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
21
где μ = 0,1 - коэффициент трения пары сталь - латунь в масле;
δ = 7... 12° - угол конуса синхронизирующего устройства.
От Мтр образуется окружная сила Р = Мтр/rб, прижимающая
блокирующие звенья (например, шип к углублению на рис. 2.3).
Для исключения разблокировки в процессе синхронизации должно
быть выполнено условие Q1 < Q, где Q = Р tgβ - сила, удерживающая блокирующие звенья (шип в углублении). Отсюда получим
без учета трения на блокирующих поверхностях
tgβ = μrср/(rб sin δ). (2.5)
Обычно β = 25...40°. Как только угловые скорости соединяемых деталей сравняются, исчезнет окружная сила Р, а значит, Q =
= 0, что обеспечивает легкое разблокирование и включение зубчатой муфты.
Если скорость автомобиля и Мтр не изменяются за время синхронизации, что близко к реальным условиям при малых сопротивлениях дороги, тогда получим из уравнения Мтр = J
кп
dω/dt
время синхронизации
tc = Jкп Δωпп/Мтр, (2.6)
где Δωпп = ω1 (1/u
кпi
- 1/u
кпi+1
).
Работу буксования синхронизатора Lб можно определить по
изменению кинетической энергии массы с моментом инерции Укп:
Lб = Jкп Δωпп/2. (2.7)
Следовательно, уменьшение Jкп обеспечивает уменьшение Lб.
По работе буксования можно рассчитать нагрев и оценить износостойкость синхронизатора.
Нагрев синхронизатора для одного включения, пренебрегая отводом теплоты в окружающую среду, можно определить из зависимости
Δtо = γдLб/(сдmд), (2.8)
где γд - коэффициент, учитывающий часть теплоты, идущей на
нагрев данной детали, γд = 0,5 для диска синхронизатора; сд =
= 482 Дж/(кг °С) - удельная теплоемкость бронзы или стали; mд масса данной детали.
22
Обычно считают, что Δtо не должно превышать 30 °С.
Оценку износостойкости можно произвести по косвенному
критерию - величине удельной работы буксования:
L
= Lб/F, (2.10)
б.уд
где F - площадь поверхности трения, см2.
Обычно считают, что L
не должна превышать 40 Дж/см2.
б.уд
Рис. 2.4. К расчету процесса переключения передач:
а - ω1 =f (υа); б - реальная зависимость усилия на рычаге переключе-
ния передач от времени; Δυa - падение скорости автомобиля за время переключения передач; tс - время синхронизации
На рис. 2.4, а представлена зависимость угловой скорости вала
двигателя ωе от скорости автомобиля υа для двух смежных передач. Если переключение происходит «вверх», т.е. с низшей передачи (I) на высшую (II), тогда в процессе переключения ωе должна
уменьшиться (от точки а до точки б, если при переключении υa не
изменяется, либо до точки в, если при переключении υa уменьшится на Δυa). Если переключение происходит «вниз», т.е. с высшей
передачи на низшую, тогда в процессе переключения ωе должна
увеличиться (от точки 6 до точки а, если при переключении υa не
изменяется, либо до точки г, если при переключении υa уменьшится). Обычно изменение усилия на рычаге переключения передач
происходит так, как показано на рис. 2.4, б. В расчетах можно
принимать усилие на рычаге Рр = P
/2 = const.
p max
Если скорость автомобиля изменяется при переключении пе-
редач, тогда нужно представить автомобиль в виде двухмассовой
23
эквивалентной динамической системы, разделенной шестерней
тр11
MJ
стр22
MMJ
2
0
2
авр2
2
кп11
/, urmJuJJ
к
1
J
70/
1 e
JJ
включаемой передачи на два звена. Соответствующая ей математическая модель состоит из двух уравнений (упругость деталей не
учитывается):
, (2.11)
, (2.12)
где
- приведенный соответственно к
ведущему (включаемой шестерне) и ведомому звеньям момент
инерции; Мтр = Pрkрμrср/sinβ - момент трения на поверхностях трения синхронизатора; Mс = ψgmаrк /(u0ηтр) - момент сопротивления
движению;
- момент инерции ведомого диска сцепления и всех
зубчатых колес коробки передач, находящихся в зацеплении, приведенный к ведомому диску сцепления; икп - передаточное число
включаемой передачи. Приближенно можно принимать
(если нет других данных); Je - момент инерции маховика двигателя
(ведущей части сцепления); δ'вр = 1,04 - коэффициент учета вращающихся масс; та- масса автомобиля; rк - радиус ведущих колес
автомобиля; и
- передаточное число главной передачи; Р
0
- уси-
р
лие, создаваемое водителем на рычаге переключения передач; kр передаточное число рычага переключения передач; rср - средний
радиус поверхности трения синхронизатора; β - угол конусной поверхности трения; ψ - коэффициент сопротивления дороги; ηтр КПД трансмиссии без КПД коробки передач.
