автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Методы формирования рационального распределения мощности в трансмиссии легкового полноприводного автомобиля

На правах рукописи

Кругашов Анатолий Васильевич

МЕТОДЫ ФОРМИРОВАНИЯ РАЦИОНАЛЬНОГО РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ В ТРАНСМИССИИ ЛЕГКОВОГО ПОЛНОПРИВОДНОГО

АВТОМОБИЛЯ

Специальность: 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва - 2009

003460891

Работа выполнена в Московском государственном техническом университете «МАМИ»

Научный руководитель: Официальные оппоненты:

кандидат технических наук, профессор Селифонов В.В.

доктор технических наук, профессор Юрчевский А.А

кандидат технических наук, доцент Фоминых А.Б.

Ведущая организация ФГУП ГНЦ РФ «НАМИ»

Защита состоится «26» февраля 2009 года в 16 00 часов на заседании Диссертационного совета Д 212.140.01 при Московском государственном техническом университете «МАМИ» по адресу: 105839, г. Москва, ул. Большая Семеновская, 38, МГТУ «МАМИ», ауд. Б-304.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке Московского государственного технического университета «МАМИ».

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью организации, просим направлять на имя ученого секретаря диссертационного совета по адресу: 107023, г. Москва, ул. Б. Семеновская, 38. МГТУ «МАМИ».

Автореферат разослан «_»_2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Ю.С. Щетинин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. В развитии автомобилестроения отчетливо проявляется тенденция роста доли выпуска легковых автомобилей универсального по климатическим и дорожным условиям назначения - способных обеспечить безопасное движение с высокой скоростью на магистральных дорогах и, наряду с этим, возможность уверенного движения на заснеженных и обледенелых дорогах, по неровному грунту. Сложился тип автомобилей, занимающий промежуточное положение между легковыми автомобилями с приводом на одну ось и автомобилями повышенной проходимости. Расширяется круг производителей, охватывая большинство ведущих фирм.

Наблюдается активное развитие методов распределения мощности. Формируется спектр новых конструкций в типаже дифференциалов повышенного трения, отмечается распространение дифференциалов с управляемым изменением коэффициента блокировки.

Вместе с тем, имеющийся опыт эксплуатации полноприводных автомобилей, включая и продукцию ведущих зарубежных фирм, результаты испытаний и экспертные оценки свидетельствуют, что достигнутый технический уровень распределения мощности, определяющий характеристики проходимости и управляемости, не обеспечивает достаточной их сбалансированности.

Сдерживающим фактором для отечественного автомобилестроения является то, что недостаточно изучено распределение мощности в специфических условиях движения, характерных для легкового полноприводного автомобиля. Имеющиеся рекомендации по распределению мощности, выбору типов дифференциалов, коэффициентов блокировки недостаточны и, в ряде случаев, противоречивы, отсутствуют инженерные методы расчета специфических зубчатых зацеплений, расчета коэффициента блокировки новых типов дифференциалов.

Актуальность научных работ в направлении обеспечения сбалансированности распределения мощности, анализа развития межколесных и межосевых дифференциалов, технических требований к ним, разработки инженерных методов расчета, обеспечивающих необходимый технический уровень на ранних стадиях проектирования автомобиля, становится, таким образом, очевидной.

Целями работы являются:

• разработка метода первичной оценки распределения мощности комплексом дифференциалов, установление параметров рационального распределения;

• разработка рационального метода обеспечения движения в ситуации вывешенного колеса;

• разработка рекомендаций по формированию комплекса механизмов распределения мощности, учитывающих специфику полноприводного автомобиля универсального назначения;

• разработка расчетных методов проектирования дифференциала повышенного трения типа Квайф с заданными базовыми параметрами.

Для реализации целей работы требуется решить следующие задачи:

- исследовать распределение мощности комплексом дифференциалов с различными коэффициентами блокировки (Ке) в характерных режимах движения с учетом буксования колеса;

- выявить для режима движения в повороте с буксованием его характерные фазы в зависимости от соотношений угловых скоростей колес;

- установить параметры рационального распределения и диапазоны их значений;

- исследовать эффективность различных методов обеспечения движения в ситуации вывешенного колеса;

- установить совместимость дифференциалов повышенного трения с системами управляемого распределения сил тяги;

- сформулировать технические требования к комплексу распределения мощности с учетом специфики автомобиля универсального назначения;

- провести анализ типов дифференциалов с функцией полного или ограниченного блокирования на соответствие специфике технических требований, установить обоснованность отнесения конструкции Квайф к числу предпочтительных;

- разработать методы определения условий собираемости, расчетов базовых параметров зубчатых зацеплений и коэффициента блокировки дифференциала Квайф;

- провести стендовые испытания по определению коэффициента блокировки дифференциала Квайф для подтверждения разработанного метода расчета.

Объект исследования — коробка передач 21416-1701010 с межосевым и межколесным дифференциалами (межосевой дифференциал 21416-1729010 повышенного трения типа Квайф), автомобиль мод. 21416 с постоянным полным приводом.

Методы исследования. В работе использованы математические и экспериментальные методы исследования, базирующиеся на научных положениях теоретической механики, теории автомобиля, анализа и синтеза сложных технических систем, теории автоматического регулирования, теории планирования эксперимента. Научная новизна работы заключается в следующем:

- Разработан метод первичной оценки распределения мощности комплексом дифференциалов, включающим конструкции повышенного трения. Установлены параметры рационального распределения, характеризующие (в относительных величинах) суммарную тягу колес, несимметричность распределения и долю тяги, максимально сосредоточенной на одном на колесе. Метод целесообразен, в первую очередь, на начальной стадии проектирования полноприводного автомобиля.

- Обоснована силовая эффективность и энергетическая целесообразность сочетания дифференциалов повышенного трения с устройствами притормаживания забегающего или вывешенного колеса. Установлены граничные условия для системы управления, определяющие зону рационального использования метода притормаживания.

- Разработаны методы определения условий собираемости, расчетов базовых параметров зубчатых зацеплений и коэффициента блокировки дифференциала Квайф, приемлемые для инженерного применения.

Практическая ценность.

• Метод первичной оценки распределения мощности комплексом дифференциалов позволяет на ранней стадии проектирования обоснованно выбрать схему комплекса по типу дифференциалов и значениям коэффициентов блокировки, степени несимметричности межосевого дифференциала. Тем самым достигается сбалансированность распределения по влиянию на характеристики проходимости и управляемости.

• Предлагаемое сочетание межколесных дифференциалов повышенного трения с использованием устройств притормаживания буксующего или вывешенного колеса является дополнительной составной частью формирования рационального распределения мощности. По совокупности возможностей сочетание является аналогом дифференциала с управляемым изменением коэффициента блокировки при относительной простоте реализации.

• Разработанные методы определения собираемости, расчетов базовых параметров зубчатых зацеплений и коэффициента блокировки дифференциала Квайф позволяют вести проектирование на инженерном уровне с обеспечением сбалансированности характеристик и отказаться от метода пассивного копирования известных аналогов.

