Методы расчета элементов трансмиссии

В процессе эксплуатации автомобиля на его узлы и детали действуют нагрузки, величина и характер которых обусловлены взаимодействием колес с дорогой, воздействием водителем на органы управления, режимами работы двигателя и другими факторами. Детали трансмиссии автомобиля вместе с вращающимися частями двигателя, колесами и массой всего автомобиля образуют многомассовую колебательную систему, в которой при определенных условиях возможно возникновение резонансных колебаний, снижающих долговечность трансмиссии.

Надежность автомобиля зависит от фактических нагрузок, действующих на него во время эксплуатации. Условия эксплуатации чрезвычайно не постоянны и разнообразны во времени. Значение и характер распределения напряжений в деталях автомобиля изменяются в широких пределах. Усилия, вызывающие эти напряжения, могут быть постоянными (вес, затяжка при монтаже) и переменными (усилия при трогании и торможении, погрешности при изготовлении деталей, динамические воздействия и т.п.).

Долговечность деталей, механизмов и агрегатов автомобиля зависит от величины и времени действия часто повторяющихся нагрузок в характерных для данного автомобиля условиях эксплуатации.

Часто повторяющимися нагрузками называют такие, которые за срок службы автомобиля повторяются не менее 1000 раз.

Долговечность зависит также от жесткости конструкции, т.к. деформации картеров, валов и опор вызывают перекосы, нарушающие точность расположения соприкасающихся деталей, что значительно снижает их срок службы. Рациональная форма деталей, исключающая повышенную концентрацию напряжений, а также оптимальные размеры сечений создают условия для обеспечения необходимой долговечности. Улучшенная обработка поверхностей, применение высококачественных материалов, упрочняющих способов обработки поверхностей, обработка антикоррозийными покрытиями, использование уплотнений, высококачественных смазочных материалов также способствуют повышению долговечности автомобиля.

Различают статическую прочность, т.е. способность детали сопротивляться разрушениям под действием кратковременных максимальных нагрузок и усталостную прочность – способность детали сопротивляться разрушению под влиянием многократно повторяющихся нагрузок. Усталостное разрушение возможно при сжатии и растяжении, изгибе и кручении, при их раздельном или совместном действии.

Разновидностью усталостной прочности является контактная прочность – способность рабочей поверхности (например, зубчатых колес) сопротивляться разрушению под действием контактных напряжений сжатия или сдвига.

Детали и агрегаты автомобиля должны обладать износостойкостью, т.е. должны противостоять изменению размеров и формы под действием нагрузок, возникающих при эксплуатации.

Прочность и износостойкость деталей автомобиля оцениваются при испытаниях опытных образцов автомобилей, а также расчетным путем.

Из всего разнообразия нагрузок следует выбрать расчетные, которые в значительной степени характеризуют прочность деталей. При проведении анализа нагрузочных режимов рассматривают три расчетных режима:

1. По максимальному крутящему моменту двигателя.

В этом случае расчетный крутящий момент определяют по формуле:

,                                               (2.9)

где  – максимальный крутящий момент двигателя,  – передаточное число до рассчитываемой детали.

При таком расчете получают условные величины напряжений, которые меньше напряжений, возникающих при пиковых нагрузках, но превышают напряжения, действующие при эксплуатационных нагрузках. Поэтому данный метод используется обычно для сравнительных проверочных расчетов.

При расчете раздаточных коробок, карданных валов и ведущих мостов многоприводных автомобилей определение моментов по двигателю является трудоемкой операцией, что объясняется значительной разницей в жесткостях приводов к ведущим колесам от раздаточной коробки. В этих случаях, а также у автомобилей с центральным трансмиссионным тормозом величины расчетных моментов используется другой режим.

2. По максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой.

Так, например, для полуоси ведущего моста:

,                                        (2.10)

где  – нормальная реакция дороги на колеса соответствующих мостов;  – максимальный коэффициент сцепления шин с дорогой;  – динамический радиус колеса.

