Нагруженность зубьев шестерен при переключении передач изменением межосевого расстояния

Разработана и проходит испытания коробка передач (КП) имеющая принципиально новый способ переключения передач. Процесс перехода с одной передачи на другую осуществляется изменением межцентрового расстояния в переключаемых шестеренчатых парах, образующих силовой модуль. Каждый силовой модуль состоит из ведомой, паразитной и ведущей шестерни (рис. 1). При повороте водила, которое, одновременно служит механизмом выбора передач, происходит увеличение межцентрового расстояния в выключаемом модуле (от номинального, до полного выхода шестерен из зацепления) и уменьшением межцентрового расстояния во включаемом модуле (до номинального). Для исключения одновременного включения двух передач паразитные шестерни на подвижном водиле установлены с угловым разводом (рис. 2).

Главным преимуществом данного способа переключения является возможность вводить в зацепления шестерни, имеющие разные окружные скорости без применения фрикционного сцепления и синхронизаторов. Это возможно, благодаря подвижному водилу, которое в разблокированном состоянии дает КП дополнительную степень свободы.

Основные преимущества предлагаемой кинематической схемы КП:

Рассмотренная кинематическая схема КП является модульной конструкцией. Применяя однотипные по конструкции модули можно создавать разные варианты коробок передач. Разработанная конструкция позволяет использовать принцип унификации деталей: имея набор нескольких типоразмеров зубчатых колес изготавливать силовые модули, имеющие разное передаточное отношение. Это свойство особенно полезно при производстве сельскохозяйственной техники, средств малой механизации так, как снижается номенклатура комплектующих и запасных частей, что снижает себестоимость продукции, а также эксплуатационные расходы.

В данной конструкции подвижное водило, являясь приводом механизма переключения передач, нагружается моментом, величина и направление которого зависит от величин и направления действия моментов сил, действующих в КП: трения, инерции, момента сопротивления вращению на выходном вале от рабочего органа, момента двигателя приложенного к входному валу. Момент на водиле можно использовать для организации автоматизированного процесса переключения передач.

Согласно предварительным расчетам, для КП с перекрытием силовых модулей при переключении, время переключения передач при использовании стандартных для автотракторной отрасли параметров зубчатых колес и минимальной частоте вращения входного вала 700 — 800 об/мин — составляет менее 0,3с. Это свидетельствует о том, что в разработанной конструкции переключение происходит практически без разрыва силового потока.

Быстродействие данной коробки передач неизбежно ведет к повышенным ударным нагрузкам возникающим при переключении. Особенно большие ударные нагрузки происходят в момент блокировки водила в КП, что обусловлено быстрым изменением передаточного отношения.

Переключение передач в представленной конструкции может осуществляться как с использованием обычного фрикционного сцепления, так и без такового. Главной особенностью данной конструкции является возможность переключать передачи без полного разрыва силового потока в трансмиссии.

Методика оценки ударных нагрузок возникающих в зубьях шестерен при трогании автомобиля с места, а также при переключении ступеней на ходу без применения фрикционного сцепления аналогична. Рассмотрим рисунок, на котором схематически представлена упрощенная кинематическая схема трансмиссии транспортного средства с использованием рассматриваемого варианта КП состоящей из двух силовых модулей.

При переключении передач возможен такой контакт зубчатых колес вершинами (утыкание), при котором в КП могут создаться условия для заклинивания — блокировки.

Наибольшая вероятность блокировки при переключении возможна в момент контакта вершин зубьев включаемой пары зубчатых колес, так как при разности относительных окружных скоростей шестерен в момент касания зубьев вершинами, между ними начинает действовать сила трения. Направление момента силы трения будет зависеть от разности окружных скоростей включаемой пары шестерен. Уравнения моментов сил в КП (пример переключения с первого силового модуля на второй) имеют следующий вид.

При ведущем входном вале:

Мдв = М ин. трансмО1 +2Мтр.трансмО 1 +Мтр5 — 6(Z1 / Z2) + Ma / iI. (1).