Реализация работы. Методы формирования рационального распределения мощности использованы в совместной работе ОАО «Автоваз», МГТУ им. Н.Э. Баумана и МГТУ МАМИ по проекту «Концептуальная схема трансмиссии 4x4 для нового автомобиля Лада Нива». Методы расчетов базовых параметров дифференциала Квайф используются в учебном процессе на кафедре «Автомобили» МГТУ МАМИ при курсовом и дипломном проектировании по специальности 190201.65 «Автомобиле и тракторостроение».

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы обсуждались специалистами кафедр «Колесные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана и «Автомобили» МАМИ с участием ОАО «Автоваз» при разработке проекта «Концептуальная схема трансмиссии 4x4 для нового автомобиля Лада Нива».

Публикации. По теме диссертации опубликовано пять печатных работ.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, раздела основных результатов и выводов, библиографического перечня и приложений. Работа изложена на 129 страницах текста, содержит 25 рисунков и 10 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертационной работы, поставленная растущим спросом на полноприводные легковые автомобили, формулируются цели работы.

В первой главе проведен анализ работ, направленных исследование проблем межколесного и межосевого распределения мощности в трансмиссии автомобиля, таких авторов, как Андреев А.Ф., Агейкин Я.С., Бахмугов C.B., Барыкин А.Ю., Ванцевич В.В., Исхаков Н.М., Лефаров A.A., Левин И.А., Матюшев С.И., Селифонов В.В., Серебряков В.В., Титков А.И., Умняшкин В.А., Чудаков Е.А., Шуклин С.А.

Научные исследования авторов охватывают проблемы распределения мощности, свойственные как дифференциалам повышенного трения, так и относительно новому направлению - автоматической блокировке на основе вязкостных муфт. Проблемы распределения мощности, заключающиеся в неоднозначности влияния на характеристики проходимости, управляемости и устойчивости автомобиля, приобрели особое значение для развивающегося типа автомобилей универсального назначения, за которым закрепляется наименование «кроссовер». Анализ работ показывает, что в связи со спецификой его назначения необходим поиск методов более сбалансированного распределения сил тяги, с тем, чтобы технические решения обеспечения проходимости

автомобиля сочетались с возросшей необходимостью обеспечения управляемости и устойчивости на уровне легкового автомобиля.

Поскольку базовым решением в распределении сил тяги является использование дифференциала с функцией блокирования (полного или частичного), представляются необходимыми исследования распределения мощности комплексом дифференциалов, включая ситуации буксования при движении в повороте, ситуацию вывешенного колеса. Целесообразна разработка метода первичной оценки распределения для инженерного применения, с тем чтобы уже на ранней стадии проектирования избежать ошибок в выборе типа механизмов распределения мощности и их технических параметров.

Имеющиеся в настоящее время рекомендации по распределению мощности не имеют комплексного характера, недостаточно отражают наблюдаемого в мировой практике распространения методов управляемого распределения мощности. Проведенный анализ сложившихся научных подходов к распределению мощности по ведущим колесам, выявление актуальных для легкового полноприводного автомобиля проблем позволили обоснованно сформулировать задачи работы.

Во второй главе выполнено исследование распределения мощности комплексами трансмиссии, включающими дифференциалы с различными коэффициентами блокировки, в характерных режимах - прямолинейное движение с буксованием колеса, движение в повороте со срывом колес в буксование, в ситуации вывешенного колеса.

Разработан метод первичной оценки распределения с оценочными параметрами на основе относительных величин. Поскольку целесообразно сопоставить распределение сил тяги для различных вариантов комплексов дифференциалов, то становится возможным не учитывать такие факторы, как влияние тангенциальной жесткости шин, изменение динамического радиуса колеса. (Под силой тяш в таком случае понимается не реализованная касательная реакция, а условная сила тяги, соответствующая подводимому крутящему моменту). При движении по кривой метод предусматривает выделение характерных фаз движения - в зависимости от соотношения угловых скоростей колес одной оси и угловых скоростей корпусов межколесных дифференциалов. За единицу силы тяги при движении в исследуемых характерных режимах принята минимальная сила тяги на колесе - Р, предопределяемая схемой комплекса дифференциалов, значениями Кб. В качестве оценочных параметров распределения сил тяги, предопределяющих влияние на проходимость, управляемость и курсовую устойчивость автомобиля, приняты: 2Р - суммарная сила тяги колес;

Ы>"

ХР' Рт

- коэффициент бортового распределения при прямолинейном движении;

- коэффициент сосредоточения тяги (в %) - характеризует долю тяги колеса,

- коэффициент неравномерности распределения сил тяги по колесам;

- коэффициент бортового распределения при движении по кривой;

имеющего максимальную силу тяги; Р

Ж Щ

ЕР

-- коэффициент межосевого распределения.

2Р3

Скоростные границы фаз движения по кривой.

Фаза 1: а>1>а2: сои>аи\ (йг>а1(1. Фаза 1а: ЮХ>Ю,\ ю^>СОи ; Фи>(01и. Фаза 2: тх<Ф.\ ©,„>*»„; 02>>02>. Фаза 2а: (0,<(Р2; й), >С0и\ аг>С01н. Обозначения: т1 и а>1 - угловые скорости корпусов дифференциалов передней и задней оси соответственно; символы «н» и «в» относятся к наружным и внутренним колесам соответствующих осей.

На рис.1 изменение распределения сил тяги в зависимости от фазы представлено в графическом виде для варианта комплекса с совокупным - межколесным и межосевым, распределением.

1а

2

Фаза

2а

Рис.1. Изменение распределения сил тяги в зависимости от фазы движения в повороте с буксованием. Комплекс с К,-2 для переднего, межосевого и заднего дифференциалов.

(Распределение тяговых сил по колесам для 8-и вариантов комплексов дифференциалов с различными К5 представлено в таблице 2.1 диссертации).

Р Р

Выявлено, что при движении в повороте параметр —— может достигать 4, —

Р ^Р

щ

(в %) - до 44-48% (от суммарной тяш), - может достигать 2/1 в фазе 1, изменяясь

1.Р

до 1/2 в фазе 2а. При межосевом дифференциале с К6 =3 параметр —достигает

£Рг

значения 1/3 в фазе 1, изменяясь до 3/1 в фазе 2.

На основании проведенного анализа ряда вариантов схем комплексов дифференциалов сделаны следующие выводы.

- Комплекс, включающий межколесные и межосевой дифференциалы повышенного трения с умеренными значениями коэффициента блокировки (в диапазоне 2...2,5) обеспечивает существенное увеличение реализуемой суммарной силы тяги - до 9... 10,5Р, и, соответственно, улучшение проходимости.

- Различие распределеяемых тяговых сил по сторонам автомобиля и между осями, а также изменение распределения в зависимости от фазы движения с буксованием могут быть настолько значительны, что их влияние на устойчивость движения и управляемость может стать критическим, создавая предпосылки к циклическим колебаниям автомобиля относительно вертикальной оси.

- Традиционных критериев оценки совершенства технического уровня распределения недостаточно. Для реэ/аша движения по кривой целесообразно оценивать возможность срыва в буксование колеса, реализующего наибольшую тягу, как предпосылку к возникновению циклических «перебросов» крутящего момента между колесами одной оси и между осями и, вследствие этого, циклических колебаний автомобиля относительно вертикальной оси.

