Энциклопедии
|
| Машиностроение |
Ведущий мост воспринимает все силы, действующие между опорной поверхностью и рамой или кузовом автомобиля, в том числе силы тяги и торможения.
Ведущий мост обычно включает несущий картер моста и механическую передачу, связывающую карданный вал трансмиссии с ведущими колесами. Передача ведущего моста состоит из главной передачи, привода колес, промежуточной передачи, дифференциала. Ведущие мосты можно разделить на управляемые и неуправляемые. Если ведущий мост управляемый, то его передача включает карданные шарниры, обеспечивающие возможность привода колес при изменяющемся угле между валами передачи. На рис. 2.4.21 показан передний управляемый ведущий мост грузового автомобиля.
Характеристика ведущих мостов. По взаимному расположению на автомобиле мосты могут быть передними, задними, промежуточными (средними в случае трехосного автомобиля). Ведущие мосты могут быть как одно-, так и многоступенчатыми, чаще двухступенчатыми. В зависимости от числа передач ведущий мост может иметь любое число скоростей, чаще две.
Важнейшим кинематическим параметром трансмиссии является передаточное отношение моста, выбираемое из условий удовлетворения тяговых и скоростных требований к автомобилю при движении в хороших дорожных условиях на последней (прямой) передаче в коробке передач. Для легковых автомобилей, обладающих значительным запасом мощности двигателя, а также для междугородних автобусов, имеющих высокую максимальную скорость, передаточное отношение может быть приблизительно рассчитано
Для прочих автомобилей передаточное отношение /qвыбирается на 10 ... 20 % больше, чем по приведенной выше формуле, чтобы создать достаточный запас силы тяги за счет некоторого снижения максимальной скорости.
Наибольшее распространение имеют одноступенчатые ведущие мосты вследствие сравнительной простоты конструкции. Такие мосты применяются для легковых автомобилей, междугородных и пригородных автобусов, грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности, тягачей магистральных автопоездов, предназначенных для эксплуатации на равнинных дорогах с усовершенствованным покрытием.
Передаточное отношение одноступенчатых ведущих мостов 3 - 6,5. В таких мостах используются конические или гипоидные зубчатые пары. Конические зубчатые пары имеют криволинейные зубья, выполненные по дуге окружности (типа "глисон"), по дуге ало иды (типа "эрликон") либо реже по дуге эвольвенты (типа "клингельнберг"). К преимуществу таких передач относятся: наличие локализованного пятна контакта, что делает зацепление менее чувствительным к неточностям взаимного расположения колес, а также возможность обработки зубьев с использованием высокопроизводительного оборудования.
Гипоцдные передачи занимают промежуточное положение между коническими передачами с криволинейными зубьями и червячными и отличаются от конических наличием гипоидного смещения шестерни относительно оси ведомого зубчатого колеса. Гипоидное смещение обычно составляет не более 0,12 диаметра делительной окружности ведомого колеса для грузовых автомобилей и 0,2 диаметра делительной окружности ведомого колеса для легковых автомобилей.
Гипоидные шестерни, также как конические, имеют форму зуба в виде дуги окружности, дуги ало иды или эвольвенты. В автомобильных главных передачах обычно применяют гипоидные зубчатые пары с нижним направлением смещения и левым направлением зуба. По сравнению с коническими передачами, при одинаковой прочности, гипоидные передачи обладают меныййы размером, создают Меньший уровень тйума, позволяют уменьшить вертикальный размер тоннеля в салоне легкового автомобиля, служащего для размещения карданного вала.
Гипоидные передачи обусловливают несколько большие потери мощности вследствие продольного скольжения профилей зубьев,
требуют использования специальных смазочных материалов с антизадирными присадками. Вместе с'тем, снижение наружного диаметра ведомого колеса связано с уменьшением потерь на разбрызгивание смазочного материала, которые составляют значительную долю общих потерь в передаче ведущего моста.
Основным размерным показателем одноступенчатого ведущего моста является диаметр deделительной окружности ведомого конического или гипоидного колеса. Он характеризует прочность передачи, а также такие важные показатели, как дорожный просвет, собственную массу моста. Нагруженность передачи ведущего моста на автомобиле определяется силой тяги на колесах, которая тем выше, чем больше масса тПщ^ транспортного средства, движимая одним мостом. На рис. 2.4.22 представлен график deот /Яда, построенный на основании изучения отечественного и зарубежного опыта использования гипоидных передач на тягачах магистральных автопоездов и автопоездов универсального назначения, б табл. 2.4.15 приведен пример типоразмерного ряда одноступенчатых гипоидных передач грузовых автомобилей и автобусов. иаметра делительной окружности ведомого колеса для грузовых автомобилей и 0,2 диаметра делительной окружности ведомого колеса для легковых автомобилей. Гипоидные шестерни, также как конические, имеют форму зуба в виде дуги окружности, дуги ало иды или эвольвенты. В автомобильных главных передачах обычно применяют гипоидные зубчатые пары с нижним направлением смещения и левым направлением зуба. По сравнению с коническими передачами, при одинаковой прочности, гипоидные передачи обладают меныййы размером, создают Меньший уровень тйума, позволяют уменьшить вертикальный размер тоннеля в салоне легкового автомобиля, служащего для размещения карданного вала.
1 и 2 - расчетные кривые, соединяющие точки, соответствующие главным передачам с одинаковыми контактными напряжениями зубьев зубчатых колес
для автомобилей, эксплуатируемых в США (7 соответствует передачам тягачей магистральных автопоездов); 3 - линия, соединяющая точки, соответствующие передачам мостов, предназначенных для . эксплуатации в Европе; 4 - линия, соединяющая точки, соответствующие передачам ведущих мостов
отечественных автомобилей поколения конца 80-х гг.; расчетная кривая, соединяющая точки, соответствующие передачам с одинаковыми контактными напряжениями зубьев гипоидных колес; 5 - расчетная кривая равных контактных напряжений, проходящая через одну из точек линии 3 �вующие главным передачам с одинаковыми контактными напряжениями зубьев зубчатых колес для автомобилей, эксплуатируемых в США (7 соответствует передачам тягачей магистральных автопоездов); 3 - линия, соединяющая точки, соответствующие передачам мостов, предназначенных для . эксплуатации в Европе; 4 - линия, соединяющая точки, соответствующие передачам ведущих мостов
|
2.4.15. Пример типоразмерного ряда одноступенчатых галоидных передач грузовых автомобилей н автобусов
|
Если к транспортным средствам предъявляются специальные требования, например, увеличения дорожного просвета, снижения высоты пола кузова грузовою автомобиля- фургона или пола салона городского автобуса, увеличения нагрузочной способности при работе в составе тяжелых автопоездов на специализированных дорогах, используются конструкции л-ступенчатых (чаще двухступенчатых) ведущих мостов, позволяющие обеспечить высокое передаточное отношение (6,5 - 11), а также снизить максимальный вертикальный размер в зоне расположения главной передачи Двухступенчатые главные передачи могут быть выполнены по одной из четырех схем, показанных на рис. 2.4.23, конструкция ведущего моста с двухступенчатой главной переда- емых в США (7 соответствует передачам тягачей магистральных автопоездов); 3 - линия, соединяющая точки, соответствующие передачам мостов, предназначенных для . эксплуатации в Европе; 4 - линия, соединяющая точки, соответствующие передачам ведущих мостов показана на рисунке 2.4.24.