Мвод = Мин. водО1 — Мтр. водО1 — 2Мдв (Z2/Zl) + M (F рад 2 — 3) (2).

При ведущем выходном вале:

Мдв = М ин. трансмО 1 +2Мтр.трансмО 1 +Мтр5 — 6 / iI + Ma / iI (3).

Мвод = 2 Мин. водО1 —2 Мтр. водО1 + 2Мдв (Z2/Z3) + M (F рад 2 — 3) (4).

Рисунок 2. Схема переключения передач в КП с перекрытием силовых модулей (момент касания включаемой пары шестерен вершинами зубьев): ю1 — угловая скорость входного вала О1; ювод — угловая скорость водила; ю2 и ю5 — угловые скорости паразитных шестерен 2 и 5; ю3 — угловая скорость выходного вала О3; ЬО1(Брад 2−3) — плечо действующей в зацеплении зубчатых колес 2 и 3 радиальной силы Fрад2 — з относительно вала О3; Бтр.6−5 — сила трения зубчатых колес 5 и 6 вершинами; Ма — момент на выходном вале; AV (6−5) — относительная окружная скорость вершин зубьев 5й и 6-й шестерни.

Связь между крутящими моментами на промежуточном валу М1, выходном валу М3, водиле М5 из рассмотрения равновесия паразитной шестерни при включенной некоторой передаче выглядит следующим образом:

М3=М1-а, М5=М1-(1+Ь), (5).

где, а — отношение чисел зубьев шестерен выходного и промежуточного валов; Ь — отношение числа зубьев воображаемого эпицикла как в планетарном механизме с плоским одновенцовым сателлитом, если представить, что он проходит через точку контакта паразитной шестерни и шестерни выходного вала к числу зубьев шестерни промежуточного вала.

С учетом того, что окружная скорость в точке контакта паразитной шестерни с шестерней выходного вала и воображаемым эпициклом одинакова, используя основное уравнение кинематики планетарного механизма, связь между угловыми скоростями промежуточного ю1, выходного ю3 валов и водила ю5:

(1 + Ь)-ю5 =о>1 + аю3 (6).

Выражением (6) можно пользоваться для установления связи между звеньями механизма до тех пор, пока паразитная шестерня и шестерня выходного вала находятся в зацеплении. Динамическая схема трансмиссии автомобиля представлена на рис. 3.

Рисунок 3. Динамическая схема трансмиссии: 1д — момент инерции двигателя; 12 — момент инерции первичного вала и шестерен привода; 13 -момент инерции водила; 14 — момент инерции главной передачи и дифференциала; 15 — момент инерции колес; 1а — момент инерции автомобиля; С12 — жесткость первичного вала; С2 — жесткость промежуточного вала; С3 — жесткость водила; С4 — жесткость карданной передачи; С45 — жесткость двух полуосей; С56 — жесткость двух шин; Мд — крутящий момент двигателя; Мс-момент от внешних сил, действующих на автомобиль.

Анализ процесса переключения показал, что он может быть представлен состоящим из трех этапов:

• 1-й этап начинается в момент расстопорения водила и заканчивается в момент выхода паразитной шестерни выключаемой передачи из зацепления с выходным валом;
• 2-й этап начинается в момент входа в зацепление с выходным валом паразитной шестерни включаемой передачи и заканчивается в момент стопорения водила
• 3-й этап начинается в момент стопорения водила.

Для изготовленного действующего макета экспериментальной коробки передач (ЭКП) при переключении 1−2 1-й и 2-й этапы процесса переключения соответствуют углу поворота водила 0,35 и 0,31 рад соответственно. Система уравнений математической модели для 1-го и 2-го этапов процесса переключения с параметрами динамической схемы, приведенными к коленчатому валу двигателя (обозначения параметров см. рис. 2, ф1 — угловое перемещение соответствующей маховой массы Ii:

I д Ф д + С12(ФдФ2) — Мд — 0;

С4 + a * С2.

