Ошибка трансмиссии: Страница не найдена

7. Выводы

Нелинейная динамическая модель движения прямозубой шестерни с 14 степенями свободы с изменяющейся во времени жесткостью зацепления и демпфированием была создана для исследования LTE, которое включало крутильную смещающую вибрацию в 6 направлениях и радиальная вибрация смещения в 8 направлениях.

PE и IE были расширены в динамической модели, тогда как был выполнен статический анализ зубчатой ​​системы. Результаты показали, что разница амплитуд TE, вызванная зубчатой ​​парой 2, была значительно очевидна по сравнению с зубчатой ​​парой 1, которая с большей вероятностью могла вызвать нарушение системы.

Был проведен динамический анализ зубчатой ​​системы и сравнено TE при различных моментах нагрузки. Результаты показали, что момент нагрузки имеет большое влияние на TE зубчатой ​​передачи. Когда крутящий момент нагрузки изменился на синусоидальную форму, общее значение размаха LTE было минимальным. Сравнивались значения LTE различных параметров синусоиды и получены оптимальные параметры.

По результатам статического и динамического моделирования предложена оптимальная расчетная схема.Оптимизированная кривая TE сравнивалась с кривой TE перед оптимизацией, тогда как общее размах ошибки передачи было уменьшено на 60,7%, что, в свою очередь, повысило точность передачи и уменьшило явление помех.

В этой статье было расширено исследование нелинейной динамической модели двухступенчатой ​​цилиндрической зубчатой ​​передачи и большой инерционной нагрузки TE, что стало важной справочной информацией для реальной конструкции зубчатой ​​системы. В дальнейшем исследовании правильность схемы оптимизации будет проверена экспериментально, и будут рассмотрены некоторые передовые методы обработки сигналов при анализе редукторов.

Номенклатура

PE:	Ошибка профиля
IE:	Ошибка индекса
TE:	Ошибка передачи
DOF:	Степень свободы
LTE:	Ошибка передачи нагрузки
STE:	Ошибка статической передачи
DTE:	Ошибка динамической передачи.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.

Благодарности

Эта работа была поддержана Национальным фондом естественных наук Китая (51575007) и проектом муниципальной комиссии по образованию Пекина (JC001011201601).

7 признаков того, что ваша трансмиссия может выйти из строя — Toco Warranty

Автоматическая трансмиссия вашего автомобиля — это закулисная рабочая лошадка вашего двигателя, постоянно переключающая передачи вверх и вниз, чтобы плавно и бесшумно передавать мощность вашим колесам.Когда он работает правильно, вы этого не замечаете — и в этом все дело. Однако чем дольше ваша трансмиссия находится в эксплуатации, тем более уязвима она для проблем.

Иногда проблема устраняется недорого, но, если ее не устранить, может потребоваться полный капитальный ремонт трансмиссии, который может оказаться дорогостоящим и технически исправным. Стоит знать некоторые ранние признаки потенциального сбоя передачи, чтобы вы могли обнаружить возникающие проблемы, пока не стало слишком поздно.

7 ранних признаков возможного отказа передачи

Сигнальная лампа трансмиссии

Хотя включение сигнальной лампы трансмиссии может показаться очевидным, удивительное количество водителей игнорируют световые индикаторы на приборной панели. Некоторые модели оснащены специальной сигнальной лампой трансмиссии, в то время как другие имеют общую сигнальную лампу «проверьте двигатель», которая может сигнализировать о раннем отказе трансмиссии. В любом случае вам следует отнести свою машину в ремонтную мастерскую, чтобы проверить эти сигнальные лампы, как только они загорятся.

