книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие
.pdfПринятые обозначения:
Jm— момент инерции маховика и приведенных к нему деталей двигателя; J а— момент инерции автомобиля и прицепа, приве денный к валу сцепления
|
|
|
|
Л = К + ПІп) |
(«к*Д‘о; |
|
|
(Ѵ.14) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
та— полная |
масса |
автомобиля; |
тп — то |
же |
прицепа; |
гк — |
|||
радиус |
колеса; |
ік, |
ід, |
і 0— передаточные |
числа |
коробки |
пере |
||
дач, дополнительной коробки и главной передачи. |
валу |
||||||||
М а— момент |
сопротивления движению, отнесенный к |
||||||||
сцепления, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ма= |
[(/«а + т„) gty + |
kBFvl\ |
|
-, |
(V. 15) |
||
|
|
|
|
|
|
'к^д'о Чт |
|
|
|
где kB— фактор сопротивления воздуха; |
ѵ\т— к. п. д. |
транс |
|||||||
миссии |
(при |
малых |
скоростях |
второй |
член |
в квадратных |
|||
скобках приближенно равен нулю); |
со,„ и соа — угловые скорости |
||||||||
валов двигателя |
и сцепления; со0 — угловая скорость масс с мо |
ментами инерции Jm и / а после окончания буксования сцепления; пт, па, п 0— числа оборотов в минуту, соответствующие tom, соа, со0; а — угол буксования сцепления.
Величина работы буксования L определяется уравнением
а
L = } Mcda.
о
Первый метод расчета. Положим, что сцепление включается мгновенно, что приближенно соответствует выше рассмотренному случаю резкого включения сцепления \ и за период включения сцепления М т, Ма и Mt постоянны. Тогда можно написать следую щие уравнения количества движения [11.11].
Для ведущей системы двигатель — сцепление (система А)
Лп(шт — ®о) + M mt0 = МЛ-
Для ведомой системы сцепление — автомобиль (система Б)
J аК — ®а) + М Л = М Л .
Исключая из последних двух уравнений t0, можно опреде лить угловую скорость ю0 после окончания буксования сцепления
__ |
Jт®т (Мс |
Ч~ J (Мс |
Мт) |
,\ г і с \ |
° ~ |
Jm (Mc - M |
a) + Ja (Mc - M |
m) |
• |
На рис. Ѵ.19, б представлен расчетный грйфик угловых скоро стей вала двигателя com и вала сцепления соа. В конце (0 буксование сцепления закончено и система вал двигателя — вал сцепления1
1 При этом влияние «стиля» вождения автомобиля отдельными водителями исключается.
120
вращается с одинаковой угловой скоростью оз0. В последующем имеет место разгон автомобиля без буксования сцепления до достижения установившейся скорости
Время буксования сцепления t0 можно найти из двух уравне ний системы двигатель — сцепление А и сцепление — автомо
биль Б, исключая coj,
■_ _____ У а (ч>т— Ма)______ |
(V.17) |
|
0 Ут (Ме —Ма) -j- Уа (Мс —Мт ) |
||
|
Угол буксования сцепления а определяется по формуле
®®б- Ср^Оі
где юб ср— средняя угловая скорость буксования. Из того же рис. Ѵ.19, б следует, что
,,__(Иш— Ма)тО
ср — о *
Следовательно,
а = 0,5 |
_______ У щ У а (to rn |
М а)12________ |
(V. 18) |
|
|
|
Уni (Мс —Ma) ~h Уа (^c —Мт ) |
|
|
Работа буксования |
L за период включения сцепления будет |
|||
L = |
М„а ■ _____МСУщУа (<Дщ Ма)2 |
(Ѵ.19) |
||
|
|
2Ут (Мс — Ala) + 7а (МсМт ) |
|
|
Полученные |
выше |
формулы дают |
значения а и L |
меньше |
действительных, так как время буксования сцепления при мгно венном его включении будет минимальным. При замедленном темпе включения сцепления резко увеличивается работа трения, нагрев и износ накладки.
Второй метод расчета. Этот метод учитывает фактическое про текание процесса включения сцепления2, состоящего из двух этапов:
1) увеличение момента сцепления Мс при включении от нуля до Ма, когда автомобиль начинает трогаться с места;
2) увеличение Мс до значения, при котором буксование сцеп ления прекращается.