Так как Мтр и Мс величины постоянные, интегрируя уравнения
(2.11) и (2.12), получаем
ω
= - Mтрt/J1 + ω1н, (2.13)
1
ω
= (Mтр - Mс)t/J2 + ω2н. (2.14)
2
В конце синхронизации, т.е. при t = tс, угловые скорости будут
равны: ω1к = ω2к. Поэтому, приравняв правые части уравнений
(2.13) и (2.14), получим
tс = (ω1н – ω2н)/[(Mтр - Mс)/J2 + Mтр/J1]. (2.15)
Переключение «вверх». Уравнения (2.11) - (2.14) соответствуют переключению «вверх», поэтому tc определяется из уравнения
(2.15) по подсчитанным предварительно значениям ω1н = ωeн/u
кп.в
,
24
ω
= ωeн/u
2н
вала двигателя (точка а на рис. 2.4); u
включаемой (высшей) передачи; u
, Mтр, Mс, J1, J2, где ωeн - начальная угловая скорость
кп.н
- передаточное число
кп.в
- передаточное число вы-
кп.н
ключаемой (низшей) передачи.
Далее по уравнению (2.13) или (2.14) определяют ω1к = ω2к и
строят график процесса синхронизации (рис. 2.5, а).
Рис. 2.5. Зависимость угловых скоростей от времени:
а – при переключении «вверх»; б - при переключении «вниз»; точки
а' и б' соответствуют окончанию синхронизации при отсутствии падения
скорости
Горизонтальная линия б-б' соответствует процессу синхронизации без уменьшения скорости автомобиля, когда t'c < tc.
Находят конечное значение ωeк = ω1к/u
Оно должно быть больше w
, иначе двигатель заглохнет. И,
ex.x
(точка в на рис. 2.4).
кп.в
наконец, следует определить падение скорости автомобиля за время синхронизации
Δυa = (ω2н - ω2к) rк/u0. (2.16)
Работу буксования синхронизатора Lб можно определить по
изменению кинетической энергии массы с моментом инерции J1 уравнение (2.7), причем следует принять Δωпп = ωн - ωк.
Переключение «вниз». В этом случае с помощью поверхностей
трения происходит не уменьшение, а увеличение угловой скорости
ведущей части, поэтому в уравнениях (2.11) и (2.13) перед Мтр
вместо минуса должен быть плюс, а в уравнениях (2.12) и (2.14) минус. Из-за этого уравнение (2.15) примет следующий вид:
25
tс = (ω2н – ω1н)/[(Mтр + Mс)/J2 + Mтр/J1]. (2.17)
Кроме того, в этом случае ω1н = ωeн/u
, ω2н = ωeн/u
кп.в
. В рас-
кп.н
четах обычно берут одинаковые значения ωен для переключений
«вверх» и «вниз», при этом ωен должно при переключении «вниз»
соответствовать точке а на рис. 2.4.
Определив tс по уравнению (2.17), следует найти ω1к = ω2к по
уравнению (2.13) или (2.14) и построить график процесса синхронизации (рис. 2.5, б). Горизонтальная линия а-а' соответствует
процессу синхронизации без уменьшения скорости автомобиля,
когда t'c > tc. Наконец, следует определить падение скорости автомобиля за время синхронизации.
Материалы. Валы и зубчатые колеса обычно изготавливают
ковкой из легированных хромом, марганцем, никелем сталей 40Х,
30ХГТ, 12ХНЗА и т. п. с цементацией и закалкой зубьев и шеек
под сальники и подшипники до 56...64 HRC. Картер изготавливают литьем из серого чугуна СЧ21-40, СЧ24-44 твердостью
143...241 НВ, либо из алюминиевых сплавов, например, AЛ4. Детали механизма управления - из стали 20, 45 или ковкого чугуна
КЧ35-10, КЧ45-6.