Р

Приемлемым оценочным параметром является показатель —— (в %)- коэффициент сосредоточения тяги. Поскольку начало циклических перебросов крутящих моментов обусловлено срывом в буксование заднего внутреннего колеса, то возникает необходимость корректировки подхода к выбору межосевого распределения крутящих моментов. Показатель целесообразно дополнить для учета влияния распределения масс по осям и несимметричности межосевого дифференциала.

Введем: с1: - доля в % крутящего момента, распределяемого на заднюю ось, ¿/т - доля массы автомобиля в %, приходящаяся на заднюю ось. Р -с!

Комплексный показатель • 100 % предлагается для оценки влияния распреде-

ления тяги на курсовую устойчивость криволинейного движения в реальной ситуации несоответствия подачи топлива состоянию дорожного покрытия (по сцеплению) и действию боковых сил.

За объект сравнения целесообразно принять привод на одну ось при развесовке по осям 50% х 50% со значением комплексного показателя 50% при дифференциале с К6 = 1, и значением 75% при К6 = 3. Преимущества полного привода в курсовой ус-

р -а

тойчивости проявятся в том случае, когда комплексный показатель ——-- -100%

■ ¿г,

будет ниже 50%. Другим объектом сравнения является полный привод при развесовке по осям 50% х 50%, «свободных» дифференциалах, симметричном межосевом дифференциале и, соответственно, комплексном показателе 25%. Такой показатель недостижим при дифференциалах повышенного трения, однако значение показателя в диапазоне 25% - 50% обеспечивает преимущество по влиянию на курсовую устойчивость в сравнении с приводом на одну ось.

Обеспечение возможности движения в ситуации вывешенного колеса. Известно, что при движении на местности со сложным рельефом ситуация вывешивания колеса является наиболее сложной. Установлена низкая эффективность рекомендуемых в некоторых источниках методов - таких как введение в состав дифференциала узла начального трения, использование раскручивания вывешенного колеса при высоком (в диапазоне 8-10) значении^, дифференциала.

Как альтернатива, предложен метод сочетания дифференциала повышенного трения (при умеренном значении Кб) с использованием метода притормаживания колеса. Рассмотрим буксование колеса, находящегося в контакте с опорной поверхностью. Крутящий момент на отстающей полуоси составит: М = Мг ■ Кб + ■ К. Мт - момент торможения забегающего колеса.

Целесообразно использовать относительные величины: параметр-- необходимое

М,

значение тормозного момента относительно реализуемого крутящего момента на бук-

^ М

сующем колесе, и Д., =--аналог коэффициента блокировки, относительный кру-

М,

тящий момент на отстающем колесе, обусловленный суммарным влиянием трения в дифференциале и притормаживания буксующего колеса.

Ма К„

С использованием относительных величин находим: -= —- -1

М, кб

м

Зависимость отношения-от коэффициента К6 удобно представить в виде графика

М

безразмерных величин. Рис. 2 наглядно показывает существенное снижение необходимого момента притормаживания забегающего колеса для достижения заданного крутящего момента на отстающем колесе по мере роста коэффициента блокировки. Создается и запас по эффективности, необходимый в случае загрязнения тормозных механизмов. Для увеличения крутящего момента в кратности, соответствующей значению коэффициента блокировки, притормаживание забегающего колеса вообще не требуется.

Рис. 2. Зависимость относительных значений момента торможения забегающего колеса и крутящего момента на отстающем колесе

Ситуация притормаживания вывешенного колеса.

Используем более общий вариант анализа применительно к ситуации буксования колеса, не потерявшего контакт с опорной поверхностью, а ситуация вывешенного колеса будет представлять частный случай. Введем суммарный крутящий момент двух колес - ИМ. Ш= М, ■ Ке + М„ ■ К6 + М-= М, [К, +1) ■+ Мт .Кв , тогда

к.

\ ки

Формула свидетельствует о возможности существенного снижения момента притормаживания буксующего колеса, находящегося на опорн'ой поверхности, при использовании дифференциала повышенного трения. Для ситуации полностью вывешенного колеса (раскручивание этого колеса, с учетом ранее выполненного анализа, не учиты-

м

ваем) формула принимает вид: Мт = —-

Кб

Метод притормаживания колеса целесообразен при соблюдении ряда ограничительных условий, обеспечивающих его рациональное использование (таблица 1).

Таблица 1

Ограничительные условия целесообразного использования метода притормаживания колеса при дифференциалах с К6>\ и К6 = 1

Притормаживание колеса, находящегося в контакте с опорной поверхностью Притормаживание вывешенного колеса

II М = М +М < М от з оф ffl„>0, М = М <М о т оф

М=(М +М)-К,<М о 4 и s ' О Оф ф*п>а>0 СО т - СО min М = М ■Кк<м о то оф (йт>тс СО - СО -> min ш с

0)^ - угловая скорость забегающего притормаживаемого колеса М - максимально возможный крутящий момент на отстающем колесе, обусловленный коэффициентом сцепления ф.

Примечание: дифференциал с ^>1 может рассматриваться и как общий случай. Значение Ке = 1 для "'свободного" дифференциала, как известно, условно - момент трения, относительно невысокий, при взаимном скольжении звеньев имеется.

Таким образом, обоснованы следующие выводы: Дифференциал повышенного трения с умеренным коэффициентом блокировки - в диапазоне 2...2,5, в сочетании с системой притормаживания буксующего колеса, находящегося в контакте с опорной поверхностью или в вывешенном состоянии, обеспечивает возможность реализации достаточного для движения крутящего момента - до суммы предельно возможных для каждого колеса по условиям сцепления значений, при существенно меньшем тормозном моменте, чем в сочетании притормаживания со «свободным» дифференциалом.

По совокупности возможностей сочетание межколесного дифференциала повышенного трения и системы притормаэ/сивания колеса практически является аналогом дифференциала с управляемым изменением коэффициента блокировки

Снижение энергетических потерь при использовали притормаживания забегающего колеса в сочетании с дифференциалом повышенного трения.

Исследование и оптимизация энергетических потерь для режимов работы, включающих притормаживание буксующего или вывешенного колеса, направлены на снижение нагруженности фрикционных механизмов - механизма торможения колеса и самого дифференциала повышенного трения.

Рассмотрим энергетические потери в ситуации буксования одного колеса, сохраняющего контакт с опорной поверхностью. Ситуация вывешенного колеса будет представлять частный случай.

Суммарные потери мощности в дифференциале и на торможение буксующего колеса ЕЛ^ составляют (относительно Мо):

Для ситуации вывешенного колеса потери мощности вырастут - не будет уменьшения потерь за счет реализуемого крутящего момента на буксующем колесе. Формула получает вид:

{

\

Выражение в квадратных скобках может рассматриваться как суммарная составляющая потерь мощности, включающая: силовые составляющие, определяемые значением К., и скоростные. Скоростная составляющая потерь в дифференциале может быть существенно снижена поддержанием условия (й)1 — £Уо ) —> мин. соответствующим моментом торможения.