Величина расчетного момента в данном случае обычно превышает преобладающие эксплуатационные моменты.

Такой расчетный режим целесообразно применять и для автомобилей с высокой удельной мощностью, когда расчетная сила тяги выше, чем сила тяги по сцеплению на низших передачах.

Приведенные выше формулы не учитывают динамических на­грузок в трансмиссии, на величины которых влияет ряд факторов, к числу которых, прежде всего, относятся:

1. темп включения сцепления, зависящий обычно от водителя;

2. тип и конструкция сцепления;

3. тип опорной поверхности, по которой движется автомобиль, и ее состояние;

4. конструктивные особенности автомобиля, такие как общее переда­точное число и податливость трансмиссии, полный вес автомобиля и прицепа, моменты инерции вращающихся частей и др.

Для учета перечисленных факторов импользуют третий расчетный режим.

3. По максимальным динамическим нагрузкам, возникающим при переходных режимах движения автомобиля.

В этом случае:

,                                           (2.11)

где  – коэффициент динамичности, равный отношению максимально возможного момента на первичном (ведущем) валу к максимальному крутящему моменту двигателя.

Основное влияние на величину динамических нагрузок в транс­миссии автомобиля с фрикционным сцеплением оказывает темп его включения при трогании с места и разгоне, при резком торможении трансмиссионным тормозом.

Снижение динамических нагрузок при установке гидротрансформатора или гидромуфты в трансмиссии обусловлено отсутствием жесткой связи между двигателем и транс­миссией. Коэффициент динамичности  в этом случае может быть принят равным единице.

Для вновь проектируемых автомобилей составление эквивалентной динамической системы и аналитическое определение коэффициента динамич­ности трудоемко. В этом случае коэффициент динамичности опреде­ляют по результатам испытаний существующих моделей автомоби­лей. Как правило, для легковых автомобилей –  = 1,5 ÷ 1,75; грузо­вых –  = 1,8 ÷ 2,0; автомобилей высокой проходимости –  = 2,0 ÷ 2,5.

При проектировании необходимо выполнять несколько расчетов, комплекс которых для одной и той же детали называют расчетами по предельным состояниям. Связано это с тем, что размеры детали определяются не только напряженным состоянием материала детали, но и требованиями, предъявляемыми к данной детали, как к звену машины.

Пре­дельным является такое состояние детали, по достижении которого даль­нейшая ее работа или невозможна (например, поломка) или становится совершенно нецелесообразной, а часто и недопустимой, из-за существенного ухудшения показателей работы всего узла. Характерные предельные состоя­ния некоторых типовых деталей следу­ющие:

1. для фрикционных накладок ве­домых дисков сцепления или тормозных механизмов – износ по толщине, при котором поверхность го­ловок заклепок начинает совпадать с активной поверхностью накладок. Если накладка крепится с помощью клея – износ, при котором оказывается исчер­панным предел регулировки механиз­ма, или износ, при котором прочность оставшегося слоя накладки достигла критического значения;

2. для зубчатых колес – поломка зубьев или трещины, повреждения, уве­личивающие шум при работе передачи, такие как выкрашивание или смятие активной поверхности зубьев;

3. для подшипников качения – износ беговых дорожек и тел качения, вызывающий появление осевого и ра­диального люфтов, превышающих допустимые; выкрашивание на поверх­ности беговых дорожек и тел качения; трещины обойм; поломки сепараторов;

4. для валов – остаточные дефор­мации, поломка, предельный износ шеек под подшипники;

5. для корпусных деталей – тре­щины, предельный износ гнезд под подшипники до значений, ограничивае­мых техническими условиями.

Расчеты по предельным состояниям можно разбить на четыре группы:

1. Расчеты по основным внутренним напряжениям (по несущей способности). Главнейшими из них для деталей машин являются: расчет на прочность, при этом максимальные напряжения, действующие ограниченное число раз (для зубчатых колес менее 2·10⁵ раз) не должны превышать значений, ограниченных кривой усталости; расчет на усталость, при этом многократно возникающее напряжение должно соответствовать пределу выносливости.