Редуцирование момента в л-ступенчатых ведущих мостах может осуществляться как в главной передаче, так и в колесных и бортовых передачах. Наибольшими возможностями (по условиям реализации значительных нагрузок в передаче) располагают ведущие мосты, имеющие привод колес, однако они отличаются сложностью конструкции и изготовления. В таких мостах одноступенчатая главная коническая или гипоидная передача располагается в средней части, а дополнительные передачи (привод колес) - вблизи ведущих колес или внутри них.
Привод колес может осуществляться посредством непланетарных передач с зубчатыми колесами внешнего или внутреннего зацепления, колесной планетарной передачи, выполненной по одной из четырех кинематических схем (рис. 2.4.25) Конструкция с планетарной колесной передачей представлена на рис. 2.4.26. Двухскоростные ведущие мосты выполняют с планетарной или непланетарной передачей, обеспечивающей ступенчатое изменение передаточного отношения главной передачи, включающей планетарный редуктор, приведена на рис 2.4.27.
Передаточное отношение двухскоростной передачи подбирается таким образом, чтобы передаточные числа трансмиссии образовали ряд близкий к геометрической прогрессии. При этом высшее передаточное отношение /ов главной передачи выбирается как для одно скоростной главной передачи Пщ^ транспортного средства, движимая одним мостом. На рис. 2.4.22 представлен график deот /Яда, построенный на основании изучения отечественного и зарубежного опыта использования гипоидных передач на тягачах магистральных автопоездов и автопоездов универсального назначения, б табл. 2.4.15 приведен пример типоразмерного ряда одноступенчатых гипоидных передач грузовых автомобилей и автобусов. иаметра делительной окружности ведомого колеса для грузовых автомобилей и 0,2 диаметра делительной окружности ведомого колеса для легковых автомобилей. Гипоидные шестерни, также как конические, имеют форму зуба в виде дуги окружности, дуги ало иды или эвольвенты. В автомобильных главных передачах обычно применяют гипоидные зубчатые пары с нижним направлением смещения и левым направлением зуба. По сравнению с коническими передачами, при одинаковой прочности, гипоидные передачи обладают меныййы размером, создают Меньший уровень тйума, позволяют уменьшить вертикальный размер тоннеля в салоне легкового автомобиля, служащего для размещения карданного вала.
Применение двухскоростных мостов хьма ограничено, особенно после распрост- шения многоступенчатых коробок передач с ироким диапазоном передаточных чисел.
Подвод мощности к колесам ведущих эстов с обеспечением независимой частоты >ащения этих колес осуществляется с помо- ью системы дифференциальных механизмов ифференциалов).
По назначению дифференциалы .подразделяются на межколесные и межосевые. По конструкции дифференциалы могут быть шестеренчатыми (с коническими или цилиндрическими зубчатыми колесами), червячными, кулачковыми, а по характеру распределения момента - симметричными (/дф = 1) и несимметричными (/дф = 1). Кинематические схемы шестеренчатых дифференциалов приведены на рис. 2.4.28.
Максимальный тяговый момент на ведущем колесе автомобиля определяется суммой тягового момента на колесе, находящемся в наихудших условиях сцепления с дорогой, и момента внутреннего трения дифференциала, приведенного к колесу.
Повышение тяговых свойств автомобилей обеспечивается применением блокируемых и блокирующихся дифференциалов. Для предотвращения относительного вращения ведомых звеньев в блокируемый дифференциал устанавливают жесткую связь (например, зубчатую муфту) одного из выходных звеньев и корпуса, либо выходных звеньев между собой. Конструкция блокируемого межколесного дифференциала показана на рис. 2.4.29.
В блокирующемся дифференциале, устройство, препятствующее относительному вращению ведомых звеньев, действует автоматически. К таким механизмам относится обширная группа дифференциалов, повышенного внутреннего трения: червячных; кулачковых; дисковых со встроенными фрикционными дисковыми муфтами; с гидравлическим сопротивлением; с муфтами вязкого трения, в которых используется силиконовая жидкость.
Перераспределение моментов на выходных звеньях обеспечивается путем искусственного повышения внутреннего трения, которое характеризуется коэффициентом блокировкиKq- максимальным отношением моментов на отстающем и опережающем звеньях. Для шестеренчатых дифференциалов Kq= 1,1 + 1,3, для дифференциалов с повышенным внутренним трениемKq= 2,0 + 15, при блокированном дифференциалеKq= оо. К блокирующимся дифференциалам могут быть отнесены также дифференциалы с переменным передаточным числом, у которых устройство, препятствующее относительному вращению звеньев, действует по принципу изменения передаточного числа при относительном вращении звеньев. Реализация такого дифференциала в конструкции может быть осуществлена, в частности, с помощью эллиптических зубчатых пар.
В специальных транспортных средствах повышенной проходимости используют отключающие дифференциалы, функции которых выполняют двухсторонние зубчатые муфты, обеспечивающие отключение опережающего ведомого звена при повороте автомобиля.
Расчет основных элементов ведущих мостов. Методика определения напряжений в зубьях конических, гипоидных и цилиндрических зубчатых колес общепринятая. Специфика расчета передач мостов состоит в выборе расчетного режима и оценке полученных результатов.
Зубчатые колеса пере^дч ведущих мостов рассчитывают: на сопротивление усталости по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям; на долговечность по усталостному изгибу и поверхностному выкрашиванию; на пере1рузку по усталостному изгибу.
Расчет зубчатых колес на сопротивление усталости - основной расчет для передач ведущих мостов, ему подлежат все зубчатые колеса за исключением зубчатых колес дифференциала, которые имеют несоизмеримо меньшее (чем другие зубчатые колеса передач мостов) число циклов нагружения зубьев. Достоверность расчета в значительной степени определяется правильностью выбора режима и соответствующего допускаемого напряжения. Допускаемые напряжения (МПа), соответствующие пределу усталости, представлены ниже (в числителе изгибные, а в знаменателе контактные) для разных передач.
Коническая и гипоидная............... 210 / 1750
Цилиндрическая:
прямозубая..................................... 260 / 1200
косозубая........................................ 180 / 1200
Согласно рекомендациям фирмы Глисон для обеспечения необходимого сопротивления усталости зубчатых колес передачи ведущего моста необходимо, чтобы нагрузка (момент М), соответствующая пределу усталости (МуСТ), отсекала не более 0,001 площади под кривой распределения (рис. 2.4.30).