Работа двигателя на первом этапе 'продолжительностью расходуется на буксование и нагрев сцепления; длительность
1Имеется в виду, что соП1 и соа в зависимости от времени изменяются по закону прямой.
2Второй метод расчета является также приближенным, так как неизвестен
характер изменения Мс = f (t) для разных условий эксплуатации и квалифика
ции водителей.
Для уточнения расчета работы буксования и нагрева сцепления необходимо значительно увеличить объем исследований процесса включения фрикционного сцепления с соответствующей обработкой полученных результатов методами мате матической статистики.
121
этого этапа должна быть "возможно меньшей. Величина работы буксования сцепления на первом этапе L x будет
L1 = Ma-<0m7 a>a tv |
(V.20) |
Работа двигателя на втором этапе продолжительностью t2затра чивается на ускорение ведомого вала сцепления и связанной с ним трансмиссии. При этом преодолеваются внешние сопротивле ния движению автомобиля.
Величина работы буксования сцепления за второй этап может быть представлена формулой
|
^-2 = |
2 |
®а) |
Н з - |
( ® т |
®а) ^2- |
|
|
Полная работа буксования сцепления L будет |
|
|
||||||
^ = ^-і + L 2= |
Ма (со,„ — ма) |
+ - у |
-f- - j - / а (<j)m — соа)2. |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
(V.21) |
В этих формулах продолжительность первого этапа включения |
||||||||
сцепления П будет |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
f - |
м > |
|
|
|
|
|
|
|
1 |
к* |
|
|
|
|
Продолжительность втогого |
этапа |
(2 может |
быть |
найдена |
||||
по формуле |
|
|
А |
|
|
|
|
|
|
|
|
t2— |
|
|
|
(V.22) |
|
|
|
|
|
1Гк* ’ |
|
|
|
|
где к*— коэффициент пропорциональности, |
показывающий темп |
|||||||
увеличения момента |
Л4С при включении сцепления. |
|
||||||
Величина к* составляет |
|
И-м/с |
кгс-м/с |
|||||
|
|
|
|
|
||||
Для |
легковых |
автом обилей..................... |
50— 150 |
5—15 |
|
|||
Для |
грузовых |
автом обилей..................... |
150—750 |
15—75 |
|
|||
Большие значения /г* соответствуют - автомобилям |
большой |
|||||||
удельной |
мощности ѵѴуд. |
|
|
|
|
|
||
|
|
- |
А — ] / 2 / а(о)т — соа). |
|
|
(Ѵ.23) |
Угловая скорость вала двигателя при включении сцепления может быть принята постоянной и равной угловой скорости, соответствующей максимальному моменту двигателя.
Как видно из формул (V. 19) и (Ѵ.21), работа буксования сцепле ния существенно увеличивается при увеличении разности сот — соа. Для уменьшения работы буксования, а следовательно, и износа пар трения сцепления водитель должен стремиться к уменьшению разности сот — соа. Наибольшие значения этой разности будут
122
в случае трогания автомобиля с места, когда соа = 0. С увеличе нием массы автомобиля и автопоезда работа буксования возра
стает (при неизменных значениях |
остальных составляющих); |
с возрастанием передаточных чисел |
трансмиссии — снижается, |
поскольку уменьшается приведенный момент инерции автомобиля. Повышенная работа трения сцепления у автопоезда вызывает больший износ фрикционной накладки по сравнению с работой
трения у одиночного автомобиля (в |
1,5—2,5 раза). |
|
|||||||
На рис. .V.20 представ |
|
|
|
||||||
лен график изменения мо |
|
|
|
||||||
мента |
сцепления |
Мс |
и |
|
|
|
|||
коэффициента |
|
запаса |
|
ß в |
|
|
|
||
зависимости |
|
от |
износа |
|
|
|
|||
фрикционной |
накладки и |
|
|
|
|||||
колебаний величины коэф |
|
|
|
||||||
фициентатрения |
[X |
для |
|
|
|
||||
однодискового |
сцепления |
|
|
|
|||||