2. Расчеты по внешней поверхностной напряженности. Так же как и в предыдущем случае основными являются два расчета: на усталость от многократных нагрузок и смятия от малого числа больших нагрузок

3. Расчеты по вибростойкости. При этом определяются деформации (прогибы, углы закручивания), частоты собственных колебаний и максимально возможные вибрации

4. Расчет по экстремальным нагрузкам.

В процессе эксплуатации автомобиля большинство деталей подергается воздействию переменных напряжений. Если величина переменных напряжений превосходит определенный предел, то в материале деталей происходит процесс постепенного накопления напряжений, который приводят к образованию микротрещин. Постепенно увеличиваясь, трещины приводят к ослаблению сечения детали и к ее разрушению. Этот процесс называют усталостью материала. Сопротивление усталости зависит от вида деформации (изгиб или кручение) и характера изменения напряжения от времени.

Расчеты на усталость валов, зубчатых колес и подшипников рекомендуется проводить по одному из нагрузочных режимов в трансмиссии.

Методика расчета заключается в следующем:

1. выбирают расчетный предел выносливости;

2. определяют кривую распределения нагрузок;

3. выбирают расчетную нагрузку и находят эквивалентное число циклов ее действия;

4. по расчетной нагрузке и числу циклов определяют расчетное число часов работы элемента или пробег до выхода его из строя.

При этом для расчета эквивалентной динамической нагрузки необходимо в начале определить долю работы детали на каждой передаче, учитывая нагрузку и соответствующее число оборотов за время работы на данной передаче.

Примерное распределение пробега автомобиля на передачах (в процентах) приведено в таблице:

Передача	I	II	III	IV	V	VI
Легковые автомобили	1 1	4 3	20 6	75 15	75
Грузовые и автобусы	1 1 0,5	3 2 1,5	14 8 5	82 20 10	79 23	60
Автомобили-самосвалы	4 3	11 6	18 11	26 16	41 23	41

 

СЦЕПЛЕНИЯ

Назначение. Классификация. Требования

Сцепление предназначено для кратковременного разъединения коленчатого вала двигателя от трансмиссии и последующего плавного их соединения.

Отсоединение двигателя от трансмиссии необходимо при переключении передач, торможении автомобиля до полной остановки (во избежание остановки двигателя), и также для снижения сопротивления проворачиванию коленчатого вала при пуске двигателя при низкой температуре, а плавное соединение – после переключения передач и при трогании автомобиля с места.

На автомобилях применяются различные типы сцеплений, ко­торые классифицируются по разным признакам:

Наиболь­шее распространение получили одно- или двухдисковые сухие фрикционные сцепления с периферийным расположением цилиндриче­ских пружин или центрально расположенной диафрагменной пружиной с неавтоматическим управлением. Такие конструкции сравни­тельно легко позволяют обеспечивать выпол­нение основных требований.

 

Требования, предъявляемые к конструкции сцепления:

1. надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии;

2. плавность и полнота включения;

3. полнота выключения;

4. минимальный момент инерции ведомых элементов;

5. хороший отвод теплоты от поверхностей трения;

6. предохранение трансмиссии от динамических нагрузок;

7. поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации;

8. минимальные затраты физических усилий на управления;

9. уравновешенность;

10. общие требования.

Надежная работа сцепления без перегрева и значительных износов особенно важна в тяжелых дорожных условиях движения автомобиля и при наличии прицепа и полуприцепа, когда имеют место более частые включения и выключения, а также буксова­ние сцепления.

Сцепление при надежной работе должно обеспечивать возмож­ность передачи крутящего момента, превышающего крутящий момент двигателя. С изнашиванием фрикционных накладок ведо­мого диска усилие нажимных пружин ослабевает, и сцепление начинает буксовать. При этом длительное буксование сцепления приводит к его сильному нагреву и выходу из строя.

