техн трансп обсл и рем уч метод компл

Lуд=

L	c
F

.

Для синхронизированных высших передач коробки работа трения не должна превышать 0,2 МДж/м2, а для низших передач – 0,3…0,5 МДж/м2.

Температура нагрева деталей синхронизатора определяется за одно его

включение:

t=

Lc mc

,

где γ=0,5 – коэффициент перераспределения теплоты; m – масса синхронизатора;

с – теплоѐмкость материала.

За одно включение синхронизатора нагрев его деталей не должен превышать 15…30 0С.

Раздаточной коробкой передач называется дополнительная коробка передач, распределяющая крутящий момент двигателя между ведущими мостами автомобиля.

Раздаточная коробка служит для увеличения тяговой силы на ведущих колѐсах и повышения проходимости автомобиля.

В зависимости от назначения автомобилей на них применяются раздаточные коробки различных типов.

Раздаточные коробки с соосными валами привода ведущих мостов имеют широкое применение, так как они позволяют использовать для переднего и заднего ведущих мостов одну и ту же главную передачу. Однако в этом случае ведущая шестерня главной передачи переднего моста, имея левое направление спирали зубьев, будет работать на ввинчивание и может произойти заклинивание главной передачи переднего ведущего моста.

Раздаточные коробки с несоосными ведомыми валами более компактны, менее металлоѐмки, более бесшумны и имеют более высокий КПД.

Раздаточные коробки с блокированным приводом ведущих мостов позволяют использовать полную по условиям сцепления ведущих колѐс с дорогой тяговую силу без их пробуксовки. Однако при движении автомобиля на повороте или на неровной дороге при блокированном приводе неизбежно проскальзывание колѐс, так как передние колѐса проходят больший путь, чем задние. Для устранения отрицательных явлений передний мост отключают при движении по дорогам с твѐрдым покрытием и включают только на тяжѐлых участках дороги.

Раздаточные коробки с дифференциальным приводом ведущих мостов исключают возникновение перечисленных отрицательных явлений. Применяемый в этих коробках межосевой дифференциал позволяет приводным валам ведущих мостов вращаться с разными скоростями и распределять крутящий момент двигателя между мостами в соответствии воспринимаемыми ими вертикальными нагрузками. Если нагрузки одинаковы по величине, то используют симметричный дифференциал, а если неодинаковы, то несимметричный.

141

Наибольшее распространение на автомобилях повышенной проходимости получили двухступенчатые раздаточные коробки.

К раздаточной коробке предъявляются специальные требования, в соответствии с которыми она должна обеспечивать:

-распределение крутящего момента между ведущими мостами автомобиля пропорционально приходящимся на мосты вертикальным нагрузкам;

-увеличение тяговой силы на ведущих колѐсах, необходимое для преодоления повышенных сопротивлений при движении автомобиля по плохим дорогам, бездорожью и на крутых подъѐмах;

-отсутствие циркуляции мощности в трансмиссии автомобиля;

-возможность движения автомобиля с минимальной устойчивой скоростью (2,5…5,0 км/ч) при работе двигателя на режиме максимального крутящего момента.

При расчѐте сил, действующих на зубья шестерѐн, необходимо учитывать передаточное число низшей передачи раздаточной коробки. При этом должны быть известны максимальные крутящие моменты на ведомых валах раздаточной коробки. Эти моменты определяются исходя из условий сцепления колѐс автомобиля с дорогой.

Расчѐтный крутящий момент на ведомом валу равен

Мв=

	G r
х		в k
	u	г

,

где θх =0,8 – коэффициент сцепления;

Gв – нагрузка на колѐса ведущего моста; rk – радиус колеса;

uг – передаточное число главной передачи.

Расчѐтный крутящий момент на ведущем валу раздаточной коробки определяется из уравнения мощности, подводимой к раздаточной коробке:

Мвωв=М1ω1+М2ω2,

где М1 и М2 – максимальные крутящие моменты на ведомых валах привода переднего и заднего ведущих мостов;

ω1,ω2 – угловые скорости ведомых валов; ωв – угловая скорость ведущего вала.

Из последнего выражения находим

Мв=М1 u1+ М2 u2,

где u1, u2 – передаточные числа между ведомыми валами переднего и заднего мостов и ведущим валом раздаточной коробки.

Время работы раздаточной коробки на высшей передаче составляет 85…90 %, а на низшей передаче – 10…15 % общего времени еѐ работы.

