Тема 3.Основы расчета и проектирования агрегатов трансмиссии автотракторной техники

Муфты сцепления

Сцепление – это механизм трансмиссии, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от трансмиссии и вновь их плавно соединять.

Такая необходимость возникает при трогании с места, переключении передач, кратковременной остановки машины. Сцепление устанавливают между двигателем и коробкой передач.

Муфты сцепления могут быть:

С силовым замыканием за счет сил трения (механические фрикционные) или магнитного притяжения (электромагнитные) и с динамическим замыканием под действием сил инерции (гидравлические) или индукционного взаимодействия электромагнитных полей (электрические).

В практике современного автотракторостроения распространение получили первые два типа сцепления. Электрические муфты не получили распространения, так как из-за остаточного магнетизма в них трудно обеспечить частоту выключения.

Механические фрикционные муфты сцепления классифицируют по следующим признакам:

- по назначению – главная и дополнительная; главной называют муфту сцепления, передающую крутящий момент через трансмиссию на ведущие колеса или звездочки; ее устанавливают между двигателем и коробкой передач; муфты сцепления, размещенные в увеличителе крутящего момента, коробке передач, редуктор механизма отбора мощности – называют дополнительными или специальными;

- по форме поверхности трения – дисковые, конусные и барабанные; конусные и барабанные сцепления практически не применяются;

- по роду трения – сухие и мокрые; диски первых работают в сухих корпусах без смазки, а диски «мокрых» сцеплений работают в масле; они сложней, но имеют больший моторесурс; для тракторов с мощностью двигателя до 100 кВт применяют «сухие» сцепления, а выше 100 кВт – «мокрые»;

- по числу ведомых дисков – на однодисковые, двухдисковые и много дисковые; на сухих муфтах применяют не более двух дисков, на мокрых – не более пяти; это объясняется неравномерностью распределения давления по поверхности дисков; однодисковые сцепления используют на легковых и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности;

- по расположения нажимных пружин – на периферийные и центральные; по периферии устанавливают ряд цилиндрических пружин, а центрально – одну коническую, цилиндрическую или тарельчатую;

- по типу нажимного устройства – различают сцепления постоянно замкнутые, если механизм пружинного типа, и непостоянно замкнутые, когда нажимный механизм рычажно-пружинного типа; в первых давление создается пружинами, постоянно прижимающими диски друг к другу; в рычажно-пружинных сцеплениях давление на диски создается нажимным механизмом и сохраняется за счет сил упругих деформаций рычажной системы механизма включения; в настоящее время непостоянно замкнутые муфты в качестве главных сцеплений не применяются;

- по способу управления – автоматические и неавтоматические; в настоящее время обычно применяют неавтоматические сцепления; автоматические сцепления установлены на некоторых моделях легковых автомобилей (ЗАЗ-968);

- по типу привода – на механические и гидравлические, которые могут иметь следящий гидравлический, пневматический или вакуумный усилитель.

Конструкция сцепления должна обеспечивать ряд специфических требований: полное (чистое) включение и выключение; плавность включения; минимальный момент инерции ведомой части сцепления; уравновешенность осевых усилий во включенном и выключенном сцеплении; нормальный тепловой режим работы; постоянство момента трения сцепления; гашение высокочастотных колебаний, вызываемых работой двигателя; легкость и удобство управления.

Коэффициент запаса муфт

Надежность передачи крутящего момента и обеспечения требуемого срока службы сцепления достигается правильным выбором коэффициента запаса муфты.

Коэффициент запаса сцепления - это отношение статического момента трения к максимальному моменту двигателя:

.

К выбору величины подходят с учетом типа и назначения машины, на которой установлено сцепление. Запас крутящего момента необходим для обеспечения надежной его подачи от двигателя к трансмиссии при разгоне и торможении, а также в случае замасливания дисков, их износа и потери упругости нажимных пружин. Недостаточный коэффициент запаса вызовет повышенное буксование муфты сцепления и ненадежную передачу крутящего момента, слишком высокое его значение при водит к тому, что сцепление перестает играть роль предохранителя в цепочке трансмиссии при появлении в ней динамических перегрузок.

Значение выбирают с учетом неизбежного уменьшения коэффициента трения накладок в процессе эксплуатации, усадки нажимных пружин, наличия регулировки нажимного усилия, числа ведомых дисков.

Значение выбирают в следующих пределах:

автомобили легковые 1,3÷1,75;

грузовые 1,6÷3;

тракторы 2,0÷4.

Обычно выбирать его большим нельзя, так как при этом возрастает динамические нагрузки в трансмиссии и к педали придется прикладывать большее усилие, что скажется на утомляемости водителя.

Особенности расчета муфт сцепления автомобилей и тракторов

Выбор основных параметров

Основными параметрами являются: наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок ведомых дисков; нажимное усилие пружин ; расчетный коэффициент трения ; число и давление на фрикционные накладки; число ведомых дисков .