Многообразие режимов эксплуатации автомобилей может быть охарактеризовано некоторой определяемой опытно величиной условного подъема дороги, на котором в элементах передачи возникают напряжения, равные пределу усталости. При этом вероятность превышения такого режима должна быть не более 0,001. Момент Муст на входном валу ведущего моста, соответствующий напряжению, равному пределу усталости, подсчитывают с учетом условного подъема, для сочетания типа автомобиля и условий эксплуатации
Ниже приведены значения угла а условного подъема, %.
Легковые автомобили......................... 8
Грузовые автомобили на дорогах с усовершенствованным покрытием ... 3,5 ... 9
Городские автобусы............................ 5 ... 9
Междугородные автобусы.................. 6 ... 10
Внедорожные автомобили.................. 9 ... 30
Ниже приведены суммарные значения а' = а + /, рассчитанные по распределению крутящего момента, измеренного на полуосях при режимометрировании, %, для дорожных условий различных категорий.
Загородное асфальтовое шоссе (I) ........ 6,8
Загородная булыжная дорога (III).................. 9,4
Улица большого города (III).................. 12
Горная дорога (III), грунтовая дорога
(IV) ........................................................... 12,37
Фактор энергообеспеченности автомобиля может быть рассчитан по следующей эмпирической зависимости:
ав = 16 - 0,195 G/Мтах,
гдеG- вес автомобиля; Мт^ - максимальный момент двигателя. Величина ае = 0 приG/ Л/тах>82 и ев > 0 приG/ Л/тах0 только для легковых автомобилей высшего класса или мощных спортивных автомобилей. Для всех остальных легковых автомобилей, а также для всех автобусов и грузовых автомобилей ае = 0.
Ниже приведены значения КПД г)^ (%) ведущего моста (в числителе для гипоидной первой ступени, а в знаменателе для спирально-конической).
Одноступенчатый ...................... 85 ... 90 / 95
Двухступенчатый или двухско-
ростной........................................ 80... 85 /90
Меньшие значения берутся для передач с передаточным отношением больше 6. Внедорожные автомобили.................. 9 ... 30 Ниже приведены суммарные значения а' = а + /, рассчитанные по распределению крутящего момента, измеренного на полуосях при режимометрировании, %, для дорожных условий различных категорий.
2.4.16. Коэффициент сопротивления движению /, %, для различных дорожных условий (категорий условий эксплуатации)
|
Категория дорожных условий Состояние опорной поверхности
|
Достоверный расчет передан ведущих мостов на долговечность может быть проведен только на базе достоверных кривых распределения нагрузок по пробегу. Они должны быть построены по результатам измерений нагрузок в трансмиссии для условий эксплуатации автомобиля. При этом важно получить данные именно для зоны нагрузок, превышающих Л/у сг (Рис- 2.4.31). При наличии таких данных может бьггь принят следующий порядок расчета на долговечность.
Расчет на перегрузку проводят для всех зубчатых колес, включая дифференциал, на максимально-возможный крутящий момент, возникающий при резком броске сцепления. На основании результатов исследований [2, 4], максимальный крутящий момент при броске сцепления целесообразно считать в 2 раза больше момента, соответствующего максимальному моменту двигателя.
Напряжения изгиба зубьев не должны превышать предела текучести материала зубчатых колес с учетом их термической обработки с коэффициентом запаса 1,15.
При расчете картеров ведущих мостов оценивают: перегрузку от изгибающих моментов под действием вертикальных боковых и тормозных сил; сопротивление усталости; жес ткость. Вертикальная сила, действующая на мост со стороны кузова,
Рв = 0,5 вкДкП)
где - коэффициент динамичности, см. ниже; Ки - коэффициент перераспределения нагрузки; определяется из уравнения движения автомобиля.
Ниже приведены коэффициенты динамичности Ад для различных условий движения.
Асфальтовое шоссе (I) ................. 1,5
Грунтовая дорога, булыжное
шоссе (III)....................................... 1,7 ... 2,5
Бездорожье (IV)............................ Менее 4,2
Боковая сила, возникающая, например при заносе автомобиля,
Ра =0,5 G>,
где ф - коэффициент сцепления колеса с дорогой.
Тормозная сила, действующая на одно колесо,
На рис. 2.4.32 показаны схема действия внешних сил на картер моста и эпюры их моментов.
В практике конструирования картеров мостов широкое распространение нашла штампосварная конструкция с вваренными в центральной части картера косынками 7, обеспечивающая значительную экономию листового проката. При неправильном выборе размеров и угла Ок косынки имеет место усталостное разрушение косыночного шва. Проверка напряженности косыночного шва может быть проведена по нормальному напряжению стн в направлении, перпендикулярном к оси шва
Относительный провар при автоматической сварке без разделки кромок 5 =h/ t= = 0,5 ... 0,6.
По экспериментальным данным достаточное сопротивление усталости шва обеспечивается, если напряжения, определенные по формуле, не превышают 36 МПа. Низкое значение допускаемых напряжений является следствием высокой концентрации напряжений в случае, если относительная величина 5 превышает приведенные выше значения. Рекомендуемый угол Ок = 15 ... 17
Расчет картеров мостов на жесткость ввиду сложности конфигурации наиболее целесообразно выполнять с помощью МКЭ. Картер можно считать достаточно жестким, если при нагружении удвоенной номинальной нагрузкойGпо схеме, представленной на рис. 2.4.33, прогиб измеренный под подрессоренной площадкой, не превышает 1,5 мм на 1 м колеи.
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
| Машиностроение |
Карданная передача передает крутящий момент между несоосными валами, обеспечивает угловую, осевую компенсацию при изменении расстояния между ними. Карданные передачи, включающие карданные шарниры, валы, подвижные соединения, изменяющие их длину, могут быть плоскими, если ведущий, карданный и ведомый валы лежат в одной плоскости, пространственными, если это условие не соблюдается, одно- и многошарнирными (при трех и более шарнирах с промежуточными опорами).
Карданные шарниры различают неравной (асинхронные) и равной (синхронные) угловой скорости. Простые асинхронные шарниры (рис. 2.4.14, б) обеспечивают только угловые перемещения, универсальные (рис. 2.4.14, а) - угловые и осевые. Два карданных шарнира неравной угловой скорости с делительным механизмом или с опорами ведущего и ведомого валов составляют основу конструкций синхронных сдвоенных карданных шарниров (рис. 2.4.14, в).
Синхронные шарниры (как простые, так и универсальные) различают по типу рабочих элементов: сдвоенные карданные шарниры с крестовинами и игольчатыми подшипниками; шариковые с шестью (рис. 2.4.15, д), пятью и четырьмя (рис. 2.4.15, б) шариками; трехши- повые с роликами (рис. 2.4.15, в)у дисковые (рис. 2.4.15, г).