Сцепление должно включать­ся плавно, чтобы не вызывать повышенных нагрузок в механиз­мах трансмиссии и очень больших ускорений автомобиля, кото­рые отрицательно влияют на водителя, пассажиров и перевози­мые грузы. Так, например, при резком включении сцепления скру­чивающие нагрузки в трансмиссии могут быть в 3 ÷ 4 раза больше максимального крутящего момента двигателя. Это происходит по­тому, что при быстром отпускании педали управления усилие сжатия ведущих и ведомых частей сцепления в начальный момент создается не только нажимными пружинами, но и кинетической энергией перемещающегося к маховику двигателя нажимного диска и связанных с ним деталей. При этом в момент соприкосновения ведущих и ведомых частей сцепления усилие их сжатия в несколь­ко раз превышает силу нажимных пружин.

При неавтоматическом управлении плавное включение, особенно при трогании автомобиля с места, в основном зависит от действий водителя. Из конструктивных мероприятий, способствующих плавности включения фрикционного сцепления можно отметить примене­ние фрикционных материалов, обеспечивающих плавное нарас­тание сил трения, упругих ведомых дисков, например, с плас­тинчатыми пружинами, участие пружин гасителя крутильных ко­лебаний и упругих лепестков диафрагменной пружины в процессе включения сцепления.

При автоматическом или полуавтомати­ческом управлении плавное включение обеспечивается системой автоматического управления.

Полнота включения сцепления достигается специальными ре­гулировками сцепления и его привода. Эти регулировки обеспе­чивают необходимый зазор между выжимным подшипником муфты выключения сцепления и концами рычагов выключения, а также пропорциональный указанному зазору свободный ход педали сцеп­ления.

При значительном изнашивании трущихся поверхностей веду­щих и ведомых частей сцепления указанный зазор уменьшается, и рычаги выключения упираются в выжимной подшипник муфты выключения, что препятствует созданию пружинами необходи­мого нажимного усилия.

Сцепления с гидравлическим приводом управления могут и не иметь зазора между подшипником муфты выключения и кон­цами рычагов выключения. При этом выжимной подшипник по­стоянно прижимается к концам рычагов с небольшой силой. При изнашивании трущихся поверхностей рычаги перемещают под­шипник с муфтой и через вилку выключения и толкатель порш­ня рабочего цилиндра привода сцепления вытесняют соответ­ствующее количество жидкости в главный цилиндр привода. При этом регулировочный зазор между толкателем и поршнем глав­ного цилиндра сохраняется. Обслуживание таких сцеплений уп­рощается

Чистота выключения сцепления характе­ризует полное разъединение двигателя и трансмиссии. При неполном выключении сцепления затрудняется переклю­чение передач (оно происходит с шумом), что приводит к изна­шиванию шестерен и синхронизаторов. Если же сцепление вы­ключено не полностью, а в коробке передач включена передача, то при работающем двигателе сцепление будет буксовать. Это при­водит к нагреву деталей сцепления и изнашиванию фрикционных накладок ведомого диска.

В выключенном состоянии полное вы­ключение обеспечивается у фрикционных сцеплений достаточ­ным ходом нажимного диска при сохра­нении параллельности освобожденных поверхностей трения. На­рушение параллельности происходит из-за неодинакового износа концов рычагов, упирающихся в муфту выключения. Для восста­новления параллельности предусмотрены регулировочные устрой­ства в местах крепления рычагов к кожуху сцепления.

В двухдисковых сцеплениях, кроме того, предусматривают спе­циальные устройства для отвода промежуточного диска на поло­вину хода нажимного диска (пружины и упоры или равноплечие рычажки на промежуточном диске).

Минимальный момент инерции ведомых частей необходим для уменьше­ния ударных нагрузок на шестерни включаемых передач и работы трения в синхронизаторах при переключении передач. При включении несинхронизованной передачи ударная нагрузка на зубья шестерен пропорциональна моменту инерции ведомых частей сцепления.