142

Карданная передача осуществляет силовую связь механизмов автомобиля, валы которых несоосны или расположены под углом и служит для пердачи крутящего момента между валами механизмов.

В зависимости от типа, компоновки и конструкции автомобиля карданная передача может передавать крутящий момент от коробки передач к раздаточной коробке или к главной передаче ведущего моста, от раздаточной коробки к главным передачам ведущих мостов, между главными передачами среднего и заднего ведущих мостов, от полуосей к передним ведущим и управляемым колѐсам, от главной передачи к ведущим колѐсам с независимой подвеской.

К карданной передаче предъявляются специальные требования, в соответствии с которыми она должна обеспечить:

-передачу крутящего момента и равномерное вращение валов соединяемых механизмов независимо от угла между валами;

-передачу крутящего момента без создания в трансмиссии автомобиля дополнительных нагрузок;

-высокий КПД;

-бесшумность при работе.

Взаимное расположение валов механизмов, соединяемых карданной передачей, и угол между валами существенно влияют на конструкцию и работу карданной передачи.

Когда карданная передача соединяет коробку передач и раздаточную коробку, то угол наклона соединяющего карданного вала составляет 3…50 . Если карданная передача связывает коробку передач или раздаточную коробку с главной передачей, наклон карданного вала может быть 12…150. Наибольший угол между соединяемыми валами может достигать 30…320 в том случае, когда карданная передача применяется для передачи крутящего момента ведущему управляемому колесу.

Значение КПД карданной передачи имеет большое значение в многоосных автомобилях вследствие большого числа карданных шарниров. Поэтому даже при высоком КПД одного шарнира (0,985…0,99) и обычном распределении мощности и крутящего момента на трение во всех карданных шарнирах могут быть значительными (4…6 %), что приводит к снижению общего КПД трансмиссии автомобиля.

При расчѐте карданной передачи производится следующее:

-определение критической частоты вращения карданного вала;

-расчѐт деталей карданной передачи на прочность.

При вращении карданного вала возникает центробежная сила вследствие неравномерного распределения массы вала по диаметру и его кривизны по

длине. Центробежная сила вызывает дополнительный прогиб вала:

Рц=m(f+e)ω2,

где е – смещение центра тяжести вала вследствие неуравновешенности;

f – дополнительный прогиб вала;

143

m – масса вала:

ω – угловая скорость вала.

Центробежная сила уравновешивается силой упругости вала

Ру=cf,

где с – изгибная жѐсткость вала.

Из условия равенства сил Рц=Ру имеем

f=

me 2 c m 2

.

C учѐтом выражений массы вала и его изгибной жѐсткости критическая частота вращения будет:

для трубчатого вала

для сплошного вала

nкр=

nкр=

12 104

12 10		4
l	2

	d 2		d 2	;
		н	в
l 2
d	н	.

Впроцессе эксплуатации вследствие изнашивания трущихся поверхностей, увеличения зазоров и нарушения центрирования карданного вала критическая частота вращения карданного вала постепенно уменьшается.

Всвязи с этим при выборе размеров карданного вала для удовлетворительной работы карданной передачи необходимо, чтобы критическая частота вращения была в 1.5…2 раза больше максимальной частоты вращения карданного вала, соответствующей максимальной скорости движения автомобиля. Для повышения критической частоты вращения карданного вала следует уменьшить его длину и увеличить диаметр.

Требования к главной передаче

Главной передачей называется шестерѐнный механизм, повышающий передаточное число трансмиссии автомобиля. Главная передача служит для увеличения крутящего момента двигателя, подводимого к ведущим колѐсам,

иуменьшения скорости их вращения до необходимых значений

Главная передача обеспечивает максимальную скорость движения автомобиля на высшей передаче и оптимальный расход топлива в соответствии с еѐ передаточным числом. Передаточное число главной передачи зависит от типа и назначения автомобиля, а также мощности и быстроходности двигателя. Передаточное число главной передачи обычно составляет 6,5…9,0 у грузовых автомобилей и 3,5…5,5 у легковых автомобилей.

На автомобилях применяются различные типы главных передач: одинарная и двойная. Одинарная состоит из одной пары шестерѐн и бывает:

- цилиндрическая, которая применяется в переднеприводных легковых автомобилях при поперечном расположении двигателя. Еѐ передаточное число 3,5…4,2, а шестерни могут быть прямозубыми, косозубыми и шевронными. Цилиндрическая главная передача имеет высокий КПД – не менее 0,98, но при этом она уменьшает дорожный просвет у автомобиля и более шумная по сравнению с другими.