Типоразмерные ряды и параметры основных асинхронных и синхронных шарниров представлены в табл. 2.4.11 и 2.4.12. Передаточное отношение асинхронных карданных шарниров, имеющих некоторые углы у/, переменное, зависящее от угла поворота а, а для синхронных шарниров равно единице.
|
Максимальный крутящий момент, Mi,кН-м |
Размеры крестовины, мм |
Размерный фактор BF • 10-5 м3 |
Автомобиль |
|
|
В |
С |
|||
|
0,3 ... 1 |
61,2 71,2 82 |
23,8 28 28 |
0,3222 0,283 |
ВАЗ-2105, 2107 ВАЗ-2121 АЗЛК-2141, КСК-100 (самоходный кран), К-700А, 702 (трактор) |
|
1 ... 3 |
88,2 98 |
30 35 |
0,682 1,19 |
ГАЗ-24-10, УАЗ ГАЗ-53, КАВЗ-685, ПАЗ-672, ГАЗ-66, 4043М (автопогрузчик) |
|
3 ... 5 |
118 135 |
38 50 |
1,46 2,52; 3,6 |
ЗИЛ-431410, ГАЗ-4301, ЛиАЗ-677, 4008М, 4045JIM, 4065 (автопогрузчик), МАЗ-520, КамАЗ-5320 |
|
5 ... 13 |
155 173 |
50 62 |
4,3 6,56 |
КрАЗ-260, MA3-5335 БелАЗ-540, К-700А, 701 (трактор) |
|
Примечание: BF= rDh. |
|
2.4.12. Карданные шарниры равных угловых скоростей (типоразмерный ряд)
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||
В асинхронных шарнирах переменное передаточное отношение обусловлено Периодическим изменением угловой скорости со jведомой вилки от максимума со / cosyдо минимума ©cosyдважды за один оборот шарнира по отношению к постоянной угловоц скорости оо ведущей вилки (рис. 2.4.16).
Переменное передаточное отношение асинхронных шарниров приводит к возникновению в трансмиссиях параметрических крутильных колебаний особенно при высоких угловых скоростях карданных передач. Снижение амплитуд параметрических колебаний, в плоских карданных передачах (рис. 2.4.17, а) осуществляют выбором углов у установки шарниров и соотношений жесткостей С на кручение валов по уравнениям
В уравнениях перед у tзнак "+" при фазовом угле 0 ° и при угле 90 ° между ведущей вилкой /'-го шарнира и ведущей вилкой первого шарнира.
В пространственных карданных передачах снижение колебаний может быть достигнута разворотом вилок карданного вала на угол 0, рассчитываемый по уравнению
Если знак "+" угла 0, то разворот ведущей вилкой второго шарнира производится по направлению вращения вала (или ведомой вилки первого шарнира против направления вращения), а если знак то разворот ведущей вилки второго шарнира осуществляется против направления вращения вала (или ведомой вилки первого шарнира по вращению).
Аналитические зависимости для расчета основных параметров шарниров и валов приведены в табл. 2.4.13. При расчете долговечности карданного шарнира ориентируются на экспериментальные данные о долговечности шарниров при определенных режимах их работы, иногда используются данные расчетов. Долговечность шарниров (базовая) при заданных для определенных их типоразмеров длительно действующих крутящих моментов MiсоставляетL^= 1500 ч при угле у - 3 частоте вращения Л/, = 100 мин"1 синхронных шесгишариковых шарниров с сепараторами и Lh= 3000 ч при угле у = 3 ° и частоте вращения /!/, = 1000 мин'1 асинхронных шарниров с крестовинами и игольчатыми подшипниками.
При изменении частоты вращения действующего крутящего момента Мх и углов у в шарнирах долговечность Lxшестишарико- вых синхронных шарниров с сепаратором может быть рассчитана по зависимостям табл. 2.4.13, а асинхронных с крестовинами и игольчатыми подшипниками по рис. 2.4.18 с учетом поправочных коэффициентов А/,, Ку, Kl, зависящих от частоты вращения, угла, базовой долговечности.
Трубы карданных валов - алекгросварные холоднодеформированные тонкостенные из низкоуглеродистых сталей (Ст08; 15; 20) с высокими требованиями к точности геометрии (ГОСТ 5005-82). Существенное уменьшение (в 5 раз) массы и повышение виброизоляционных качеств труб валов карданных передач может быть получено при изготовлении их из анизотропных полимерных композиционных материалов путем соответствующего расчета структуры полимерной композиции. В табл. 2.4.14 представлены параметры стальных труб автомобильных карданных передач.
Подвижные соединения могут быть с трением качения (рис. 2.4.19, а). В этом случае их рабочие элементы - шарики, ролики с цилиндрической или сферической поверхностями перемещаются в пазах определенного профиля. Наиболее часто в конструкциях применяют подвижные соединения с трением скольжения (рис. 2.4.19, б). В этом случае рабочими элементами являются шлицы с эвольвентным или прямоугольным профилем, причем для уменьшения сил трения (осевых сил) и повышения износостойкости применяют покрытия шлиц вала или втулки антифрикционными полимерными композициями.
|
Параметры труб карданных передач
|
Промежуточная опора карданной передачи (рис. 2.4.20) - шариковый подшипник, расположенный на валу и через упругий резиновый элемент соединенный с кузовом, воспринимает при работе нагрузки от изгибных колебаний карданных валов и действий осевых сил, возникающих в подвижных шлицевых соединениях. По структуре она представляет собой одномассовую колебательную систему, характеризуемую собственной частотой колебаний v= ^С / т (т- масса карданной передачи, приходящаяся на промежуточную опору, С - жесткость упругого элемента), а как виброизолятор оценивается величиной силы, передаваемой кузову.
Предельные величины динамических сил, передаваемых промежуточными опорами на раму, кузов не должны превышать в легковых автомобилях 36 Н, грузовых малой грузоподъемности - 68 Н, средней - 113 Н, большой - 340 Н.
Надежность герметизации - условие безотказности и долговечности промежуточных опор, обеспечивается подшипниками закрытого типа с одноразовой смазкой и пыле- грязезащитными кольцами-лабиринтами опор.
Испытания карданных передач в сборе проводят на стендах и в трансмиссиях при движении машин в реальных условиях. От
дельные элементы-шарниры, подвижные шли- цевые соединения испытывают на стендах на статическую прочность закручиванием под действием крутящего момента до разрушения, на усталостную прочность и износостойкость под нагрузкой (крутящим моментом) и изменением параметров (углов в шарнирах, ходов в подвижных соединениях).
2.4.4. Раздаточные коробки
16.04.2014 15:51 | Автор: Дядюшка Римус | 
| Машиностроение |
Раздаточные коробки, устанавливаемые за коробкой передач отдельно или в одном блоке с ней, предназначены для распределения крутящего момента между ведущими мостами или группами ведущих колес в трансмиссиях с бортовым приводов многоприводных автомобилей. Основные функции раздаточных коробок:
предотвращение циркуляции мощности в приводе между ведущими мостами и раздаточной коробкой путем использования дифференциального привода или отключения части ведущих мостов на дорогах с твердым покрытием;
обеспечение направления вращения ведомых валов и их расположения, определяемых конструкцией и взаимным расположением коробки передач, ведущих мостов, карданных валов и других агрегатов автомобиля;
обеспечение возможности отбора мощности, привода спидометра при двухступенчатом исполнении.