Снижение момента инерции ведомых частей сцепления дости­гается уменьшением диаметра ведомого диска и массы фрикци­онных накладок. Однако это не всегда возможно, так как указанные размеры опре­деляются крутящим моментом, передаваемым сцеплением. Кроме того, при уменьшении диаметра ведомого диска необходимо уве­личивать число поверхностей трения, чтобы сцепление могло пе­редавать необходимый крутящий момент. Увеличение же числа поверхностей трения при уменьшении диаметра ведомых дисков приводит не к уменьшению, а к значительному увеличению момента инерции ведомых частей сцепления.

Применение фрикционных накладок с повышенным коэффи­циентом трения (из спеченных материалов) позволяет уменьшить диаметр ведомого диска, но из-за увеличения массы фрикцион­ных накладок момент инерции ведомых частей сцепления не сни­жается.

Таким образом, уменьшить момент инерции ведомых частей сцепления можно только за счет уменьшения массы ведомого диска. Поэтому ведомый диск выполняют из тонкого стального листа толщиной 2 ÷ 3 мм.

Стабильная и надежная работа сцепления существен­но зависит от его теплового состояния. Поэтому необходимо под­держивать постоянный тепловой режим сцепления.

При трогании автомобиля с места происходит буксование сцеп­ления. Это приводит к нагреву деталей сцепления и выделению теплоты на поверхностях трения его ведущих и ведомых частей. Температура фрикционных на­кладок ведомого диска также повысится и понизится коэффици­ент их трения. При этом надежная работа сцепления будет нару­шена, так как сцепление будет буксовать не только при трогании автомобиля с места, но и во время движения.

При длительном буксовании сцепления температура его по­верхностей трения может превысить 300° С, тогда как уже при 200° С коэффициент трения снижается почти в два раза. Высокая температура приводит к вытеканию связующего компонента фрик­ционных накладок, они становятся сухими, пористыми и быстро изнашиваются.

При высокой температуре также может произойти коробление ведомого и нажимного дисков, появление трещин на нажимном диске и выход сцепления из строя.

Для предохранения сцепления от указанных негативных явле­ний осуществляют различные конструктивные мероприятия, спо­собствующие хорошему отводу теплоты от трущихся поверхнос­тей ведущих и ведомых частей. Примером могут служить вентиля­ционные отверстия с металлическими сетками в картере сцепле­ния и большое количество отверстий в кожухе сцепления, сде­ланные для улучшения циркуляции воздуха; рычаги выключения сцепления, выполненные в форме лопастей вентилятора, охлаж­дающего сцепление; массивный нажимной диск в виде кольца, обеспечивающий лучший отвод теплоты от ведомого диска; ка­навки в фрикционных накладках для циркуляции воздуха. Кроме того, канавки в фрикционных накладках служат для удаления под действием центробежных сил продуктов износа, снижающих ко­эффициент трения. Они также способствуют чистоте выключения сцепления, устраняя присасывание (прилипание) фрикционных накладок к рабочим поверхностям маховика двигателя и нажим­ного диска.

Для сохранения при нагреве нажимного диска работоспособ­ности нажимных пружин сцепления их устанавливают на термо­изоляционных прокладках (шайбах).

Конст­рукция сцепления во многом определяет величину динамических нагрузок в трансмиссии. Динамические нагрузки, возникающие в механизмах трансмиссии, могут быть единичными (пиковыми) и периодическими.

Пиковые нагрузки могут возникнуть при резком изменении ско­рости движения автомобиля (резкое торможение с невыключенным сцеплением), резком включении сцепления, наезде на до­рожную неровность и неравномерной работе двигателя.

При резком изменении скорости автомобиля, особенно при торможении с невыключенным сцеплением, динамическое на­гружение трансмиссии происходит главным образом инерцион­ным моментом вращающихся частей двигателя. При этом величи­на инерционного момента значительно больше крутящего момента двигателя.