I5 Ф5 «С45 (Ф4 «Ф5} + С56 (Ф5 — Фа) = 0;

1а Фа «С56(Ф5 «Фа) + Mс — 0.

На 3-м этапе в третье уравнение, описывающее поведение водила, добавляется величина С3-ф3, характеризующая реактивное звено.

При составлении математической модели были приняты допущения:

• • в процессе переключения передаточное отношение не зависит от межосевого расстояния зубчатых зацеплений;
• • ступенчатый переход с одного передаточного отношения на другое;
• • диссипативные силы не учитываются;
• • не учитывается перекрытие передач (в выполненном действующем макете ЭКП угол перекрытия силовых модулей составляет 2 град);
• • в процессе переключения не происходит пробуксовки муфты сцепления и ведущих колес с опорной поверхностью.

Рассматривается переключение передач без выключения сцепления (переключение при расстопоренном водиле), в ЭКП включена n-я передача. При работе двигателя в тяговом режиме считаем Мд>0, в тормозном — Мд0) так и разгону (Мс<0). В результате анализа было установлено, что возможны шесть комбинаций по величине и направлению крутящего момента двигателя Мд и момента от внешних сил Мс — дан вид со стороны выходного вала ЭКП на шестерни, находящиеся в зацеплении. Положение шестерен соответствует моменту расстопорения водила — началу 1-го этапа процесса переключения — рычаг водила 15 выведен из паза фиксирующего механизма.

В случае если двигатель работает в тяговом режиме, а момент от внешних сил разгоняет автомобиль и выполняется условие:

Мд > Мс I д 1а, то водило начнет поворачиваться в сторону включения повышенной передачи под действием сил F в зацеплениях. Угловая скорость промежуточного вала (окружная скорость Уп в точке контакта шестерни промежуточного вала и паразитной шестерни) растет быстрее угловой скорости выходного вала (окружной скорости Ув в точке контакта шестерни выходного вала и паразитной шестерни), что и определяет направление Уо — окружной скорости оси паразитной шестерни, принадлежащей водилу. При зафиксированном водиле рычаг прижат к левой стенке фиксирующего механизма.

Силы в зацеплении паразитной шестерни с шестернями на промежуточном и выходном валах поворачивают водило по часовой стрелке в сторону включения пониженной передачи. При зафиксированном водиле рычаг прижат к правой стенке фиксирующего механизма.

В комбинации Мд>0, Мс>0 при любом соотношении Мд/1д и Мс/1а водило стремится повернуться в сторону включения п+1 передачи и т. д.

Из рассмотренных шести возможных комбинаций Мд и Мс по величине и направлению в трех 1-й этап процесса переключения протекает в направлении n—n+1, в оставшихся трех — в направлении n—n-1. Необходимо заметить, что переключение (1-й этап) n—n+1 при любом Мс (Мс>0, Мс0). Переключение (1-й этап) n——n-1 при любом Мс (Мс>0, Мс<0) реализуется путем перевода двигателя в тормозной режим (Мд<0). Тем самым, для исследуемой конструкции ЭКП (см. рис.1) для переключения n—n+1 важны тяговые возможности двигателя, а для переключения n—n-1 — тормозные. ЭКП при расстопоренном водиле имеет степень свободы W=2 (на 1-м и 2-м этапах процесса переключения), что показано с использованием формулы Чебышева для плоских механизмов — число входных и выходных звеньев равно трем (входной и выходной валы, водило). При W=2 положение (движение) третьего звена — водила определяется положением (движением) двух других звеньев (входного и выходного валов). Движение выходного вала определяется величиной и направлением Мс, и не является управляемым параметром. Управляемым может быть только Мд, который и определяет движение промежуточного вала, связанного с входным (поэтому при переключении не производится выключение сцепления). Комбинация Мс и необходимого по величине и направлению Мд обеспечивают перевод водила ЭКП (переключение) в нужном направлении (n—n+1 либо n—n-1). Данная особенность исследуемой схемы была использована при организации системы переключения изготовленного действующего макета ЭКП, установленного на автомобиль УАЗ 31 512, направление дальнейших исследований предполагает создание автоматизированной или полностью автоматической трансмиссии на базе ЭКП.