Кроме того,.для увеличения силы тяги на ведущих колесах и получения возможности движения с минимальными скоростями 2,5 ... 5 км/ч раздаточные коробки позволяют увеличивать общее передаточное число трансмиссии, а также число ступеней передаточных чисел при включении дополнительной коробки передач (как правило, двухступенчатой), повышать проходимость автомобиля путем блокировки межосевого дифференциала (при необходимости).
Классификация раздаточных коробок может быть произведена по следующим признакам:
по наличию или отсутствию дифференциала в приводе ведущих мостов (включая смешанный привод, кинематически жесткий или .с применением муфты свободного хода, а также периодически включаемый привод);
по числу выходных валов;
по взаимному расположению выходных валов;
по числу осей в раздаточной коробке;
по числу ступеней передаточных чисел.
Для повышения проходимости автомобилей в раздаточных коробках с дифференциальным ,приводом, как правило, имеется принудительно управляемый блокирующий механизм, а в бездифференциальных осуществляется подключение переднего моста в тяжелых условиях. Для повышения проходимости увеличивается число ступеней передаточных чисел (обычно до двух), что связано с недостаточностью диапазона установленной коробки передач.
Число выходных валов обычно два, но встречаются конструкции с тремя выходными валами при раздельном приводе мостов задней тележки трехосных автомобилей, а также с четырьмя выходными валами при раздельном приводе мостов передней и задней тележек четырехосного автомобиля (табл. 2.4.10). В смешанном приводе два из трех выходных валов имеют дифференциальный привод, а третий вал кинематически жестко связан с ведущим валом и может быть отключен от него. Взаимное расположение и число осей в основном определяются по условиям компоновки (например, необходимостью расположить выходной вал ниже коробки передач, для чего вводится дополнительная промежуточная ось). Выходные валы в большинстве случаев соосны, хотя несоосное положение позволяет располагать один их выходных валов соосно с входным и проводить прямую передачу крутящего момента от коробки передач к одному из ведущих мостов.
По основным кинематическим признакам наиболее распространенными являются следующие группы раздаточных коробок.
дифференциальные с двумя соосными выходными йалами, с «постоянно включенными передним мостом и блокировкой дифференциала (рис. 2.4.11);
бездифференциальные с несоосными выходными валами, один из которых соосен с входным валом, с периодически включаемым передним мостом (рис. 2.4.12);
бездифференциальные с соосными выходными валами и периодически включаемым передним мостом (рис. 2.4.13).
Раздаточные коробки первой группы благодаря дифференциалу позволяют иметь постоянно включенный передний мост без какой-либо циркуляции мощности и дают возможность полностью использовать допустимые осевые нагрузки. Повышение проходимости обеспечивается блокировкой межосевого дифференциала при движении по дорогам низкого качества и в бездорожье. На дорогах с твердым покрытием дифференциал включается в обязательном порядке с целью исключения циркуляции мощности.
В коробках, предназначенных для автомобилей с колесной формулой 6x4, дифференциальный привод задних мостов, а передннй мост привода не имеет. Симметричный конический дифференциал блокируется зубчатой муфтой с электропневматическим приводом, а передачи включаются синхронизатором с механическим приводом. Смазка осуществляется разбрызгиванием.
Раздаточные коробки второй группы имеют возможность жесткого соединения входного вала с соосным выходным, т.е. прямую передачу крутящего момента от коробки передач к ведущему мосту при отключенном переднем мосте. Это повышает КПД передачи на наиболее распространенных режимах движения. Полноприводность обеспечивается включением с помощью зубчатой муфты переднего моста. Такой привод является жестким и на дорогах с твердым покрытием в нем возникает циркуляция мощности, что приводит к перегрузке контура колеса - детали ведущих мостов - карданные передачи - детали раздаточной коробки. Упомянутая перегрузка вызывает преждевременный износ, а в некоторых случаях поломку из-за превышения допустимых нагрузок. Поэтому включение переднего ведущего моста при отсутствии межосевого дифференциала допустимо только на дорогах с низкой несущей способностью.
2.4.3. Коробки передач
16.04.2014 15:41 | Автор: Дядюшка Римус |
| Машиностроение |
Кинематические схемы. Механические коробки передач могут выполняться по различным кинематическим схемам, наибольшее распространение из которых получили:
классическая трехвальная (рис. 2.4.5, 2.4.6);
с двумя приводными зубчатыми парами или передним делителем (рис. 2.4.7);
комбинированная (рис. 2.4.8, 2.4.9).
Коробка передач, выполненная по классической трехвальной схеме, включает первичный вал 7, промежуточный вал 5 и вторичный вал 3 (рис. 2.4.5). Первичный вал непосредственно воспринимает крутящий момент от двигателя и передает его на вторичный вал, что исключает какие-либо кинематические преобразования момента двигателя и обеспечивает включение прямой передачи. По классической трехвальной схеме выполняют коробки передач с числом передач 4-6 для легковых автомобилей, автобусов и грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности.
Двухвальная кинематическая схема коробки передач является частным случаем трех- вальной и получила достаточно широкое применение на легковых автомобилях с приводом на переднюю ось. Отсутствие приводных пар в коробке передач исключает первичный вал, а следовательно, прямую передачу, что является определенным недостатком этой схемы.
В кинематической схеме с двумя парами зубчатых колес крутящий момент от первичного вала передается на промежуточный вал, что позволяет с помощью только одной дополнительной пары привода удвоить число ступеней в коробке передач, выполненной по трехваль- ной классической схеме.
При наличии встроенного делителя можно получить коробку передач с восьмью ступенями при том же числе зубчатых колес, осевых габаритных размерах, массовых показателях, что и у пятиступенчатой коробки передач, выполненной по классической схеме. Коробки передач, выполненные по схеме с передним делителем, имеют число передач 8 - 10, а диапазон их передаточных чисел 9-10.
Отличительной особенностью коробок передач, выполненных по комбинированной схеме, является наличие основного редуктора и планетарного двухступенчатого демультипликатора 7 (рис. 2.4.9), установленного за основным редуктором коробки передач. По такой схеме выполняют коробки передач автомобилей большой и особо большой грузоподъемности с числом передач 8 - 16 и широким диапазоном передаточных чисел. При наличии основного редуктора трехвальной классической схемы число передач составляет 8 - 10, а схемы со встроенным делителем число передач 14 - 16*. Диапазон передаточных чисел при обычной схеме основного редуктора 11 - 13,5, а при наличии делителя 13,5 - 17. Диапазон передаточных чисел основного редуктора 3,5 - 4,5.