На конкретном примере в диссертации показана возможность существенного снижения общих потерь на трение - в 1,9...2,3 раза при умеренном значении коэффициента блокировки - в диапазоне 2...2,5. Выявлена существенно меньшая доля потерь мощности в дифференциале повышенного трения в сравнении с тормозным механизмом.

О влиянии дифференциала повышенного трения на стабилизацию прямолинейного движения автомобиля.

Внутреннее трение в дифференциале может являться положительным фактором воздействия на стабилизацию прямолинейного движения автомобиля. Сопутствующее разнице угловых скоростей звеньев дифференциала трение является противодействием возникновению этой разницы скоростей, поэтому эффект стабилизации свойственен автомобилю как с межколесными, так и с межосевым дифференциалами повышенного трения. Количественная сторона динамической стабилизации зависит от числа дифференциалов повышенного трения, их места в составе трансмиссии (межколесный или межосевой) и значений К6.

Для дифференциалов с постоянным коэффициентом блокировки эффект стабилизации пропорционален передаваемому крутящему моменту и может быть назван динамической стабилизацией прямолинейного движения автомобиля. Положительное значение для управления автомобилем с умеренной недостаточной по-ворачиваемостью, характерной для современных автомобилей, имеет то, что не требуется противоестественных управляющих воздействий, связанных с эффектом динамической стабилизации. При входе в поворот уменьшение подачи топлива и соответствующее снижение крутящего момента снижает эффект динамической стабилизации, ослабляя свойства недостаточной поворачиваемое™. При выходе из поворота увеличение подачи топлива и соответственно рост эффекта динамической стабилизации способствуют возврату к прямолинейному движению.

Третья глава охватывает вопросы формирования комплекса дифференциалов легкового полноприводного автомобиля - специфику технических требований к ком-

плексу, анализ новых типов дифференциалов на соответствие специфике требований, содержит рекомендации по формированию комплекса.

Постоянный полный привод рассматривается как общий случай распределения мощности, а подключаемый - как частный, при полном блокировании межосевого дифференциала. Аналогично понятие «дифференциал с функцией блокирования» принимается как обобщающее, считая что коэффициент блокировки может находиться в диапазоне от характерных для дифференциалов повышенного трения до то в блокированном состоянии. Такая классификация позволяет системно подойти к анализу соответствия дифференциалов различных типов специфике технических требований и к обоснованному выбору оптимальной конструкции.

Выполненный в главе анализ охватывает дифференциалы: с принудительной блокировкой; с автоматической блокировкой - механической и посредством вязкостной муфты; повышенного трения - новые конструкции, получающие распространение с 80-х годов - Torsen, Quaife , Torsen 2; дифференциалы с управляемым изменением коэффициента блокировки. На основе проведенного анализа установлено:

- расширяющееся применение дифференциалов с функцией управляемого блокирования не исключает использования дифференциалов повышенного трения в составе комплекса узлов распределения мощности;

- среди дифференциалов повышенного трения в числе приоритетных находятся дифференциалы с цилиндрическими косозубыми шестернями и сателлитами, центруемыми по наружной цилиндрической поверхности — Квайф, Торсен 2. Рекомендации по формированию комплекса дифференциалов.

Рекомендации сформулированы по результатам исследования распределения сил тяги при движении в характерных режимах и анализа современных конструкций дифференциалов.* За основу принимается схема с постоянным полным приводом. Рекомендации даны для двух уровней технического исполнения: базового и повышенного. 1 .Базовый уровень технического исполнения.

- Комплекс базируется на концепции дифференциалов повышенного трения - цилиндрических косозубых с центровкой сателлитов по их наружной поверхности. Конструкция Квайф - в числе приоритетных.

- Коэффициенты блокировки К6 для межосевого и заднего дифференциалов - в диапазоне 2..;2,5; для переднего: при отрицательном плече обкатки управляемых колес в диапазоне 2...2,5, при положительном - более низкие значения с учетом фактического значения плеча.

Р -л

- Показатель ЕР - на уровне 8-9, комплексный показатель ——-'- • 100 % -

ЕР • с1т

не более 40 - 45%.

- Сочетание с системой притормаживания буксующего (или вывешенного) колеса (на основе АБС) - как для передней, так и задней оси.

2. Повышенный уровень технического исполнения (особенности по отношению к базовому исполнению).

- Межосевой дифференциал - на базе дифференциала повышенного трения, автоматический с управляемым изменением К6 (посредством встроенной фрикционной муфты) в дополнение к базовому^ дифференциала.

- Коэффициенты блокировки Кс для межосевого и заднего дифференциалов »2, для переднего: при отрицательном плече обкатки управляемых колес ~2, при положительном - более низкие значения с учетом фактического значения плеча.

Р -й

- Показатель ИР на ровне 7-8, комплексный показатель —^-'- ■ 100 % - не более

35 - 40% (фрикционная муфта межосевого дифференциала не задействована). * Примечание: сформулированные рекомендации представляются обоснованными и по результатам испытаний образцов автомобилей мод. 21416, межосевой и задний дифференциалы которых имели повышенные значения Кб, в диапазоне 3 - 4. По экспертной оценке курсовой устойчивости при динамичном криволинейном движении на скользких дорогах отмечались труднопредсказуемые отклонения от траектории.

Четвертая глава включает разработку методов расчета базовых параметров зубчатых зацеплений дифференциала Квайф.

В связи со спецификой зацепления - сателлиты двух групп расположены без промежутков и каждый имеет двухстороннее зацепление, разработана модель сборки шестерен, позволившая установить условия собираемости.

Установлена возможность выполнения дифференциала с нетрадиционными числами сателлитов в группе, в частности - с четырьмя. Введено понятие базового передаточного числа, определяемого соотношением межцентровых расстояний:

л, - базовое передаточное число шестерен, у - угловой шаг сателлитов одной группы. Для вариантов дифференциалов с 4 -я и 5 -ю сателлитами в группе базовые передаточные числа соответственно составляют: 1М = 1,613 и /45 = 2,236.

Найденные базовые передаточные отношения позволяют определить реальные соотношения чисел зубьев шестерен дифференциала и выбрать оптимальные. Для реального сочетания зубьев потребуется сдвиг инструмента. Чем выше отклонение фактического межцентрового расстояния "шестерня - сателлит" 1ф от базового г6, тем больший суммарный сдвиг инструмента потребуется.

В таблицах 2 и 3 представлены возможные сочетания зубьев шестерен для вариантов дифференциалов с 4-я и 5-ю сателлитами в группе.

Таблица 2. Таблица 3.

Число сателлитов в группе 4

А/ %

7 12 6,3

8 12 -7,0

9 16 10,2

10 16 -0,8

Число сателлитов в группе 5

2ш Д/ %

6 15 11,8

7 15 - 4,6

8 20 11,8

9 20 -0,63

Параметрические ряды возможных сочетаний зубьев дифференциала «Квайф» Л г - отклонение фактического передаточного отношения от базового (в%). Знак "- " отклонения Д / свидетельствует, что требуется положительный сдвиг инструмента для шестерни или отрицательный для сателлитов. Положительное значение отклонения Д г (знак " + " не проставляется) свидетельствует о том, что требуется отрицательный сдвиг инструмента для шестерни или положительный для сателлитов.