Шумы при столкновении с нейтралью

Вы могли подумать, что нечего опасаться, пока ваша трансмиссия находится в нейтральном положении, поскольку ваш автомобиль не движется. Если вы слышите стук в нейтральном положении, это может указывать на низкий уровень трансмиссионной жидкости или ее необходимость в замене. Следуйте инструкциям в руководстве пользователя, чтобы проверить щуп под капотом, чтобы убедиться, что уровень правильный, а жидкость все еще ярко-красная и имеет сладкий запах (а не темно-коричневый и запах гари).

Шумы на нейтрали также могут указывать на механическую проблему, например, на износ промежуточной шестерни или рабочих подшипников. Если доливка трансмиссионной жидкости — следуйте инструкциям в руководстве пользователя — не решает проблему, вам следует посетить своего механика, чтобы они посмотрели.

Утечка трансмиссионной жидкости

Автоматические коробки передач — это закрытые системы. В отличие от моторного масла, нет причин, по которым трансмиссия должна протекать или сжигать жидкость. Если вы заметили лужу ярко-красной или темно-коричневой жидкости под центром автомобиля, это может быть признаком надвигающейся неисправности трансмиссии.Вы должны попросить механика отследить источник утечки.

Ноющие шумы

Чтобы заметить этот предупреждающий знак, нужно держать уши открытыми. Когда передатчик начинает испытывать бедствие, он иногда начинает издавать во время использования свист, жужжание, гудение или даже легкий жужжащий звук. Часто эти шумы сначала носят прерывистый характер, но, если вы не проверите их, со временем они будут происходить чаще и увеличивать риск серьезного повреждения.

Неравномерное переключение передач

Это еще один предупреждающий знак, который появляется, когда вы выезжаете на дорогу.Исправно работающая автоматическая трансмиссия будет почти незаметно переключаться между передачами. Датчики предназначены для максимально плавной и эффективной передачи энергии. Однако, если ваша трансмиссия имеет проблемы, вы можете начать чувствовать некоторую дрожь или дрожь, когда она пытается переключиться с одной передачи на другую. Это ощущение может быть одним из первых признаков отказа коробки передач.

Трансмиссия Нерешительность

Этот предупреждающий знак ощущается не столько как спотыкание или заикание при переключении передач, сколько как раздражающая пауза перед включением следующей передачи. Если ваша автоматическая коробка передач начинает колебаться между передачами, вам будет казаться, что что-то не так. Вам нужно, чтобы механик исследовал систему. Неспособность полагаться на вашу трансмиссию, чтобы дать вам больше мощности, когда вам это нужно, может быть реальной угрозой безопасности, особенно в условиях движения по шоссе.

Механизмы скольжения

Если автомобиль начинает буксировать передачи, это явная и реальная опасность, которую механик должен как можно скорее осмотреть. Когда автомобиль самопроизвольно выскакивает из одной передачи во время движения, переходя на более низкую передачу, пора немедленно проверить машину.

Гарантия на ремонт трансмиссии

может стать настоящей головной болью и стать серьезными расходами, но мы надеемся, что знание ранних предупреждающих признаков отказа трансмиссии поможет вам определить, когда назревает проблема, и принять меры до того, как потребуется капитальный ремонт. Обращение к плановому техническому обслуживанию при появлении ранних предупреждающих знаков почти всегда более рентабельно, чем ожидание решения основных проблем.

К счастью, в одиночку нести расходы на ремонт трансмиссии.Если это не ранее существовавшее состояние, и вы вышли за пределы периода ожидания, когда произойдет поломка, Контракт на обслуживание транспортного средства (VSC) может помочь оплатить некоторые или все расходы, связанные с покрываемым ремонтом трансмиссии. (Применяются ограничения по франшизе и тарифному плану.) Изучите информацию о провайдере VSC и вариантах покрытия в Интернете, чтобы получить лучшую защиту для вашего автомобиля.