Указанные параметры должны соответствовать требованиям ГОСТ 12238-76 на основные параметры сухих фрикционных сцеплений. В нем указаны наружные диаметры ведомых дисков сцеплений, частота вращения и крутящие моменты двигателей. А в ГОСТ 1786-80 даны типы, основные параметры, размеры, технические требования, методы испытаний асбестовых фрикционных накладок.

Выражая момент трения сцепления через осевое усилие нажатия на поверхность трения имеем:

,

где - коэффициент трения;

- сила нажатия (нажимное усилие);

- радиус приложения равнодействующей сил трения;

- число пар поверхностей трения.

С достаточным приближением можно принять:

.

Размер наружного радиуса поверхностей трения диктуется диаметром маховика двигателя. Внутренний – обычно определяется по формуле: .

Число пар поверхностей трения определяется по формуле:

,

где - число ведущих дисков;

- число ведомых дисков.

Из (1) можно получит уравнение нажимного усилия:

.

Коэффициент трения зависит от многих факторов и в процессе работы муфты может меняться довольно значительных пределах в зависимости от скорости скольжения дисков, состояния и температуры трущихся поверхностей и так далее. В расчетах приближенно допускают, что коэффициент трения зависит только от материала трущихся поверхностей.

В главных муфтах сцепления применяют приклепываемые (или приклеиваемые) к диском фрикционные накладки, изготовляемые преимущественно на асбестовой основе. Для таких материалов применяют расчетный коэффициент трения .

Некоторое распространение начинают получать металлокерамические фрикционные материалы, изготовляемые из мелкодисперсных порошков меди и железа и неметаллических компонентами, повышающих физико-механические и фрикционные качества. Чаще применяются металлокерамические материалы на основе меди.

Давление на фрикционные накладки:

, (2)

где - площадь поверхности одной стороны фрикционной накладки;

МПа. С учетом формул (1) и (2) число пар трения:

.

Ход нажимного диска должен обеспечить полное выключение сцепления. Применяют у однодисковых - мм; у двухдисковых - мм.

Расчет показателей нагруженности

К показателям нагруженности относят работу буксования и нагрев ведущего диска при трогании автомобиля с места. Буксование (относительное скольжение), которое имеет место при каждом включении муфты является основным фактором, определяющим износ трущихся поверхностей муфты.

Для определения работы буксования трущихся пар сцепления обычно рассматривают процесс трогания машины с места.

Работа буксования определяется из зависимости:

,

где - угловые скорости соответственно ведущих и ведомых дисков;

- момент трения сцепления, изменяющийся во времени от 0 до максимального значения при включении сцепления.

Для практических расчет может быть использована следующая формула:

,

где - момент инерции приведенного к коленчатому валу двигателя

маховика, замедляющего поступательно движущегося массу

автомобиля;

- угловая скорость коленчатого вала двигателя ( или - для автомобилей соответственно с карбюраторным двигателем или дизелей);

- угловые скорости коленчатого вала, соответственно смаксимальным значениям момента и мощности двигателя;

- максимальный крутящий момент двигателя;

- момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя.

Расчет по этой формуле ведут для первой передачи при и для второй передачи при .

Следует иметь в виду, что формула выведена в предположении что скорость и моменты и в процессе буксования сцепления остаются постоянными, а трансмиссия является жесткой системой. Такая идеализация процесса включение сцепления позволяет проводить лишь сравнительные расчеты. Для получения более точных результатов следует учитывать упругие свойства трансмиссии как колебательной системы и системы и изменение переменных, входящих в формулу в реальных условиях эксплуатации. Такой расчет целесообразно проводить на ЭВМ.

Из этой формулы следует, что при разгоне машины работа двигателя состоит из полезной работы, которая затрачивается на движение массы машины, и работы, вызывающее изнашивание и нагревание деталей сцепления. Изнашивание ведомых дисков определяется удельной работой:

.

При движении на первой передачи машины , м/см².

Расчет ведущего диска на нагрев заключается в определении повышения средней температуры ведущего диска . Принимают, что теплоотдача в окружающую среду отсутствует и вся работа буксования идет на нагрев деталей:

,

где - коэффициент, учитывающий поглощаемую деталью часть

теплоты; ;

- удельная массовая теплоемкость чугуна (стали); Дж/(кг∙с);

- масса детали, кг.

Допустимое повышение температуры за одно включение применяют равным 10 ⁰С для автомобилей без прицепа и 20 ⁰С для автопоезда.

Расчет ведомого диска

Задача расчета определить радиусы фрикционных колец, влияющие на размеры других элементов сцепления; необходимое нажимное усилие, от которого зависят число и характеристика нажимных пружин, сила прикладываемая к педали сцепления, и передаточное число привода управления.

В обычном состоянии сцепление постоянно включено, а передаваемый им крутящий момент ограничивается моментом трения в сцеплении:

,

где - окружная сила трения;

- число пар трения;

- плечо силы ;

- коэффициент трения;

- суммарная сила создаваемая нажимными пружинами;

;

.