144

-коническая применяется на легковых автомобилях и грузовых малой и средней грузоподъѐмности. КПД конической главной передачи со спиральным зубом 0,97…0,98. Передаточные числа конических главных передач 3,5…4,5 у легковых и 5…7 у грузовых автомобилей и автобусов.

-гипоидная главная передача имеет широкое применение на легковых и грузовых автомобилях. Она имеет КПД равный 0,96…0,97.

-червячная главная передача может быть с верхним и нижним расположением червяка, имеет передаточное число 4…5 и в настоящее время применяется редко. Еѐ применяют на некоторых многоосных многоприводных автомобилях. По сравнению с другими типами червячная передача меньше по размерам, более бесшумная, обеспечивает более плавное зацепление и минимальные динамические нагрузки. Она имеет наименьший КПД (0,9…0,92).

На грузовых автомобилях средней и большой грузоподъѐмности, на полноприводных трѐхосных автомобилях и автобусах для увеличения передаточного числа трансмиссии, чтобы обеспечить передачу большого крутящего момента, применяются двойные главные передачи. КПД двойных главных передач находится в пределах 0,93…0,96.

При разделении главной передачи на две части уменьшаются нагрузки на полуоси и детали дифференциала, а также уменьшаются размеры картера и средней части ведущего моста. Разнесѐнная главная передача более сложная, имеет большую металлоѐмкость, дорогостоящая и трудоѐмкая в обслуживании.

Дополнительно к общим требованиям к конструкции автомобиля к главной передаче предъявляются и специальные требования:

-минимальные габаритные размеры, обеспечивающие требуемый дорожный просвет;

-обеспечение наиболее низкого уровня шума.

При расчѐте главной передачи выполняется следующее:

-определяется передаточное число главной передачи;

-находятся силы, действующие в зацеплении шестерѐн;

-производится расчѐт шестерѐн на прочность и износ;

-подбираются подшипники.

Для червячной главной передачи передаточное число равно:

uг=	z2		D0			,
	z		d	tg
					ч
1			0

где z1 – число заходов червяка;

z2 – число зубьев червячной передачи;

D0, d0 – начальные диаметры соответственно шестерни и червяка; βч – угол подъѐма винтовой линии червяка.

Передаточное число конической передачи равно:

uг= z2 D0 ,

z1 d0

145

где

шестерѐн;

z1=

d	0	cos		1
		m	н

;

z2=

D cos		2
0
m	н

- число зубьев ведущей и ведомой

d0 , D0 – начальные диаметры ведущей и ведомой шестерѐн; β1 , β2 – углы наклона зубьев ведущей и ведомой шестерѐн; mн – нормальный модуль.

Для гипоидной передачи передаточное число равно:

uг=

z			D cos
	2			0		2
z	1		d	0	cos	1

.

Для ведущей шестерни конической главной передачи: окружная сила

Р1=

M	max	u	k1
	r
	ср

,

где rср=к – 0,5lsinδ – средний радиус начального конуса шестерни; r – радиус основания начального конуса;

l – длина зуба по образующей конуса шестерни; δ – половина угла начального конуса;

осевая сила

Q1=

	P	(tg sin
	1
	cos

sin

cos

)

,

где знак «-» - при одинаковых направлениях вращения и спирали; «+» - при разных направлениях вращения и спирали;

радиальная сила

R1=

	Р	(tg cos
	1
	cos

sin

sin

)

.

При расчѐте шестерни на прочность определяют напряжения в зубьях от

изгиба:

ζизг=

Р
ybt	н

,

где Р – окружная сила; у – коэффициент, учитывающий форму и число зубьев;

b – ширина шестерни;

tн – нормальный шаг в среднем сечении начального конуса шестерни.

При расчѐте шестерѐн главной передачи на износ определяют контактные напряжения в зубьях. Вал ведущей шестерни главной передачи рассчитывают на прочность и жѐсткость.

Дифференциалом называется механизм трансмиссии, распределяющий крутящий момент двигателя между ведущими колѐсами и ведущими мостами автомобиля.

В зависимости от типа и назначения автомобилей применяются различные типы дифференциалов.

По расположению в трансмиссии: - межколѐсный;

146

- межосевой.

