Народного хозяйства и государственной службы 16 страница

Наименование	с,дчг	ЛКВ X ум- мель	ХОИДД	Цюидяпи Супер		Хояда C.B9J	Г.
Рабочий «бьем двига­теля в ел»
Тип коробки передач	ДяуХ- наЛЬМаИ четырех­ступен­чатая	Двухвальяав трехступен­чатая	' Двух- вальяая пятисту- пеича-	Двухвальиая четырехступен­чатая	С "Р«Яо|
Передаточное число: первая передача	a.ir	3.4$	2X0	3.74	Ш	2J6	М»
вторая | 1.91	1.88 j 1.45 | 2.14 | Ш 1.47 | "
третья | 1.43	1.23 0.95	1.69 | 1.48 | 1.01 |
четвертая 1.04	- 1 "	1.36 | 1.07	0.44	1:1
пятая	- 1 -	-	1.0» | -	-
шестая	-	-		- 1 ~
Сумма зубьев парных шестерен г, и г,	50-51		48—49	43-41	57-58		41—41 |
Модуль	\Л	1.5	1.75	1.75	1.5
Максимальное напря­жение в зуба.их пары ше­стерен с числом зубьев «1 в г, а кГ /см*:			•лю		зз»0		73»
		II | 13 | 9		14 | 12
|»	38 J Л J 34 44 | 33
Максимально* напря­жения в зубьях шестерен при включении высшей передачи в к Псы.*-.	1'Ао
чвело зубьев веду­щей шестерни
число зубьев ведо­мой тестера и	К
Механизм переключе­ния передач: силовое замывание пря помощи	Кулач­ков	Ша­риков	Кулач­ков	Шари­ков	Кулачков	Км»
тяп управлении	Цилин­дриче­ский барабан	Шток	Цилин­дриче­ский барабаи	Шток	Цилиндрический барабан	Р»
Передаточное число пускового механизма	олв	0.12	0.1У»	0.135	0.11	0.17	—■
Примечание. Силовая пер	сдача	отоцикла	в M-G3	ПМВР<» кардавнаЯ^

Т я Ля и цл 23

	K-IIM	Ilyx-SV	Т-200М	MZ-360	иж • Юля- тер»	Ям«0	С-ЗЮ	M-ftl	ВМВ-РСО
^ ш	I7S	3UO		3»			«0	МО
	Д»учиалиная четыре чатая	кступея-	Трехаальяая четырехсту­пенчатая с прямой передачей	Дяух кдльнам шестя- ступеи- чатая	Д»у*- яальиая четырех- ступеи- чатая	Трех- яалкмая четырех- ступеи-
	3.»	3.0	7.77	3.17	3.16	7.18	3М
к*	1М | 1.61	1.63	1.71 1 1.7»	I.5G	73*	1,01
	1.»	1.97 | 1.71 | 1.21	1.76 | 1.33	1.28	1.70	7.01
1:1	i.oi | ода | о да	1:1 1 1:1	1.10 1.30	I.W
	-	- 1 -	- I - I ••<> | -
		- 1 - 1 -	- I ОЯ
	М		.17-И	48-49			41-42	«б	41—41
	1.»	ал	ЗА	7.0	2.75		ЗА	ЗА тп - ЗА	ЗА тн -ЗА
	о.ю	3»)	2J70		7X0	мк>	♦ООО		40ГО
	30 j 8 | 9 И 1» | 12 | IS | 10 (10
1 я	Ж | 77 | 36		19 | 38 j 36 | 21
				W0	—
					-
					-
		Кулачкоя	Зубчатой муфты	Кулачко­вой муфты
	Ur	МошпиЛ АЯСК	ЦяляндричсскяП барабан	Рычаг	Цилик-
	ортз	0.17»	ода	о.гл	0.103		O.-Mf	OJ33
■^Jii^'x мотоциклоп я мотороллеров — «епная.