Чтобы сцепление во включенном состоянии не пробуксовывало, момент должен в раз превышать максимальный момент трения двигателя ( - коэффициент запаса сцепления ).

Интенсивность износа фрикционных накладок зависит от величины нагрузки на поверхности накладок. Чем он ниже, тем выше износостойкость фрикционных накладок. Поэтому нажимное усилие пружин ограничивается допустимым давлением .

.

Задаваясь отношением находят радиусы. А затем суммарную силу упругости нажимных пружин МПа.

Параметром, определяющим износостойкость фрикционных накладок и тепловыделение в сцеплении, является удельная работа трения (буксования).

Делается проверка:

, Дж/м²,

где - работа буксования сцепления при одном трогании А с места на первой передачи.

Шлицевое соединение ведомого диска с первичным валом коробки передач рассчитывают на направление снятия.

Нажимный диск. Изготовляется из серого чугуна. Диаметральные размеры обусловлены размерами поверхности трения ведомого диска. Он воспринимает, а затем рассевает тепло, выделяющееся при буксовании сцепления. Поэтому его делают массивным. Массу диска определяют при работе сцепления на нагревание при трении А с места. Увеличение температуры диска при одном трогании А с места не должно быть более 15 ⁰С.

Выступы и шины, соединяющие нажимный диск, рассчитывают на снятие.

Рычаги выключения сцепления. Они соединены с нажимным диском к кожухам шарнирно при помощи осей. Рычаги выключения и их оси и опорные вилки изготавливают из мало или средне углеродистых сталей и подвергают цианированию (НRС 56…62). Заготовки получают объемной штамповкой.

Сила , действующая на внутренний конец рычага выключения, вызывает в рычаге напряжение от изгиба.

Условие прочности рычага:

МПа.

Муфта и вилка выключения сцепления изготавливается из серого чугуна. изготавливают холодной штамповкой из листовой стали.

Цилиндрические пружины. Число пружин выбирается таким, чтобы нажимное усилие на одну пружину было до 1000 Н. Расчет выполняют для определения ее размеров, обеспечивающих необходимую характеристику пружины. Нажимное усилие , создаваемое одной пружиной, является следствием ее деформации на величину при установке на место. При выключении сцепления деформация пружины увеличивается на величину хода нажимного диска, в результате чего сила упругости возрастает до значения , которое и является нагрузкой на пружину. Обычно принимают и из условия прочности проволоки находят диаметр пружины, а затем средний диаметр витка, число витков, длину пружины в свободном состоянии.

Привод сцепления

Привод сцепления бывает механические и гидравлические и расчет производят для определения его передаточного числа, которое должно быть таким, чтобы обеспечить удобство и легкость управления, обычно оно равно 24…45. Привод с усилителем принимают в случае, когда работа совершается при выключении сцепления, превышает 30 Дж, усилие на педали в этом случае ограничивается до 100…150 Н.

Коробка передач

Особенности концентрации и элементы расчета главных деталей коробки передач.

Картер – является базовой деталью. Он обеспечивает правильное расположение и надежное предохранение деталей, возможность их смазки, воспринимает силы возникающие в зубчатых передачах, и позволяет компоновать узел в виде самостоятельного изделия.

Картеры коробок передач отливают из алюминиевых, магниевых сплавов, а грузовых из серого чугуна, с толщиной стенки 5…7 мм.

Переднюю и заднюю стенки делают утолщенными, соответствующими по размерам ширине подшипников. Для сборки и разборки коробки передач, установки механизмов управления и отбора мощности в картеры предусмотрены люки, закрываемые крышками, а для заправки и слива масла - отверстия, закрываемые резьбовыми пробками.

Основным критерием работоспособности картера является жесткость, влияющая на условие работы подшипников и зубчатых колес. Для ее увеличения применяют окантовку люков и ребра жесткости, располагаемые соответственно характеру деформирующих картер.

Зубчатые колеса и зубчатые муфты.

Зубчатые колеса и зубчатые муфты являются наиболее ответственными и нагруженными деталями коробок передач и одинаковой, основной конструкторский элемент – зубчатый венец. Работоспособность венца обеспечивается: высокой твердостью поверхностного слоя, необходимой для увеличения сопротивления смятию и для предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зуба; прочностью на изгиб зубьев при одновременной высокой вязкости из сердцевины для противостояния ударным нагрузкам.

Высокие свойства (механические) зубчатого венца достигается изготовлением зубчатого колеса из легированных сталей, подвергаемых соответствующей химико-термической обработке: цементации или цианированию с последующей закалкой и отпуском. Для цементируемых колес применяют стали 12ХНЗА, 18ХГТ и 30ХГТ, для циатируемых – 35Х, 40Х и 40ХНМА. Заготовки получают объемной штамповкой.

Расчет

Цель – определение параметров зубчатого венца.

