Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Рабочие процессы и основы расчета мобильных и стационарных энергетических средств. Методические указания для выполнения практических занятий и самосто
.pdf
11
Трогание автомобиля с места. При неавтоматическом управ-
Рис. 1.4. Двухмассовая
эквивалентная модель автомобиля:
J1, J2 - приведенный соответственно к ведущей и ведомой
частям сцепления момент инерции;
0
ii
JM
сц11
MMJ
e
ссц22
MMJ
тр
22
а21
/, urmJJ
к
лении сцеплением водитель (при работающем двигателе) должен
выключить сцепление, включить передачу (обычно низшую),
слегка нажать на педаль подачи топлива. Последнее необходимо
для того, чтобы перед началом включения сцепления вал двигателя имел несколько увеличенную угловую скорость. Иначе в процессе включения сцепления она может оказаться ниже, чем угловая скорость холостого хода ω
, и двигатель заглохнет. Плавно
1х.х
отпуская педаль сцепления и одновременно увеличивая нажим на
педаль подачи топлива (а если автомобиль удерживался на уклоне
стояночной тормозной системой, то еще необходимо одновременно быстро и плавно освободить рычаг ручного тормоза), водитель
обеспечивает плавное трогание автомобиля с места.
ω
, ω
- угловая скорость соответственно ведущей и ведомой частей
1
2
сцепления; Ме, Мсц, Мс - крутящий момент соответственно двигателя,
сцепления, сопротивления движению
Чтобы выявить основные особенности рабочего процесса
сцепления, представим автомобиль в виде простейшей двухмассовой эквивалентной динамической системы (рис. 1.4). Соответствующая ей математическая модель состоит из двух уравнений
(упругость деталей не учитывается) вида
:
где
дущей и ведомой частям сцепления моменты инерции; δ' = 1,04 -
коэффициент учета вращающихся масс (колес автомобиля); та масса автомобиля; rк - радиус качения ведущих колес; uтр - передаточное число трансмиссии.
, (1.7)
, (1.8)
- приведенные соответственно к ве-
12
Примем следующие допущения для процесса включения сцеп-
21
kk
есц
MM
ления: 1) Момент сопротивления движению постоянен Mc =
=ψmagrк/(u
) = const, где ψ - коэффициент сопротивления доро-
трηтр
ги; ηтр - КПД трансмиссии; 2) Момент, создаваемый в сцеплении,
при отпускании педали сцепления зависит линейно от времени t,
т.е. Mсц = k1t, а при достижении максимального значения M
М
β = const; 3) Момент двигателя, изменяемый при нажатии на
е mах
сц mах
=
педаль подачи топлива, зависит линейно от времени, т.е. Ме = k2t,
а при достижении максимального значения М
е max
= const.
Принятые допущения позволяют получить зависимости моментов и угловых скоростей от времени, близкие к реальным, и
выяснить основные закономерности. Экспериментальные исследования показали, что учет упругости не влияет на величину работы
буксования сцепления и изменение по времени угловых скоростей,
но влияет на процесс колебания момента двигателя и момента
сцепления, а также на максимальные динамические нагрузки.
Известно, что сила (момент для вращательного движения) является причиной движения. Закономерность изменения угловых
скоростей ω1 и ω2 по времени при включении сцепления определяется закономерностью изменения моментов Ме и Мсц, а не
наоборот. Водитель через педали сцепления и подачи топлива задает законы изменения моментов Ме и Мсц, и тем самым определяются закономерности изменения угловых скоростей ω1 и ω2.
Из уравнения (1.8) следует, что при заданных моменте сопротивления и параметрах автомобиля интенсивность изменения угловой скорости ω2, а значит, и интенсивность, и плавность разгона
автомобиля при буксующем сцеплении определяются только закономерностью изменения момента сцепления Мсц. Момент двигателя Ме, точнее разность моментов Ме - Мсц, как следует из уравнения (1.7), определяет изменение угловой скорости ω1. Она может
увеличиваться, уменьшаться или оставаться постоянной в зависимости от величины Ме - Мсц. Поэтому время буксования Тб и работа буксования зависят от изменения по времени не только Мсц, но
и Ме - Мсц. Возьмем часто встречающийся на практике случай:
момент сцепления, плавно увеличиваясь, остается все время больше момента двигателя (
). Как следует из уравнения (1.7),
условие
, выдержанное для всего времени буксования,
13
приводит к уменьшению угловой скорости
1
1хх.1
к
от начала и до конца
буксования (рис. 1.5).