ется заднее колесо мотороллера, ввиду чего вторичный вал такой коробки подвергается дополнительным нагрузкам от заднего ве­дущего колеса, что требует увеличения диаметра вторичного вала и усиления его подшипников. Примером такой конструкции явля­ется коробка передач мотороллера ВП-150М. Эта коробка передач — двухвальиая, трехступенчатая; силовое замыкание шестерен, сво­бодно сидящих на вторичном вату, осуществляется четырьмя пря­моугольными шлицами, выполненными в виде крестовины, перед­вигаемой механизмом управления по четырем продольным пазам вала. Вторичный вал удлинен с правой стороны от коробки передач и снабжен на конце шлицами, на которые надевается ступица зад­него колеса и затягивается гайкой. Удлиненная задняя часть вто­ричного вала опирается на два шарикоподшипника, а левая часть вала — на втулку.

Основные параметры коробок передач мотоциклов и моторол­леров приведены в табл. 23.

§ 91. РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

При расчете коробки передач:

1) определяется число ступеней и передаточные числа, которые обеспечивают мотоциклу необходимые тяговые качества в заданных условиях работы;

2) производится расчет коробки передач на прочность, жест­кость и износ.

Определение чиста ступеней и передаточных чисел коробки передач было рассмотрено выше.

Шестерни. Основные параметры и расчет. Расчет шестерен заключается в подборе основных параметров зацепления, расчете шестерен на прочность и износ, и подборе числа зубьев шестерен при известных передаточных числах.

В мотоциклостроеннн применяются шестерни с зубьями, имею­щими эвольвентный профиль. Размер зубьев определяется модулем зацепления от.

В английской и американской промышлениостях размер зубьев определяется не модулем, а питчем р. Соотношение между модулем и питчем выражается формулой

25.4 25.4

или от = —

В мотоциклетных коробках передач применяются шестерни, имеющие модуль от = 1.5 + 3 или р =* 9 + 17.

В большинстве случаев угол зацепления равен 20°, нормальная высота зуба 2,25 от. При этом высота готовки зуба И' от, а высота ножки зуба h" 1,25 от. Значительное количество коробок имеют только шестерни с прямыми зубьями. Однако на тяжелых мото­циклах и мотоциклах высокой проходимости шестерни высших 330 передач имеют косые зубья. В мотоциклах высокой проходимости, кроме этого, шестерни с косыми зубьями применяются для демуль­типликатора.

Основные размеры некорригнрованных шестерен с прямыми п'бьями определяются по следующим формулам: диаметр делительной окружности D₀ = тг.

где г — число зубьев;

диаметр окружности выступов

D, = m(z + 2); диаметр окружности впадин

D, = m (г -2.5).

Корригирование шестерен. Как указывалось выше, в большин­стве случаев в мотоцнклостроеннн принимают нормальную высоту зуба h ---- 2,25 т. Отклонение в размерах н форме зуба от нормаль­ных, направленное на увеличение прочности и износостойкости, называется коррекцией. В передачах зубчатыми колесами с малым числом зубьев наблюдается неправильное касание профилей со­пряженных зубьев, что характеризуется резкими толчками и при больших окружных скоростях сопровождается шумом. Кроме этого, при изготовлении шестерен, имеющих малое количество зубь­ев, происходит подрезка зуба у его основания, что значительно ослабляет зуб. Минимальным числом зубьев, при котором отсутст­вует подрезание профиля, для зацепления с углом 20 и передаточ­ного отношении, не превышающего 4, является число зубьев г 15. Однако уже при г — 20 на точности профиля заметно сказываются ошибки изготовления. Чтобы избежать подрезания зубьев и полу­чить нормальное зацепление, между шестернями коробки передач при г < 18 + 20, применяется корригирование. Существует не­сколько методов корригирования, однако для мотоциклетных ко­робок передач наиболее часто применяется высотное корригирова­ние, как наиболее простое.

При высотной коррекции коэффициенты сдвига режущего ин­струмента находятся в следующей зависимости:

Тогда диаметры окружностей выступов цилиндрических шесте­рен с прямым зубом, корригированных этим способом, равны: для малой шестерни

0,«= (*, + 2 + 21)т-, для большой шестерни

0„ = (*_а 4-2 25)/п, где I — коэффициент коррекции.

