Помощничек
Главная | Обратная связь


Археология
Архитектура
Астрономия
Аудит
Биология
Ботаника
Бухгалтерский учёт
Войное дело
Генетика
География
Геология
Дизайн
Искусство
История
Кино
Кулинария
Культура
Литература
Математика
Медицина
Металлургия
Мифология
Музыка
Психология
Религия
Спорт
Строительство
Техника
Транспорт
Туризм
Усадьба
Физика
Фотография
Химия
Экология
Электричество
Электроника
Энергетика

Коэффициент блокировки симметричного дифференциала



 

В случае применения такого дифференциала моменты на валах привода ведущих колес (или полуосях) при их относительном вращении будут отличаться на величину момента внутреннего трения механизма. Отношение вращающего момента на отстающем валу к моменту на забегающем валу называют коэффициентом блокировки дифференциала

. (7.20)

При остановленном корпусе симметричного дифференциала, как указывалось, передаточное отношение . Если теперь приложить ко второму ведомому валу вращающий момент , то момент на первом валу вследствие потерь на трение будет меньше . КПД дифференциала при относительном вращении валов в дифференциале с остановленным корпусом

.(7.21)

Из сравнения (7.20) и (7.21) следует . (7.22)

Чем ниже КПД дифференциала, т. е. чем больше внутренние силы трения, тем выше коэффициент блокировки. Дифференциал с повышенным внутренним трением при забегании или пробуксовке одного колеса вызывает повышение силы тяги на другом колесе в раз.

Максимальная сила тяги моста с блокирующимся дифференциалом определяется из выражения: и не может быть больше

При проектировании не следует выбирать коэффициенты блокировки , которое не превышает 8. Исследования тяговой динамики автомобилей и практики их эксплуатации показывают, что для 80% случаев движения в сложных дорожных условиях достаточно иметь =3, а для 94% - =5. В современных блокирующихся дифференциалах = 2...5.

Иногда предпочитают связывать степень перераспределения крутящих моментов по полуосям с моментом трения и моментом на корпусе дифференциала и коэффициентом блокировки называют отношение

. (7.23)

Между двумя коэффициентами блокировки существует связь. Сучетом (7.18):

 

(7.24)

И наоборот

 

(7.25)

 

КПД обычного симмеричного дифференциала может быть вычислен как

,

где - КПД подшипников скольжения двух шестерен, одного сателлита (так как силовой поток с шестерен на сателлиты передается параллельно) и двух зацеплений.

Приняв и получим

 

и

.

С учетом (7.23), (7,25) получаем

(7.26)

По формуле (7.23) имеем (7.27)

Таким образом, коэффициент блокировки обычного симметричного дифференциала невелик. С учетом трения сателлитов о корпус дифференциала . Чтобы существенно увеличить коэффициент блокировки, применяют дифференциалы с большим внутренним трением.

 

 

7.6.5. Шестеренчатые конические дифференциалы повышенного трения

 

 

 

Рис.7.16

 

Дополнительный момент трения, развиваемый в дисках трения и в контакте сателлитов с корпусом дифференциала

(7.28)

Суммарная окружная сила, действующая в зацеплении шестерен с сателлитами (условно отнесенная к одному зацеплению).

Осевая сила, действующая на шестерню, и на сателлит . Момент трения в дисках (7.29)

где - число поверхностей трения, коэффициент трения и угол зацепления.

Момент трения в контакте сателлитов с корпусом дифференциала Для преодоления этого момента требуется создать в зацеплении окружную силу Этасила создает относительно оси шестерни момент Это есть момент трения в контакте сателлитов с корпусом, приведенный к шестерне.

Теперь суммарный дополнительный момент трения

 

 

Полный момент трения с учетом потерь в зацеплении и в подшипниках . С учетом (7.27) и (7.30)

(7.30)

 

Коэффициент блокировки дифференциала с дисками трения

 

(7.31)

Для выполненных конструкций сдевятью дисками трения и углом зацепления равным 20о коэффициент блокировки . Для увеличения коэффициента блокировки в конструкцию вводят трапецеидальные кулачки, с помощью которых передают вращающий момент. Выбором угла профиля кулачков можно увеличить осевую силу и момент трения.