Коробки передач, выполненные по комбинированной схеме, обладают рядом существенных преимуществ, особенно ценных для высоконагруженных коробок передач с входным крутящим моментом 1000 ... 2500 Н-м:
возможностью выполнения полностью синхронизированной коробки передач, что обусловлено малыми приведенными инерционными массами (малыми передаточными числами синхронизируемых передач основного редуктора и демультипликатора), а также отключением значительной доли инерционных масс благодаря обособленной синхронизации как в основном редукторе, так и в демультипликаторе;
наличием высокой несущей способности основного редуктора, определяемой малым диапазоном передаточных редуктора и возможностью обеспечения высокой жесткости валов без применения дополнительных опор и демультипликатора за счет его многопоточнос- ти, так как число сателлитов применяемых планетарных рядов равно 4 ... 5, что позволяет обеспечить ресурс коробок передач такого типа 600 тыс. - 1 млн. км;
легкой переключаемостью передач, определяемой малыми как передаточными числами, так и интервалами ступеней передаточных чисел;
обеспечением высокого КПД коробки передач вследствие ее работы в основном на заблокированном планетарном демультипликаторе;
наилучшим использованием мощности двигателя, что сказывается на повышении тяговых, разгонных и топливно-экономических показателей автомобилей и автопоездов, ввиду широкого диапазона передаточных чисел и малых интервалов ступеней и высокого КПД коробки передач.
Диапазон и плотность ряда передаточных чисел. Основными кинематическими параметрами коробки передач, в значительной степени определяющими тяговые, разгонные и топ- ливно-экономические показатели автомобилей, являются диапазон и плотность ряда передаточных чисел. Диапазон передаточных чисел определяется по формуле передаточные числа соответственно низшей и высшей передач; \\f - суммарный коэффициент сопротивления движению; для легковых и грузовых автомобилей \\f = 0,25 ... 0,45, для автомобилей высокой проходимости в пределах \\t = 0,6 ... 0,8; V - максимальная скорость автомобиля, км/ч; т - полная масса автомобиля (автопоезда), кг; М - максимальный крутящий момент двигателя, Н м; п - частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая его максимальной мощности, мин1; г| - КПД, учитывающий потери в трансмиссии на низшей передаче; для легковых автомобилей г| = 0,92 ... 0,94, для грузовых автомобилей г| = 0,88 ... 0,92, для автомобилей высокой проходимости Г| = 0,8 ... 0,85.
Для коробок передач легковых автомобилей и основных редукторов коробок передач, выполненных по комбинированной схеме, диапазон передаточных чисел находится в пределах 3,5 ... 4,5, при этом первое значение ближе к четырехступенчатым коробкам передач, а второе - к пятиступенчатым. Для грузовых автомобилей средней грузоподъемности диапазон передаточных чисел составляет 7... 10, а коробка передач выполняется по классической трехвальной схеме или с передним делителем. Для автомобилей и автопоездов большой и особо большой грузоподъемности диапазон должен находиться в интервале 12 ... 17. В данном случае коробки передач должны выполняться по комбинированной схеме.
Если диапазон d характеризует предельные тяговые и скоростные качества автомобиля, то интервал ступеней определяет среднюю скорость движения, а динамические качества автомобиля на всем диапазоне коробки передач определяются отношением передаточных чисел смежных передач.
В коробках передач с передним делителем ряд передаточных чисел, как и в коробках передач, выполненных по комбинированной схеме, чаще всего выполняется по геометрической прогрессии, в соответствии с чем интервал чисел передаточных ступеней определяется по формуле
q = n~ifd, (2.4.3)
где п - число передач.
Для автомобилей и автопоездов большой и особо большой грузоподъемности удельной мощностью двигателя 7,4 кВт/т и менее интервал передаточных чисел ступеней должен быть 1,2 - 1,35, что обеспечит им высокие топливно-экономические и скоростные показатели.
Конструктирование коробок передач требует проведения следующих основных видов расчетов по известным в общем машиностроении методикам, определяющих их эксплуатационные качества:
геометрических параметров зубчатых пар, определяющих кинематику коробок передач;
зубчатых колес на долговечность по из- гибным и контактным напряжениям при заданном ресурсе;
на перегрузку низших передач с учетом предельно допустимого момента, пропускаемого сцеплением;
валов на жесткость с определением допустимых прогибов и перекосов валов при заданных расчетных номинальных нагрузках; подшипников на долговечность. Синхронизаторы. Для уравнивания угловых скоростей ведущих и ведомых элементов в коробках передач используются синхронизаторы.
Применение в автомобильных коробках передач инерционных синхронизаторов обусловлено наличием специальных блокирующих элементов, которые не позволяют войти в зацепление зубчатой муфте до полного уравнивания угловых скоростей синхронизируемых элементов независимо от прикладываемой силы.
Инерционный синхронизатор (рис. 2.4.10) включает в себя ступицу 7, по наружной поверхности которой на шлицах может перемещаться в осевом направлении муфта 2, в пазах которой находятся фиксаторы, состоящие из сухарей 3> сферических пальцев 4 и пружин 5. В ступице% размещаются блокирующие кольца 6У конические поверхности которых входят в соприкосновение с коническими фрикционными поверхностями зубчатых венцов 7, которые жестко связаны с шестернями 8. конструкции коробки передач и определяется при заданной силе синхронизации Рс формулой
При приложении силы синхронизации Рс муфта через фиксаторы и сухари прижимает блокирующие кольца к фрикционным конусным поверхностям, на которых для увеличения коэффициента трения выполнены специальные спиральные канавки, что обеспечивает поворот блокирующего кольца, скосы на зубьях шлицев которого упираются в соответствующие скосы шлицев муфты и, тем самым, позволяют переместиться в муфте в осевом направлении только после полного уравнивания угловых скоростей синхронизируемых элементов, и войти в зацепление с зубчатым венцом шестерни.
Угол блокировки синхронизатора, гарантированно обеспечивающий полную синхронизацию при заданных геометрических параметрах синхронизатора, определяется формулой (рис. 2.4.10):
где - коэффициент трения скольжения конусов трения на начальном этапе блокировки синхронизации, =0,06 ... 0,07; гс - средний радиус конусов трения, м; Гб - средний радиус скосов блокирующих зубьев, м; Рф - сила, создаваемая фиксаторами синхронизаторов, Н; Рс - сила, создающая синхронизирующий момент, Н; a - угол наклона конусов трения,
Время синхронизации, являющееся одним из основных расчетных параметров процесса синхронизации, определяет технический уровень как кинематической схемы, так и где Лпв - частота вращения первичного вала в момент начала синхронизации, мин1; J - момент инерции ведущих частей коробки передач, приведенный к первичному валу, Н-м-с2; гк - радиус качения колеса, м; - передаточное число включаемой передачи; т - масса автомобиля, кг; £ - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс деталей трансмиссии и ходовой части, £ ~ 0,04 q - интервал ступеней переключаемых передач Я ^ 1; £ - ускорение свободного падения, м/с2 /о - передаточное число главной передачи %р - механический КПД трансмиссии; гм - средний радиус трения на муфте синхронизатора, м; \\t - коэффициент сопротивления движению, vy = / cosp ± sin р; - коэффициент трения качения колеса; р - угол наклона профиля дороги; Мтр и Мъ - момент соответственно трения и ведения сцепления, приведенный к первичному валу коробки передач, Н-м.