На основании результатов тягового расчета автомобиля и анализа конструкций коробок передач автомобилей – аналогов, разрабатывают кинематическую схему проектируемой коробки передач и определяют предварительные значения основных параметров: передаточное число каждой пары зубчатых колес, межосевое расстояние А, модуль зацепления, рабочую ширину и диаметры зубчатых венцов.

Межосевое расстояние обусловливает контактную прочность рабочей поверхности зубьев. Его предварительно определяют по эмпирической формуле:

, м,

где - коэффициент .

Модуль зацепления – определяет прочность зубьев на изгиб, поэтому различны нагружены пары колес должны иметь различный модуль. Однако для сокращения номенклатуры зуборезного инструмента в коробках передач применяют только два значения модуля: одно для прямозубых и другое для всех зубчатых колес с косым зубом.

Модуль зубчатых колес с прямым зубом вычисляют по эмпирической зависимости и округляют до ближайшего значения по ГОСТу. В качестве нормального модуля косозубых колес, отличающихся большей прочностью зуба и менее нагруженных выбирают по тому же ГОСТу соседнее меньшее значение.

Далее для каждой пары колес определяют число зубьев, действительное значение передаточного числа и межосевого расстояния по известным формулам.

Делительный угол наклона зуба рекомендуют принимать 20…30⁰, с целью максимальной унификации производственный оскастки задают одно значение этого угла для всех зубчатых колес. Для зубчатых колес с прямым зубом и .

Делительные межосевые расстояния А различных пар обусловлены конкретными значениями чисел зубьев, модуля и угла и поэтому могут оказаться различными. Тогда необходимо их привести к единому расстоянию А между осями валов коробки передач, которое принимают равным наибольшему из значений А между парами колес. Для приведения этих пар к общему межосевому расстоянию изменяют принятое раннее значение угла так, чтобы оно отвечало условию:

.

Рабочую ширину зубчатого венца выбирают в зависимости от модуля. Для колес с прямым зубом , а с косым .

Далее определяют: делительный диаметр, диаметр впадин, высоту головки зуба, диаметр вершин зубьев, начальный диаметр. Для предупреждения преждевременного разрушения зубьев необходимо по поверочным расчетам установить удовлетворяют ли принятые значения межосевого расстояния, модуля и ширины зубчатого венца условиям прочности и выносливости. (Для предотвращения поломок зуба рассчитывают его на изгиб).

Установлены три расчетных нагрузочных режима для трансмиссии: по максимальному крутящему моменту двигателя, по максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой и по максимальной динамической нагрузке.

При поверочном расчете на выносливость зубчатых колес всех передач, кроме первой, используют первый расчетный режим:

.

Для расчета зубчатых колес первой передачи используют второй режим:

.

При поверочном расчете зубьев на прочность используют третий нагрузочный режим. Он характеризуется перегрузкой деталей трансмиссии инерционным моментом (главным образом маховика), зависящим от темпа включения сцепления, типа и состояния дороги. Инерционный момент ограничивается моментом трения в сцеплении или моментом сцепления . За расчетный принимается меньший.

Значение допустимого напряжения при расчете зубьев на выносливость берут МПа для зубчатых колес I и II передач; МПа для остальных.

При расчете зубьев на прочность допустимое напряжение вычисляют по формуле:

,

где - предел прочности материала;

- коэффициент запаса прочности, ;

- коэффициент концентрации напряжений в выкружке зуба.

Для предотвращения усталостного выкрашивания зубья рассчитывают на контактную выносливость по формуле Герца-Беляева. Значения допустимого напряжения берут МПа для колес I передачи; МПа для колес других передач.

По результатам поверочных расчетов окончательно уточняют значения и диаметры зубчатых колес.

Валы и подшипники. Валы изготавливают из стали тех же марок, что и зубчатые колеса. Заготовки получают объемной штамповки.

Диаметр и длина отдельных участков зависят от особенностей конструкции деталей находящихся на валу и метода осевой фиксации деталей на валу и вала в картере.

Расчет валов производят перед их эскизной компоновкой. На этой стадии проектирования считают валы гладкими и по эмпирическим формулам определяют их первоначальный диаметр.

Для первичного вала:

.

Для промежуточного и вторичного валов:

.

Для повышения прочности и жесткости – основных критериев работоспособности валов стремятся к тому, чтобы диаметры всех нагруженных участков вала были больше , а отношение к расстоянию между опорами для I и III валов находилась в пределах 0,16…0,18, Для вторичного 0,18…0,21.