На 2-м этапе процесса переключения соотношение окружных скоростей зубьев входящих в зацепление шестерен способствует протеканию данного этапа. Так, при переходе на более высокую ступень (n—n+1), окружная скорость Vn+1 вершин зубьев паразитной шестерни n+1 передачи выше скорости вершин зубьев шестерни выходного вала Увыхп+1. Тем самым паразитная шестерня, а следовательно, и водило, затягиваются в положение включения п+1 передачи.

Рисунок 4. Окружные скорости вершин зубьев входящих в зацепление шестерен.

кинематический межосевой шестерня двухступенчатый При переходе же на более низкую ступень (n—n-1), скорость Vn-1 вершин зубьев паразитной шестерни n-1 передачи ниже скорости вершин зубьев шестерни выходного вала Увыхп-1. Тем самым, происходит затягивание паразитной шестерни и водила и в этом случае. Происходит как бы «отбрасывание» водила в сторону включаемой передачи.

Для переключения n—n-1 при Мс>0 необходим перевод двигателя в тормозной режим (МдМс/1а. Наиболее эффективное торможение двигателем осуществляется путем перевода его на режим принудительного холостого хода, когда дроссельная заслонка полностью закрыта. Зависимость тормозного момента двигателя Мд (двигатель УМЗ 4178.10) от угловой скорости коленчатого вала год (в интервале от 84 до 420 рад/с), аппроксимированная линейной зависимостью, выглядит следующим образом:

Мд = 20 + 0,094 (год- 84).

При год ниже 84 рад/с тормозной момент двигателя падает до нуля и дальнейшее торможение возможно только при отключении зажигания, что неприемлемо.

Вследствие характеристики тормозного момента двигателя, начавшийся процесс переключения (1-й этап) может быть не завершен (водило, повернувшись на некоторый угол фМс/1а по следующим причинам: 1. Из-за снижения тормозного момента двигателя вследствие падения год. Наблюдается при высоких год (высоких скоростях движения автомобиля на n-ой передаче); 2. Из-за падения год ниже 80−84 рад/с (Мд—0). Наблюдается при низких скоростях движения автомобиля; 3. За время процесса переключения произошло увеличение Мс из-за выезда на участок с большим коэффициентом сопротивления движению у.

Проводилось исследование процесса переключения в серийной коробке передач, 1я и 2-я ступени которой несинхронизированы и включаются при помощи подвижной шестерни. В данном случае при переключении передач возникает динамическая нагруженность, обусловленная соединением двух частей системы, движущихся с разными угловыми скоростями при приведении к одному валу. На рис. 6 представлены значения крутящих моментов, нагружающих элементы трансмиссии (полуось и карданный вал) при переключении 2—1 для серийной коробки передач в зависимости от скорости движения, соответствующей угловой скорости коленчатого вала перед переключением. Теоретические значения получены при помощи математической модели, составленной для трансмиссии с серийной коробкой передач. Представлены также крутящие моменты на полуоси и карданном валу для трансмиссии, оснащенной ЭКП на 2-м этапе процесса переключения (вход в зацепление с выходным валом шестерни включаемой передачи).

Видно, что нагруженность трансмиссии крутящими моментами в случае с ЭКП ниже в 34 раза, соответственно во столько же раз меньше силы на зубьях шестерен, входящих в зацепление. С учетом того, что в конструкции ЭКП использованы валы и шестерни серийной КП, а вход шестерен осуществляется по всей ширине зуба (что снижает контактные напряжения) можно утверждать, что на втором этапе процесса переключения нет повышенной динамической нагруженности и условия для поломки зубьев отсутствуют. При помощи математического моделирования установлено, что на втором этапе процесса переключения динамическая нагруженность не превышает кд=0,09 для переключений 1—2, 2—1, 2—3 и 3—2 при любых возможных в эксплуатации силовых и кинематических параметрах движения, характеризующих режим переключения. Сокращение времени процесса переключения имеет значение для тех случаев переключения, когда требуется выполнение предложенных условий, так как за большее время процесса переключения передач выше вероятность изменения внешних условий (сопротивления движению), в результате чего начавшийся процесс переключения может быть не завершен.

