Наше учебное пособие

n	h
n
Rnp	Rnon

Рис. 3.5. Радиусы продольной и поперечной проходимости машины

Чем больше п и п, тем лучше проходимость машины. Вертикальный дорожный просвет h представляет собой расстояние между низшими точками машины и плоскостью дороги.

3.13. Преимущества полноприводных схем трансмиссий транспортнотехнологических машин при преодолении препятствий

Конструктивные особенности колесных машин в большой степени влияют на их проходимость.

Увеличение дорожного просвета, углов свеса, увеличение количества ведущих мостов, применение блокировки дифференциала, широкопрофильных и арочных шин и пневмокатков в значительной мере увеличивают проходимость. Движение по пересеченной местности колесных машин типов 4 × 4 и 6 × 6 без отрыва колес от грунта ограничивается максимально допустимыми перекосами осей, которые зависят от типа применяемых подвесок. При независимой и балансирной подвесках эти перекосы больше, что способствует повышению проходимости, так как колеса лучше приспосабливаются к неровностям дороги.

Движение машины с колесной формулой 4 × 2 ставит в неодинаковые положения ведомые и ведущие колеса. Ведомые колеса значительно хуже преодолевают вертикальные препятствия, чем ведущие, что объясняется тем, что ведущие колеса стремятся преодолеть препятствия, как бы вкатываясь на него, а ведомые колеса упираются в препятствие. На рис. 3.6 показаны схемы сил, действующих на ведомое и ведущее передние колеса машины при преодолении вертикального препятствия высотой h. На ведомое колесо действуют: Т – толкающая сила; R – реакция препятствия, которая раскладывается на силы Z и X – вертикальную и горизонтальную составляющие реакции.

Условие равновесия колеса выражается зависимостями Z=GK; Х = Т.

31

Рис. 3.6. Силы, действующие на ведомое (а) и ведущее (б) колеса

Из треугольника AОС определим tgα = OC/AC= (rK – h)/AC, отсюда

AC	AO2 OC2 r2	r2	2r h h		2r h h2			(3.30)
	k	k	k	2		k	,
следовательно,
	tg (rk		h)/	2rkh h2 .				(3.31)
Таким образом,
	T Gk	/tg Gk		2rkh h2		/(rk	h).	(3.32)

Из формулы видно, что при h = rк сила Т становится бесконечно большой, и при наезде на препятствие ведомое колесо не сможет его преодолеть.

На переднее ведущее колесо кроме сил GK и Т действует момент Мk, вследствие чего появляется касательная сила тяги Рk. Разложим силу Рk на составляющие: Рk1 – горизонтальную и Pk2 – вертикальную. Под действием сил GK и T возникают такие же реакции, как и при движении ведомого колеса реакции Z и X. Спроецировав все силы на вертикальную и горизонтальную оси, получим

T X Pk1,

GK Z Pk2 .

(3.33)

32

Возникновение дополнительной силы Рk2 позволяет ведущему колесу преодолевать препятствие с высотой h = rK, а сила PK1 уменьшает составляющую силы сопротивления движению X.

Образование колеи при движении по мягким грунтам сопровождается значительным сопротивлением ведомых и ведущих колес. Несовпадение колеи передних и задних колес также увеличивает сопротивление движению машин, особенно, если задние ведущие колеса оборудованы двумя скатами. Экспериментально установлено, что разница в ширине передней и задней колеи односкатных колес не должна превышать 25 … 32% ширины шины.

4.КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ТТМ

4.1.Назначение, классификация и требования к муфтам сцеплений

Муфты сцепления служат для:

1)передачи крутящего момента с ведущего на ведомый валы транс-

миссии;

2)плавного, без рывков, трогания машины c места, что обеспечивает постепенное нарастание нагрузки на детали трансмиссии;

3)быстрого и полного разъединения валов двигателя и трансмиссии для возможного безударного переключения передач;

4)ограничения величины передаваемого крутящего момента для предохранения деталей трансмиссии от перегрузок.

В зависимости от способа передачи крутящего момента с вала двигателя на вал трансмиссии муфты сцепления подразделяются на:

1)гидравлические – передача крутящего момента осуществляется путем использования энергии потока жидкости;

2)электромагнитные - передача момента происходит в результате взаимодействия электромагнитных полей;

3)фрикционные - момент передается за счет сил трения между дета-

лями.

Правильно сконструированная и отрегулированная муфта сцепления должна обеспечивать: надежную передачу крутящего момента двигателя на ведущий вал трансмиссии при всех условиях эксплуатации; «чистоту» выключения, т. е. быстрое и полное разобщение валов двигателя и трансмиссии; плавное включение, т. е. постепенное нарастание момента на валу трансмиссии; хороший теплоотвод от трущихся деталей.

33

4.2.Преимущества и недостатки гидротрансформатора в сравнении

сгидромуфтой

Гидротрансформатор обеспечивает бесступенчатое изменение передаваемого момента в зависимости от изменения частоты вращения выходного вала.

