Энциклопедии

2.4.6. Ведущие мосты

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

 

Номинальная

Движимая

Диаметр ведомого

 

Ведущий мост

нагрузка на

масса Шдх,

зубчатого колеса de

Назначение

 

мост GUtкН

т

(ориентировочно), мм

 

Одиночный

26

5,5

240

Грузовые автомобили грузоподъ­емностью 1,5 и 2,0 т

и

60

15,5

365

Грузовые автомобили грузоподъ­

Мост тележ­

55

 

 

емностью 4,5 т, с колесной фор­

ки

 

 

 

мулой 4*2, грузоподъемностью 8 т, с колесной формулой 6x4, автобусы 7 м

Одиночный

80

23,5/26*

426

Грузовые автомобили грузоподъ­

Мост тележ­

90

 

 

емностью 6 т, с колесной форму­

ки

 

 

 

лой 4*2, тягачи автопоездов грузоподъемностью 30 т, с колес­ной формулой 6*4, автобусы пригородные, междугородные, туристские длиной 10 ... 11 м

Одиночный

100

27,0

440

Седельный тягач автопоезда гру­зоподъемностью 16 т, с колесной формулой 4x2

и

100

37,0

480

Седельный тягач автопоезда гру­зоподъемностью 24 т, с колесной формулой 4*2

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

 

Хорошее

Удовлетворительное

Плохое

I.Бетон, кирпич (клинкер), асфальтовый бру­

1,0

1,1

1,2

сок, асфальтовый щит, гранитный брусок, пес­

 

 

 

чаный асфальт, асфальтобетон, щебенка (вы­

 

 

 

сокого качества) битуминизированная, дере­

 

 

 

вянный брусок (торцовка)

 

 

 

II. Щебенка битуминизированная (низкого

1,2

1,6

2,0

качества)

 

 

 

III.Песчано-глинистое покрытие, гравий, бу­

1,5

2,0

2,5

лыжное покрытие

 

 

 

IV. Земля, песок

2,0

2,5

3,5

V. Пахота

-

-

Менее 20

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.

 


 

2.4.5. Карданные передачи

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).
2.4.14
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.
табл 2.4.11
 

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)

Максимальный крутящий момент, кН-м

tfcpi шарнира (рисунок)

Наружный диаметр, мм

Автомобиль

0,8 ... 1,2

Трехшиповой (2.4.15,^)

76»

ЗАЗ-1102

 

 

80

ВАЗ-1111

 

Шестишариковый с сепаратором

87, 82*

ВАЗ-2108, 2109

6 ... 10

(2.4.15, а)

95, 89*

ВАЗ-2121, АЗЛК-2141

 

Четырех-, пятишарико- вый, с центрирующим шариком (2.4.15,0)

110 142 156

УАЗ-469

ГАЗ-66, ПАЗ-3201 ЗИЛ-131

 

Сдвоенный карданный (2.4.14, в)

155 х 50*2

МАЗ-502, 509

10 ... 15

Дисковый (2.4.15, г)

122 160

"Урал-4320" КрАЗ-2556

* Шарнир расположен у силового агрегата.

*2 Расстояние по торцам подшипников х наружный диаметр подшипников, мм.

рис 2.4.15

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).

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).

2.4.17

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.

2.4.18

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

Внутренний диаметр А»н. мм

Толщина стенки S,мм

Модель автомобиля

45

2,5

ГАЗ-21, УАЗ-469

66

2,0

ВАЗ-2105, 07, ВАЗ-2121

71

1,6 1,8 2,1 3,0

ГАЗ-24-10, БАЗ-3727, РАФ-2203

ИЖ-21251

ГАЗ-66-10

ЗИЛ-431410, ЛиАЗ-677

82

3,5

КрАЗ-255, "Урал-375"

94

4,04

КамАЗ-4331, MA3-5335, МАЗ-5551

101

5,0

БелАЗ-540

2.4.19

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.2.4.20

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

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.
2.4.10 схема
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.
2.4.11
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.
2.4.122.4.13
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

Рейтинг пользователей: / 1
ХудшийЛучший 
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);
2.4.52.4.6
 
с двумя приводными зубчатыми парами или передним делителем (рис. 2.4.7);
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.
2.4.8 2.4.9
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.
2.4.10
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

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.
2.4.3
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.
2.4.4
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.

 
Еще статьи...

Поиск


Сейчас 99 гостей и 2 пользователей онлайн





Забыли данные входа на сайт?