Верхний знак (Т) используется при расчете с переключением на высшую передачу, а нижний - на низшую.
После расчета этапа синхронизации необходимо провести расчет этапа десинхрони- зации или разблокирования синхронизации. Он заключается в определении необходимой для поворота включаемой шестерни вместе с промежуточным и первичным валами и связанным с ним диском сцепления на угол 5 , при котором блокирующие скосы фасок шлицев полностью развернутся и позволят войти в зацепление друг с другом. Сила, необходимая для разблокирования синхронизатора, определяется для случая включения низшей синхронизированной передачи на остановленном автомобиле при заданных предельно допустимых значениях тах> мъ
шах и *п> так как этот случай является наиболее тяжелым посравнению с разблокированием синхронизатора при переключении как с низшей на высшую, так и с высшей на низшую передачу. Сила разблокирования на муфте синхронизатора определяется формулой
перекрытие фасок скосов блокирующих элементов; /н - передаточное число низшей синхронизируемой передачи; fp - коэффициент трения скольжения на этапе разблокирования; fp = 0,08 ... 0,12; /яд - масса поступательно движущихся деталей привода управления коробкой передач, кг; п^ - средний радиус опорной поверхности шестерни включаемой передачи, м; /р - задаваемое время разблокирования; /р = 0,08 ... 0,15 с; Мтр и Мв max - предельно допустимые моменты соответственно трения и ведения сцепления, приведенные к первичному валу коробки передач при минимально низких рабочих температурах коробки передач, Н м; Рф - сила предварительно поджатой пружины фиксатора, Н; п - число пружин фиксаторов; у - угол лунки фиксаторов.
Расчетная сила разблокирования синхронизатора на рукоятке рычага при включении передачи с учетом передаточного отношения механизма привода Рр 9 ••• 0>97.
Коробки передач подвергают следующим основным видам стендовых испытаний:
на статическую прочность с целью проверки прочности картерных деталей, шестерен и валов;
шестерен на изгибную и контактную долговечность, а также контактную долговечность подшипников;
синхронизаторов по отработке основных его геометрических и силовых параметров;
на долговечность синхронизаторов, определяемую началом пробоя синхронизатора, когда в связи с износом спиральных канавок фрикционных поверхностей происходит падение коэффициента трения ниже допустимой величины.
2.4.2. Сцепления
16.04.2014 15:27 | Автор: Дядюшка Римус |
| Машиностроение |
Сцеплению, соединяющему двигатель и трансмиссию для передачи крутящего момента и позволяющему по желанию водителя или в автоматическом режиме с помощью привода их разъединять, предъявляют ряд требований: плавность включения; полное (чистое) выключение; возможность передачи без пробуксовки крутящего момента от двигателя при движении автомобиля;
обеспечение минимально возможного момента инерции ведомых элементов, нормального теплового режима работы;
предохранение трансмиссии от пиковых динамических нагрузок;
легкость и удобство управления. По способу передачи крутящего момента могут быть сцепления:
фрикционные (механические), в которых используются силы сухого трения;
гидравлические, в которых используется кинетическая энергия жидкости;
алектропорошковые с использованием сил трения, возникающих при движении порошкового железа в магнитном поле;
комбинированные (гидромеханические). На автомобилях в большинстве случаев применяют фрикционные (сухие) дисковые постоянно замкнутые сцепления с пружинным
нажимным устройством, воздействующим на ведущий диск, и демпфером крутильных колебаний, расположенным в ведомом диске, зажатом между маховиком двигателя и нажимным диском.
Фрикционные сцепления различают по ряду признаков:
по способу действия - неавтоматические и автоматические. Автоматическим может быть или само сцепление (по принципу его работы), или система управления, обеспечивающая работу неавтоматического сцепления;
по способу создания давления на нажимной диск - пружинные, электромагнитные, полуцентробежные и центробежные;
по числу ведомых дисков - однодиско- вые, двухдисковые и многодисковые;
по расположению нажимных пружин - периферийные и центральные. По периферии устанавливают ряд цилиндрических пружин, а в центре - одну коническую, диафрагменную или цилиндрические;
по способу перемещения нажимного диска - рычажные (с помощью рычажков), диафрагменные (с помощью диафрагменной пружины);
по типу привода - механические и гидравлические.
Для облегчения управления автомобилем в привод может быть включен следящий усилитель (гидравлический, пневматический или вакуумный).
Требования к конструкциям сцеплений (обеспечить надежность работы при повышении мощностей и частот вращения двигателей) привели к распространению диафрагменных сцеплений, заменивших многие конструкции рычажных с цилиндрическими пружинами. Принципиальной особенностью диафрагмен- ного сцепления является применение в нем тарельчатой пружины (диафрагмы) специальной формы, с лепестками, объединившими в себе функции нажимных цилиндрических пружин и рычажков, используемых в рычажных сцеплениях. Такое сцепление имеет нелинейную характеристику упругости, обеспечивающую увеличение нажимной силы с износом фрикционных накладок, в отличие от цилиндрических пружин, имеющих линейную характеристику упругости, при которой нажимная сила уменьшается с износом фрикционных накладок.
Диафрагменные сцепления по сравнению с рычажными компактны и проще по конструкции, позволяют увеличить ресурс, уменьшить себестоимость изготовления, габаритные размеры конструкции и номенклатуру деталей. На рис. 2.4.3 показано однодисковое диафраг- менное сцепление при включенном а и выключенном б состояниях.
Применяемые в ведомых дисках сцеплений упругофрикционные демпферы колебаний для снижения уровней шума и вибраций трансмиссий имеют нелинейную характеристику упругости (рис. 2.4.4), содержащую не менее двух ступеней для карбюраторных двигателей при максимальных угловых перемещениях не менее 6° и не менее трех ступеней для дизелей при максимальных угловых перемещениях не менее 10°.
Для повышения долговечности муфт выключения сцеплений и уменьшения трения при выключении вместо подшипников скольжения и радиально-упорных шариковых все больше применяют самоцентрирующиеся шариковые.
Работоспособность сцеплений во многом определяют материалы (асбестовые и безасбестовые композиции) фрикционных накладок ведомых дисков, обладающие коэффициентом трения 0,3. Они должны соответствовать требованиям ГОСТ 1786-88 и могут быть изготовлены формованными, прессованными, ткаными, эллипснонавитыми, спиральнонавитыми. Последние два исполнения используются в накладках из безасбестовых композиций. В табл. 2.4.8 представлены геометрические параметры фрикционных накладок, применяемых в сцеплениях отечественных автомобилей.