Видеонаблюдение 7

% PDF-1.4 % 1 0 объект > эндобдж 8 0 объект /Заголовок /Предмет / Автор /Режиссер / CreationDate (D: 20210415044120-00’00 ‘) / Ключевые слова (Наблюдение 7; Шартры; Шаблон; Word) / ModDate (D: 201

1 + 10’00 ‘) >> эндобдж 2 0 obj > эндобдж 3 0 obj > эндобдж 4 0 obj > поток Microsoft® Word для Office 365Surveillance 7; Шартр; Шаблон; Word

Определение статической погрешности передачи косозубых шестерен с использованием анализа методом конечных элементов

4.

Помимо ошибки передачи, которая рассчитывается на основе результатов анализа напряжения-деформации, можно также оценить первичные результаты самих анализов. В частности, это было эквивалентное напряжение по Мизесу и контактное давление в определенные моменты вращения шестерни.

Численное моделирование в этом подразделе было проведено на зубчатых колесах с параметрами из Таблицы 1, и был применен момент нагрузки 100 Н ∙ м. Поскольку пластические свойства материала не учитывались в проведенных расчетах, после превышения предела текучести материал продолжал вести себя упруго (линейно).Однако это не очень важно при качественном сравнении следующих анализов / модификаций.

На рис. 7 (a) край вершины зуба ведомой шестерни, на которую действует тормозной момент, давит на боковую поверхность зуба ведущей шестерни зацепления. Поскольку вход в зацепление происходит не по всей ширине зуба одновременно, а постепенно, этот край очень короткий (теоретически острие). Результат — высокая концентрация напряжений, которая теоретически достигает 822 МПа.Однако это значение нереально, так как контакт острие / кромка фактически невозможен. Это всегда очень маленькая / узкая область. На эти значения также влияют тонкость и топология сетки.

За счет закругления кончика зуба (рис. 7 (b)) максимальное напряжение (454 МПа) уменьшается почти вдвое и возникает на меньшей площади. Однако путь контакта сокращается (рис. 8), так как рабочая часть эвольвенты короче из-за закругления.

Рельеф длинного наконечника (без закругления), показанный на рис.7 (c) не вызывает контакта между зубьями (без нагрузки) в теоретическом начале зацепления. Из-за крутящего момента происходит деформация и зазор между зубьями просто закрывается. Таким образом, возникающее напряжение на вершине зуба минимально. Путь контакта также короче, что видно на рис. 8.

Рис. 7. Предварительное натяжение зубьев: а) немодифицированное, б) скругление вершины вершины — R0,2 мм, в) снятие длинных вершин

Фиг. 8. Максимальное контактное давление в зависимости от вращения ведущей шестерни

Максимальное контактное давление (средней пары зубьев, для вариантов с рис. 7) в зависимости от вращения ведущей шестерни показано на рис. 8. Неизмененные шестерни и шестерни с закруглением угла вершины не сильно отличаются от этого аспекта. . Такие же пиковые значения давления возникают при входе / выходе из зацепления. При соприкосновении зубов по всей ширине наблюдается практически постоянное максимальное давление.Однако вариант с закруглением углов наконечника несколько более выгоден.

Влияние модификации разгрузки длинного наконечника на контактное давление более значимо. Пикового давления нет, напротив, вход в зацепление постепенный, давление увеличивается примерно линейно и краевого контакта не происходит. Давление увеличивают до тех пор, пока модифицированная эвольвента в передней поперечной плоскости не выйдет из зацепления. Таким образом, неизмененные эвольвенты уже касаются. С этого момента давление остается примерно постоянным.При выходе из меша ситуация аналогичная.