Поверочный расчет валов на прочность и жесткость проводятся в следующей последовательности:

1. вычертить для каждой передачи схему расположения валов коробки с изображением двух пар зубчатых колес: привода промежуточного вала и рассматриваемой передачи; на этой схеме изобразить силы, действующие на зубчатые колеса и подшипники передач;

2. найти значение сил действующих во всех зацеплениях;

3. вычертить каждый вал и определить нагрузки действующие в вертикальной и горизонтальных плоскостях и эпюры крутящего момента;

4. определить вероятные опасные сечения вала и приведенный момент ;

5. рассчитать номинальное приведенное напряжение в опасных сечениях

и проверить соблюдение условий прочности и выносливости

;

,

где - пределы текучести и выносливости;

- запасы прочности относительно пределов текучести и выносливости ;

- коэффициент концентрации напряжений;

6. проверить вал на прочность ;

7. рассчитать шлицевые и шпоночные соединения, предусмотренные на валах;

8. выбрать и рассчитать подшипники; по конструктивным соображениям выбирают типоразмер подшипников, а затем выполняют его проверочный расчет на долговечность.

Расчет коробки передач производится в следующем порядке:

1. задаются числом передач и выбирают кинематическую схему коробки передач;

2. в процессе тягового расчета трактора устанавливают общее передаточное число трансмиссии на различных передачах;

3. распределяют общее передаточное число трансмиссии между отдельными ее механизмами;

4. находят передаточное число коробки передач на различных передачах;

5. устанавливают число зубьев шестерен, определяют их модуль и основные размеры;

6. вычерчивают в масштабе компоновочную схему коробки передач;

7. определяют силы, действующие на валы, и реакции их опор;

8. рассчитывают валы на прочность и жесткость;

9. подбирают подшипники качения.

Главная передача

В гипоидной передаче оси валов не пересекаются, а скрещиваются, поэтому углы наклонов зубьев колеса и шестерни различны, и торцевые модули , поэтому зависит и от угла наклона зубьев:

.

Поэтому главная передача имеет меньшие размеры, чем коническая, а при равных размерах колес и передаточных числах шестерен гипоидной передачи больше, что создает благоприятные условия для повышения жесткости ведущего вала и его подшипникового узла. Главная передача работает с большей плавностью, без шума. Недостатком главной передачи является наличие скольжения зубьев вдоль линии контакта. Оно повышает опасность заедания зубьев вдоль линии контакта и снижает К.П.Д. передачи. Скольжение тем больше, чем больше смещение осей – гипоидное смещение. Для предупреждения заедания величину ограничивают, принимая . Главные передачи разделяют на одинарные, двойные разнесенные, двухступенчатые и проходные.

Одинарная – наиболее простая и распространенная; применяют когда . При больших размеры одинарной главной передачи создают затруднения при ее компоновке, ограничивают проходимость автомобиля.

Двойная – состоит из двух пар зубчатых колес – конической и цилиндрической. Это позволяет реализовать большее в компактной передаче.

Двойная разнесенная главная передача в ней коническая и цилиндрическая пары выполнены в виде самостоятельных редукторов: цилиндрического с коническими колесами и дифференциалом и двух конических редукторов с цилиндрическими колесами, которые располагают у ведущих колес (бортовой редуктор) или встраивают в стужу колеса (колесный редуктор).

Такая схема главной передачи центральный редуктор получается компактным, уменьшаются нагрузки на дифференциал и полуоси, что позволяет сократить их размеры.

Двухступенчатая главная передача отличается от двойной возможностью изменения передаточного числа цилиндрической поры. Ее применяют для тягачей. Увеличение вдвое числа ступеней трансмиссии приводит к улучшению тяговых свойств и топливной экономичности.

Проходную главную передачу устанавливают на автомобилях с колесной формулой 6х6 и 6х4. Ее монтируют в среднем ведущем мосту. Она представляет собой разновидность двойной главной передачи, которая одновременно с остальными функциями осуществляет разделение крутящего момента между двумя задними ведущими мостами (КАМАЗ, ЗИЛ-131, УРАЛ-375).

Одинарная главная передача

Минимальный шум при работе главной передачи, правильный боковой зазор в зацеплении и удовлетворительный контакт зубьев обеспечиваются:

1. комплектации зубчатой пары по шуму и контакту, которую проводят на обкатном станке;

2. правильным взаимным расположением шестерни и колеса в картере после сборки передачи;

3. постоянным положением зубчатых колес во время работы передачи.

Для регулировки положения шестерни применяют компенсатор (кольцо или стальные регулировочные шайбы), являющийся технологическим звеном оборочной размерной цепи. Толщину компенсатора подбирают такой, чтобы отклонение контрольного монтажного размера А от номинального не превышало ±0,005 мм.

Правильность взаимного положения зубчатого колеса в собранной главной передачи контролируют проверкой бокового зазора в зацеплении и положении пяйна контакта на зубьях.

Постоянство положения зубчатых колес во время работы передачи достигается обеспечением необходимой жесткости ведущего вала, зубчатых колес, опорных узлов и предварительным натягом подшипников.