Однако способ высотного корригирования рекомендуется только дли таких передач, у которых г, + Zj > 25, а число зубьев малой шестерни z_t > 8. Таким образом, при передаточном числе, равном или близком к единице, данный способ неприменим. Но в коробках передач необходимо прибегать к корригированию зубьев шестерен именно при больших передаточных отношениях на первой и второй передачах.

Расчет на прочность цилиндрических шестерен с прямыми зубьями. Расчет па прочность зубьев шестерен мотоциклетных коробок передач производится аналогично расчету зубьев шестерен на прочность автомобильных коробок передач — по тем же форму­лам.

Напряжение изгиба в опасном сечении зуба определяется по формуле Льюиса: р

w

где Р — окружное усилие на диаметре начальной окружности шестерни;

b — длина зуба или ширина зубчатого венца шестерни;

t — шаг зацепления;

у — коэффициент формы зуба, значения которого приведены в табл. 24.

Таблица 24

Значения коэффициента формы зуба и для иекорригироганных внешних цилиндрических колес при <1«= 20й и ti =*]т Чадо Г X   Г X I   X   одо- 0Я2-   0.120 о т   0.138 ода   OJOS7 • 1.65 •   0.122 0,57   0.139     0j075 1.44   0.124 ОДЗ .10 0.140 0.27   U.CW7 1.28   0,126 0.48   0,142 0J5   «ЛИ 1.13   0,128 0.44   0.144 0_>3   0.10.' 1.02   0.130 0.40   0.146 0.22 И 0,105 0Я7   0,132 О,»)   0.148 ОД   0.110 0,82   0.13-1 0.31   0.150 0Д1   0.113 0.75   0.13(1 0Д>   0,152 0,19   0.117 0.1»   0.137 ОДО   0.156 0.17               0,158 0.16 • Прн&я.жс.ио. ма.сн.с.

Но

Р =; М_врш М_аи/_ЯшН; О₀ = тг и t — лт,

где Afn.,* — максимальный крутящий момент двигатели; V _я — передаточное число передней передачи.

Подставляя значения Р н I о формулу Лью"", получим макси­мальное напряжение в зубьях ведущей шестерни первой передачи:

где т и b оиражены о мм.

Аналогично определяют напряжения в зубьях ведущей шестерни постоянного зацепления трехвальиой коробки передач

где (i — передаточное число коробки на первой передаче.

Коэффициент формы зуба у,„_рр для зубчатых колес с коррн- пфованнымн зубьями подсчитывается по формуле

-ШЫ^.

где т„ — модуль d нормальном сеченни;

Ъ„ — коэффициент коррекции в нормальном сечении; h — высота зуба;

к — коэффициент (берется по табл. 24). Для колес с прямыми зубьями т_я = m и I» — S- Значения коэффициента формы зависят от способа нарезания ба. В мотоциклетной промышленности шестерни коробок передач передней передачи нарезаются гребенкой, червячной фрезой, о большинстве случаев — долбя ком. В тв&ч- 24 приведены зна­ния у для нарезания гребенкой и червячной фрезой; при наре- iHHH долбя КОМ значения коэффициента у увеличиваются примерно па 2%.

При выводе формулы Льюиса считается, что окружное усилие коспрннимается только одним зубом шестерни; не учитывается i шянне окружной скорости, с возрастанием которой увеличивается скорость скольжения и динамическая нагрузка на зуб. Динами­ческая или ударная нагрузка на зуб возникает по следующим при­чинам:

— из-за неравномерности крутящего момента мотоциклетного

двигателя;

— при резком изменении крутящего момента двигателя;

— при резком торможении;

— из-за вибрации валов коробки передач;

— из-за неточности изготовления профиля зуба.

Кроме этого, в формуле не учитывается влияние концентрации напряжения у основания зуба, что зависит от радиуса закругления. Поэтому более точным является расчет по формуле Льюиса, в ко­торую вводятся коэффициенты, учитывающие влияние вышеука­занных факторов: _{# р}

где K_v — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; /С, — коэффициент, учитывающий число зубьев, находящихся

Рис. 200. Схема сил, действующих на зубья шестерен: а — С КОСЫМИ хубьмми. б — с прямыми яубьмми

одновременно в зацеплении; /С. — коэффициент концентрации напряжений в закруглении у основания зуба. Однако до сего времени нет достаточно полных и обоснованных данных но выбору коэффициентов К, и К_к для шестерен коробок

передач автомобилей, и они пат костью отсутствуют для мотоциклом Поэтому эта формула не нспатьзуется прн расчете шестерен мото­циклетных коробок передач.

