуточного вала 7 с напрессованными на нем зубчатым колесом 4, блоком шестерен 5 и шестерней 6. От зубчатого венца промежуточного вала 7 вращение передается на колеса первой передачи 13 и заднего хода 15 (через непоказанную промежуточную шестерню), от шестерни второй передачи 6 к колесу 16, от блока шестерен 5 к колесу третьей передачи 18, от колеса пятой ускоряющей передачи 4 к шестерне 19. Включение первой передачи и заднего хода осуществляется синхронизатором 14; второй и третьей, четвертой и пятой путем последовательного переключения синхронизаторов 17 и 20 соответственно.

Возможность промышленной применимости

По данному решению изготовлена опытная партия коробок передач и проведены испытания.

1. Автомобильная коробка передач с диапазоном входного крутящего момента от 410 до 560 Н·м, содержащая картер, первичный вал с зубчатым венцом, сопряженным с зубчатым колесом привода промежуточного вала с напрессованными на нем шестернями, сопряженными с зубчатыми колесами вторичного вала с возможностью изменения передаточных чисел с помощью инерционных синхронизаторов, отличающаяся тем, что цикл периодического зацепления каждой передачи в виде числа оборотов шестерни n₁ до возврата сопряженных зубьев передачи в исходное положение определяется соотношением:
$$n_1=n^{\circ }k{z}_2/\left|\Delta z\right|$$ при Δz≠0,
где n° - ближайшее к передаточному числу целое число оборотов шестерни;
k - наименьший целочисленный множитель, при котором $$k{z}_2/\left|\Delta z\right|$$ есть целое число;
z₂ - число зубьев колеса;
$$\left|\Delta z\right|$$ - модуль величины окружного смещения исходных зубьев передачи за число оборотов шестерни n°
Δz=z₂-n°z₁;
z₁ - число зубьев шестерни
и для ускоряющей передачи цикл n₁≥86 оборотов шестерни вторичного вала.

2. Коробка передач по п.1, отличающаяся тем, что все зубчатые колеса вторичного вала - постоянного зацепления и установлены на роликовые игольчатые подшипники.