автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Влияние конструктивных и эксплуатационных параметров на виброакустическую активность заднего моста легкового автомобиля

>Г| 1 I ! ^ (¡А

КАЗАХСКИИ ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ни. С. М. КИРОВА

На правах рукописи

МУХИТДИНОВ акобир сидыкович

УДК 621.01+534.2.

ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ и ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПАРАМЕТРОВ НА ВИБРОАКУСТИЧЕСКУЮ АКТИВНОСТЬ ЗАДНЕГО МОСТА ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

05.02.18 — Теория механизмов и машин

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Алма-Ата — 1990 г.

/ /

Работа выполнена в лаборатории строительной механики редукторных систем Института машиноведения им. А. А. Благонравова АН СССР.

Научный руководитель:

Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, лауреат Государственной премии СССР, доктор технических наук, профессор АИРАПЕТОВ Э. Л.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор КАЗЫХАНОВ X. Р.,

кандидат технических наук, доцент ЗАДИН М. С.

Ведущая организация — Производственное объединение «ГАЗ».

Защита состоится <(.2?» охГЯ1990 г. в /£?"'час. на заседании специализированного Совета Д.058.01.05 Казахского государственного университета им. С. М. Кирова по адресу: 480012, г. Алма-Ата, ул.Масанчи, 39/47, в ауд. 316.

С диссертацией можно ознакомиться в научной библиотеке КазГУ.

Ваши отзывы в 2-х экземплярах, заверенные печатью, просим направлять по адресу: 480121, Алма-Ата, ул. Тимирязева, 46.

Автореферат разослан < 22. » 1990 г.

Ученый секретарь специализированного совета

I. т. н. ? ; слуцкий л. и.

_ з _

0Н14Я ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

. 'ме-л Актуальность теми. Комфорт легкового автомобиля является одним —овних факторов, определявших его конкурентоспособность на мировом рынке. эксплуатации отечественных автомобиле:;, в том числе "Волгл" - ГЛЗ-24, показывает, что шум заднего моста является одним из основных фактор-и, создающих дискомфорт б салоне автомобиля. Шум заднего моста легкового автомобиля связан в основном с работой главной (гипоидной) передачи, нарушение взаимного положения колес которой является причиной повшеншсс вибраций и шума заднего моста» Известные метода регулирования главной передачи, по существу, сводятся к поиску эмпирическим путем оптимального взаимного положения зубчатых колес • главной передачи, что затрудняет разработку рациональной конструкции и технологии сборки ее элементов. В связи с этим представляется необходимым выполнение комплекса теоретических и экспериментальных исследовании виброакустической активности главной передачи в составе трансмиссии легкового автомобиля, вклшаияего учет всех факторов, влияющие на взаимное положение зубчатых колес главной передачи (погрешностей и упругих деформаций ее элементов), псстро-чие Динамичес".ой модели главной передачи, изучение физической природа процессов, происходящих в неточной и деборми'-'/емой гипоидной передаче, разработку мероприятий, направлению; на снижение возмущащих сил непосредственно в источнике их возникновения - в гипоидном зацеплении. Сказанным определяется актуальность настоящей работы, в которой выполнен комплекс названных исследований применительно легковому автомобилю "Волга"-ГАЗ-24.10.

Цель работы. Комплексное исследование конструктивных и технологических факторов, влияюцих на взаимное положение зубчатых колес главной передачи, разработка динамической модели, главной передачи, включая определение возмуцающих сил, возникамцих в гипоидной передаче, и изыскание методов снижения возмущающих сил непосредственно в источнике из: возникновения - р гипоидном. зацеплении.