Расчет на прочность шестерен с косыми зубьями. Сила взаимо­действия двух зубьев парных шестерен Р„ будет направлен! по нормали к зубу (рис. 200, а). Раскладывая силу Р, по двум вза­имно перпендикулярным направлениям, получим силу Р — окруж* нос усилие и осевую (аксиальную) силу Q. Расчет зуба тестере) с косыми зубьями на прочность производится по тем же формулам, что и расчет зуба шестерен с прямыми зубьями. Разница заключаете лишь в том, что для расчета шестерен с косыми зубьями берега нормальный шаг /„, измеряемый по нормали к зубу, и дейсгвнтель пая длина зуба Ь_п.

Формула Льюиса для этих шестерен имеет следующий вид:

по

6. =—. = И ^я cos Y сову

'я = 'J COS у.

Подставляя значения Р_я, Ь„ и /_я, получим Р Р

УпЫп УяЫ,аяу'

Коэффициент у„ определяют но теоретическому числу зубьев:„ в нормальном сечении по формуле

Шестерни с косыми зубьями изготовляют тем же режущим ин­струментом. что и шестерни с прямыми зубьями. Поэтому шестерни имеют стандартный модуль т„:

,„ _t„ т. = —. " я

По торцевой модуль m_s и торцевой шаг /, находятся с нормаль­ным модулем т_л и шагом /„ в следующей зависимости:

/■ ш. 1 ш»

Основные размеры шестерен определяются по следующим фор­мулам:

диаметр делительной окружности

ли.

диаметр окружности выступов

D, = D.+ 2Л'.(^+2)/п„;

диаметр окружности впадин

Di = D₀- 2/Г и при Л = 2,25т„

Межцентровое расстояние

Расчет валов коробки передач. Валы коробки передач передают крутящий момент и изгибаются под влиянием сил, действующих

на шестерни перпендикулярно к осям валов. Крутящий момент Л| и изгибающий момент М_и для данной конструкции коробки передач изменяются в зависимости от включения той или иной передачи.

Напряжения в валах коробки передач зависят от крутящего момента, подводимого к коробке передач, передаточных чисел, расстояния между шестернями и опорами коробки передач. Следо­вательно, напряжение в валах зависит от кинематической схемы и конструкции коробки передач.

Двухнальныс коробки передач мотоциклов с карданной силовой передачей. Крутящий момент, подводимый к первичному валу коробки передач, равен крутящему моменту двигателя. Расчет ва­лов ведется при М_тл%. Крутящий момент, действующий на вторич­ный вал, зависит от передачи, на которой в данный момент работает коробка передач:

для первой передачи М\ =■ М_тш% /г, для второй передачи Afn =» М_тш1 /ц; для третьей передачи Мш ^а М_тлх /щ; для четвертой передачи Afiv ⁰ М_тах'iv. где «У, |'ц, /|11 и»'|\—соответственно передаточные числа первой, второй, третьей и четвертой передач коробки передач.

Окружные усилия, действующие на шестерни той или иной передачи.

Сила давления зуба ведущей шестерни Р, на зуб ведомой дей­ствует по линии зацепления, образующей с касательной к дели­тельной окружности угол зацепления «в (рис. 200, б).

Вследствие наличия силы трения между рабочими поверхностями зубьев сила давления зубьев отклонится от линии зацепления на угол трения «у, (равный приблизительно 5°). Обозначив «<, <j р и разложив результирующую силу Р' по двум взаимно перпенди­кулярным направлениям, получим две силы: окружную силу Р и силу Р".

Результирующая сила Р' определяется из силового треуголь- ' пика: Р* «=•—■£. Сила, действующая по радиусу шестерен и стре­мящаяся раздвинуть валы,

Г = Я tgp.