Пятая глава - разработка метода расчета коэффициента блокировки дифференциала Квайф. Принят следующий режимы работы дифференциала: ведущим звеном является корпус, одна полуосевая шестерня остановлена, вторая забегает - режим буксова-

ния одного колеса стоящего автомобиля. На рис.3 дифференциал представлен в виде общей схемы зацеплений плоских шестерен, расположенных в трех разнесенных в пространстве плоскостей: плоскость зацепления «сателлит - шестерня» (первого выходного звена); плоскость зацепления «сателлит - сателлиты»; плоскость зацепления «сателлит - шестерня» (второго выходного звена). На рис. 4 дана пространственная схема нагружения сателлита.

Крутящий момент на отстающей полуосевой шестерне Мк1: Ш1 = 0.5 Ма + + ЩГ* + ЕМу + Мм

Крутящий момент на забегающей шестерне АЬчИ составляет: ШИ = 0,5 МП- Ш/У - Ш/э - - Мм

Обозначения: М/-крутящий момент на корпусе дифференциала, ИМ/У и - суммарные для сателлитов группы моменты трения на их цилиндрической поверхности в зацеплении «сателлит - сателлиты» и «сателлит - шестерня» соответственно, приведенные к оси полуосевой шестерни, ХЛЙ5 - суммарный момент трения торцев сателлитов группы, приведенный к оси полуосевой шестерни, Мм - момент трения торца полуосевой шестерни.

Коэффициент блокировки понимается как отношение крутящих моментов на отстающей и забегающей шестернях дифференциала: К6 = М^Ь

МеА

Рис. 3. Общая схема зубчатых зацеплений дифференциала Квайф

Рис. 4. Пространственная схема нагружения сателлита

Влияние трения непосредственно в зубчатых зацеплениях учитывается введением поправочного коэффициента к,. Принимаем КПД зубчатых зацеплений («сателлит-шестерня» и «сателлит - сателлиты») в ветви каждого выходного звена дифференциала равным 96%, тогда:

Влияние гидравлических потерь учитывается введением поправочного коэффициента . Его структура принята по аналогии с к2, значение принято также равным 1,083.

Итоговая формула коэффициента блокировки К6 дифференциала «Квайф» после определения составных частей моментов А/иЛ и МюИ, преобразований и выделения повторяющихся элементов приобретает приемлемый для инженерного применения вид:

к = Л/,-(1 + 0,04) Мл -(1-0,04)

¿,=1,083

При этом:

г г„

¿ = -"5.; к =1,083; к = 1.083 - ' * ' 8

Г

Разработанным методом выполнен расчет Ке реального межосевого дифференциала мод.21416, проведено расчетное исследование влияния угла спирали зубьев шестерен и угла зацепления на К6 (рис. 5).

а-20'

К*

Рис. 5. Зависимость коэффициента блокировки дифференциала Квайф от угла наклона линии зуба р и угла зацепления а (межосевой дифференциал 21416-1729010)

Расчетное значение К6 дифференциала 21416 - 1729010 (р=35°, а=20°) составило 2,96.

Установлено, что на значение К. существенно влияет угол наклона линии зуба Р,

влияние угла зацепления а незначительно.

Шестая глава - экспериментальные стендовые исследования по определению коэффициента блокировки дифференциала Квайф.

Объект испытаний - коробка передач 21416 - 1701010 с межосевым и межколесным дифференциалами, с главной передачей переднего моста полноприводного легкового автомобиля мод. 21416. Межосевой дифференциал, узел 21416 - 1729010 -симметричный, число сателлитов в группе - 5, число зубьев шестерен и сателлитов -15 и 6 соответственно, угол наклона винтовой линии зубьев - 35°, угол зацепления -20°, модуль (нормальный) - 2,25.

Привод осуществлялся балансирной машиной со стороны первичного вала, на-гружение - индукторным тормозом через приводные валы передней оси. Выходной вал, имитирующий привод заднего моста, жестко закреплен на раме стенда. Испытания производились на 1-ой передаче при крутящем моменте на первичном валу 20; 40; 60;

80 Нм. Частота вращения первичного вала КП - 150 об/мин, что соответствует разнице частот вращения выходных звеньев дифференциала 90,7 об/мин.

9 4 3

4. .....т Л;

/ / \

у

•Ж

.пгг

I

13

LS

I

\4 \5

Рис.6. Схема стенда для испытаний коробки передач с дифференциалами в сборе

Определение коэффициента блокировки межосевого дифференциала производилось путем измерения крутящих моментов на первичном валу КП, на заблокированном выходном валу и последующего расчета (см. таблицу 4).

Таблица 4

Крутящие моменты, измеренные при проведении испытаний и полученные расчетом

Момент на Момент на Момент на Момент на Коэффициент Момент

первичном корпусе забегающем отстающем блокировки трения

валу, М дифферен- валу, М^ валу, Мш К*

Нм циала, Md Нм Нм Нм

Нм

20 66,14 16,64 49,50 2,97 16,43

40 132,30 29,78 102,50 3,44 36,36

60 198,42 43,03 155,40 3,61 56,19

80 264,57 53,27 211,30 3,97 79,02

При крутящем моменте на первичному валу в диапазоне 20 - 80 Нм и включенной 1-ой передаче коэффициент блокировки дифференциала составляет 2,97... 3,97.

На рис.7 представлен график зависимости коэффициента блокировки от крутящего момента на корпусе межосевого дифференциала (в диапазоне 66,14 ... 264,57 Нм).

"1.........i ~ 1.......г ■ .

Рис.7. Зависимость коэффициента блокировки от крутящего момента на корпусе межосевого дифференциала 21416 - 1729010

Как видим, в зоне крутящих моментов до 132Нм, соответствующих движению на высших передачах при максимальных крутящих моментах двигателя, К6 составляет 2,9...3,44. Отличие от расчетного значения не превышает 16%.

В главе выполнено также расчетное исследование влияния конструкции 2-х вальной КП с проходным вторичным валом на конечное межосевое распределение мощности.

Результаты стендовых испытаний и расчеты по определению "очищенного" значения К, межосевого дифференциала позволили, с привлечением дополнительных расчетов по разработанной в главе методике, определить и конечные значения К', межосевого распределения мощности.

Установлено, что в 2-х вальных КП с проходным вторичным валом трение в торцевом сопряжении полого вторичного вала и вала ведущей шестерни главной передачи оказывает влияние на конечное распределение крутящих моментов.

Влияние трения не является симметричным. При отставании привода заднего моста влияние трения в торцевом сопряжении валов КП 21416 - 1700010 существенно -конечный коэффициент блокировки К'6 на 8,7... 10,9 % превышает значения К. межосевого дифференциала. При отставании привода переднего моста влияние торцевого трения незначительно - конечный коэффициент блокировки К', превышает значения К6 межосевого дифференциала менее чем на 3 %.