грузового, 2,5-тонного ав |
|
|
|
||||||
томобиля. При |
износе на |
|
|
|
|||||
кладки |
на 1 мм с каждой |
|
|
|
|||||
стороны величина момента |
|
|
|
||||||
сцепления |
уменьшается |
|
|
|
|||||
на 10% за счет уменьше |
|
|
|
||||||
ния силы давления |
пру |
|
|
|
|||||
жин. Значительно больше |
Рис. V.20. Изменение момента |
сцепления М с |
|||||||
влияет |
коэффициент |
тре |
и коэффициента запаса сцепления ßc в зави |
||||||
ния ц, который изменяется |
симости от |
износа обшивок и коэффициента |
|||||||
|
трения ц |
|
|||||||
в широких пределах в за |
|
|
|
||||||
висимости от типа |
накладки и ее состояния. При |
колебаниях |
|||||||
в пределах от ц = |
0,2 |
до р = 0,4 ß |
увеличивается |
в два раза. |
|||||
Оценку износостойкости сцепления можно производить по |
|||||||||
величине удельной работы трения С по формуле |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
С = Т~> |
|
(V.24) |
|
|
|
|
|
|
|
в |
|
|
где F%— суммарная поверхность трения накладок сцепления. Работа трения будет вызывать нагрев сцепления. Вследствие малой теплопроводности фрикционной накладки учитывается на грев только металлических деталей сцепления, соприкасающихся с накладкой. Нагрев деталей сцепления в результате одного вклю
чения определится (пренебрегая излучением) по формуле
yL |
уL |
(Ѵ.25) |
|
стА ~ |
427-0,1І50д ’ |
||
|
где у — коэффициент, учитывающий, какая часть работы трения воспринимается нагреваемой деталью (в частности, в однодиско вом сцеплении маховик и нажимной диск воспринимают по 0.5L;
123
в двухдисковом — маховик и нажимной диск — по 0.25L, а средний диск — 0,5L); L — работа трения скольжения; с — теплоемкость чугуна или стали, с = 482 Дж/(кг-К) — 0,115 ккал/(кг-град); /Ид и GÄ■— масса и сила тяжести (вес) нагреваемых деталей сце пления.
Проверка на нагрев производится для деталей, имеющих отно сительно меньшую массу: нажимного диска в однодисковом сце плении, среднего диска — в двухдисковом сцеплении.-
|
|
|
|
Т а б л и ц а V.5 |
|
Количество выключений сцепления |
на пройденном пути |
||||
|
|
|
|
Число выключений |
|
|
|
|
|
сцепления |
на 100 км |
Характеристика дороги |
Тип |
|
пути |
||
автомобиля |
Однночный |
Автомобиль |
|||
|
|
|
|
||
|
|
|
|
автомобиль |
с прицепом |
Хорошая |
в условиях ин |
Легковой |
|
200—500 |
|
тенсивного |
городского движе |
Грузовой |
|
300—600 |
400—700 * |
ния |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
Хорошая в условиях заго- |
Легковой |
|
20—40 |
_ |
|
родного движения |
Грузовой |
|
30—60 |
40— 100 |
|
|
|
|
|||
Плохая |
|
Высокой |
про |
400—600 |
500—800 |
|
|
ходимости |
|
|
|
Величины С и т при трогании с места на низших передачах не должны превосходить следующих значений (для одного вклю чения):
|
|
МДж |
п |
КГС 'М |
|
|
’ |
Ма |
’ |
Т,°С |
|
|
|
ем2 |
|
||
|
|
|
10 |
||
Для |
одиночных автомобилей |
1 |
|
10 |
|
Для |
автомобилей с прицепом |
1,5 |
|
15 |
20 |
Число включений сцепления на единицу пройденного автомо билем пути зависит от типа и состояния дороги или местности, по которой движется автомобиль, его удельной мощности, интен сивности движения, «стиля» вождения (в частности, степени ис пользования наката). Ориентировочные данные о числе выключе ний и соответственно включений сцепления на 100 км пройден ного пути даны в табл. V.5.
124
Список литературы к гл. V
1.Б у X а р и н Н. А., Г о л я к В. К. Испытание автомобиля с использо
ванием электрических методов измерения. Изд. 2-е. М.—Л, Машгиз, 1962, 225 с.