Преимущества:

1)лучше используется мощность машины;

2)увеличивается производительность машины;

3)отпадает необходимость в применении зубчатых передач, требующих переключения;

4)функции гидропередачи выполняются;

5)КПД достигает 85 … 98%.

Недостатки:

1)изменяющийся и зависящий от режима работы КПД;

2)провалы КПД в зоне перехода на режим работы гидромуфты. Таким образом, гидротрансформатор в отличие от гидромуфты не

просто передает крутящий момент, но и изменяет (трансформирует) его.

4.3.Конструктивная схема и принцип работы электромагнитных

сцеплений

Существующие электромагнитные сцепления можно разделить на две группы: без ферронаполнителя и с ферронаполнителем.

Принципиальная схема электромагнитного сцепления без ферронаполнителя представлена на рис. 4.1.

Рис. 4.1. Схема электромагнитного сцепления

34

Преимущества:

1)простота конструкции;

2)легкость автоматизации управления.

Недостатки: противоречивые требования, предъявляемые к основным деталям – к сердечнику и якорю (с одной стороны, детали должны изготовляться из чистого железа, чтобы иметь большую магнитную проницаемость и незначительный остаточный магнетизм, а с другой стороны, - из стали, имеющей достаточную твердость).

4.4.Классификация фрикционных сцеплений

Фрикционные сцепления классифицируются по нескольким призна-

кам.

I.По характеру работы:

-постоянно замкнутые;

-постоянно разомкнутые.

Рис. 4.2. Двухдисковое фрикционное сцепление:

1- промежуточный ведущий диск; 3 – ведомый диск; 4 – нажимной диск; 5 – картер сцепления; 6 – кожух сцепления; 7 - вилка отжимного рычага;

8 – отжимные рычаги; 9 – муфта; 10 – вилка выключения; 11 – упорное кольцо; 12 – нажимная пружина

35

II. По типу привода:

-механические;

-гидравлические;

-комбинированные.

III. По характеру связи между ведущими и ведомыми элементами:

-гидравлические (гидромуфта);

-электромагнитные (порошковые);

-фрикционные.

IV. По виду элементов трения: а) с сухими дисками:

-однодисковое;

-двухдисковые;

-многодисковые;

б) с дисками в масле:

-двухдисковые;

-специальные.

V. По способу создания наживного усилия:

-центробежные;

-полуцентробежные;

-электромагнитные;

-пружинные.

4.5.Порядок определения основных размеров фрикционного

сцепления

Расчетный момент трения муфты сцепления определяем по формуле:

M p Me,

(4.1)

где Мр – расчетный момент трения муфты сцепления, Н м; Ме – максимальный крутящий момент двигателя, Н м;– коэффициент запаса муфты сцепления.

M	сц	2 R2 b qi,	(4.2)
		ср

где Мсц. – значение момента трения муфты сцепления, который может быть передан рассчитываемой муфтой, Н м;

Rср. – радиус приложения равнодействующей сил трения, м; b – ширина трущегося элемента, м;

– коэффициент трения;

36

q – допустимое для данного материала удельное давление на поверхность, Н/м2;

i – число пар поверхностей трения.

Расчет привода выключения сцепления выполняется, исходя из необходимой прижимной силы Q.

Связь между силой на нажимной втулке (рис. 4.3), которую необходимо приложить для выключения муфты Рв, и силой Q сжимающей диски, в общем случае определяется уравнением

Pв kQ,

(4.3)

где k – передаточное число рычажного механизма;

Q – суммарная сила нажимных пружин при выключенной муфте сцепления.

PП

Q

P

1

2

Рис. 4.3. Привод выключения сцепления

Полный ход нажимной втулки, необходимый для выключения муфты сцепления:

Sв Sx Sp,

(4.4)

где Sх – холостой ход, необходимый для выборки зазора между торцом нажимной втулки и концами рычагов выключения муфты;

Sp – рабочий ход, необходимый для разобщения трущихся поверхно-

стей.

Наличие зазора между нажимной втулкой 1 и концами рычагов выключения обусловливается необходимостью обеспечения полного включения муфты при некотором износе трущихся поверхностей, когда этот зазор

37

уменьшается. В противном случае муфта не будет включаться полностью. Величина этого зазора определяется допустимым износом фрикционных накладок.

В существующих конструкциях этот зазор обычно равен 3 … 5 мм. Величина рабочего хода втулки зависит от конструкции муфты сце-

пления. Она определяется уравнением

Sp f i,

(4.5)

где f – зазор между каждой парой трущихся поверхностей в выключенном состоянии;

i – число пар поверхностей трения.

Для того чтобы во включенной муфте нажимная втулка от вибрации не соприкасалась с рычагами выключения, в приводе устанавливается оттяжная пружина 2 либо прямо на втулке, либо на промежуточном рычаге.