Научная новизна. I. Экспериментальным путем установлена связь мз.чду амплитудно-частотным составом вибраций заднего моста и шума в салоне автомобиля. 2. Выполнен комплекс экспериментальных исследований влияния погрешностей взаимного положения зубчатых колес главной.передачи на кинематическую точность, параметры пятна контакта, огс положение на боковой поверхности зубьев и амплитудно-частотный состав вибраций заднего моста. Разработан метод расчета жесткости и статической нагруженности опор качения с шарико- к роликшовшяниками с учетом зазоров-натягов и '"'срекоса мезду кольцами подшшшка. 4. Получена расчетная оценка глубины модуляции радиальной жесткости спор качения в

связи с изменением схемы на груженая тол качения. 5. Разработана np>"¡t-раснсгаешшя динамическая модель главной передачи в составе трансмиссии автомобиля, включая определение возмущающих сал, возникающих в гипоидном зацеплении, с использованием которой выполнен комплекс расчет-., них исследований частот и форм колебаний главной передачи.

Практическая ценность. I. Получены в безразмерном виде эмпирические зависимости дляс определения жесткости и статической кагруквнности опор качения с шарик о- и роликоподшипниками с учетом зазоров-натягов и перекоса мезду кольцами подшипника,,которые могут быть использованы при произвольных конструктивных и нагрузочных параметрах подшипников. 2. Предложен метод взаимной компенсации кинематического и дейорматив-ного смещения колец подшипника, обеспечивающий уменьшение вибраций на частоте "мелькания." тел качения. 3. Разработана динамическая модель главной передачи в составе трансмиссии автомобиля, позволяющая на стадии проектирования: ястеш добиваться улучшения виброакустических характеристик заднего места автомобиля направленным изменением конструктивных параметров узла, 4. Разработаны метода сборки и регулирования главной передачи, обеопечивыэщие мнимизацвд. возмущающих сил в гипоидном зацеплении.

Реализация результатов работы

Результаты работы в Части коррлкиюго учета упругих деформаций, опор качения, статической и динамической нагруженяоети многопарных передач зацеплением веши: составной частью в "Методические рекомендации" (I рлдакция) и рекомендации Р 54-236-89. "Расчеты и испытания на прочность. Общие требования к расчетам на прочность зубчатых передач". П.: Госстандарт, 1989, Ю5с. и "Методические рекшендада - Прямозубые конические передачи.,'Расчет .на прочность". 1.1. Госстандарт, 1990, 92с.; Методика регулирования внедрена в ЗПАП г.Ташкент.

• Апробация работа. -Основные результаты работы долохены и обсукде-ны на Я оъззде по прикладной и теоретической махашр-э, г.Танкент, IS8G; Всесоюзной конференции по САПР, i .Устинов, 1986 ; конференции молодых .jHeffii" Шюипугв машиноведения т .А .А.Благокравова ЛИ С СОР,i 987, ISS9; 1У Всесоюзном совещании по диналшке и прочности автомобилей, г.'.'ссква, 1088; 1У Всесоюзном симпозиуме по теории решишх. передач зацеплением. г .Курган, I9S8; отраслевом научно-техническом соесвднлд по Гд-пра^плям, г.Tanatear, 1989; í.Ie о с лу .íjunt а иск oii конференции но тсх-нЬлогил изготовления зубчатцх колес, г .Горький, 1099; секции ученого совета н-з;-ч!.ого огдела £::бпса.-сустика ивахи .:»..л.А."хах-онравова .АН СОЛ', 1:'9Сг, и других конференциях.

Г. ; о л и к а ц и и . ;.о теме !3iccßpia;;2' o-V-Kitcra-iC i 8 печатных paco-:, I пвгоргг.о* ак^пи'зотас на кзойретенди.

Структур,-ч п объем работы. Диссертация содерзшт введение, пять глав, заключение, список использованной литература и приложения. Объем диссертация 254 стр., включая ¡¿¡в с.р. основного узкета, 102 иллюстраций, 18 таблиц, 14 стр. списка .жсисльзованной литературы, содержащего 144 работ.

СОШ'ЗьШК РАБОТЫ

Бо введении дается общая характеристика проблемы, формулируется цель диссертационного исследования.