2.Б у X а р и н Н. А. Основы проектирования механизмов автоматизиро
ванного управления автомобилем. Л., изд-во Наркомхоза, 1941, 163 с.
3.Г и н д б у р г Л. Л. и др. Сервоприводы и автоматические агрегаты авто мобилей. М., «Транспорт», 1968, 192 с.
4.М а л а X о в с к и й Я- Э., Л а п и н А. А. Сцепления. М., Машгиз, 1960,
190с.
5.П е т р о в В. А. Автоматические сцепления автомобилей. М., Машгиз,
1961, |
275 с. |
М. Я- Электромагнитные порошковые муфты. М., «Ма |
6. |
Х а б е н с к и й |
|
шиностроение». 1968, 130 с. |
||
7. |
F ö r s t e r Н. |
Automatische Fahrzengküpplung.— ATZ, 1950, N 3. |
Г Л А В А VI
СТУПЕНЧАТЫ Е КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
§ 24. ТРЕБОВАНИЯ К КОНСТРУКЦИИ. КЛАССИФИКАЦИЯ
Коробка передач служит для изменения соотношения между частотой вращения вала двигателя и ведущих колес автомобиля. Это позволяет при постоянной мощности двигателя увеличивать силу тяги на ведущих колесах для преодоления силы инерции при разгоне автомобиля и повышенных сопротивлений движению.
Требования к коробкам передач:
число передач и передаточные числа должны обеспечивать необходимые тягово-скоростные и экономические качества авто мобиля в заданных условиях;
переключение передач должно быть простым (избирательным) и не требовать значительных физических усилий; желательно переключение передач без разрыва в передаче мощности;
иметь нейтраль для длительного отключения двигателя от трансмиссии на остановках и при движении накатом, а также передачу заднего хода;
допускать отбор мощности для привода дополнительного обо рудования.
В табл. VIЛ представлена классификация коробок передач. Ступенчатые коробки передач имеют высокий к. п. д. (0,96— 0,98), отличаются простотой конструкции и меньшей стоимость^ в сравнении с бесступенчатыми передачами (см. гл. VII). Поэтому
они имеют широкое применение на автомобилях всех типов.
Вес коробки передач на единицу передаваемой мощности Н/Вт (кгс/л. с.) двигателя составляет:
Легковые ...................................................... |
(4-f-5,5) 10"3 (0,3—0,4) |
Грузовые ...................................................... |
(7-МЗ) 10_3 (0,5—1,0) |
Грузовые с дизельными двигателями |
(16-^25) 10”? (1,2—1,3) |
Недостатком ступенчатых коробок передач является ограни ченное число передаточных чисел. Увеличение числа передач ведет к увеличению веса, усложнению конструкции и управления коробкой.
На легковых автомобилях применяют трех- и четырехступен чатые коробки передач, на автобусах и грузовых автомобилях — четырехпяти- и шестиступенчатые. Встречаются среди западно европейских автомобилей легковые с пятиступенчатыми короб ками.
126
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а VI . 1 |
|
|
Классификация |
ступенчатых коробок передач |
|
|||
Классификацион |
Тип конструкций |
Конструктивные |
||||
ный признак |
особенности |
|||||
|
С неподвижными осями |
Двухвалыіые, |
трехваль- |
|||
|
валов |
|
|
|
ные, сложные |
(многоваль- |
Кинематиче |
|
|
|
ные) |
|
|
|
|
|
|
|
||
ская схема |
Планетарные |
|
С одним планетарным ря |
|||
|
|
|||||
|
|
|
|
|
дом, двухрядные, многоряд |
|
|
|
|
|
|
ные |
|
|
С одним диапазоном пе |
Трехступенчатые, четы |
||||
|
редаточных |
чисел |
|
рехступенчатые, |
пятисту |
|
Число |
диапа |
|
|
|
пенчатые и т. д. |
|
зонов и передач |
|
|
|
|
|
|
|
С |
двумя |
диапазонами |
— |
|
|
|
передаточных чисел |
|
|
|||
|
Переключение |
с разры |
Переключение |
скользя |
||
|
вом в передаче мощности |
щими шестернями, зубчаты |
||||
Способ |
пере |
|
|
|
ми муфтами, синхронизато |
|
|
|
|
рами |
|
||
ключения |
пере |
|
|
под на |
Переключение |
торможе |
дач |
Переключение |
|||||
|
грузкой |
|
|
нием элемента планетарного |
||
|
|
|
|
|
ряда, фрикционными муфта |
|
|
|
|
|
|
ми |
|
|
Шестерни |
постоянного |
Косозубые шестерни, шев |
|||
|
зацепления |
|
|
ронные шестерни |
||
Тип шестерен |
|
|
|
|
|
|
|
Шестерни скользящие |
Прямозубые |
шестерни, |
|||
|
|
|
|
|
косозубые шестерни |
Наибольшее число передач (10—12) и большой диапазон пере даточных чисел имеют автомобили-тягачи, автомобили большой грузоподъемности и высокой проходимости. На этих автомобилях увеличение числа передач достигается применением многоступен чатых (с двумя диапазонами) коробок передач или установкой кроме основной коробки дополнительной, обычно двухступенчатой коробки. В этом случае общее число передач равно произведению числа передач основной коробки на число передач дополнительной.