Основные результаты и выводы

1. Установлено, что комплекс дифференциалов повышенного трения, изменяя при движении в повороте соотношения тяговых сил по сторонам автомобиля и между ведущими осями, приводит к концентрации тяги на внутреннем заднем колесе и создает предпосылки к срыву колеса в буксование. При срыве в буксование начинается циклическое изменение распределения сил тяги по сторонам автомобиля и ведущим мостам, возникают предпосылки к колебаниям относительно вертикальной оси. Вероятность начала циклического процесса обусловлена значениями коэффициентов блокировки и критическим сочетанием реализуемой мощности двигателя, коэффициента сцепления, боковой силы.

2. Установлено, что сочетание межколесных дифференциалов повышенного трения при умеренном коэффициенте блокировки - в диапазоне 2...2,5, с использованием системы притормаживания буксующего колеса является эффективным средством повышения проходимости автомобиля при существенном снижении - в 2,5 раза при К6 = 2, требуемого момента притормаживания буксующего колеса. Обеспечивается возможность движения в ситуации вывешенного колеса.

3. Сформулированы граничные условия для системы управления притормаживанием буксующего колеса, определяющие зону рационального использования метода - обеспечение необходимой силы тяги при минимальных энергетических затратах во фрикционных механизмах. Общие потери на трение в механизме тормоза и дифференциале могут быть снижены в 1,9...2,3 раза при значении^ в диапазоне 2...2,5.

4. Установлена целесообразность применения дифференциалов повышенного трения новых типов - с цилиндрическими косозубыми шестернями и сателлитами, центруемыми по наружной цилиндрической поверхности - Квайф, Торсен 2 . Возможность варьирования значения К6 достигается при сравнительной простоте конструкции.

5. Установлено, что в 2-х вальных КП с проходным вторичным валом трение в торцевом сопряжении полого вторичного вала и вала шестерни главной передачи оказывает влияние на конечное распределение крутящих моментов. Влияние трения не является симметричным. При отставании привода заднего моста влияние трения в сопряжении валов существенно - конечный коэффициент распределения К6 превышает значения К5 межосевого дифференциала на 9... 11% (для КП 21416-1700010).

6. Разработан метод первичной оценки распределения мощности, позволяющий на ранней стадии проектирования комплекса дифференциалов сбалансировать распределение мощности по влиянию на проходимость и курсовую устойчивость автомобиля. Предложены оценочные параметры распределения, основные из которых - относительная суммарная сила тяги, коэффициент сосредоточения тяги на одном колесе.

7. Разработаны рекомендации по формированию комплекса дифференциалов двух уровней исполнения. Рекомендации включают диапазоны значений коэффициентов блокировки, оценочных параметров распределения, использование притормаживания колеса или применение межосевого дифференциала с управляемым изменением Кб.

8. Разработана графо-аналитическая модель сборки шестерен дифференциала типа Квайф и определены условия собираемости, выявлены параметрические ряды возможных сочетаний чисел зубьев для вариантов с различным числом (5 и 4) сателлитов в группе, определены значения суммарного сдвига исходного контура.

9. Разработан метод расчета коэффициента блокировки дифференциала Квайф, подтвержденный стендовыми испытаниями производственного образца. Определено влияние угла спирали зуба и угла зацепления на коэффициент блокировки.

Основные положения диссертации отражены в следующих печатных работах:

1. В.В. Селифонов, A.B. Круташов, Е.Е. Баулина "Многоцелевые полноприводные АТС и дифференциал повышенного трения"// Автомобильная промышленность, N®3 2005г.

2. A.J1. Карунин, C.B. Бахмутов, В.В. Селифонов, А.В.Круташов, Е.Е Баулина, Е.В. Ав-руцкий, К.Е. Карпухин "Экспериментальный многоцелевой гибридный автомобиль"// Автомобильная промышленность, №б 2006г.

3. 3.Новичков, Л.И. Сморгонский, В.А. Длугоканский, A.B. Круташов "Трансмиссия полноприводного транспортного средства". Авторское свидетельство СССР № 1431220.

4. Новичков, Л.И. Сморгонский, В.А. Длугоканский, A.B. Круташов "Трансмиссия полноприводного транспортного средства". Авторское свидетельство СССР №1378248.

5. В.В. Селифонов, A.B. Круташов, Е.Е. Баулина "Коробка передач". Патент РФ №2313709.

Круташов Анатолий Васильевич

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук «Методы формирования рационального распределения мощности в трансмиссии легкового полноприводного автомобиля»

Подписано в печать 19.01.09 Заказ 06-09 Объем 1,0 п.л. Тираж 100

Бумага типографская__Формат 60x90/16

МГТУ «МАМИ», 107023, Москва, Б. Семеновская ул., 38

ВВЕДЕНИЕ.

1.ПРОБЛЕМЫ МЕЖОСЕВОГО И МЕЖКОЛЕСНОГОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ В ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ.

1.1 Анализ сложившихся научных подходов к распределению мощности по ведущим колесам.

1.2 Проблемы распределения мощности, актуальные для легкового полноприводного автомобиля универсального назначения.

1.3 Цели и задачи исследования.

2. ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ КОМПЛЕКСОМ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ, ВКЛЮЧАЮЩИМ КОНСТРУКЦИИ ПОВЫШЕННОГО ТРЕНИЯ.

2.1 Исследование распределения сил тяги в режимах движения по прямой с буксованием и движении по кривой. Метод первичной оценки распределения мощности.

2.2 Обеспечение возможности движения в ситуации вывешенного колеса.

2.3 Эффективность распределения мощности дифференциалом повышенного трения в сочетании сиспользованием притормаживания забегающего колеса.

2.4 Снижение энергетических потерь при сочетании дифференциала повышенного трения с использованием притормаживания забегающего колеса.

2.5 О влиянии дифференциала повышенного трения на стабилизацию прямолинейного движения.

3. ФОРМИРОВАНИЕ КОМПЛЕКСА ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ ЛЕГКОВОГО ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ УНИВЕРСАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ.

3.1 Специфика технических требований к комплексу дифференциалов.

3.2 Анализ новых типов дифференциалов с функцией блокирования на соответствие техническим требованиям.

3.3 Рекомендации по формированию комплекса дифференциалов легкового полноприводного автомобиля универсального назначения.

4. РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ РАСЧЕТА БАЗОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛА«КВАЙФ».

4.1 Разработка модели сборки шестерен дифференциала и определение условий собираемости.

4.2 Определение базовых параметров дифференциала.

5. РАЗРАБОТКА МЕТОДА РАСЧЕТА КОЭФФИЦИЕНТА БЛОКИРОВКИ ДИФФЕРЕНЦИАЛА «КВАЙФ».

5.1 Выбор нагрузочного режима и разработка расчетной схемы.

5.2 Расчет сил и крутящих моментов в звеньях дифференциала. Расчет коэффициента блокировки.

5.3 Проверочный расчет коэффициента блокировки дифференциала «КВАЙФ».

6. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПО ОПРЕДЕЛЕНИЮ КОЭФ ФИЦИЕНТА БЛОКИРОВКИ ДИФФЕРЕНЦИАЛА «КВАЙФ».

6.1 Объекты экспериментальных исследований.

6.2 Методика и условия проведения стендовых испытаний.