По внутреннему трению:

-малого трения;

-повышенного трения,

По распределению крутящего момента:

-симметричный;

-несимметричный. По конструкции:

-шестерѐнный;

-кулачковый;

-червячный.

К дифференциалу предъявляются дополнительные требования, в соответствии с которым он должен:

-распределять крутящий момент между ведущими колѐсами и мостами в пропорции, обеспечивающей автомобилю наилучшие тягово-скоростные свойства, проходимость, управляемость и устойчивость;

-иметь минимальные габаритные размеры.

Дифференциал представляет собой планетарный механизм, который включает в себя три звена – корпус (водило), сателлиты и полуосевые шестерни.

При неподвижном корпусе кинематический параметр дифференциала (внутреннее передаточное число) равно:

p=

z
	1			1		д
z	2			2		д

,

где z1 , z2 – числа зубьев полуосевых шестерѐн;

ω1, ω2, ωд – угловые скорости полуосевых шестерѐн и корпуса дифференциала.

Из этого равенства получим уравнение кинематики дифференциала:

ω1 - рω2=(1-р)ωд.

При равенстве числа зубьев полуосевых шестерѐн кинематический параметр р=-1 и такой дифференциал является симметричным, так как знак «- » указывает на вращение полуосевых шестерѐн в разные стороны при остановленном корпусе дифференциала.

При разном числе зубьев полуосевых шестерѐн кинематический параметр р≠1 и дифференциал является несимметричным. Кинематическое уравнение симметричного дифференциала имеет следующий вид:

ω1+ω2=2ωд.

Из этого уравнения следует:

ω1=ω2=ωд – при прямолинейном движении автомобиля; ω1<ω2; ω<ω1 – при поворотах автомобиля в разные стороны.

Симметричный дифференциал распределяет поровну крутящий момент между ведущими колѐсами. Это его свойство обеспечивает хорошую устойчивость и управляемость автомобилю при движении на хороших дорогах с твѐрдым покрытием. Однако, оно ухудшает проходимость

147

автомобиля. Так, например, если одно из ведущих колѐс находится на участке дороги с малым коэффициентом трения, а другое – с большим, то при трогании автомобиля с места, колесо с большим сцеплением стоит на месте, а с меньшим – буксует. Для устранения этого недостатка применяют принудительную блокировку дифференциала – его выключение.

Принудительная блокировка дифференциала обеспечивает полное использование по сцеплению тяговой силы на ведущих колѐсах. При слишком частом пользовании блокировкой дифференциала возникает временная перегрузка полуосей, ухудшается устойчивость автомобиля и затрудняется его управляемость. Следовательно, своевременное включение блокировки дифференциала должно проводиться только при преодолении труднопроходимых мест.

Распределение крутящего момента между ведущими колѐсами автомобиля характеризует коэффициент блокировки дифференциала (кб), который равен отношению момента Мот на отстающем колесе к моменту Мзаб на забегающем колесе.

Для симметричного дифференциала

Мот=0,5(Мд+Мтр); Мзаб=0,5(Мд-Мтр),

где Мтр=Мот-Мзаб – момент трения в дифференциале. Коэффициент блокировки симметричного дифференциала

Кб=

М М

д д

М

М

тр тр

.

Для несимметричного дифференциала

Мот=	z	от	(М д	М	тр ); Мзаб=	z	заб		(М д	М тр ),
	zзаб	zот				zзаб	z
								от

где zзаб , zот – числа зубьев соответственно на забегающей и отстающей полуосевых шестернях.

Для кулачкового дифференциала

Мот=

	n	от	(1		М	тр		)М	;
n		n			М			д
	заб		от				д

Мзаб=

	n	заб	(1		М	тр		)М	,
n		n			М			д
	заб		от				д

где nзаб, nот – число кулачков на забегающей и отстающей звѐздочках полуосей.

Коэффициент блокировки дифференциала зависит от потерь на трение в дифференциале. Так, для дифференциалов малого трения кб=0,5…2.0. а для дифференциалов повышенного трения кб=2,5…8,0.

Трение в дифференциале позволяет передавать больший крутящий момент на небуксующее колесо и меньший на буксующее, что может предотвратить буксование. В этом случае за счѐт трения в дифференциале суммарная тяговая сила на двух ведущих колѐсах автомобиля достигает максимального значения:

	Рт мах=2Рсц min +	М тр	,
		r
		к

где Рсц min – тяговая сила на колесе с меньшим сцеплением;

148

rк – радиус колеса.