Дополнительная коробка часто конструктивно объединяется с раздаточной, которая служит для распределения мощности между несколькими ведущими, мостами. На автомобилях с одной ведущей осью увеличение числа передач и уплотнение их ряда
127
иногда достигаются применением главных передач с двумя ступе нями передач (см. гл. IX).
Выбор передаточных чисел основной и дополнительной коро бок передач производится при тяговом расчете автомобиля.
§ 25. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ ВАЛОВ
На рис. VI. 1 показаны наиболее распространенные схемы коробок передач с неподвижными осями валов. Такие коробки иначе называют вальными.
Двухвальная четырехступенчатая коробка передач по схеме на рис. VI. 1, а выполняется в одном картере с главной передачей и применяется на мало- и микролитражных автомобилях с при водом на переднюю ось или с приводом на заднюю ось при заднем расположении двигателя. В этом случае двигатель и механизмы трансмиссии конструктивно объединяются в одном агрегате.
Первая и вторая передачи включаются зубчатыми муфтами, как показано стрелками на схеме, третья и четвертая — двусто ронним синхронизатором. На каждой передаче мощность пере дается одной парой шестерен. Поэтому к. п. д. двухвальной ко робки выше, чем трехвальной на низших передачах, где мощность передается через две пары шестерен, а диапазон передаточных чисел при том же межцентровом расстоянии меньше. Другой недо статок схемы — отсутствие прямой передачи.
Трехступенчатые коробки передач легковых автомобилей часто изготовляют по трехвальной схеме на рис. VI. 1, б. Достоинством таких коробок является наличие прямой передачи. Вторая и третья (прямая) передачи включаются синхронизаторами, а первая и задний ход — перемещением скользящей шестерни по вторичному валу.
Скользящая шестерня может выполняться прямозубой и косо зубой. Косозубая шестерня устанавливается на винтовых шлицах, чтобы осевая сила, действующая на зубья шестерни, уравнове шивалась осевой силой в шлицевом соединении. Угол винтовой линии шлиц рш определяется по формуле
tgPm^tgß-fsa-,
'О
где ß — угол спирали зубьев; г0 и гш — радиусы начальных окружностей зубьев и шлиц.
Направления спирали и винтовой линии должны быть одинако выми.
Четырехступенчатая трехвальная коробка, выполненная по схеме на рис. VI. 1, в, применяется на автомобилях «Москвич-408». Коробка передач ВАЗ-2101 (рис. VI. 1, г) при том же числе пере
дач |
имеет на |
одну шестерню больше по сравнению со |
схемой |
на |
рис. VI. 1, |
в. Это оправдано повышением надежности |
работы |
механизмов включения. Здесь все передачи переднего хода вклю-
128
а) ЗХ
J X .,
ж) Диапазоны |
Л Г' |
Рис. VI. 1. Схемы коробок передач: а, б, в, г — легковых; д, е, ж, з — грузовых
автомобилей;
І — ѴІ — номера включаемых передач; ЗХ — передача заднего хода; І —ІІ — диапазоны передач5
5 Н. А. Бухарин |
129 |