книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

Как правило, подшипники устанавливают непосредственно в расточках картера, вставные стаканы применяют, когда картер изготовляется из легких сплавов или когда толщина его стенок меньше ширины подшипниковых колец. Допуск на межосевое

щий неодинаковое влияние на долговечность подшипника ради­ альной и осевой нагрузок.

Коэффициент приведения т зависит от типа и размеров под­ шипника и определяется по справочникам и каталогам.

У шариковых радиально-упорных п роликовых конических подшипников под действием радиальной нагрузки А возникает осевая составляющая S, разгружающая их в осевом направлении,

При определении статической нагрузки на подшипник расчет ведут по максимальному крутящему моменту, а при расчете долго­ вечности — по среднему эксплуатационному значению, которое определяется по формуле

Мэ — Мттах,

где 6М— коэффициент использования крутящего момента. Коэффициент использования крутящего момента зависит от

удельной мощности автомобиля и определяется формулой

Ьн = 0,96 — 0,136 • 10-2УѴуд+ 0,41 • КГ6 УуД,

где Nyд— удельная мощность, Вт/Н.

Подшипники трансмиссии работают при переменном числе оборотов и переменных нагрузках. Поэтому расчет ведется на эквивалентную нагрузку и эквивалентное число оборотов.

Величина эквивалентной нагрузки определяется формулой

R3Ka = 3'3у/Г«lßi^nf3 + a 2ß2/?nf + • • • + a,$nR l f , (VI.31)

160

где ось а 2, . t &„ — коэффициенты продолжительности работы подшипника на данной передаче; ßx, ßä, . . . . ß„ — коэффициенты, представляющие отношение средних оборотов подшипника на данной передаче к средним оборотам на основной передаче; R nl,

За эквивалентное число оборотов пэкв принимается число обо­ ротов подшипника (вала), соответствующее средней скорости движения автомобиля на основной (прямой) передаче.

Для легковых автомобилей принимается средняя скорость 35—40 км/ч, для грузовых 35—30 км/ч.

Коэффициент работоспособности подшипника определяется по

где kK— коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается; kö— динамический коэффициент; kx — коэффициент, учитывающий влияние температурного режима на долговечность подшипника.

Если вращается внутреннее кольцо, то для всех типов под­ шипников ksl— 1. При вращающемся наружном кольце для сфе­ рических подшипников kK= 1,1, а для остальных типов kK= = 1,35.

При расчете подшипников трансмиссии от коробки передач до ведущей шестерни главной передачи динамический коэффици­

Раздаточные коробки служат для раздачи мощности несколь­ ким ведущим мостам многоприводных автомобилей (см. рис. II. 13).

Часто раздаточную коробку объединяют в одном механизме с дополнительной, как правило, двухступенчатой коробкой пере­ дач. Такой механизм называют раздаточная и дополнительная коробки или сокращенно раздаточная коробка.

К конструкции такого механизма предъявляются два требо­ вания.

1. Увеличение крутящего момента при включении понижающей (первой) передачи и его распределение между ведущими мостами должно обеспечивать полное использование силы тяги по сцепле­ нию колес с дорогой.

2. При движении автомобиля в его трансмиссии не должно возникать циркулирующей мощности.

Первому требованию наиболее полно отвечают раздаточные коробки с блокированным приводом. На рис. V I.15, а показана схема трехвальной раздаточной коробки автомобиля ЗИЛ-131,6

трансмиссия которого выполнена по схеме на рис. 11.13, д, а на рис. VI. 15, б схема раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66 (см. рис. 11.13, в). У коробки автомобиля ЗИЛ-131 выходные валы вращаются в одном, а у коробки автомобиля ГАЗ-66 в про­ тивоположных направлениях. В конструктивном отношении пер­ вая несколько проще, имеет меньше шестерен н подшипников. Однако механизм переключения оказывается сложнее, так как включение передач производится двумя отдельными муфтами.

Блокированный привод обеспечивает полное использование силы сцепления колес передней и задней осей во всех случаях движения.

Однако он не отвечает второму требованию. Если колеса одной оси проходят путь больший, чем за то же время прошли колеса другой оси (поворот, движение по неровной дороге), то на забе­ гающей оси возникает тормозная сила, которая уравновеши­ вается приращением силы тяги отстающей оси. В результате в трансмиссии возникает циркулирующая мощность.