2.4.8. Геометрические параметры фрикционных накладок
|
Размеры накладок, мм 1 |
Крутящий момент двигателя, Н-м, не более 2 |
Частота вращения, мин-1, не более |
Автомобиль |
|
160*, 110, 3,3 170, 120, 3,5 |
78,5 54 |
9000 5000 |
ВАЗ-1111 ЗАЗ-966В |
|
180*, 125, 3,5 |
88 |
8000 |
ЗАЗ-1102 |
|
190*, 130, 3,5 |
93 |
5000 |
ВАЗ-2108, ЗАЗ-968 |
|
130, 3,5 200*, 140/ 142, 3,3 |
142 |
8000 |
АЗЛК-2141 ВАЗ-2105, 06, 07, ВАЗ 2121 |
|
204*, 146, 3,3 |
142 |
8000 |
ИЖ-21251, АЗЛК-412 |
|
225, 150, 3,5 |
196 |
6000 |
ГАЗ-2410, ГАЗ-ЗЮ2 |
|
254, 150, 3,5 |
201 |
5000 |
ГАЗ-21, УАЗ-469 |
|
280, 164, 3,5 |
255 |
4500 |
ГАЗ-52 |
|
300, 164, 4,5 |
353 |
4500 |
ГАЗ-53, ГАЗ-66 |
|
340, 186, 4,0 |
402 |
4000 |
ЗИЛ-431410, 131, "Урал-375" |
|
350, 200, 4,5 |
490 / 930 |
4000 |
КамАЗ-5320, ГАЗ-4301, КАЗ- 4540, "Урал-4320" |
|
380*, 220, 4,5 |
490 / 800 |
3500 |
ЗИЛ-4331 |
|
400, 200, 4,0 |
465 / 685 |
3000 |
MA3-5335, КрАЗ-257 |
|
420, 240, 4,3 |
465 / 1420 |
3000 |
МАЗ-6422, MA3-5432, КрАЗ-260 |
Наружный диаметр, внутренний диаметр, толщина.
В числителе даны значения для однодискового сцепления, а в знаменателе - для двухдискового.
Накладки применяются в диафрагменных сцеплениях. Накладки сцеплений, использующиеся с карбюраторными двигателями, можно применять с дизелями, имеющими крутящий момент меньше на 25 %.
Ведущие элементы сцеплений (кожух с дисков сцеплений легковых автомобилей не нажимным диском) для снижения вибрации в должен превышать 50 % значений, приведен- автомобилях балансируют. Дисбаланс ведомых ниже:
Масса нажимного диска с кожухом, кг 3 ... 12 12 ... 30 30 ... 60
Допустимый дисбаланс при статической балансировке,
г-мм, не более 50 1500 2000
Ведомые диски сцеплений грузовых автомобилей не балансируются.
Основные параметры фрикционного сцепления определяются из условия передачи максимального крутящего момента Мт^ от двигателя. Для нормальной работы автомобиля без значительной пробуксовки сцепления при его включении статический момент трения сцепления Мс должен превышать максимальный момент двигателя Мс > Мтах. Коэффициент запаса сцепления:
Р = Мс / Мтах. Выбор коэффициента запаса имеет важное значение. Если коэффициент р мал, то при включении сцепления работа буксования будет большой, что может привести к перегреву и ускоренному износу пар трения. При высоких значениях р возрастают силы, действующие на выжимной подшипник, педаль, а также дополнительные динамические нагрузки в трансмиссии. Кроме того, при предельно изношенных накладках сцепления коэффициент р должен иметь значение, при котором обеспечивается нормальная его работа.
Значения р выбирают с учетом уменьшения коэффициента трения ц накладок в процессе эксплуатации (целесообразно принять ц = 0,3), размеров фрикционных накладок, передаваемого крутящего момента, износа накладок, числа пар трения, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия. Среднее значение р для автомобилей приведены ниже:
Легковые автомобили 1,2 ...1,75
Грузовые автомобили 1,5 ... 2,2
Автомобили повышенной и высокой проходимости 1,8 ... 3,0
При применении диафрагменной нажимной пружины значения р можно принимать меньше, так как при износе накладок сила нажатия диафрагменной пружины увеличивается. Рекомендуемые значения р в этом случае приведены в табл. 2.4.9.
2.4.9. Рекомендуемые значения р в случае применения диафрагменной нажимной пружины
|
Ai, мм |
-Л/щах, Нм |
Р |
|
180 ... 250 |
100 ...280 |
1,3 ...1,5 |
|
280 ... 350 |
390 ...680 |
1,45 ... 1,6 |
|
380 ... 450 |
960 ...2000 |
1,5 ...1,65 |
Сила нажатия пружин находится из выражения:
где Dcр - средний диаметр трения, м; число ведомых дисков; />н и Aj - диаметр накладки соответственно наружный и внутренний.
Давление, действующее на фрикционную накладку, площадь одной стороны которой равна МПа,
Фрикционная накладка является наиболее изнашиваемой деталью сцепления. Скорость изнашивания фрикционной накладки определяется: давлением на фрикционную накладку, удельной работой буксования сцепления и повышением температуры деталей сцепления, имеющих относительно меньшую массу (нажимного диска в однодисковом сцеплении, среднего диска в двухдисковом сцеплении), при буксовании при единичном включении сцепления. Давление q выбирается в зависимости от материала фрикционного кольца и его наружного диаметра и находится q = 0,14 ... 0,30 МПа. Для большегрузных автомобилей при наружном диаметре фрикционной накладки D^ Ъ 300 мм рекомендуется q = 0,2 МПа, для безасбестовых фрикционных накладок можно принять q = 0,25 МПа. Давление, действующее на накладку из порошкового материала, можно принять 1,5...2,0 МПа. Число ведомых дисков сцепления
Удельная работа буксования при единичном включении сцепления не должна превышать следующих значений:
для однодискового сцепления А^уД — = 196 ... 245 Дж/см2;
для двухдискового сцепления А$уЛ = = 147 ... 167 Дж/см2. •
Для расчета работы буксования может быть применена формула:
где гк - статический радиус колеса, м; яр - расчетная частота вращения коленчатого вала двигателя (для бензинового двигателя пр = 3,3 • iO"3 пn + 15, для дизеля яр = 7,5 х х Ю-3 пдг, rift - частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальной мощности, мин1); ij - общее передаточное число трансмиссии на включенной передаче; / - коэффициент сопротивления качению; а - угол подъема дороги; 54,88 - передаточный коэффициент.
Нагрев (°С) деталей сцепления за одно включение определяют по формуле:
где у - коэффициент, учитывающий часть работы буксования, превращаемой в теплоту; у = = 0,5 для однодискового сцепления; у = 0,25 для нажимного и у = 0,5 для среднего диска двухдискового сцепления; с = 482 Дж/(кг °С) - удельная теплоемкость нагреваемых деталей (сталь, чугун); та - масса нагреваемых дисков, кг.
Допустимое повышение температуры за одно включение сцепления принимают At = = 10 °С для одиночного автомобиля и At — = 20 °С для автомобиля с прицепом или автопоезда.