Рис. 1.5. Характеристика включения сцепления при трогании:
М
, Мсц, Мс - крутящий момент соответственно двигателя, сцепления,
е
сопротивления движению; ω1, ω2 - угловая скорость соответственно ведущей и ведомой частей сцепления; t - время
И если окажется, что
, то двигатель заглохнет. Поэто-
му перед началом включения сцепления необходимо иметь достаточно высокое значение ω
. В расчетах это значение можно
1нач
брать, например, по эмпирической зависимости
ω
1нач
= 1,5 ω
+ 30J2/J1.
1х.х
На рис. 1.7 штриховыми линиями представлен также вариант,
когда для всего времени буксования выдержано условие Ме = Мсц,
что обеспечивает неизменность ω1 = const. Все параметры, относящиеся к этому варианту, отмечены штрихом. Для сравнения с
предыдущим случаем, приняты одинаковые значения ω1к и k1.
По рис. 1.7 можно выделить следующие три этапа разгона автомобиля: 1) От начала отпускания педали сцепления до значения
М
= Мс, когда начинается разгон всего автомобиля. На этом этапе
сц
14
ω
1
2
21
21
= 0; 2) От Мсц = Мс до того момента, когда наступит ω1 = ω2, т.е.
2
когда заканчивается буксование сцепления. На этом этапе, назовем
его этапом неупорядоченного разгона, ускорения
и
суще-
ственно различаются; 3) Разгон системы при
- этап упоря-
доченного разгона.
Так как после окончания буксования угловые ускорения будут
равны (
), то из уравнений (1.7) и (1.8) получаем, что крутя-
щие моменты, идущие на разгон ведущей и ведомой частей системы, пропорциональны их моментам инерции:
(Ме - Мсц)/(Мсц - Мс) = J1/J2. (1.9)
Поэтому, хотя сцепление и может передавать момент, определяемый уравнением (1.1), оно передает момент М
< Ме на этом
сц3
этапе (этап 3 на рис. 1.7), причем
М
= Ме[1 + (J1/J2)(Мс/ Ме)]/[1 + (J1/J2)]. (1.10)
сц3
При использовании дизеля с всережимным регулятором, если
водитель удерживает педаль подачи топлива в фиксированном положении, то в процессе буксования сцепления угловая скорость
двигателя ω1 почти не изменяется и лишь в конце буксования, когда двигатель выходит на безрегуляторную ветвь, ω1 уменьшается.
Интенсивность разгона при буксующем сцеплении, прежде
всего, зависит от темпа включения сцепления (величины k1).
Переключение передач. При переключении передач водитель
быстро нажимает на педаль сцепления и отпускает педаль подачи
топлива (точка г на рис. 1.6). Угловая скорость ω1, вала двигателя
уменьшается под действием тормозного момента двигателя. Водитель с помощью рычага переключает передачи и затем относительно быстро отпускает педаль сцепления, слегка нажимая на педаль
подачи топлива (точка д на рис. 1.6). В точке ж заканчивается буксование сцепления. Полное время переключения передач - t4, время
движения автомобиля накатом - t3, время буксования сцепления –
Т
. Работа буксования сцепления при переключении передач значи-
б
тельно меньше, чем при трогании автомобиля с места.
Длительное движение с выключенным сцеплением приводит к
излишней нагрузке подшипников сцепления.
15
Рис. 1.6. Рабочий процесс переключения передач:
а, б - начальные значения ω1 и ω2; в - конец буксования сцепления; г
- начало переключения передач; д - начало включения второй передачи;
е - включение сцепления; ж - конец буксования сцепления
Выключение сцепления. Выключение сцепления обеспечивается нажатием на педаль сцепления. Для исключения буксования
целесообразно производить быстрое выключение сцепления.
Изменение усилия на педали Рп в зависимости от ее перемещения Sп приведено на рис. 1.7. Максимальные статические нагрузки
на детали привода выключения сцепления при использовании витых пружин (кривая 1) соответствуют выключенному состоянию
сцепления (точка б1), а при диафрагменной пружине (кривая 2) началу отвода нажимного диска (точка а). На рис. 1.7 приведена
также зависимость Mсц от Sп. Теоретически момент сцепления
должен уменьшаться до нуля, как только начинается отвод
нажимного диска от ведомого. Следовательно, и плавное включение сцепления (плавное увеличение Мсц) определяется не плавным
перемещением педали сцепления, а плавным уменьшением усилия
Р
от точки а до точки а1.