Рис. 9. Напряжение корня: а) немодифицированное, б) рельеф длинного кончика; контактное давление: в) немодифицированное, г) разгрузка длинного наконечника

На рис. 9 показана ситуация, когда напряжение в корнях зуба является максимальным для среднего зуба (ведущей шестерни) без модификации (рис. 9 (a)) и с измененным рельефом длинного наконечника (рис. 9 (b)) и контактные линии и давление на зубья в зацеплении в соответствующие моменты (рис.9 (c) и Рис. 9 (d)). Максимальное напряжение возникает в тех корнях, где преобладает сжимающее напряжение, как и в исследовании [10]. С помощью модификации напряжение увеличилось с 70 МПа до 96 МПа. Причина в различном распределении контактного давления между зубными парами и вдоль отдельных зубных пар. Из рис. 9 (d) видно, что средняя пара зубьев несет большую нагрузку. Поскольку между парами, которые находятся в начале, соотв. в конце зацепления остается только частичный контакт в областях модификации.Максимальное давление возникает на краю вершины зуба в случае отсутствия модификации, в случае модификации в точке, где измененная эвольвента встречается с исходной.

4.2. Статический TE

Размах статического TE (PTPTE) для различных конфигураций (микро / макрогеометрия, граничные условия — крутящий момент и т. Д.) Конечно-элементной модели будут оцениваться и сравниваться. Если не указано иное, нагружающий момент имел значение 100 Н ∙ м.В некоторых случаях графики TE смещены по оси y, так как было показано, что среднее значение TE зависит от начального проникновения контактов, что необходимо для решателя. Однако важным и оцениваемым значением является PTPTE.

На рис. 10 показана зависимость между статическим TE, а также жесткостью зацепления (неизмененной шестерни из таблицы 1) и вращением ведущей шестерни. Оба являются периодическими с периодом кругового шага — в данном случае 12 °. Значения при нулевом вращении (предварительное натяжение зубьев) не показаны, так как они более значительно отклоняются от ожидаемого курса.На боковых изображениях показаны контактные линии для выбранных угловых перемещений. В зубчатом зацеплении чередовались две и три пары зубьев. Минимальное TE произошло с двумя парами в зацеплении, максимальное — когда количество зубцов в зацеплении должно было измениться. С тремя парами в сетке, несмотря на распределение нагрузки между большим количеством пар зубьев, получилось более высокое значение TE. Причина в том, что две краевые пары зубов контактировали только по коротким линиям, где общая жесткость зубов ниже.Из графика также видно, что статическое TE обратно пропорционально жесткости сетки.

Рис. 10. Статическое TE, жесткость сетки и контактные линии

У прямозубых цилиндрических зубчатых колес, в отличие от косозубых, в зубчатом зацеплении чередуются одна и две пары зубьев. Минимальная ошибка передачи возникает при двухпарной сетке, максимальная — при однопарной. Количество пар зубьев в сетке внезапно меняется.Параметры прямозубого зацепления идентичны параметрам косозубого зацепления в поперечной плоскости. Величина PTPTE у прямозубых цилиндрических зубчатых колес (3,20 мкм) почти в 6 раз выше, чем у цилиндрических (0,54 мкм). Путь контакта одной пары прямозубых зубьев значительно короче, поскольку нет перекрытий спиралей. Оба типа сравниваются на рис. 11.

Рис. 11. Графики статического ТЭ прямозубых и косозубых зубчатых колес

Рис.12 показывает статическое TE для разных моментов нагрузки, которые всегда применяются к одной и той же зубчатой ​​паре. Таким образом, начальное проникновение было одинаковым для всех нагрузок, и средние значения TE можно было сравнить друг с другом. Из графика видно, что с увеличением нагрузки увеличивается среднее TE и значение PTPTE — Таблица 2. Зависимость между средним TE, а также PTPTE и нагрузкой находится в диапазоне (от 10 до 150) Н ∙ м практически линейно. — Рис. 13. При небольшой нагрузке (10 Н ∙ м) ТЭ также достигает отрицательных значений.В этом случае отрицательное значение означает, что ведомая шестерня опережает (по направлению вращения) свое теоретическое положение. Для крутящего момента 500 Н ∙ м TE еще выше, но зависимость больше не является линейной. С увеличением нагрузки путь контакта удлиняется также за счет большего изгиба зубьев.