Контрольные вопросы:
1. В чем состоят особенности рабочего процесса механической
ступенчатой коробки передач при различных способах включения
передач?
2. Какова выходная характеристика механической ступенчатой коробки передач?
3. Как классифицируют коробки передач?
4. Перечислите требования к коробкам передач, какими конструк-
тивными мероприятиями они обеспечиваются?
5. В чем заключаются особенности схемы сил, действующих на
детали механической ступенчатой коробки передач при включенном состоянии?
6. Как определяют передаточные числа и КПД планетарных коробок передач?
7. Назовите материалы, применяемые для изготовления основных
деталей механической ступенчатой коробки передач.
26
Практическое занятие №3
Рабочие процессы карданных передач и полуосей
Карданные шарниры. Рабочие процессы карданных передач
в основном определяются особенностями схемы сил на карданных
шарнирах, а также условиями возникновения вибраций и мероприятиями по их уменьшению. При передаче вращательного движения под углом с помощью шарниров возникают трудности в
обеспечении равномерного вращения вала, расположенного позади шарнира. На рис. 3.1, а приведена схема, поясняющая условие,
при котором обеспечивается создание шарнира равных угловых
скоростей. В точке А концы валов не соединены, они лишь соприкасаются, но υA = ω1r1 = ω2r2, значит, условие ω2 = ω1 выполнимо,
если r2 = r1. При повороте вала 1, например на 180°, r1 и r2 уменьшаются, но их равенство должно сохраниться. Следовательно,
точка А контакта валов 1 и 2 должна перемещаться по плоскости,
проходящей через биссектрису угла между валами (биссекторной
плоскости) О-О (φ1, = φ2) при вращении валов.
Рис. 3.1. Схемы карданных шарниров:
а - для вывода условия, соответствующего шарниру равных угловых
скоростей; б - жесткого шарнира неравных угловых скоростей; 1 - вал,
расположенный до шарнира; 2 - вал, расположенный после шарнира; А -
точка контакта валов 1 и 2; А1, В1, А
секторная плоскость
, В
- шипы крестовины; О-О - бис-
2
2
В жестком шарнире неравных угловых скоростей это условие
не выполняется (рис. 3.1, б), так как А1 шипы и В1 крестовины 3
27
перемещаются в плоскости О
, перпендикулярной оси вала 1, а
1-О1
шипы А2 и В2 - в плоскости О2-О2, перпендикулярной оси вала 2.
Рис. 3.2. Коэффициент неравномерности вращения карданного
вала (а) и схемы карданной передачи с двумя шарнирами (б) и с
тремя шарнирами (в): 1, 2, 3 - шарниры; γ - угол излома шарнира
Если вал 1 повернется на угол α1, вал 2 повернется на угол α2,
при этом
tgα1 = tgα2cosγ. (3.1)
Продифференцировав зависимость (3.1), получим ω1/cos2α1 =
= ω2cosγ/cos2α2 и после преобразований
uк = ω1/ ω2 = cosγ(1 + sin2α1tg2γ) > < 1. (3.2)
Из (3.2) следует, что ω2 ≠ ω1, причем коэффициент неравномерности Кн (рис. 3.2, а) при углах γ < 10° невелик:
К
= (ω
н
2max
- ω
)/ ω1 = 1/cosγ – cosγ. (3.3)
2min
При двух шарнирах с валами, лежащими в одной плоскости,
неравномерное вращение карданного вала можно преобразовать в
равномерное вращение ведомого вала, если поставить второй
шарнир с углом излома γ2 = γ1 (рис. 3.2, б), причем вилки 1 и 2
шарниров неравномерно вращающегося промежуточного вала
должны лежать в одной плоскости. Это правило справедливо для
любого четного числа шарниров. Ведомым валом будем считать
вал, расположенный после последнего шарнира.
Если при двух шарнирах ведущий и ведомый валы не лежат в
одной плоскости, тогда условия, обеспечивающие синхронность
28
вращения этих валов, определяют следующим образом. Проводят
первую плоскость через ведущий и карданный валы и вторую
плоскость - через ведомый и карданный валы. Необходимо, чтобы
вилка шарнира, соединенного с ведущим валом, лежала в первой
плоскости, а вилка шарнира, соединенного с ведомым валом, лежала во второй плоскости. Кроме того, необходимо, чтобы γ2 = γ1.