Циркулирующая мощность создает дополнительные нагрузки на механизмы силовой передачи, увеличиваетих износ и износ шин. Отключение привода переднего моста исключает условия ее возникновения, но приводит к уменьшению сцепного веса.

Второму требованию отвечают раздаточные коробки с меж­ осевым дифференциалом (рис. V I.16).

При наличии межосевого дифференциала выходные валы могут вращаться с неодинаковой угловой скоростью. Распределение крутящих моментов между валами привода переднего и заднего мостов определяется внутренним передаточным числом дифферен­ циала (см. гл. X).

162

Чтобы полностью использовать силу сцепления колес с доро­ гой, распределение крутящих моментов между осями должно соот­ ветствовать распределению осевого веса.

2

Рис. VI. 16. Раздаточная коробка с межосевым дифференциалом:

1 — первичный вал; 2 — муфта переключения передач; 3 — коронная шестерня; 4 — вал привода задних мостов; 5 — ведомая шестерня. 6 — корпус дифференциала; 7 — солнеч­ ная шестерня; 3 — вал солнечной шестерни; 9 — вал привода переднего моста; 10 — муфта; 11 — сателлиты; 12 — промежуточный вал

Если при движении автомобиля у колес одной оси уменьшится осевой вес или коэффициент сцепления, они начнут пробуксо­ вывать.

Чтобы исключить раздельное буксование колес, дифференциал снабжен муфтой блокировки 10.

Г Л А В А VII

БЕССТУПЕНЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

§ 30. ТРЕБОВАНИЯ К БЕССТУПЕНЧАТЫМ ПЕРЕДАЧАМ. КЛАССИФИКАЦИЯ

К бесступенчатым относятся такие силовые передачи, которые позволяют в известных пределах непрерывно изменять на ведущих колесах автомобиля момент и угловую скорость так, что с увели­ чением скорости автомобиля уменьшается на его колесах сила тяги, и наоборот. Мощность двигателя при этом, если водитель не изменяет положение педали подачи топлива, может оставаться постоянной. Следовательно, бесступенчатые передачи (БСП) при­ ближают тяговую характеристику автомобиля к идеальной гипер­ болической. Изменение момента и угловой скорости на ведущих колесах автомобиля происходит за счет влияния дорожных усло­ вий (сил сопротивления движению) и осуществляется или авто­ матически или путем воздействия на БСП специальных регули­ рующих органов.

При наличии БСП двигатель автомобиля в состоянии рабо­ тать в установившихся условиях на одном из выбранных режимов, что благотворно сказывается на повышении его моторесурса. В качестве такого режима может быть выбран, например, режим максимальной мощности (Mmmax, nN), на котором дополнительно достигается также увеличение производительности автомобиля. Бесступенчатые передачи существенно облегчают труд водителя и повышают техническую культуру управления машиной, обес­ печивают получение высоких тягово-динамических качеств авто­ мобилей (высокие средние скорости движения), исключают по­ явление в силовой передаче вибраций и ударов (для передач гидравлического типа), оказывают положительное влияние на увеличение проходимости в тяжелых дорожных условиях (за счет непрерывного и плавного подвода к ведущим колесам момента и уменьшения возможности их буксования).

Однако БСП в общем случае по сравнению с обычными сту­ пенчатыми более сложны по конструкции и дороги, требуют совершенной технологии производства и тщательного техниче­ ского контроля и обслуживания, имеют чаще всего более низкий к. п. д.

Бесступенчатые передачи с каждым годом находят все более широкое применение в силовых передачах автомобилей и являются

165

перспективными. В табл. VI 1.1 приводится классификация основ­ ных типов БСП.

КБСП предъявляются следующие основные требования.

1.Широкий диапазон регулирования факторов мощностного потока, при которых возможны высокие тягово-динамические качества автомобилей. Диапазон регулирования по моменту для

2. Высокий к. п, д. в рабочем диапазоне оборотов выходного вала. Для выполненных конструкций БСП максимальный к. п. д.

мощности). Этот показатель также пока для большинства типов БСП значительно (в 2—5 раз) уступает обычным ступенчатым коробкам передач.

16(3

4.Достаточная прозрачность І5СП, позволяющая более полно использовать приспосабливаемость первичного двигателя и тем самым улучшить тягово-динамические качества машин.

5.Простота и надежность действия органов регулирования БСП, способных приблизить тяговую характеристику автомоби­

лей к идеальной.