В первой главе выполнен анализ конструкций главных передач; работ, посвященных изучении точности, жесткости и виброактивности заднего моста легкового автомобиля. Сформулированы цели и задачи исследования.

Во второй главе исследованы вибрационные характеристики заднего моста, автомобиля ГАо-24.10, показавшие, что спектр вибраций включает гармоники зубцовой частоты и модуляционные частоты л^' ± , обусловленные проявлением низкочастотных составл^'пмцю: кинематической погрешности зубчатш: колес. Варьирование оборотов зубчатых катес позволило обнаружить наличие собственных частот ^ , уровни вибраций на которых существенно влнявт на вибраци лный портрет заднего моста.

Установлено, что в спектре вибраций и дума в салоне автомобиля четко просматриваю ¿я дискрзтше составляющие, обусловленные вибрацией главной передачи. Так, наряду о составляющими, обусловленными пересопряжением зубьев главной передачи, наблюдаются также частота , соответствующе свободным колебаниям упругой системы заденего моЬта в состава трансмиссии автомобиля. Получены зависимовти уровня шума /с и вибрации пола ь салон? от вибраций заднего моста автомобиля на резонансных (риз .1а,б,в) и кегпезокансных (рис.1г,д,е) частотах. Выполненные исследования показали необходимость изучения влияния погрешностей взаимного положения зубчатых колес главной передачи 11а вибрационное состояние заднего моста, обусловленных погрешностями и упругими деформациями элементов главной передачи.

В третьей глазе исследовано влияние погрешностей взаимного положения зубчатых колес нг параметры контакта зубьев, коэффициент перекрытия передачи, точность гипоидной передачи, несткость опор качения и других элементов главно;; передачи заднего моста. Выполнено теоретическое исследование влияния погрешностей взаимного положения колес и,» дай ну мгновение;; ллоеддки контакта (поз .4 табл.), на коэффициент перекрытия пере ¡.эти с учетом локализации контакта з.убьез (поз.5 табл.). Получзш,; раоче'.лиз зависимости д»; цзиенейая сумларной длины контактных лилий по Оа: зацепления, явл-'пгщэгося азюм •"< оо'озши «икторов,

- б -

а)

¿c wo

sa

so

70 ВО

so

40

+ /ООГн .!SOrH

. Lc--iO,Ol-t WSL

ß)

8)

n

190

so so

70

so SO 40

St 60 70 SO 90 /О0 L.

+. /ООГц чВОГч

¡■с

ГСО

w íí 70 (O í9 40

+2íor4 »3 гогч

/ =3 rjr+0,îl}H..

с

"Г

so sa го во so юо i

Г.-26.13-, /, гпУ

* A /

X Ia

a

so ьо 70 BQ 90 ЮО J...

ф

L 0.99íl„

to 40 60 70 SO 90 IM ln

+ Л ; 'f.!. "if, • 5/„f

¿C

/00

SO ÍÜ 70 SO 9C ¡00 U„

SO SO 70

SO

so

iO

» о—

■tr

4±iL

so so го sj go i do L„

Зависимость эксплуатационных характеристик главной передачи от погрешностей взаимного положения зубчатых колес

ПП Параметр« Расчетная формула

1 3

1. Размеры пятна контакта

2. Полотенце пятна контакта

3.. Зазор между зубьями

4. дайна мгновенной площадки контакта

5. Коэффициент перекрытия ' передачи

6. Кинематическая погрешность передачи

7.. Газность ослиных иагоь

8. Радиальная деформация псдшпника для трик оя одшипника

ролш-.оподшипиита

9. Осевая деформация

' ■радияльп о-у иорного подшшшка

10. ■ Пзгибная де.-усрг.сцяя зу

зубьев

11.- На раке три ко;-:так"'чой деформации

1л. '((«окаткпя сала удара под нагрузкой на холостом ходу

IB. Спектр ударного импульса

14, Спектр зозсуяьдгай сеян

15. УрОВНП 3. СДОЦОЗ глязпой гсредач',1

2а=/5дх,-И<Б6дХа + 34д£ - 0,Ва8 2.6^6,35 + -Б,33лб'