Подшипники главной передачи воспринимают значительные радиальные и осевые нагрузки. Поэтому применяют радиально-упорные роликовые (конические) подшипники, которые устанавливают парами для обеспечения восприятия ими двухсторонней осевой нагрузки и возможности их предварительного натяга. Сущность предварительного натяга подшипников заключается в устранении зазора и создании начального сжатия тел качения. Предварительный натяг подшипников ведущего вала создают осевой затяжкой их внутренних колец гайкой до отказа и регулируют с помощью пакета металлических регулировочных прокладок. Для уменьшения натяга добавляют прокладку, для увеличения – удаляют.

Особенности конструкции и основы расчета

Картер главной передачи отливают из ковкого чугуна и как одно целое с развалными гнездами под подшипниками корпуса дифференциала. Распространена II облегчающая монтажно-демонтажные и регулировочные работы.

Зубчатые колеса главной передачи относят к наиболее нагруженным деталям автомобиля, работающим в условиях динамического нагружения. Их изготавливают из высококачественных высоколегированных цементируемых сталей 20хН2М; 30хГТ; 20ХН3А. После цементации и заполни твердость на поверхностях зубьев достигается НRС 58…64 (а сердцевины у основания зуба НRС 26…35). Это обеспечивает высокую поверхностную прочность на изгиб и сопротивление ударным нагрузкам.

Расчет зубчатых колес как и зубчатых передач коробки передач.

Запас прочности при расчете допускаемого напряжения МПа.

Вал и подшипники по аналогии с коробкой передач.

Дифференциалы и приводы ведущих колес

При движении автомобиля по неровной дороге или при повороте колеса должны проходить разные по величине пути. Разность путей, проходимых колесами будет компенсировать проскальзыванием или пробуксовыванием их относительно дороги, вызывая интенсивный износ шин.

Такое же явление возможно при движении по ровной дороге при разных по величине радиусах ведущих колес. Радиусы колес могут быть неодинаковыми вследствие неравномерного износа протекторов, различного давления или несимметричного приложения нагрузки. Это сопровождается не только износом шин, но и деталей, связывающих ведущие колеса и мосты, перерасходом топлива в связи с затратой дополнительной мощности двигателя на пробуксовку колес. Для устранения подобных явлений в трансмиссии автомобиля дифференциальный механизм, который осуществляет распределение крутящих моментов между колесами и мостами автомобиля в соответствующей пропорции и позволяет им вращаться с различной угловой частотой, называется дифференциалом.

Таким образом дифференциал – механизм трансмиссии автомобиля, распределяющийся подводимый к нему крутящий момент между выходными валами и позволяющий им вращаться с неодинаковыми скоростями. Дифференциал устанавливают в узлах деления мощности, когда требуется, чтобы на участке трансмиссии за этим узлом отсутствовала циркуляция мощности. Машиной высокой проходимости используются межколесные, межосевые, межбортовые дифференциалы.

В зависимости от характера распределения крутящего момента дифференциала делят на симметричные, несимметричные и блокируемые (с принудительной блокировкой или самоблокирующиеся).

По конструкции передач различают дифференциал шестеренчатые, кулачковые, червячные и с механизмом свободного хода.

Межосевые дифференциалы могут быть симметричные и несимметричные. Межколесный дифференциал всегда симметричный (числа зубьев полуосевых зубчатых колес равна между собой) и в условии небольшого внутреннего трения распределяет крутящий момент поровну между полуосями.

Шестеренчатый дифференциал представляет собой планетарный механизм, состоящий из ведущего звена (водила), полуосевых зубчатых колес и сателлитов. Различают дифференциалы с коническими и цилиндрическими шестернями. Наибольшее распространение, как более простые получили конические дифференциалы.

Схемы дифференциалов.

Рассмотрим схему работы симметричного дифференциала с коническими зубчатыми колесами. На корпусе дифференциала (4) установлено ведомое коническое зубчатое колесо главной передачи (5). Внутри корпуса свободно размещены две конические шестерни (1 и 2), связанных шлицами с валами ведущих колес. И несколько зубчатых колес (3), называемых сателлитами, которые входят в зацепление с полуосевыми шестернями и могут свободно вращаться на цапфах крестовины (6), которая жестко соединена с корпусом дифференциала (4).

Когда автомобиль движется прямо и по ровной дороге, оба ведущих колеса встречают одинаковое сопротивление вращению. В этом случае частота их вращения равна частоте вращения корпуса дифференциала, сателлиты 1 и 2 вокруг своей оси не вращаются.

Когда сопротивление вращению одного из ведущих колес возрастает, то его вращение вместе с валом и коническим зубчатым колесом замедляется. Предположим что замедлилось вращение 2 полуосевой шестерни. Корпус дифференциала вращаясь с постоянной частотой, начинает обгонять отстающее колесо и воздействуя на сателлиты, обкатывает по зубьям этого колеса. Сателлиты начинают вращаться вокруг своей оси и дополнительно поворачивают коническое колесо 1 и связанное колесо, увеличивая частоту вращения этого колеса. Вращающиеся сателлиты ускоряют вращение одного колеса настолько, насколько замедлилось вращение другого колеса.