§ 31. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ (ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ)

Общие свойства гидродинамических трансформаторов (ГДТ)

В ГДТ передача механической энергии с ведущего вала на ведомый осуществляется за счет гидродинамического напора рабочей жидкости, циркулирующей в замкнутом контуре лопаст-

Рііс. VII. 1. Схема гидротрансформатора и его каноническая характе­ ристика

ных колес. В простейшем виде ГДТ состоит минимум как из трех рабочих колес — насоса Я, турбины Т и направляющего аппарата НА (рис. VI 1.1. а).

В отличие от лопаток насоса, выполняемых практически ради­ альными, лопатки турбины и направляющего аппарата профили­ руются изогнутыми и имеют специальную форму поперечного сечения. Трансформация момента на ведомом вале обеспечивается исключительно НА, позволяющим использовать на турбине не только активный гидродинамический напор, но и реактивный. Поэтому направляющий аппарат называется также реактором.

167

Для любого из режимов, работы гидротрансформатора алгеб­ раическая сумма моментов всех его лопастных колес всегда равна нулю:

Мм„ - м т= о,

обычной ступенчатой коробки передач. Направляющий аппарат наряду с тем, что он позволяет на турбине реализовать реактив­ ный момент, может решать в зависимости от типа ГДТ и ряд других задач:

увеличить за счет снижения гидростатического напора потока кинетическую энергию жидкости в круге циркуляции (каналы выполнены на выходе сужающимися);

развертывать закрученный турбиной поток жидкости и пода­ вать его в насос под первоначальным углом входа;

обеспечить реверс (обратный ход турбины). Гидродинамический трансформатор относится к числу автома­

тических и не требует для себя никаких дополнительных регули­ рующих органов. В этом заключается их главное достоинство по сравнению с другими типами бесступенчатых коробок передач. Нетрудно доказать, что момент на турбине в общем случае равен (рис. V II.1, а, б):

из турбины, когда пт= 0, м/с; ß3— угол профиля лопатки тур­ бины на выходной кромке; ѵ2— абсолютная скорость потока жидкости на входе в турбину (на выходе из насоса), м/с; а 2 — угол входа жидкости на лопатки насоса (угол выхода жидкости из насоса); сот — угловая скорость турбины, І/с; г г — радиус насоса на входе (точка 1)\ г2, г3— радиусы турбины на входе (точка 2) и выходе (точка 5) соответственно, м.

168

В выражении (VI 1.2) все параметры, в том числе с достаточной

описывается у ГДТ только уравнением прямой линии, а не гипер­ болой, что требуется идеальной характеристикой.

Графическая (или табличная) зависимость момента на тур­ бине Мт от ее угловой скорости сот, полученная при фиксирован­ ных неизменных оборотах насоса (пн = const), называется внеш­ ней или канонической (рис. VI 1.1, в). Для зоны слева от точки А момент на турбине Мт — Мн + Мн а, £т > 1, а М„ а > 0 (поло­ жителен). Зона справа от точки А является нерабочей: направляю­

изменяется по закону, близкому к квадратичной параболе. Такое изменение к. п. д. определяется преимущественно характером ударных потерь жидкости в круге циркуляции. Для сравнения на рассматриваемом графике приведен закон изменения к. п. д. гидромуфты (штрих-пунктирная прямая) т)г = іт н. Из сравнения вытекает важный вывод: до тех пор, пока kT> 1, т]т > т]г. Следо­ вательно, ГДТ по сравнению с гидромуфтой на основном режиме работы не только обеспечивает автомобилям лучшую динамику, но также существенно улучшает и их экономичность.

Из структуры выражения (VII.2) можно установить, что любой его компонент пропорционален квадрату угловой скорости на­ соса (о)2) и диаметру ГДТ в пятой степени D5.

Тогда для любого из рабочих колес гидротрансформатора

В этих выражениях hT, Хн и А.н а — безразмерные коэффици­ енты, называемые далее коэффициентами моментов турбины, насоса и направляющего аппарата соответственно. Из формул (ѴІІ.З) видно, что потребляемые лопастными колесами ГДТ мо­

менты пропорциональны, в первую очередь, со?, и D5, при этом самым чувствительным параметром является D: увеличение D всего на 1/10 дает рост момента в 1,6 раза, а увеличение D в два раза приводит к скачку момента в 32 раза.

В соответствии с последними выражениями для моментов ло­ пастных колес получим

(VI1.4)

16?