При трех шарнирах с валами, лежащими в одной плоскости,
равномерное вращение ведомого вала обеспечивается при выполнении уравнения, в котором перемножаются косинусы углов тех
шарниров, вилки которых расположены одинаково. Например, для
схемы по рис. 3.2, в.
cosγ1cosγ2 = cosγ3. (3.4)
Если развернуть на 90° вилки шарнира 2, условие (3.4) примет
вид cosγ1 = cosγ2cosγ3. Если, кроме того, развернуть на 90° вилки
шарнира 3, условие (3.4) примет вид cosγ1cosγ3 = cosγ2.
Рис. 3.3. Схема сил в шарнире неравных угловых скоростей:
1 - вал, расположенный до шарнира; 2 - вал, расположенный после
шарнира; М - крутящий момент; Р - окружная сила; Т - осевая сила; Q -
суммарная сила на крестовине
29
Схема сил, действующих на вилки и крестовину шарнира не-
.,,cos/sincos
2
2
2
22
2
1
2
11к11
TPQTPQuP
равных угловых скоростей (без учета КПД) приведена на рис. 3.3.
Значения этих сил: Р1 = M1/2R, Р2 = P2uк, T1 = Р1 sinα1tgγ, Т2 =
Максимальные значения Q
Q
2max
, T
- при α1 = 0.
2max
1max
, T
1max
, Р
будут при α1 = 90°, a
2max
Момент на крестовине М = 2RQ - крутящий, на первой вилке
М1 = 2RP
М2 - 2RP
- крутящий и М1и = 2RT1 - изгибающий, на второй вилке
1
- крутящий и М2и = 2RT2 - изгибающий. Реактивный мо-
2
мент на ведущем валу М3 = М2 – M1 = М1(uк - 1) > < 0 при изменении uк > < 1. Промежуточный вал двухшарнирной карданной передачи не имеет реактивного момента, если γ2=γ1 и вилки его шарниров лежат в одной плоскости.
Кроме того, на валу 2 возникает пульсирующий крутящий момент MJ из-за того, что dω2/dt ≠ 0, определяемый по формуле:
где J
MJ = J
- момент инерции вала 2.
кв2
кв2 dω2
/dt, (3.5)
Момент MJ тем больше, чем больше угол излома γ, а значит и
dω2/dt. Таким образом, карданная передача может стать достаточно мощным источником крутильных вибраций.
Шарниры типа «Бирфильд» (рис. 3.4) часто применяют для
привода передних ведущих колес легковых автомобилей. Их два в
приводе к каждому колесу при независимой подвеске. Каждый из
них состоит из чашки 1, шариков 2, сепаратора 3, звездочки 4.
Шарнир, ближний к колесу (рис. 3.4, а), представляет собой шарнир с радиальными делительными канавками (ОО1 = ОО2, рассто-
яния от О1 или О2 до центра шарика, также равны). Внутренние
канавки на рис. 3.4, а ограничены радиусом Rв, наружные канавки
ограничены радиусом Rн. Эти радиусы проведены не из одного
центра, а из центров О1 и О2, обеспечивая переменную глубину
канавок. Центрирование (поворот вокруг центра О) осуществляется сепаратором 3.
Шарнир, дальний от колеса - универсальный, выполняет, кроме
основного назначения, функции компенсирующего устройства,
для чего его наружные канавки выполнены не по радиусу Rн, а параллельными продольной оси (рис. 3.4, б).
30
Рис. 3.4. Шариковый шарнир типа «Бирфильд»:
а - обычный: 1 - чашка; 2 - шарик; 3 - сепаратор; 4 - звездочка; б -
универсальный
Коэффициент полезного действия карданных шарниров ηкш зависит от угла γ и равен 1,0...0,99 для жесткого шарнира неравных
угловых скоростей при γ = 0...15°; для шариковых шарниров равных угловых скоростей при γ = 25° КПД равен 0,98.
Вибрации карданных передач. Рассмотрим условие равновесия ΣР = 0 вращающегося карданного вала, считая, что его концы,
установленные в опорах, не имеют поперечных перемещений.
Центробежная сила F = m(y + a)ω2 вызывает дополнительный прогиб у при смещении на величину а центра тяжести из-за дисбаланса (т - масса вала). Сила F уравновешивается силой упругости вала P = сyEJp/l3, где с - коэффициент, зависящий от характера
нагружения и типа опор; Jp - полярный момент инерции сечения,
см4; l - длина вала, см.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]