Рис. 12. Влияние момента нагрузки на статическое TE

Фиг.13. Среднее статическое TE и PTPTE как функция крутящего момента

Таблица 2. Значения TE для разных моментов нагрузки

Влияние изменений поперечного профиля на ошибку передачи показано на рис.14. В частности, это рельеф кончика, рельеф корня и их комбинация на ведущей шестерне, а ведомая осталась неизменной — результаты очень похожи. Размеры модификаций были рассчитаны по формулам. (3-4). Конструкция и предельные нагрузки считались идентичными — длинные модификации. Существенное влияние этих модификаций на значения ПТПТЭ очевидно — снижение в несколько раз. Площадь зацепления для двух пар немного расширилась за счет области для трех пар.Также было проанализировано влияние слишком большого снятия зуба в начале модификации на делительный диаметр. В этом случае улучшение было менее значительным, поэтому более уместны более длительные модификации.

Модификации также включают закругление углов наконечника. Для большего радиуса кривизны значение PTPTE немного выше — Таблица 3. Причина, вероятно, в более коротком активном профиле зубов. Однако, несмотря на более высокое значение TE, всегда необходимо закругление / снятие фаски. Кроме того, можно заметить, что максимальные значения TE, в отличие от конфигурации без закругления, немного смещены в области трех парных зацеплений.Применение закругления (R0,2 мм) к модифицированному зубчатому зацеплению (рельеф вершины) не привело к существенным изменениям.

Рис.14. Влияние модификаций поперечного профиля на статический ТЭ

Таблица 3. Значения PTPTE для различных модификаций зубьев шестерни

Затем были проанализированы две другие расчетные нагрузки 75 Н ∙ м и 50 Н ∙ м и соответствующие им размеры модификации рельефа наконечника. Приложенная нагрузка и максимально допустимая нагрузка Tmax варьировались.В обоих случаях наиболее благоприятным оказалось равенство конструкции, максимальной и прилагаемой нагрузки — большой рельеф наконечника. Значения PTPTE были сопоставимы со случаем, когда приложенная нагрузка достигала 100 Н ∙ м, а также с расчетной и максимальной нагрузкой.

Впоследствии максимальные нагрузки были установлены на значение 100 Н ∙ м. В одном случае приложенная нагрузка была равна расчетной, а в другом — максимальной — в обоих случаях это так называемое промежуточное облегчение наконечника. Оказалось, что чем меньше разница между конструкцией и максимальной нагрузкой, тем более благоприятный эффект от модификации.Наиболее благоприятный эффект — расчетная нагрузка. Однако для максимальной нагрузки PTPTE меньше, чем для немодифицированной передачи (при той же нагрузке). Кроме того, зубчатая пара была рассчитана на крутящий момент 75 Н ∙ м и нагружена крутящим моментом 10 Н ∙ м. В этом случае оказалось, что модификация ухудшила ситуацию, и значение PTPTE было выше, чем для конфигурации без модификации. Все указанные комбинации приведены в таблице 4.

Коэффициент перекрытия — еще один параметр, который оказывает значительное влияние на размах значений TE и жесткости сетки.Коэффициент перекрытия можно изменить в основном двумя способами — изменяя угол наклона спирали или ширину зуба. Кроме того, первый вариант изменяет габаритные размеры шестерни, в том числе форму зубьев и коэффициент поперечного контакта. На рис. 15 показан график TE для различных значений коэффициента перекрытия, с постоянной шириной зуба (24 мм) и разными углами наклона спирали. Конкретные значения приведены в Таблице 5. Согласно теоретическим предположениям, PTPTE достигает наименьшего значения среди проанализированных конструкций только для коэффициента перекрытия, равного единице (или целому числу в целом).Переменная TE все еще возникает, несмотря на постоянную общую длину линий контакта, так как переменная жесткость зубцов по их высоте и общая жесткость зубцов все еще присутствуют. Однако использование модификации с длинным выступом на этом зубчатом колесе (с коэффициентом перекрытия, равным единице) не принесло такого значительного улучшения в процентах, как конфигурация по умолчанию с той же модификацией. При дальнейшем увеличении коэффициента перекрытия выше единицы (1,25) PTPTE снова увеличивается. Однако прирост менее значительный, чем при уменьшении на единицу вниз (0.75).