Х<, = 22.5йХ, + -43аЕ -/,2А6'

У„ - 7.9ЪЗлХ, +5/«7лХг + 32лЕ -О.блВ' AS= + D,33a&'

£(Л,) =2/_(У?J, х'а а-Л0 Кя,)= ыпЯ,)т

£~ ^П B^SLn (д, - ,

'* [1 ~ -fi r0S (-в*. - Я» in Ы*-Я

АХ,-О /;ол = «/уам (Ъ£0") Л\, = Р,Зх.< i3S0")

г =Л/г+уЙ) Х.г. /x.\(t-msinfi)i

S.a(p/z)n

а - 2, 965 П - 0,В If- О'О, - b,Wi,;n ' О, 98i у* О, а =2., 750 ; П - 0,6

W„ = О, 5Z*S(Phl/>?Ъ) wx

Рта* -2,525(E./e,)*s °ft/ (f + W)( <-t-u) ТГГ^Ц^!

Pi»'*,-Щ вШ ; ii // * 4.COSfrnl cc'Prn/t £.)}

ах. ± о ■ Li 76d£ i_c -= ??cJ5

I 1 >7- ' i?Z

Л У, =С,5мМ;/уС-- ;W5; Lf„.-8?.d&

15.. Уровни вибраций и шума на резонансных режимах

1?. Уровни вибраций и шума на мекрезонансных режимах

18.. Взаимная компенсация дэ-йормативного и кинематического смещения колец

19. Рациональная локализация контакта зубьев

20, Рациональная сборка главной передача

400, 450 Гц-, ¡.„=-2&13 + 4,№57/.„> ¿с=-'0,02+4,0451„; ¿.с- 37, 57 + 0,313 7С„ ^-5,5-И +0,00921*; 1с-Зг,4вВ + 0,ЗЩг.„ 1С = 32 + 0,905

= 0,452. (Д/гЗЗАрИИОПОДИНПНИК

мп^Л^. о.-юв (ДАХролииоподгаипяик к =■ — -- № ИГ- _ ■ * - И"'

21,. Рациональная регулировка главной передачи

а в - о, х0 = «х ■ у.

У _ 4,5603 аЕ - Оуа229&&' ° 0,0^)2X^+ 0,0973

Л*, --■!,973АХ!,*-0,84В2йЕ-О.ОЗаб')

Л 5 = О, Х0 = Кк у,

у = Р,ОИХ: - 0,Р5<£.&'

0,03ГКХ - 0,093

л =. о, оз«; - £> 5' + о, оз 4ха АХ, --4,973£,хг-О,дО9ь$°+0,9О9У<1

8 2а, гв - длина и ширина пятна контакта; а, в - полуоси эллипса площадки контакта ; ¿(Я)- длина мгновенной площадки контакта в положении на характеристике передачи; Д, -- угол между образующей делительиого конуса и характеристикой передачи; /7 - пятно контакта на зубе,/7= га/¿\» ; у? - угол наклона в точке р положения центра пятна контакта; £ - среднее конусное расстояние; -у. , - угол головки я нойки зуба шестерни; г - радиус резцовой головки;

- угол наклона в середина точки длины з_.ба; о(- облике-ниа колец;' >5, - зазор; Р - внзеняя сила; ¿^ - число тел к зения; - угловая скорость шестерни; ^ с/ - диаметр делительное! скруагосп шестерки; ыаг - угол про|шя на вершше зуба колоса; "-осевые погрешности шзстзрш! и колеса; л£,л£ - гипоидная и мокооевая погрешности; ¿с - уровень щума; салона; уровень вибрации пела;

уровень вибрации заднего моста; параметры пе-

редачи при разводе резцов \ч/< и ^ ;

*У» ~ ямег.еяио пятна контакта по длине и высоте зуба; л о", Л", V.'- КЗ,,¡средние боковой зазор и «юсешш пятна контакта •••г'^.ицувд.ой главной лепецлчо.