Анализ экспериментальной кривой крутящего момента на полуоси показывает, что несмотря на перекрытие передач, в момент контакта с шестерней выходного вала паразитной шестерни включаемой передачи одновременно происходит исчезновение кинематической пары, образованной шестернями выключаемой передачи. То есть в зацеплении с выходным валом находится только одна из паразитных шестерен. В противном случае трансмиссия имела бы только одну степень свободы (подвижное водило) и здесь различие в начале 2-го этапа приведенных угловых скоростей двигателя и маховой массы автомобиля вызвало бы скачок динамической нагруженности в точке Б, сравнимый с нагруженностью на 3-м этапе процесса переключения, чего не наблюдается.

Теоретически и экспериментально установлено, что динамическая нагруженность в исследуемой конструкции коробки передач с изменяемым межосевым расстоянием зубчатых зацеплений, вызванная входом в зацепление шестерен включаемой передачи ниже чем в серийной коробке передач на несинхронизированных ступенях в 34 раза при любых возможных в эксплуатации силовых и кинематических параметрах движения, характеризующих режим переключения. Соответственно, во столько же раз меньше силы на зубьях шестерен, входящих в зацепление, что и обеспечивает работоспособность конструкции при использовании валов и шестерен серийной коробки передач. С учетом того, что в конструкции ЭКП вход шестерен осуществляется по всей ширине зуба, (что снижает контактные напряжения) можно утверждать, что на втором этапе процесса переключения нет условий поломки зубьев вследствие повышенной динамической нагруженности.

Во время экспериментальных исследований в общей сложности было произведено свыше 100 переключений на стенде и свыше 300 переключений в дорожных условиях (при расстопоренном водиле без выключения сцепления) при различных силовых и кинематических параметрах движения. Производились переключения 12, 21 при прямой и пониженной ступени в раздаточной коробке. Дефектация деталей после разборки ЭКП не выявила заметного износа и поломок зубьев шестерен, а также других элементов ЭКП и трансмиссии автомобиля УАЗ 31 512. При ручном переключении с выключением сцепления время переключения не превышает 0,5…0,8 с, при соблюдении допустимого усилия на рукоятке рычага переключения передач (60 Н). В случае силового (принудительного) перевода водила при помощи внешнего источника на некотором режиме, характеризуемом Мд и Мс (сцепление включено) на первом и втором этапах процесса переключения передач трансмиссия нагружена крутящими моментами, сравнимыми с Мд и Мс, что вызовет повышенную нагруженность шестерен, находящихся не на расчетном межосевом расстоянии. Силовое переключение по энергетическим затратам и действующим усилиям нерационально и не дает каких-либо преимуществ в сравнении с переключением при расстопоренном водиле или ручным переключением.

Основные рассматриваемые сегодня, пути снижения уровня динамических нагрузок в представленной конструкции КП:

Применение фрикционного сцепления в составе трансмиссии позволяющего обеспечить безаварийную работу КП, выключение которого необходимо для гашения опасно большой величины импульса силы, возникающей при переключении передач при определенных режимах движения;

Увеличение количества передач в КП значительно снижает шаг передаточного отношения соседних ступеней, что существенно снижает величину импульса силы, действующей в момент переключения;

Увеличение времени полного включения передачи в данной конструкции КП возможно демпфированием водила, что существенно снижает максимальную величину силы возникающей в КП при переключении;

Уменьшение моментов инерции вращающихся частей двигателя и КП.