Файл: Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие.pdf

71

Величины Динамических нагрузок трансмиссии при резком торможении без выключения сцепления близки к соответствующим нагрузкам при резком включении сцепления.

Неровности дороги при движении автомобиля влияют на вели­ чины нагрузок в трансмиссии меньше, чем темп включения сцеп­ ления.

Динамические нагрузки в трансмиссии у автомобилей с гидро­ муфтой или гидротрансформатором снижаются весьма значи-- тельно вследствие автоматического и бесступенчатого изменения крутящего момента. Это способствует увеличению долговечности элементов трансмиссии. Некоторое снижение динамических на­ грузок будет при применении упругих муфт в трансмиссии или устройств, ограничивающих скорость включения сцепления.

Величина динамической нагрузки при быстром включении сцепления определяется инерционным моментом Му, который пропорционален коэффициенту жесткости трансмиссии при кру­ чении с и углу закручивания валовое. С уменьшением коэффициента жесткости трансмиссии с величина Му уменьшается.

Обычно упругим элементом муфты является резина, работа­ ющая на растяжение, сжатие или кручение. Упругие муфты вклю­ чаются в трансмиссию между двигателем и муфтой сцепления, муфтой сцепления и коробкой передач (рис. IV.6, а), коробкой передач и раздаточной коробкой (рис. IV.6, б), коробкой передач и ведущим мостом (рис. IV.6, в) — наиболее распространенный вариант, после дифференциала на ведущих полуосях (рис. IV.6, г).

Применение упругих муфт с углом закручивания 15—-30° позволяет снизить величину динамических нагрузок на 20—30%.

Некоторое снижение динамических нагрузок будет иметь место при использовании сцепления полуцентробежного типа вследствие меньшего момента сцепления при троганнп автомобиля с места.

Расчет по третьему режиму является основным расчетом на прочность и позволяет установить максимально возможные на­ пряжения в деталях трансмиссии. В этом случае величины напря­ жений могут достигать величины предела текучести металла.

При выполнении расчетов могут быть приняты величины коэф­ фициентов динамичности kn в пределах от 1— 1,2- (при наличии упругих муфт в трансмиссии) до 1,5—2,5 для автомобилей с транс­ миссией, имеющей большую крутильную жесткость. Для ориен­ тировочных расчетов может быть использована также следующая эмпирическая формула

где і = ікі і0— передаточное число трансмиссии на рассчитывае­ мой передаче; ßc —■коэффициент запаса сцепления.

На величину динамических нагрузок трансмиссии влияет точ­ ность изготовления, жесткость конструкции (опор) и ее тепловой режим. При снижении жесткости корпуса и валов зубчатой пере­

72

дачи будут иметь место перекосы шестерен и нарушение правиль­ ности зацепления. В результате возрастут ударные нагрузки на зубья и их износ. Дополнительные нагрузки в деталях ведущего моста возникают при недостаточной жесткости балки моста и зна­ чительной неперпендикулярности плоскости фланца полуоси (раз-

Рис. ІѴ.6. Схемы (а, б, в, г) расположения упругих муфт в трансмиссии автомобилей:

1 — двигатель с муфтой сцепления; 2 — коробка передач; 3 — раздаточная коробка; 4 —ведущий мост; 5 — ведущие полуоси; 6 — упругие муфты

груженной) к ее геометрической оси. Помимо усиленного износа зубчатых передач сокращается срок службы подшипников (см. гл. VI).

Динамические нагрузки возрастают также при повышении температуры агрегатов трансмиссий вследствие разжижения смазки. Высокие температуры агрегатов трансмиссий, передающих большие моменты, способствуют также повышенному износу тру­ щихся пар, утечке разжиженного масла через сальники, дефор­ мации деталей под влиянием высоких температур и т. д., в резуль­ тате чего снижается срок службы деталей и агрегатов. Поэтому

73

при оценке автомобиля важно обращать внимание на жесткость

действительным эксплуатационным нагрузкам (расчет на уста­ лость) .

В основу расчета на усталость положены статистические данные по нагрузочным режимам, полученные при испытаниях в различ­

Более полно спектр эксплуатационных нагрузок будет пред­ ставлен при использовании обобщенных нагрузочных режимов.

74

общий путь; ар— коэффициент "сопротивления движению; а —■ состав дорог в общем пробеге автомобиля.

Экспериментально полученный обобщенный нагрузочный ре­ жим включает в себя «элементарные» нагрузочные режимы: трогание, разгон, установившееся движение с постоянной скоростью, торможение и т. п. При наличии параметров, характеризующих элементарные нагрузочные режимы, обобщенный нагрузочный режим может быть рассчитан за счет введения расширенной ста­ тистической информации об условиях эксплуатации автомобилей.

Для расчета валов трансмиссии формула обобщенного нагрузоч­ ного режима для плотности распределения крутящих моментов запишется в следующем виде, где первый член правой части соот­ ветствует груженому, а второй — негруженому автомобилю:

пробег с грузом и полный пробег); а{ — доля г-го дорожного по-

і=п

крытия в общем пробеге автомобилей, 2 аі — 1; Ріа — доля дви-

£ = 1

k=l

жения на k-й передаче и на t-м виде покрытия, 2 ßi«— 1; Уін—

fe=s 1

коэффициент, отражающий соотношение между установившимся и неустановившимся движением на k-іл передаче и t-м покрытии;

/?а (/И), fik {М) — плотности распределений нагрузочных режи­ мов при неустановившемся и установившемся движении, включа­ ющие в себя изменение весовых и скоростных параметров эксплуа­

тации груженых автомобилей; /,"° (М), Я° (М) —■то же негруже­ ных автомобилей.

Тормоза

Выбор расчетного режима для тормозов должен предусматри­ вать возможность торможения автомобиля с наибольшей эффектив­ ностью, что может быть достигнуто в случае полного использова­ ния силы сцепления заторможенных колес с дорогой до юза или состояния, близкого к юзу. При этом величина тормозного момента для данного колеса Мх выразится формулой

Мх = ZK(prK.

Для двухосного автомобиля величины тормозных моментов переднего Мт1 и заднего Мт2 колес определяются следующими

75

формулами:

Mtl = фГк- ^ f (б + ф/ig);

(IV. 10)

где ZK— нормальная реакция дороги на затормаживаемое колесо; L и hg — база и высота ц. т. автомобиля; а и b — расстояния от ц. т. до передней н задней

осей.

Как видно из указанных фор­ мул, при постоянном отношении

вручную (ступенчатая регулировка), или автоматически. Выбор

на дорогах ф <С фср будет иметь место блокировка передних колес (рис. IV.8) и движение их юзом, что повлечет за собой потерю управляемости автомобилей. При ф > фср раньше наступит бло­ кировка задних колес.

Однако в ряде случаев использование полной силы сцепления затормаживаемого колеса с дорогой при высоких значениях ф затруднительно вследствие невозможности размещения в колесе тормоза необходимой эффективности. Это особенно относится

кавтомобилям высокой грузоподъемности.'

Вэтих случаях величины тормозных моментов меньше расчет­ ных, что, в конечном итоге, приводит к снижению величины замед­ лений при торможении и увеличению длины тормозного пути sx.

Расчетный режим для определения прочности деталей тормо­ зов и тормозных приводов (барабаны, колодки и их опоры, привод к разжимным кулакам и другие) принимается по максимальным

76