Наибольшего значения пиковые нагрузки в трансмиссии дос­тигают при резком включении сцепления. При этом происходит значительное повышение момента трения сцепления за счет ки­нетической энергии нажимного диска, перемещающегося к ма­ховику двигателя. Поэтому в механических трансмиссиях происходит резкий рост динамических нагрузок, так как сцепление нач­нет буксовать только при значительном увеличении его момента трения.

Уменьшение инерционного момента и снижение пиковой на­грузки достигается за счет пружин гасителя крутильных колеба­ний, установленных в ведомом диске сцепления. Однако макси­мальные пиковые нагрузки при резком включении сцепления ог­раничиваются буксованием сцепления.

Периодические нагрузки могут возникнуть в трансмиссии вслед­ствие неравномерной работы двигателя и действия крутильных колебаний (неравномерности крутящего момента). Эти нагрузки создают шум и повышенные напряжения в механизмах трансмис­сии и часто являются причиной поломок деталей механизмов от усталости, особенно при резонансе, когда частоты возмущающих нагрузок совпадают с частотами собственных колебаний транс­миссии.

Для гашения крутильных колебаний трансмиссии служат спе­циальные гасители пружинно-фрикционного типа. Такие гаси­тели поглощают энергию крутильных колебаний трансмиссии в результате трения их фрикционных элементов (колец, пластин и т.п.).

Момент трения в различных конструкциях гасителя крутильных колебаний при эксплуатации может регулироваться, поддержи­ваться в заданных пределах или быть нерегулируемым (устанавли­ваться при сборке на заводе). В последнем случае по мере изнаши­вания фрикционных колец гасителя его момент трения уменьша­ется, что может привести к прекращению выполнения гасителем своих функций.

Во время эксплуатации автомобиля при изнаши­вании трущихся поверхностей сцепления усилие нажимных пру­жин снижается, что приводит к буксованию сцепления со всеми вытекающими последствиями. Поэтому очень важно поддержи­вать усилие нажимных пружин в требуемых пределах, обеспечи­вающих необходимый коэффициент запаса сцепления в процессе эксплуатации.

Это достигается применением сцеплений с диафрагменными пружинами, уменьшением жестко­сти нажимных пружин (двойные цилиндрические пружины, два ряда периферийных пружин). Однако в сцеплениях с периферий­ными пружинами нажимные пружины деформируются под дей­ствием центробежных сил и их усилие снижается. Поэтому целе­сообразнее применять диафрагменные пружины.

Облегчение управления сцеплением достигается: применени­ем диафрагменной нажимной пружины, уменьшающей усилие для удержания сцепления в выключенном состоянии; установкой сервопружины в механическом приводе сцеп­ления, применением гидравлического привода сцепления, установкой рычагов выключения сцепле­ния на игольчатых подшипниках.

Удобство, как и для любого органа управления, определяется двумя факторами: удобным рас­положением педали сцепления и величиной полного хода. Легкость определяется значени­ями усилия, необходимого для перемещения педали сцепления. Обычно считается, что это усилие не должно превышать 150 Н для легковых и 250 Н для грузовых автомобилей. Если это требова­ние невозможно обеспечить без усилителя, применяется усили­тель.

Фрикционное сцепление должно быть уравновешенным, так как усилие, сжимающее ведущие и ведомые части сцепления при его работе, может достигнуть боль­ших значений. Если это усилие в сцеплении не уравновешено, то оно будет создавать дополнительную нагрузку на подшипники коленчатого вала двигателя, валов коробки передач и вызывать их изнашивание. Особенно это относится к постоянно действующе­му осевому усилию при включенном сцеплении.

При выключенном сцеплении осевое усилие действует крат­ковременно. Поэтому требование уравновешенности предъявля­ется в первую очередь к включенному сцеплению.

Обычно сцепление уравновешивают (балансируют) в сборе с маховиком двигателя. Уравновешивание сцепления достигается снятием ме­талла, сверлением отверстий и т.п.