Таблица 4. Значения PTPTE для различных модификаций разгрузки наконечника и нагрузок

Рис.15. Влияние коэффициента перекрытия на статическое ТЕ

Таблица 5. Значения PTPTE для различных значений коэффициента перекрытия

Одним из преимуществ эвольвентных шестерен является то, что передаточное число не зависит от рабочего межосевого расстояния. Это особенно удобно с точки зрения монтажных размеров, неточностей сборки / изготовления и люфта. Однако оказалось, что изменение расстояния между рабочими центрами также влияет на ошибку передачи — рис.16. Уменьшение межцентрового расстояния ближе к теоретическому значению привело к уменьшению значения PTPTE — Таблица 6. Причина, вероятно, в коэффициенте поперечного контакта, который уменьшается с увеличением рабочего межосевого расстояния.

На рис. 16 также можно наблюдать удлинение трехпарного зацепления с уменьшением межосевого расстояния. Третья пара зубцов всегда входит в зацепление в одни и те же моменты, но остается в зацеплении в течение разного времени, в зависимости от расстояния между рабочими центрами, соответственно.коэффициент поперечного контакта.

Таблица 6. Значения PTPTE для различных расстояний между рабочими центрами

С точки зрения уменьшения погрешности передачи и NVH, могут использоваться специальные конструкции передач для низкого или очень низкого уровня шума.Оба типа шестерен имеют меньший угол нормального давления, который рассчитывается из угла поперечного давления 18,5 ° для низкого уровня шума, соответственно. 17,5 ° для очень низкого уровня шума и от угла наклона спирали [23]. Кроме того, шестерни для очень низкого уровня шума имеют более длинные зубья по сравнению со стандартными шестернями, что выражается следующими уравнениями [23]:

где ha — высота придатка, hf — высота вершины, а mn — нормальный модуль.

Рис.16. Влияние изменения рабочего межосевого расстояния на статический ТЭ

Результаты показаны на рис.17 и в таблице 7 значения, выделенные курсивом, соответствуют конфигурациям с модификацией рельефа длинной вершины. Конфигурация с низким уровнем шума показывает лишь немного меньшее значение PTPTE, чем значение по умолчанию. Более значительное снижение PTPTE наблюдалось в конфигурации с очень низким уровнем шума. Практически постоянный TE соответствует трехпарному зацеплению. Максимум произошел при входе / выходе третьей пары зубцов в / из зацепления. В обоих случаях более длинный путь контакта был вызван меньшим углом давления и, следовательно, большим поперечным отношением контакта.

Рис.17. Влияние специальных передач для (очень) низкого уровня шума на статический TE

Таблица 7. Значения PTPTE специальных передач

Кроме того, была проанализирована конфигурация с очень низким уровнем шума с коэффициентом перекрытия, равным единице (та же ширина, больший угол спирали). В этом случае PTPTE снизился очень незначительно.При добавлении модификации было достигнуто более существенное снижение.

Аналогичным образом моделировались те же типы зубчатых колес, но для угла спирали 15 ° и 30 ° — Таблица 8. Для угла 15 ° относительное уменьшение значений PTPTE по сравнению с конфигурацией по умолчанию аналогично таковым для 20 °. Однако увеличение угла наклона спирали до 30 ° не приводит к значительному снижению PTPTE зубчатых колес из-за низкого уровня шума и очень низкого уровня шума.