Свойство дифференциала обеспечивать возможность вращения ведущих колес с разными частотами по принципу наименьшего действия оказывают и отрицательное влияние. Например, при большем сопротивлении движению и разных силах трения колеса о почву дифференциала легче вращать колесо, у которого сила трения и почву (сцепления) меньше. Поэтому колесо, которое трудно вращать и катать, останавливается, а второе буксирует (вращается вдвое быстрее). Для устранения этого недостатка и применяют различные механизмы блокировки – выключения дифференциала.

Кинематика и динамика дифференциала

Основу любого дифференциала составляет планетарный трехзвенник с внутренним, внешним и смешанным зацеплением шестерен. Сателлит входит в зацепление с солнечной, имеющей внешние зубья, и коронной шестерню, имеющей внутренние зубья.

Рассмотрим частный случай несимметричного дифференциала. Примем, что частота вращения корпуса дифференциала , вала I - и вала II - . Определим зависимость между входной частотой вращения и двумя выходными и частотами.

Допустим, что частота вращения вала I больше, а вала II меньше частоты вращения дифференциала. Зубчатое колесо 1 относительно корпуса дифференциала поворачивается на зубьев в 1 минуту, зубчатое колесо 2 – на . Так как зубчатые колеса 1 и 2 связаны сателлитами, то соотношение чисел зубьев должны быть следующими:

.

.

Это уравнение называется основным уравнением кинематики зубчатых и кулачковых дифференциалов. Для симметричного дифференциала , в этом случае уравнение кинематики применяет вид:

.

Динамика дифференциала

Определим крутящие моменты на выходных валах. Входной момент на корпусе дифференциала , момент на первом валу и на втором валу . Необходимо установить зависимость между этими тремя моментами.

Сумма трех внешних моментов, действующих на дифференциал, должна быть равна 0 при . В тоже время при работе дифференциала имеются потери на трение. Поэтому баланс мощностей для дифференциала имеет вид:

,

где - мощности на валах I и II;

- мощность, которая теряется в дифференциале.

Так как мощность равна произведению крутящего момента на частоту вращения, то:

,

где - момент трения, определяющий разность частот вращения валов и

мощностью .

Совместное решение уравнений позволяет найти моменты на валах I и II:

;

.

Если частоты вращения заменить числами зубьев, то:

;

.

Данное уравнение называют основным уравнением динамики дифференциала. Из уравнения видно, что момент на валу I, частота вращения которого больше частоты вращения корпуса дифференциала, меньше на величину , а момент на II валу больше на величину . Следовательно, для повышения проходимости необходимо увеличить момент трения в дифференциале. В тоже время при возрастании этого момента снижается К.П.Д. дифференциала при движении по дорогам с постоянным коэффициентом сцепления.

Основы расчета элементов дифференциала

Зубчатые колеса шестеренчатых дифференциалов рассчитывается на прочность при положении максимального динамического момента к корпусу (водилу) дифференциала. Зубья зубчатых колес дифференциала на циклическую усталость не рассчитывают.

Тип крестовины рассчитывают на смятие и срез. Напряжение на смятие не должно превышать 100 МПа, а на срез 120 МПа.

Диаметр типа крестовины:

,

где - коэффициент равномерности распределения нагрузки между сателлитами;

- число сателлитов;

- расстояние от центра крестовины до середины сателлита (полуосевой шестерни);

- допустимое давление между шинами и сателлитами; МПа – для легковых автомобилей, МПа – для грузовых.

Давление между торцом сателлита и корпусом дифференциала:

,

где - наружный диаметр опорной поверхности торца сателлита;

- угол зацепления;

- угол делительного конуса сателлита.

Значение не должно превышать 200 МПа.

Влияние дифференциала на проходимость

При движении автомобиля по неровной дороге или при повороте колеса должны проходить разные по величине пути. Механизм, который осуществляет распределение крутящих моментов между колесами и мостами автомобиля в соответствующей пропорции и позволяет им вращаться с различной угловой частотой, называется дифференциалом.

Дифференциалы бывают с коническими и цилиндрическими шестернями. Дифференциал устраняет вредные явления износа шин и деталей трансмиссии и повышения расхода топлива, но ухудшает проходимость автомобиля. Для автомобилей, работающих в трудных дорожных условиях и вне дорог, применяется блокировка дифференциала для устранения их отрицательного влияния на проходимость.

Крутящий момент от дифференциала передается к ведущим колесам с помощью валов, называемых полуосями.

Механизм управления колесных машин

Рулевое устройство обеспечивает изменение и поддержание направления движения лесной колесной машины и маневрирование ею.

Рулевые устройства должны обладать:

- правильной кинематикой поворота с обеспечением качения колес по концентрическим окружностям;

- высоким К.П.Д.;

- высокой надежностью действия и безотказности в работе;

- ощущение водителем сопротивления повороту;

- хорошей курсовой устойчивостью;

- точностью отслеживания действий водителя.