Так как для мотоциклетных коробок угол зацепления Но ■ = 20® и угол трения можно принять равным 5', то

tg (i = tg 25°; тогда Р" = 0.466Р.

Для расчета валов коробки передач на прочность и подбора подшипников необходимо определить опорные реакции.

Первичный вал имеет две опоры: А (рис. 201) и В. На нем распо­ложена ведущая шестерня с прямыми зубьями одной нз передач коробки, ззв

Ma ведущую шестерню первичного вала, которая передает кру­тящий момент парной шестерне вторичного вала, работающей на той или иной передаче, действуют силы: в горизонтальной плоско­сти окружная сила Я и в вер­тикальной — радиальная сила Р".

Сумма моментов относитель­но опоры В в горизонтальной плоскости

RA,(a + b)-Pb = 0; Q - ^Рь

где а — расстояние от середины зуба до опоры А\ b — расстояние от середины

зуба до опоры В. Сумма моментов относитель­но опоры В в вертикальной плоскости

Ra_x (а + Ь)- Р'Ь = 0; р - ^р'^ь 0.466Р6 ^i<Ajf~a+B^xsl а+Ь •

Результирующая реакция опоры А

Ял-V +

Так как а 4- b = / — расстоянию между опорами, то

Если угол о,= 20°. то

/?д — 1.М -j-.

Аналогично находим результирующую реакцию опоры В:

R,- VRi. + RK - /{*?)' + [т)'- Если угол о, = 20". то

Рис. 201. Схема сил, действующих на первичный вал двухвальной коробки мотоцикла с карданной силовой пере­дачей

Реакции опор вторичного вала определяют аналогично. Чаще шестерни высшей ступени (четвертой) коробок передач ¹¹¹ циклов с карданной силовой передачей выполняют с косыми 'Убьямв. В этом случае расчет опорных реакций более сложный.

так как появляется дополнительная сила, действующая вдоль оси вала.

На рис. 202 приведена схема сил, действующих на зуб шестерни с косыми зубьями. Здесь Р — окружная сила, а Р„ — сила давле­ния зубьев, действующая нормально к зубу в плоскости, касатель­ной к начальным окружностям шестерен. Результирующая сила S отклонена от силы Р_п на угол (J сц, + у, и расположена в пло­скости, нормальной к поверхности зуба. Сила

угол наклона зуба относи» телысо оси вращении. Силу S можно определить из силового треугольника:

Р* _ CUS р

р

S =

Окружную силу Р находят по формуле

Р

Осевую (аксиальную) силу Q вычисляют, пользуясь силовым треугольником, по формуле

Q = P tgy-

где у -

Рис. 202. Схема сил, действующих на зуб шестерни с косыми зубьями

Радиальная сила R определяется из силового треугольника:

tgP;

подставляя

получим

Опорные реакции в вертикальной плоскости для первичного вала (рис. 203) равны

ЯЬ+Q.

Рих

Опорные реакции в горизонтальной плоскости Ра „ РЬ

Результирующая реакция опоры А

«Л = = | /[Rb + Q"•- ' + (РЬ)>.

Результирующая реакция опоры В

(Ra-Q%)' + (Par.

Опорные реакции вторичного вала находятся аналогично. Изгибающий момент и расчетном сечемпи

Рис. 205. Схема сил, действующих на пер­вичный вал авухвальиой коробки с икстер- няни с косыми эубьвни

М„ = R_xx.

Л1„,

где R_x— опорная реакция; х — расстояние от опо­ры до шестерни. Результирующий мо­мент

- V лцГ+Ж

Напряжение в опасном сечении определяется по формуле

где W

"5Г

Ml)

г.

- момент СО-

противления вала на изгиб. Для полого вала

W-.

где d, — диаметр отверстия;

D, — диаметр расчетного сечения вала.

Для шли цены х валов за расчетный диаметр принимается виут- реиннй диаметр шлицев.

Ваты коробок передач выполняют из легированных цементуе­мых сталей. Вачы короГюк пергдач всех отечественных мотоциклов изготовляют нз стали I2XH3 или 12ХНЗА, цементуют или инанн- Р)к|Т на глубину 0,15—0,8.им в зависимости от сечения шлицев •ала и закаливают до твердости HRC 58 - 62.