Таблица 8. Другие значения PTPTE специальных передач

Наконец, было проанализировано влияние различных параметров зубчатой ​​передачи на статическое TE — Таблица 9 и Рис.18. Конфигурации (a-g) также имели более длинные зубы — уравнения. (5-6). Более длинные зубы привели к увеличению коэффициента поперечного контакта и уменьшению PTPTE. Увеличение числа зубцов (b) привело также к увеличению поперечного отношения контакта. При соответствующем увеличении расстояния между рабочими центрами это отношение уменьшилось до значения, как в (а). Сравнивая (a) и (c), можно наблюдать уменьшение PTPTE с увеличением количества зубов.

Для того, чтобы коэффициент поперечного контакта был равен двум (или более), угол нормального давления был уменьшен (d-g).Целочисленное значение коэффициента поперечного контакта вызвало дальнейшее уменьшение PTPTE (d). При уменьшении расстояния между рабочими центрами отношение было увеличено до значения более двух, но PTPTE увеличилось (e). Таким образом, расстояние между рабочими центрами оказывает на ТЭ только косвенное влияние через изменение отношения поперечного контакта.

Конфигурация с целочисленным коэффициентом поперечного контакта и коэффициентом перекрытия (f) оказалась лучшим вариантом. в сочетании с модификацией разгрузки длинного наконечника PTPTE упал до очень низкого значения (g).Таким образом, статическая ошибка передачи в этом случае почти постоянна.

Таблица 9. Значения и параметры PTPTE для различных конфигураций передач

Фиг.18. Влияние различных параметров передачи на статическое TE

Новый метод прогнозирования статической ошибки передачи для цилиндрической зубчатой ​​пары на основе класса точности

Google Scholar

Изменение геометрии косозубой шестерни для уменьшения статической ошибки передачи

Изменение геометрии косозубой шестерни для уменьшения погрешности статической передачи

Jeonghyun Park ¹ , Changjun Seo ² , Kwangsuck Boo ² и Heungseob Kim ^{2 1}

¹ Высшая школа машиностроения, Университет Инджэ, 50834 Кимхэ, Гённам, Корея
² Центр HSV-TRC, Университет Инже, 50834, Кимхэ, Гённам, Корея

¹ Автор, ответственный за переписку: mechhsk @ inje.ac.kr

Аннотация

Зубчатые передачи широко используются в механических системах, поскольку они позволяют передавать мощность с различными передаточными числами. Таким образом, шестерни вызывают собственные отклонения и деформации из-за высокого давления, которое возникает между зубьями зацепления при передаче мощности и приводит к ошибке передачи. Обычно предполагается, что ошибка передачи и изменение жесткости зубчатого зацепления являются доминирующими механизмами возбуждения. Прогнозирование статической ошибки передачи является необходимым условием снижения шума, излучаемого зубчатыми передачами.Целью данной статьи является исследование влияния изменения профиля зуба на погрешность передачи косозубой шестерни. Анализ контактного напряжения был реализован для различных положений валков, чтобы определить наиболее критический угол валка с точки зрения напряжения на боковой поверхности корня. PPTE (размах ошибки передачи) оценивается при углах крена при различных условиях нагружения с помощью двумерного FEM. Предлагается оптимальная модификация профиля от корня до кончика.

© Авторы, опубликовано EDP Sciences, 2018

Это статья в открытом доступе, распространяемая в соответствии с условиями лицензии Creative Commons Attribution License 4.0, что разрешает неограниченное использование, распространение и воспроизведение на любом носителе при условии правильного цитирования оригинальной работы. (http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/).

Самые распространенные коды ошибок для проблем передачи

Если ваш индикатор Check Engine загорелся, это может быть вызвано рядом условий. Многие имеют отношение к трансмиссии. Ваш механик может выполнить компьютерный анализ, который выявит проблемы, которые могут вызывать загорание индикатора Check Engine в виде буквенно-цифровых кодов, известных как P-коды.Ниже приведены одни из наиболее распространенных P-кодов:

P0218 : Перегрев трансмиссии

Ваша коробка передач перегревается. На некоторых автомобилях есть приборная панель с надписью «Превышение температуры трансмиссии», но не все автомобили имеют эту функцию. Этот код может означать, что датчик жидкости необходимо заменить, но это также может быть что-то гораздо более сложное, особенно если оно сопровождается другими кодами P.