Привод ведущих и управляемых колѐс автомобиля осуществляется с помощью полуосей. Полуоси служат для передачи крутящего момента двигателя от дифференциала к ведущим колѐсам. На автомобилях применяются различные типы полуосей.

Фланцевая полуось представляет собой вал, который изготовлен как одно целое с фланцем. Фланец находится на наружном конце полуоси и служит для крепления ступицы или диска колеса.

Бесфланцевая полуось представляет собой вал, наружный и внутренние концы которого имеют шлицы. Шлицы наружного конца предназначены для установки фланца крепления полуоси со ступицей колеса, а шлицы внутреннего конца – для связи с полуосевой шестернѐй дифференциала.

Нагруженность полуосей зависит от способа их установки к балке ведущего моста.

Полуразгруженная полуось наружным концом опирается на подшипник, установленный в балке заднего моста. Полуось не только передаѐт крутящий момент на ведущее колесо и работает на скручивание, но и воспринимает изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях от сил, действующих на ведущее колесо при движении автомобиля. Полуразгруженные полуоси применяются в задних ведущих мостах легковых автомобилей и грузовых автомобилей малой грузоподъѐмности.

Разгруженная полуось имеет ступицу колеса, установленную на балке моста на двух подшипниках. В результате все изгибающие моменты воспринимаются балкой моста, а полуось передаѐт только крутящий момент, работая на скручивание. Разгруженные полуоси применяются в ведущих мостах автобусов и грузовых автомобилей средней и большой грузоподъѐмности.

К полуосям применяются специальные требования в соответствии с которыми полуоси должны:

-обеспечивать передачу крутящего момента к ведущим колѐсам автомобиля без пульсации при их вращении с разными угловыми скоростями;

-выполнять функции предохранителя при чрезмерно больших динамических нагрузках в системе механизмов привода к ведущим колѐсам.

Полуоси рассчитывают на прочность. Расчѐт полуосей выполняется для трѐх нагрузочных режимов:

-прямолинейное движение автомобиля;

-занос автомобиля; - переезд ведущих колѐс через препятствие.

Полуразгруженная полуось при движении автомобиля воспринимает следующие моменты:

крутящий момент от тяговой силы Рт

Мкр=Ртrк ;

изгибающий момент от тяговой силы Рт

149

Мрт=Ртb ;

изгибающий момент от нормальной реакции дороги Rz

Mz=Rzb ;

изгибающий момент от поперечной реакции дороги Ry

My=Ryrк ;

где b – плечо изгиба; rк – радиус ведущего колеса.

Изгибающий момент Мрт действует в горизонтальной плоскости, а изгибающие моменты Мz и My – в вертикальной плоскости.

При прямолинейном движении автомобиля результирующий изгибающий момент в вертикальной и горизонтальной плоскостях

Мизг=b

	R	2
		z

P2 т

.

Сложные напряжения от изгиба и скручивания

ζΣ=

М

2

М

2

R

2

b

2

P

b

2

Р

2

r

2

изг

кр

z

т

т к

0,1d

3

0,1d

3

,

где d – диаметр полуоси в опасном сечении;

Рт=Rzθx ; θх=0,8 – коэффициент продольного сцепления.

Расчѐт разгруженной полуоси на прочность выполняется только для случая прямолинейного движения автомобиля. При этом полуось рассчитывается на кручение и жѐсткость. Крутящий момент, передаваемый разгруженной полуосью равен: Мкр=Ртrк .

Напряжения кручения

ηкр=

Р	r
	т к
0,2d		3

.

К рулевому управлению предъявляются специальные требования, в соответствии с которыми рулевое управление должно обеспечивать:

-минимальный радиус поворота для высокого маневренного автомобиля;

-лѐгкость управления автомобилем;

-пропорциональность между усилием на рулевом колесе и сопротивлением повороту управляемых колѐс;

-соответствие между углами поворота рулевого колеса и управляемых

колѐс;

-минимальную передачу толчков и ударов на рулевое колесо от дорожных неровностей;

-предотвращение автоколебаний управляемых колѐс вокруг осей поворота;

-минимальное влияние на стабилизацию управляемых колѐс;

-травмобезопасность, исключающую травмирование водителя при любых столкновениях автомобиля.

Минимальный радиус поворота – это расстояние от центра поворота до оси колеи переднего наружного управляемого колеса при максимальном угле поворота колеса.

Минимальный радиус поворота автомобиля можно определить по следующей формуле:

150