Для уменьшения трения между рычагом выключения и нажимной втулкой при выключении муфты на втулке монтируются упорные, ради- ально-упорные и радиальные шариковые подшипники. В некоторых случаях с этой же целью устанавливаются спрессованные из графитовой массы и пропитанныt маслом подпятники, которые не требуют смазки в процессе эксплуатации.

Периодическая смазка подшипников нажимной втулки производится через специальные масленки, установленные либо прямо на нажимной втулке, либо с помощью гибкого шланга через масленки, выведенные к люку картера. В ряде современных конструкций подшипники заключаются в специальные герметические кожухи, куда при сборке узла заправляется масло, запаса которого хватает на весь межремонтный период

4.6.Порядок определения конструктивных параметров трансмиссии

При создании коробки передач должна быть решена задача обеспечения максимальной тяговой силы и минимального расхода топлива при заданных дорожных условиях. Тяговые мощность Nт и сила Рт связаны между собой прямой зависимостью

N		PT	.	(4.6)
T	1000

Максимальное значение тяговой силы для заданной скорости может быть получено при работе двигателя на режиме максимальной мощности.

38

Определение передаточного отношения в главной передаче. Определение передаточного числа главной передачи (ГП) автомоби-

ля производится из условий обеспечения максимальной заданной скорости движения автомобиля на высшей передаче.

Рекомендуется следующая последовательность определения передаточного числа главной передачи.

Предварительно выбирается передаточное число коробки передач на высшей передаче iкв. В большинстве случаев высшей является прямая передача iкв=1.

Передаточное число ускоряющей передачи у грузовых автомобилей выбирается в пределах 1КВ = 0,7 ... 0,85. У некоторых легковых автомобилей, снабженных двухвальными КП, передаточное число высшей передачи может быть как меньше единицы (0,8 ... 0,98), так и больше единицы (1,03

... 1,05).

Производится расчет передаточного числа главной передачи по формуле:

i 0,377	nvrk	,	(4.7)
0	iквiдвVmax

где i0 – передаточное число главной передачи;

nv – максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;

rк – радиус качения колес автомобиля, м;

iкв– передаточное число высшей ступени основной коробки передач; iдв – передаточное число высшей ступени дополнительной коробки

передач (ДК);

Vmax – максимальная скорость автомобиля, км/час.

максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя nv и значение радиуса ка чения колеса rк определяется на основании данных по выбранному прототипу. При этом для rк руководствуются приблизительным равенством rк = rст, где rкст - статический радиус колеса, представленный в характеристиках шин. Значение максимальной скорости Vmax задается.

Для автомобилей с одним ведущим мостом дополнительная коробка не ставится, и iдв принимается равным iдв = 1,0 . В случае необходимости установки дополнительной коробки значение iдв можно выбрать по прототипу (в таких случаях iдв = 1,0 ... 1,5).

Для создания достаточно большого дорожного просвета и простой конструкции главной передачи не рекомендуется превышать следующие значения передаточных чисел ГП:

– у легковых автомобилей iо= 3,5 … 5;

39

–у грузовых автомобилей при грузоподъемности до 5 т iо = 5 … 7;

–у грузовых автомобилей при грузоподъемности более 5т iо = 6,5 …

1,0.

В случае получения значений передаточного числа главной передачи, отличных от рекомендуемых, следует сделать перерасчет, изменяя значения iдв или iкв

4.7.Назначение, классификация и конструкции коробок передач

ТТМ

Коробка передач служит для изменения тяговой силы и скорости движения ТТМ, обеспечения движения машины задним ходом и обеспечения длительной стоянки ТТМ с работающим двигателем.

Ступенчатые коробки передач классифицируются по следующим основным признакам:

по кинематической схеме – двухвальные, трехвальные, четырехвальные и составные;

по типу зубчатой передачи – коробки с неподвижными осями валов (простые) и коробки с вращающимися осями валов (планетарные);

по способу зацепления шестерен – коробки с подвижными шестернями и с постоянным зацеплением шестерен;

по методу переключения передач – коробки с переключением передач на ходу машины (под нагрузкой) и коробки с переключением передач при остановке машины (без нагрузки);

по расположению валов коробки передач относительно продольной оси машины – коробки с продольным и с поперечным расположением валов;

по монтажным качествам коробки передач – съемные, выполненные в виде самостоятельного агрегата, и несъемные, смонтированные в общем корпусе с другими механизмами.

4.8.Требования, предъявляемые к коробкам передач

Так как коробка передач представляет механизм со ступенчато меняющимся передаточным числом, то переход с одной ступени передаточного числа на другую неизбежно сопровождается разрывом силового потока, передающегося через коробку, и как результат этого - ударом в зубьях переключаемых зубчатых колес. Чтобы избежать удара, коробка должна иметь фрикционное устройство, позволяющее плавно (безударно) выравнивать

40