приводящих к возникновении колебаний в гипоидной передаче; установлена связь между погрешностью взаимного палоЕсзшя'кодес к разностью основных шагов зацепления зацепляющихся колес (поз.7 табл.)»

Влияние взаимного положения зубчатых колес га кинематическую точность, положение и раэмерн пятна контакта но след спалось т универсальной многопараметтической измерительной машине ЕВ-5058 в ИЗШ АН СССР. Показано, что погрешности монтажа элементов влияют на амплитудно-частотный состав кинематической погрешности главной передачи (рис.2), причем, наибольшее влияние оказывают погрешности гипоидного расстояния и угла между осшли колес и незначительное атаяние - погрешности осевого положения колес (рйс.З). Установлено, такке, что погрешности монтажа зубчатых колес, существенно влиявт на паютенйе и размеры пятна контакта на боковой поверхности зубьев, оказывающего определяющее влияние на уровень возникайтей в зацеплении возмужавшей сити. Полученные эмпирические зависимости, устанавливающие связь между погрешностями монтажа и положением пятна контакта на боковой поверхности зус„-ев, позволяют как прогнозировать положение пятна контакта, так и определять погрешности монтажа по измеренным параметрам пятна контакта и его положения на боковой поверхности зубьев.

Жесткость и статическая нагрукегшоегь опор качения с шарико- и роликоподшипниками с учетом зазоров-натягов я перекоса мззду кольцами подмипника исследованы методами строительной механики упругих систем с односторонними связями. Получена расчетные зависимости для оценки жесткости опор качения - ос звного элемента, влиявшего на взаимное положение зубчптих колес главкой передачи, - в безразмерном виде, что позволяет использовать их при расчете к проектировании опор качения с произволыш;.я конструктивными и нагрузочными параметрами. Результат • расчета параметров нагрукезнил шряко- и роликоподвалашков яри ц" = С обобщены на ряс .4 в виде зависимости безразмерного сближшш колец подшпнита ! ) от безразмерной ра'иалыюй евлн ь опоре (поз.8

табл.). Показано, что.независимо от числа тел качены л полученные зависимости с зисоксй точностью соответствуют результатам шполиенних расчетоз.

Расчетнчз кослецопапия показали, что независимо от типа подюашн-ка колебания жесткоста поппипшкое качания в связи со смоноГ; схемы на-грунекпя состок&шг &/>. Iпочетным нутом шжчзаиа принципиальная возможность изменять вибрации годиишшка ии «асготс "мелькания" тел качения относительно яоподкшаго кольца регулированием педкилника .Установлена связь мекчу шгрузочишли я геодатратюскимп параметрами, оСсс-пвчиваюздя неиз-&гкяоб лачогеите тпла при Щ - 0 ,1 у? - & ,'х на ча-

Ул. ,, ср.К 5ао /г.

«/¿к 42,с

Рис..5

сгото "мелькания" тел качения. Зги расчетные зависимости позволяют добиваться взаимной компенсации кинематического и дефсрмативного смещения колец за счет выбора величина зазора >£ . окспериментальная проверка этого явления, выполненная на специальном стенде, подтвердила полученный теоретическим путем результат (рис.5) - уровень вибраций на частота "мелькания." тел качения оказался наименьшим (перепад Юдб) при оптимальном соотношении нагрузки и зазора е опоре качения, в реальных условиях для ¡шзющегсся узла с подюпннком качения этот оф^ект монет быть реализован за счет регулирования зазора .в подшипнике.

Экспериментальные исследования кесткости опор и других элементов заднего моста, выполненные на стенда ПО "ГАЗ" по методике фирмы "Гли-сон<', показали существенное влияние упругих деформаций элементов передачи на взаимное полснение зубчатых колес (рио.б).