п
Некоторый наклон вертикальных участков линий Рп и Мсц (как
показано на рис. 1.7) вызван упругостью деталей привода выключения сцепления.
16
Рис. 1.7. Зависимость усилия Рп
на педали сцепления и момента
М
сц
от хода Sп педали:
1 - при периферийных пружинах; 2 -
при диафрагменной пружине; 3 - при
периферийных пружинах и пружинном усилителе
Материалы деталей сцепления. Маховик, нажимной диск,
промежуточный диск двухдискового сцепления обычно изготовляют литьем из серого чугуна СЧ21-40, СЧ24-44 твердостью
143...241 НВ. Кожух сцепления - штампованный из стального низкоуглеродистого листа - сталь 08 или 10. Ведомые диски - из
стального среднеуглеродистого листа марки 50, 65, 85 твердостью
38...52 HRC. Фрикционные накладки изготовляют из специальной
безасбестовой (волокна «Кевлар» и т.п.) смеси. Пружины - из
пружинной стали 65Г, 85Г твердостью 38...45 HRC. Детали привода - из стали 20, 45 или ковкого чугуна КЧ35-10, КЧ45-6.
Контрольные вопросы:
1. В чем состоит рабочий процесс фрикционного сцепления?
2. Какова выходная характеристика фрикционного сцепления?
3. Как классифицируют сцепления?
4. Перечислите требования к сцеплениям. Какими конструктив-
ными мероприятиями они обеспечиваются?
5. В чем заключаются особенности схемы сил, действующих на
детали сцепления?
6. Как выглядит зависимость усилия на педали и момента, переда-
ваемого сцеплением, от хода педали сцепления?
7. При каких условиях крутящий момент на поверхностях трения
фрикционного сцепления больше момента двигателя?
8. Назовите материалы, применяемые для изготовления основных
деталей фрикционного сцепления.
17
Практическое занятие №2
0M
0P
Рабочие процессы механических ступенчатых КПП
Для коробки передач, работающей совместно со сцеплением,
можно выделить, как и для сцепления, четыре состояния: включение передачи; включенное состояние; выключение передачи; выключенное состояние (нейтраль).
Для описания рабочих процессов используются зависимости
вида
и
. Внешних моментов три: М1 - на ведущем
валу, М2 - на ведомом валу и MR - воспринимаемый картером реактивный момент, существование которого объясняет неравенство
М
≠ М1.
2
На рис. 2.1, а изображены активные силы: действующая Р2 и
противодействующая Р1 = М1/r1 = Р2, а также реакции от этих сил
Rр1 и Rр2, действующие через опоры на картер.
Рис. 2.1. Схемы сил в зубчатых передачах:
а - при двух зубчатых колесах; б - при трех зубчатых колесах; Р окружные силы; Rр - реактивные силы
Из баланса моментов относительно оси 0: MR = Rр1 (r2 + r1) =
=M2 + M1. Аналогично для рис. 2.1, б MR = Rp2 (r2 + r3) - Rр1 (r1 +
+2r2 + r3) = M2 - M1. Из рис. 2.1, а, б следует, что при вращении ве-
18
домого и ведущего валов в одном направлении MR = М2 – М1, а
при вращении в разных направлениях MR = М2 + М1, т.е. в последнем случае реактивный момент равен сумме моментов на ведомом
и ведущем валах.
Рис. 2.2. Схемы сил в трехвальной соосной зубчатой передаче:
Q - осевые силы; R - радиальные силы; Rр - реактивные силы
Нагрузки, действующие на зубчатые колеса и валы. Если
зубчатые колеса косозубые (рис. 2.2), то на каждое из них действуют силы: окружная Р = М/r, радиальная R = P tgα/cosβ и осевая Q = P tgβ, где М - крутящий момент, подведенный к данному
зубчатому колесу; r - радиус делительной окружности данного
зубчатого колеса; α - угол зацепления; β - угол спирали зубьев.