P0613 : Процессор TCM

Вам не нужно сильно беспокоиться об этом коде — он просто сообщает вам о внутренней ошибке в модуле управления трансмиссией (TCM).Это проблема программирования. Вы можете отнести свой автомобиль к дилеру и заменить TCM.

P0614 : ECM / TCM несовместимы

Это еще один чисто информационный код, говорящий вам о том, что ECM и TCM не разговаривают друг с другом. Если у вас есть этот код, скорее всего, один или другой был недавно заменен, а если вы установили использованный компонент, он не настроен для работы с новым компонентом. На новых автомобилях эти части запрограммированы для работы только с одним конкретным автомобилем и не могут быть запрограммированы для работы с другим.

P0700 : Неисправность системы управления коробкой передач

Опять же, это информационный код. В большинстве автомобилей TCM — единственный компьютер, который может включить контрольную лампу двигателя. Если возникла проблема, препятствующая включению света, вы увидите этот код.

P0706 : Диапазон / рабочие характеристики цепи датчика диапазона передачи

Датчик диапазона трансмиссии сообщает TCM положение рычага переключения передач. Он также содержит выключатель безопасности нейтрали, который гарантирует, что вы можете завести автомобиль только на нейтрали или на парковке.Этот код может указывать на коррозию или другие проблемы в датчике диапазона трансмиссии.

P0715 : Неисправность цепи датчика частоты вращения входного вала / турбины

Ваша автоматическая трансмиссия использует датчики входной и выходной скорости, чтобы определить, находится ли ваша трансмиссия на той передаче, на которой модуль управления трансмиссией (TCM) хочет, чтобы она была включена. Если вы видите этот код, это означает, что TCM неправильно рассчитывает схема смены. Обычно вы обнаружите, что трансмиссия переходит в режим «хромоты», если это происходит.Ржавый разъем или проблема с проводкой могут быть проблемой, и обычным решением является замена датчика входной скорости.

P0720 : Неисправность цепи датчика выходной скорости

Датчики скорости сообщают вам, с какой скоростью движется выходной или входной вал. Если TCM не может прочитать эту информацию, ваш спидометр покажет неточно. Возможно, необходимо заменить датчик выходной скорости.

P0729-P0736

Все эти коды сообщают о проблемах с передаточным числом.Единственное различие в этих кодах неисправности трансмиссии — это идентифицируемая передача. Все они сообщают об одной и той же ошибке, но для разных передач. Датчики входа и выхода TCM измеряют скорость входного и выходного валов, и если они не движутся с правильной скоростью, вы получите эти коды неисправностей трансмиссии. В большинстве случаев проблема столь же проста, как и жидкость с низким содержанием трансмиссионной жидкости, хотя она также может указывать на проблемы с муфтой гидротрансформатора или соленоидом переключения передач в сочетании с другими кодами P.

Гидротрансформатор превращает частоту вращения двигателя в крутящую силу для движения вашего автомобиля и обеспечивает дополнительное передаточное число при движении на скоростях шоссе. Соленоид регулирует муфту гидротрансформатора, и если вы видите этот P-код, это может означать, что соленоид корродирован или поврежден иным образом. Если это не так, проблема может быть в проводке вокруг соленоида.

P0750-P0770

Все эти коды относятся к неисправности соленоида переключения передач.Ваш TCM сообщает вашей коробке передач, как и когда переключаться, открывая один из этих соленоидов, чтобы позволить трансмиссионной жидкости пройти в секцию гидравлического управления трансмиссии для конкретной передачи.