 

 

ЛЕКЦИЯ 25:

7.6.6. Кулачковые дифференциалы повышенного трения

Кулачковый дифференциал с повышенным внутренним трением и радиальным расположением кулачков показан на рис. 7.17. Момент от зубчатого колеса главной передачи подводится к сепаратору 1, в пазах которого расположены плунжеры 2. Наружные концы плунжеров соприкасаются с внутренней поверхностью обоймы 3, связанной шлицевым соединением с правой полуосью. Внутренние концы плунжеров соприкасаются со звездочкой 4, насаженной на шлицах на левую полуось. Внутренняя поверхность обоймы 3 и наружная поверхность звездочки 4 имеют кулачки, очерченные по определенному профилю. При повороте автомобиля плунжеры перемещаются в радиальном направлении в сепараторе 1 и, скользя по кулачкам обоймы 3 и звездочки 4, обеспечивают разные скорости вращения полуосей.

При одинаковых угловых скоростях обеих полуосей плунжеры неподвижны относительно поверхностей кулачков обоймы и звездочки.

 

Рис.7.17

 

Если угловые скорости неодинаковы, то плунжеры, вращаясь вместе с обоймой, одновременно перемещаются от отстающей полуоси к забегающей; такое перемещение обусловлено скосами кулачков обоймы и звездочки. На кулачках отстающей полуоси скорость и скольжение плунжера направлены в сторону вращения ведущего элемента, а на кулачках забегающей полуоси — в противоположную сторону. Поэтому силы трения между плунжерами и поверхностями кулачков способствует увеличению момента, передаваемого на отстающую полуось, и уменьшению на забегающую.

Максимальное число плунжеров, которое можно установить в обойму дифференциала, равно сумме кулачков обоймы и звездочки. Различное число кулачков на шайбах вызывает пульсацию момента при работе дифференциала, а также повышенный износ. Поэтому широкое применение нашли кулачковые дифференциалы с установкой двух рядов плунжеров со сдвигом второго ряда относительно первого на величину, равную половине расстояния от вершины до впадины кулачка. На одном из ведомых элементов кулачки также расположены в два ряда, но со сдвигом, большим в 2 раза. Когда плунжеры одного ряда занимают положение, при; котором передача усилий невозможна, плунжеры второго ряда находятся в рабочем состоянии.

Профили плунжеров и кулачков обоймы и звездочки обычно имеют дуги окружностей, радиусы которых подбирают так, чтобы внутреннее передаточное число дифференциала было постоянным и равнялось единице.

На плунжер (рис. 7.18, а) со стороны обоймы 3 (см. рис. 7.17) действует сила F1, со стороны звездочки 4 — сила F2 и со стороны сепаратора 1 (водила) — сила F.

На рис. 7.18, б показан треугольник сил, действующих на плунжер. Согласно теореме синусов

, (7.32)

где и — углы профилей обоймы и звездочки; — угол трения.

Спроектировав на горизонтальную ось силы F1 и F2, получим:

; . (7.33)

Подставив значения F1 и F2 полученные из формулы (7.32), в (7.33), получим выражения для определения крутящих моментов на полуосях:

;

.

Следовательно, коэффициент блокировки

.

Коэффициент блокировки кулачкового дифференциала kб1=0,4...0,5.

Расчет плунжеров, кулачков обоймы и звездочки производится на смятие для случая прямолинейного движения автомобиля

 

, (7.34)

где Е — модуль упругости, для стали Е==200 ГПа; и —радиусы кривизны контактирующих поверхностей плунжера и кулачка, для которых определено значение F1(2) ; l— длина пятна контакта плунжера и кулачка вдоль образующей кулачка.

В выражении (7.34) знак «плюс» соответствует случаю контакта обеих выпуклых поверхностей соприкасающихся деталей, а знак «минус» — выпуклой с вогнутой. Напряжение не должно превышать 2500 МПа.

7.6.7. Червячные дифференциалы. К числу дифференциалов с повышенным внутренним трением относится также червячный дифференциал (рис. 7.19).

Рис.7.18

Рис. 7.19

На концах полуосей на шлицах расположены червячные колеса 1 и 5, находящиеся в зацеплении с червяками 2 и 4. Червяки входят в зацепление с сателлитами 3. Если крутящие моменты на колесах 1 и 5 не равны, то при определенной разности моментов происходит относительное вращение сателлитов 3 и червяков 4, 2 по отношению к корпусу дифференциала (водилу); если моменты равны, весь механизм вращается как одно целое.