Классифицируются:

- по конструкции рулевого механизма: червячный, комбинированный;

- по конструкции рулевого привода: к управляемым колесам, к управляемым осям;

- по принципу действия усилителя: гидравлический и пневматический.

Рулевое устройство состоит из рулевого механизма и рулевого привода. Рулевой механизм с редуктором увеличивает подводимый к управляемым колесам поворачивающего момента. Рулевой привод предназначен для передачи поворота управляемых колес и обеспечения правильной кинематики движения на повороте.

Гидроусилитель руля позволяет обеспечить управление, смягчить удары на рулевое колесо от неровностей дороги, сократить время поворота и сохранить устойчивость прямолинейного движения при проколе шины переднего колеса.

Механизм поворота гусеничных машин

Механизм поворота служит для изменения крутящего момента, подводимого к ведущим звездочкам, и обеспечения различных поступательных скоростей левой и правой гусениц.

Механизмы поворота классифицируют:

- по методу подвода мощности: однопоточные, двухпоточные и с раздельным подводом мощности к каждой гусенице;

- по числу фиксированных радиусов поворота: одноступенчатые, многоступенчатые и бесступенчатые;

- по типу механического поворота: многодисковые фрикционные муфты, плечнстарные механические повороты, простые и двойные дифференциалы.

Требования предъявляемые: обеспечения устойчивого прямолинейного движения трактора, возможно меньший радиус поворота, плавный переход от прямолинейного движения к повороту, минимальные внутренние потери в механизме, отсутствие дополнительной загрузки двигателя, хороший отвод тепла от поверхности трения, надежное удержание трактора на его длительной стоянке на подъеме или спуске.

В тракторах применение получили сухие многодисковые фрикционные муфты поворота и ПМП. Для обеспечения механического поворота в его привод вводятся гидравлические усилители.

Тормозные системы

Тормозные системы предназначены для снижения скорости движения, поддержания постоянной скорости при движении на спусках и удержание машины на стоянках. В гусеничных тракторах они обеспечивают торможение отстающих гусениц при поворотах.

Существует рабочая, запасная и стояночная тормозные системы. Рабочая и запасная тормозные системы служат для снижения скорости движения и полной остановки автомобиля. Запасная система срабатывает при отказе рабочей, является ее частью и использует с ней общие тормозные механизмы и системы приводов.

На большегрузных автомобилях устанавливают вспомогательную тормозную систему.

Тормозная система состоит из тормозных механизмов и приводов. Тормозные механизмы по типу трущихся невращающихся поверхностей разделяют на колодочные, ленточные и дисковые. По месту расположения различают колесные тормозные механизмы, размещенные непосредственно у колес, и трансмиссионные, размещенные на одном из валов трансмиссии.

На автомобилях применяют колодочные тормоза, на гусеничных тракторах – ленточные.

Требования:

- создание необходимого тормозного момента и обеспечения его стабильности в процессе торможения;

- плавность торможения;

- сохранение устойчивости машины при торможении;

- удобство и легкость в управлении.

На современных тракторах и автомобилях получили распространение тормозные системы с механическим, гидравлическим, пневматическим приводами.

Ходовая часть

Ходовая часть преобразует вращательное движение ведущих колес в поступательное движение лесной машины. Они обеспечивают хорошее сцепление движения с грунтом, плавность хода, высокий К.П.Д., устойчивость движения и хорошую управляемость.

Ходовая часть состоит из рамы, подвески, осей и колес.

На раме монтируются все агрегаты и механизмы машины. По конструкции рамы бывают: лонжеронные, хребтовые, шарнирно-сочлененные и смешанные. Связь рамы с осями осуществляется подвеской, которая предназначается для смягчения динамических ударов, действующих от колес на раму, и гашения колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс.

Подвески различаются: по типу упругого элемента (металл, пневматические и гидропневматические), по схеме направляющего устройства - зависимые с неразрезной балкой (индивидуальная, балансирная), независимая с разрезной балкой; по способу гашения колебаний – гидравлический амортизатор, механическое трение.

На машинах применяются зависимые упругие подвески с гидравлическими амортизаторами.

Оси колесных машин обеспечивают передачу толкающих и тормозящих усилий и воспринимают силы, действующие между рамой и дорогой.

Колеса машин бывают дисковые и бездисковые; по конструкции обода делятся на неразборные и разборные.

Шина, смонтированная на колесе, обеспечивает качение машины по дороге, смягчает толчки от неровностей и способствует рассеиванию энергии колебаний.

Ходовая часть гусеничных машин состоит из рамы, подвески и гусеничного двигателя.

Подвеска обеспечивает связь остова трактора с движением и плавностью хода. Существуют жесткие, полужесткие и упругие подвески.

Гусеничный двигатель состоит из ведущего колеса, гусеничной цепи, направляющего колеса с амортизационно –натяжным устройством и катков.