6.3 Результаты измерений и определение коэффициента блокировки.

6.4 Влияние конструкции 2-х вальной КП с проходным вторичным валом на конечное межосевое распределение мощности.

В развитии автомобилестроения отчетливо проявляется тенденция роста доли выпуска легковых автомобилей универсального по климатическим и дорожным условиям назначения — способных обеспечить безопасное движение с высокой скоростью на магистральных дорогах и, наряду с этим, возможность уверенного движения на заснеженных и обледенелых дорогах, возможность перемещения по неровному размокшему грунту.

Расширяется круг производителей, охватывая большинство ведущих фирм, включая такие ранее непрофильные для полного привода, как Porsche, BMW, Cadillac. Труднее назвать фирму, не имеющую в своей производственной программе автомобиль подобного типа или не заявившую о своих намерениях начать разработку и производство.

Можно считать, что сложился тип автомобилей, занимающий промежуточное положение между традиционными легковыми автомобилями и автомобилями повышенной проходимости. Фирма «Daimler - Benz», создавая автомобиль М — класса, представила его как автомобиль «для всех видов деятельности - AAV» (All Activity Vehicle). Получает распространение, для обозначения типа этих автомобилей, наименование «кроссовер» . Поскольку границы между типами не являются однозначными и постоянными, есть некоторая условность в этом делении, однако обязательным существенным признаком нового типа - кроссовера, является наличие полного привода колес - постоянного или подключаемого.

Распространение автомобилей универсального назначения вызвало повышенный интерес к «нестандартным» для автомобилей повышенной техническим решениям в распределении мощности. Наблюдается активное развитие не только конструкции трансмиссии, но и методов распределения мощности, что начинает оказывать влияние на общий технический уровень автомобилестроения.

Сложный и во многом противоречивый состав технических требований к конструкции полноприводных автомобилей универсального назначения за затрагивает, естественно, и такой узел трансмиссии, как дифференциал, технический уровень и возможности которого начинают существенно определять технический уровенень распределения мощности. Одним из новых явлений в развитии дифференциалов является формирование спектра новых конструкций в типаже дифференциалов повышенного трения - по принятой в российском автомобилестроении' терминологии, т.е. дифференциалов с функцией неполного блокирования. Важным является также обстоятельство, что отмечается последовательное, хотя и медленное, распространение автоматических дифференциалов с управляемым изменением коэффициента блокировки. Вместе с тем, имеющийся опыт эксплуатации полноприводных автомобилей, включая и продукцию ведущих зарубежных фирм, результаты испытаний и экспертные оценки свидетельствуют, что достигнутый технический уровень распределения мощности, определяющий характеристики проходимости и управляемости автомобиля, не обеспечивает достаточной их сбалансированности.

Имеющийся в отечественном автомобилестроении опыт разработки легковых полноприводных автомобилей универсального применения, ориентированных на использование новых решений в конструкции узлов распределения мощности, не получил достаточного развития. Существенным сдерживающим фактором для отечественного автобилестроения является то, что недостаточно изучено распределение мощности в характерных и специфических условиях движения полноприводного легкового автомобиля, имеющиеся рекомендации по формированию концепции распределения, выбору типов дифференциалов, коэффициентов блокировки недостаточны и, в ряде случаев, противоречивы. Отсутствуют инженерные методы расчета специфических зубчатых зацеплений, расчета коэффициента блокировки новых типов дифференциалов.

Актуальность научно — исследовательских работ в направлении изучения распределения мощности в полноприводном автомобиле, анализа развития важной составной части узлов распределения мощности — межколесных и межосевых дифференциалов, технических требований к ним, разработки инженерных методов расчета, обеспечивающих необходимый технический уровень на ранних стадиях проектирования автомобиля, становится, таким образом, очевидной.

7. ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ.

1. Установлено, что комплекс дифференциалов повышенного трения, изменяя при движении в повороте соотношения тяговых сил по сторонам автомобиля и между ведущими осями, приводит к концентрации тяги на внутреннем заднем колесе и создает предпосылки к срыву колеса в буксование. При срыве в буксование начинается циклическое изменение распределения сил тяги по сторонам автомобиля и ведущим мостам, возникают предпосылки к колебаниям относительно вертикальной оси. Вероятность начала циклического процесса обусловлена значениями коэффициентов блокировки и критическим сочетанием реализуемой мощности двигателя, коэффициента сцепления, боковой силы.

2. Установлено, что сочетание межколесных дифференциалов повышенного трения при умеренном коэффициенте блокировки — в диапазоне 2.2,5, с использованием системы притормаживания буксующего колеса является эффективным средством повышения проходимости автомобиля при существенном снижении - в 2,5.3,3 раза, требуемого момента притормаживания буксующего колеса. Обеспечивается возможность движения в ситуации вывешенного колеса.

3. Сформулированы граничные условия для системы управления притормаживанием буксующего колеса, определяющие зону рационального использования метода - обеспечение необходимой силы тяги при минимальных энергетических затратах во фрикционных механизмах. Общие потери на трение в механизме тормоза и дифференциале могут быть снижены в 1,9.2,3 раза при значении^ в диапазоне 2.2,5.

4. Установлена целесообразность применения дифференциалов повышенного трения новых типов - с цилиндрическими косозубыми шестернями и сателлитами, центруемыми по наружной цилиндрической поверхности -Квайф, Торсен 2 . Возможность варьирования значения Кб достигается при сравнительной простоте конструкции.

5. Установлено, что в 2-х вальных КП с проходным вторичным валом трение в торцевом сопряжении полого вторичного вала и вала шестерни главной передачи оказывает влияние на конечное распределение крутящих моментов. Влияние трения не является симметричным. При отставании привода заднего моста влияние трения в сопряжении валов существенно — конечный коэффициент распределенияК*б превышает значения Кб межосевого дифференциала на 9. 11% (для КП 21416-1700010).

6. Разработан метод первичной оценки распределения мощности, позволяющий на ранней стадии проектирования комплекса дифференциалов сбалансировать распределение мощности по влиянию на проходимость и курсовую устойчивость автомобиля. Предложены оценочные параметры распределения, основные из которых - относительная суммарная сила тяги, коэффициент сосредоточения тяги на одном колесе.

7. Разработаны рекомендации по формированию комплекса дифференциалов двух уровней исполнения. Рекомендации включают диапазоны значений коэффициентов блокировки, оценочных параметров распределения, использование притормаживания колеса или применение межосевого дифференциала с управляемым изменением Кб.

8. Разработана графо-аналитическая модель сборки шестерен дифференциала типа Квайф и определены условия собираемости, выявлены параметрические ряды возможных сочетаний чисел зубьев для вариантов с различным числом (5 и 4) сателлитов в группе, определены значения суммарного сдвига исходного контура.

9. Разработан метод расчета коэффициента блокировки дифференциала Квайф, подтвержденный стендовыми испытаниями производственного образца. Определено влияние угла спирали зуба и угла зацепления на коэффициент блокировки.

Заключение.