Коэффициент блокировки червячного дифференциала определяется КПД всех последовательно соединенных червячных пар. КПД определяется при условии: при неподвижном водиле мощность подводится к одной полуоси и снимается с другой— . КПД червячной пары с ведущим червячным колесом и ведомым червяком , где —угол наклона витков червяка; —угол трения.

КПД червячной пары с ведущим червяком и ведомым червячным колесом

.

Согласно выражению (7.22),

Рекомендуется угол принимать равным 20...30°, чтобы по мере изнашивания дифференциала коэффициент блокировки несколько уменьшался и тем самым исключалась возможность самоблокировки червячной пары.

Угол трения определяется из равенства , где —коэффициент трения, равный 0,08...0,15.

Для самоблокирующегося червячного дифференциала возможны высокие значения коэффициента блокировки (kб=5,65...9; kб1==0,7...0,8). В этом случае =0,1...0,17 и дифференциал будет быстро изнашиваться. При меньших значениях коэффициента блокировки (kб = 2,65...3; kб1 = 0,4...0,5) срок службы может быть удовлетворительным. Однако применение данных дифференциалов ограничено из-за сложности их конструкции и высоких требований к точности изготовления.

Находят применение и дифференциалы, представляющие собой роликовые или кулачковые муфты свободного хода.

Шестерни и крестовины дифференциалов, звездочки и кулачковые муфты изготовляют из 'хромоникелевых (20ХН2М, 15ХГН2ТА и др.) и безникелевых (20ХГРА, 18ХГТА) сталей хорошей прокаливаемости с высокими механическими свойствами.

Шестерни дифференциалов подвергают цементации на глубину 0,9...1,5 мм, закалке и отпуску; твердость поверхностного слоя 59...64 НRСэ, твердость сердцевины 32...43 НRСэ .Для шестерен дифференциалов легковых автомобилей используют также стали 35Х, 40ХН и ЗОХГТ; шестерни цианируют на глубину 0,2...0,4 мм, твердость поверхностного слоя 57...59 НRСэ.

Детали кулачковых дифференциалов подвергают фосфатированию на глубину 0,005...0,010 мм для предотвращения появления задиров и улучшения антифрикционных свойств. Опорные шайбы и втулки сателлитов изготовляют из бронзы БрО5Ц5С5, БрО6Ц6С3, фрикционные диски — из стали 65Г, 60С2 с закалкой или 40Х и 45 с цианированием и закалкой до твердости 57...61 НRСэ.

 

7.7.Приводы ведущих колес

В зависимости от типа подвески и управляемости колес применяют 4 основных схемы:

  1. Карданные передачи с шарнирами равных скоростей (ШРУС), передают вращение на ведущие управляемые колеса.
  2. Карданные передачи с обычными шарнирами, передают вращение на ведущие, но неуправляемые колеса, обычно при подрессоренной главной передаче.
  3. Передача с помощью валов (осей) на ведущие неуправляемые колеса.
  4. Передача с помощью валов на колесные редукторы.

В зависимости от схемы подшипникового узла и испытываемых полуосью (валом) ведущего моста с жесткой балкой нагрузок полуоси условно делят на полностью разгруженные (рис. 7.20,а), на три четверти разгруженные (рис. 7.20,б) и полуразгруженные (рис. 7.20, в).

В первом варианте колесо имеет ступицу, которая установлена на двух подшипниках, расположенных на картере ведущего моста. Благодаря тому, что подшипники несколько разнесены, изгибающие моменты от сил взаимодействия колес с дорогой воспринимаются картером.

Второй вариант отличается от первого тем, что вместо двух подшипников имеется лишь один. Изгибающие моменты от сил взаимодействия колеса с дорогой воспринимаются совместно полуосью и

Рис. 7.20 картером ведущего моста.

Полуразгруженная полуось имеет внешнюю опору, установленную внутри балки моста (рис. 7.20,в). При этом со стороны колеса полуось воспринимает все усилия и моменты, действующие от дороги.

По первой схеме (рис. 7.20, а) выполняют подшипниковые узлы колес в грузовых автомобилях, вторая (рис. 7.20, б) — применяется редко, по третьей схеме (рис. 7.20, а), наиболее простой, выполняют подшипниковые узлы колес в легковых автомобилях.

Обычно в таких конструкциях отсутствует ступица колеса; ее заменяет фланец полуоси, к которому непосредственно прикреплены диск колеса и тормозной барабан




©2015 studopedya.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.