Направление действия окружных сил обозначено кружочками
с точкой - к нам, или с крестиком - от нас. Одна из опор на каждом
валу воспринимает, кроме радиальной, еще и осевую нагрузку. Если направление наклона спиральной линии зубьев у зубчатых колес 2 и 3 одинаково, тогда, учитывая, что Р2 r2 = Р3 r3, осевую
нагрузку на промежуточном валу можно уравновесить (Q2 + Q3 =
0), приняв tgβ3 = tgβ2 r3/r2.
Методики расчета зубчатых зацеплений, валов на изгиб совместно с кручением, подшипников такие же, как в курсе «Детали
машин».
19
Передаточные числа и КПД. Передаточные числа (кинемати-
n
зн.
,9750
.зн
ческие) при неподвижных осях зубчатых колес и внешнем зацеплении можно определять по выражению
uω = (-1)n z2/z1 z4/z3 … z2n/z
, (2.1)
2n-1
где п - число зацеплений, через которые на данной передаче
передается мощность; z - числа зубьев зубчатых колес. Коэффициент полезного действия коробки передач
η = ηз ηп ηсм, (2.2)
где ηз - КПД собственно зубчатого механизма; ηп - коэффициент, учитывающий потери в подшипниках; ηсм - коэффициент,
учитывающий затраты мощности на смазку (разбрызгиванием или
под давлением).
Для автомобильных коробок передач обычно η = 0,98...0,99 - на
прямой, 0,97...0,98 - на понижающих и 0,95...0,96 - на первой передачах. Приближенно можно принимать
, (2.3)
где
- несколько уменьшенный, с учетом ηп и ηсм,
КПД наружного зацепления; п - число зацеплений.
В зубчатых зацеплениях нет кинематических потерь, нет проскальзывания делительных окружностей сопряженных зубчатых
колес, поэтому кинематическое передаточное число uω = z2/z1 =
= d2/d] = ω1/ω2, где d - диаметр делительной окружности. Обкаты-
вание зубьев сопряженных зубчатых колес сопровождается проскальзыванием вдоль поверхности зуба. Возникающие при этом
силы трения уменьшают передаваемую окружную силу, поэтому
силовое передаточное число uМ = M2/M1 < uω (из-за силовых потерь). КПД зубчатого зацепления можно представить в виде η =
= uМ / uω = (M2/M1)(ω2/ω1).
Если учесть, что при отношении чисел зубьев зубчатых колес,
находящихся в зацеплении, больше 3, радиальные габариты существенно увеличиваются, а КПД начинает заметно уменьшаться, тогда при высшей прямой передаче получим ограничение в диапазоне передаточных чисел коробок передач: у двухвальных диапа-
зон передаточных чисел Dкп < 4; у трехвальных соосных Dкп < 10,
20
где Dкп = u
кп.н/uкп.в
, где u
кп.н
, u
– передаточные числа соответ-
кп.в
ственно низшей и высшей передач.
Температура масла при напряженных режимах работы может
составлять 120... 140°С. Уровень масла обычно должен быть на
35...45 мм выше оси промежуточного вала, а при использовании
насоса - до оси.
Рабочий процесс включения передач с помощью синхрони-
затора. Большинство автомобильных и многие современные трак-
торные коробки передач синхронизированные – оснащены муфтами-синхронизаторами угловых скоростей шестерен перед введе-
нием их в зацепление. Такое включение устраняет ударные
нагрузки, так как соединение зубчатых полумуфт (поз. А на рис.
2.3) не происходит благодаря блокирующему устройству Б до тех
пор, пока синхронизирующее устройство В не обеспечит выравнивания угловых скоростей соединяемых деталей.
Рис. 2.3. Включение передачи с помощью синхронизатора:
А - зубчатые полумуфты; Б - блокирующее устройство; В - синхронизирующее устройство; J2 - приведенный к ведомому валу момент
инерции от массы автомобиля; Q1 - осевая сила, создаваемая водителем;
Q и Р - осевая и окружная силы, возникающие в блокирующем устройстве; rср - средний радиус поверхностей трения; rб - радиус блокирующих
поверхностей
Процесс включения можно разделить на этапы: блокирование,
синхронизация, разблокирование, соединение зубчатых полумуфт.
Первыми в процессе включения соприкасаются поверхности
трения. На них от осевой силы Q1, создаваемой водителем, возникает момент трения
М
= Q1μrср/sin δ, (2.4)
тр
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]