Проведенные стендовые испытания показали, что величина коэффициента блокировки межосевого цилиндрического дифференциала 21416 -1729010 типа Квайф (с косозубыми шестернями, непрерывным расположением сателлитов при их центровке по наружным поверхностям) в диапазоне крутящих моментов на корпусе дифференциала 66,14 . 264,57 Нм составляет 2,97 . 3,97.

Увеличение коэффициента блокировки при росте крутящего момента на корпусе дифференциала свидетельствует о некотором изменении коэффициента трения в зависимости от нагрузки - на 33 % при увеличении крутящего момента в 4 раза.

Наибольшее практическое значение имеет диапазон нагрузки до максимального крутящего момента двигателя, но на 4-ой передаче (при 5-ти ступенчатой КП). Это относится как к оценке управляемости автомобиля, так и проходимости. (В условиях, когда требуются высокие характеристики проходимости, на низших передачах не используются высокие крутящие моменты).

В реальном для оценки Кй диапазоне крутящих моментов - до ~ 130 . 135 Нм на корпусе дифференциала, значение Кб составляет 2,97 . 3,44. Погрешность по отношению к расчетному значению Кб= 2,96, полученному по разработанному методу (глава 5), не превышает 16%.

6.4. Влияние конструкции 2-х вальной коробки передач с проходным вторичным валом на конечное межосевое распределение мощности.

Особенность конструкции 2-х вальной коробки передач с полым вторичным валом, позволяющая рационально использовать момент трения Мтв в торцевом сопряжении, передающем осевые силы со вторичного вала на вал ведущей шестерни главной передачи переднего моста, ставит задачу количественной оценки влияния этого трения на конечное распределение крутящих моментов. При этом количественная оценка должна быть установлена с учетом того, что отстающим может быть каждое из двух выходных звеньев дифференциала. (При рассмотренных ранее стендовых испытаниях отстающим звеном был привод задних колес).

Рассмотрим конечное распределение крутящих моментов для двух вариантов в зависимости от того, какой мост — задний или передний, является в исследуемой ситуации отстающим.

Вариант 1. Отстающее звено - вал привода заднего моста. Крутящий момент Mwl на выходном валу, соответствующем приводу задних колес, обусловлен суммарным моментом Md на корпусе дифференциала и включает влияние на него момента трения Мтв на стыке валов. Момент Mwl непосредственно измеряется «на выходе» при испытаниях на стенде (рис. 6.1).

Вал ведущей шестерни главной передачи переднего моста обгоняет вторичный вал КП и корпус дифференциала. Соответственно, с учетом трения на стыке валов, крутящий момент на валу ведущей шестерни, обозначим qtoMw*, и "конечный" коэффициент блокировки, обозначим его К*б определятся формулами:

М ' = М -М • К' = lylwh 1VJ-wh 1У1тв > JV6 Д^-. и А

Замеренные при испытаниях и расчитанные по приведенным формулам для варианта 1 значения крутящих моментов и конечного коэффициента блокировки, учитывающего и момент трения на стыке валов коробки передач, в дополнение к трению в дифференциале, представлены в таблице 6.4. В столбце конечного коэффициента блокировки К* представлено также его увеличение по отношению к Кб дифференциала (АКав %).

1. Андреев А.Ф. Дифференциалы колесных машин / А.Ф. Андреев, В.В. Ванцевич А.Х., Лефаров ; Под общ. ред. А.Х. Лефарова. М.: Машиностроение, 1987. — 176 е.: ил.

2. Яскевич 3. Ведущие мосты. М,: Машиностроение, 1985. - 600 е.,ил.

3. Раймпель Й. Шасси автомобиля. —М.: Машиностроение, 1983.- 356 е., ил.

4. Барыкин А.Ю. Автомобильные вязкостные муфты: Учебное пособие для студентов вузов, обучающихся по специальности 150100(«Автомобиле- и тракторостроение»).Наб.Челны: Изд-во КамПИ, 1999. 118 с.:ил.,табл.

5. Шамов Ю.А. Исследование влияния межколесного самоблокирующегося дифференциала повышенного трения на интенсивность износа шин:Диссеретация на соискание ученой степени к.т.н. Москва, 1987.

6. Король В.Ф. Обоснование автоматической блокировки дифференциала и определение ее влияния на нагрузочный режим трактора: Диссертация наIсоискание ученой степени к.т.н. Москва, 1985.

7. Селифонов В.В., Серебряков В.В. Проходимость автомобиля: Учебное пособие по специальности 150100. Москва, 1998.

8. Селифонов В.В., Круташов А.В., Баулина Е.Е. Многоцелевые полноприводные АТС и дифференциал повышенного трения // Автомобильная промышленность, 2005. № 3.

9. Андреев А.Ф. Влияние блокировки дифференциала на устойчивость прямолинейного движения колесного трактора: «Автомобиле- и тракторостроение. Динамика движения автомобилей и тракторов». Минск, «Вы-шейшая школа», 1970, с. 9 — 19.

10. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. 2 -е изд., перераб. идоп. -М.: Машиностроение, 1990. -352с. : ил.

11. Левин И.А. К вопрсу о циркуляции мощности в трансмиссии многоприводного автомобиля. // Труды МАМИ. -М. : МАМИ, 1954, № 1.

12. S. Goddard, P. Elwood. Scrub radius and SUV handling. Automotive Engineering internffional, Juli 1999.

13. Исаев А. Самоблокирующийся дифференциал Eaton Locker II Офф Po-уд ДРАЙВ. 2006, № 9 10.

14. H.J. Sauer. Der permanente Allradantrieb im PKW als Weiterentwicklung ein-achsgetribener Farzeugkonzepte. Automobil — Industrie, 1986 № 2.

15. Левин И.А. О рациональной степени блокировки дифференциалов многоприводного автомобиля./УАвтомобильная промышленность, 1968, №3.

16. Хилл П. Наука и искусство проектирования. Методы проектирования, научное обоснование решений/ Пер. с англ.- М.: Мир, 1973.

17. Некрасов В.И. Диагональный привод ведущих колес // Автомобильная промышленность. 1998, № 2.

18. Гзовский М. Тест Alfa Romeo Brera, Audi TT, BMW 335i // За рулем. 2007, №08.

19. Диваков А., Растегаев О. Формула для фермера // Авто Ревю. 2001, №7.

20. Воскресенский С., Карпенков А. Тест Subaru Justi, Suzuki Baleno, Mitsubishi Lancer// За рулем. 1999, №5.1. Publication number0130 8061. A2t) Application number МЭ044М.Т @ D»:o ol filing 3I.Q6.84inta«:F16H 1/42T$ Priority: 01.07.53 GBS317St1

21. Oite of publication at application M01RS Bulletin S5/2

22. Applicant: Quelle, Rodney Trevor, Sovereign Woy Botany Industrial Estate, Tonbrld go KentTH91RJ(ClBj

23. Inventor: Qualfe, Rodney Trevor, Sovereign Way Botany Industrial Estate, Tollbridge Kent TN9 1RJ (GB)

24. Ы' Designate;: Contracting Status AT BE CH DE FR QBtT ULUNLSE$$ Representative: Pre n I ice, Raymond Hoy, R.R. Prentice & Co. 34 Tavistock street, London WC2E7PB (OB)1. N <