Результирующее напряжение выбирается в зависимости от жест- рстн вала, поэтому для длинных валов запас прочности берут ^8; «делах 5—10 по пределу упругости. Для коротких валов допус­каются более высокие напряжения.

S39

Прогиб валов коробки передач. При недостаточной жесткости валы коробки передач значительно прогибаются, что увеличивает напряжение в зубьях шестерен, износ и повышает шум. Наиболее вредное влияние оказывает прогиб валов в плоскости, проходящей через их оси, так как при этом изменяется межцентровое расстояние, что, в свою очередь, искажает зацепление. Вследствие того, что про­гиб валов изменяется в процессе работы, создается дополнительное скольжение рабочих профилей ^р" зубьев и динамическая нагрузка на

А й Зубья.

Прогиб валов измеряется в плоскости шестерен, находящихся в зацеплении. Для приведенной выше кинематической схемы мото­циклетной коробки передач осо- Рнс. 'Ли. Схем л «ли определении беиную опасность представляет стрелы лрогибл ими прогиб валов на третьей и осо­

бенно второй передачах, так как шестерни этих передач находятся от опор на большем расстоянии, чем шестерни первой и четвертой передач.

Для шестерен с прямыми зубьями расчетной силой является сила Р" 0.4В6 Р. Стрела прогиба

0.466JW

У--

где J — осевой (экваториальный) момент инерции; дли силового вала, имеющего внутренний диаметр шлицев, равный D_tM, J - 0,05 D_tH*\ для полого вала (первичный вал) J = 0.05 (DJ-tfy, d — диаметр отверстия;

Е — модуль упругости, равный 2.1 • 10* кПсм*. Прогиб вала не должен превышать 0,2 мм.

Глава XX

ПЕРЕДНЯЯ И ЗАДНЯЯ ПЕРЕДАЧИ МОТОЦИКЛОВ И МОТОРОЛЛЕРОВ

Силовая передача мотоцикла или мотороллера предназначается для передачи крутящего момента от двигателя к ведущему колесу. Тип силовой передачи в значительной степени определяет как об­щую компоновку мотоцикла или мотороллера, так и конструкцию

Силовые передачи мотоциклов выполняются цепными, кардан- Hi. ii и клиноременнымн, а мотороллеров — цепными, клнноре- Неннымн и шестеренчатыми. Цепные силовые передачи моторолле- рои и мотоциклов аналогичны по конструкции (рис. 205) и состоят Из передней передачи /, сцепления 2, коробки передач 3 и задней Вредачн 4.

Карданная силовая передача (рис. 206) мотоцикла состоит ^Из сцепления I, коробки передач 2, карданной передачи 3 и глав- ^a*^of«I задней) передачи 4. На мотороллерах вследствие расположении Ригателя сзади (под седлом водителя) создается возможность передачи крутящего момента от вторичного вала коробки передач не. посредственно на заднее ведущее колесо или через коническую шестеренчатую передачу, не применяя карданной передачи. Сле. дователыю. задняя передача отсутствует, имеется только передняя передача. Коническая шестеренчатая силовая передача моторол.

лера аналогична но компоновке н конструкции узлов кард;..................... ой

силовой передаче мотоцикла, но отличается отсутствием самой карданной передачи между коробкой передач и главной передачей.

В последние годы на мотороллерах, мопедах и легких мотоциклах все более широко распространяется клнноременная варнаторная силовая передача; она состоит из передней клннорсменной пере- дачи, в ведущем шкиве которой разметается центробежная муфта

или центробежное сцепление, н задней передачи (цепной — для мопедов, мотоциклов н шестеренчатой — для мотороллеров). Таким образом, при варнаторной силовой передаче не требуется коробка передач, так как ее функцию выполняет вариатор, изменяющий автоматически в зависимости от сопротивления движению переда* точное число передней передачи. Это огромное преимущество варна­торной силовой передачи значительно облегчает и упрощает упрая< ление мопедом или мотороллером.