3 четвертой глава исследованы ЕИброакуотпческиз характеристики главно;! передачи заднего моста, причины возникновения вибраций в гипоидной передаче. Ванным фактором, определявшим виброактивнсотл главном передачи, являются силы контактного взаимодействия при пересопряжении зубьев. В связи о этим в раисге уделено значительное Епиманиз физической природе возникновения сил в главной передач?. Отмечается, что ударное взаимодействие зубьев, порождавшее колебали:; главной передачи, происходи как при входе, так и выходе из зацепления. Изменение суммарной длины контактных линии по фазе зацепления является другим мощным возмуадпцам (¿актором, приводяцкм к вознш'.новопизо колебаний з гипоидной передаче,

Ра четная оценка силы удара при входе и выходе зубьев из зацепления выполнена на базе квазистатической модели удара твердых тел Г.Герца, согласно которой связь между нагрузкой и перемещением в отатико и динаышсе имеет идентичный вид. ■

В результате решения уравнения движения получены вгранания для накскиальной величины сбликекил соударяшгхся тал сх^. и максимальной силы удара . Обобщением модели удара Г.Герца получены расчетное зависимости, учитывавши многопарнеггь зацеплений. Выражение дет определения ¿.ансапальноЯ деформации Ы^ и максимальной сшш удара Упал получены з зуде (поз.12 табл.).

Получолп рчочотнке зависимости .для изменения cj парной дапш контактных лши." i:c, gace гацвгегенка, яажадейся дополнительным Бсзмуцдю-üuu.i (..¡щгг'сасм, ;:,п:.ству";щим з гкпеидной 5 редане. Гаечек а!.т.ли.ту",но-чя-стотп'п сос'.'зв ирзеу^дацях сил, лейотиувкях в гипелйнок поредачэ, обу-с.:обгз»«ш ■'5т:;"..х дъумл Г:лг;1'0|.анн (го?.Г? таб.1.),

' ^л\:|Г.;.ог'елльнгг- псслакпг.зшп i."6;jo:;;:oi;i:líx у.аракторпоткк зздко-го мо? ::..л г,:. ?.::::. л ^лгелнеоте;: ион lava еллклитсп лзл/узлч ко-

'/s„- S,??9(p/z) s

мм

цг q<

о

-ц*

-цг ■V

йК

лх,

Рис.6

¿л 60

S5

SO

4S

Лг' ГР= ос

X s -—^ ÛC

\—к— __ ____ s /

О 2SO SOО

Рис.5

rso /ООО J2SO /SOO Ppaà КГ

-скоростных параметров выполнены па испытательном стенде ПО "ГАЗ". Испытания подтвердили сущесгвешюе влияние погрешностей монтажа элементов передачи на амплитудно-частотный состав вибраций заднего моста. В частности, показано, что уровень вибраций па второй гармонике зубцо-вой частоты является информативншд признаком при выявлении погрешностей монтажа зубчатых колес по вибрационному сигналу. Расчетные исследования виброактивности главной передачи в составе трансмиссии автомобиля нроводшшсь о целью: выявления причин возникновения резонансных колебаний главной передачи; определения влияния упругих параметров зубчатого зацепления и подшипников на вибрационные характеристики главной передачи; определения возможности уменьшения амплитуд колебаний, передающихся от главной передачи к другим элементам трансмиссии, в связи с этим разработаны две динамические модели разных уровней сложности. Первый уровень предусматривая взаимосвязанные крутильно-попереч-но-осевые колебания главной передачи. При этом зубчатые колеса представлялись в виде твердах тел, связанных упругими связали - жесткостью зубьев и опор качения. Демпфирование учитывалось во всех кинематических парах - зубчатом зацеплении и опорах качения. Второй уровень динамической модели включал дополнительно карданную пере гачу в виде системы о распределенными параметрами, коробку передач, двигатель и задние колеса с полуосями, сфоршровав таким образом расчетную модель заднего моста в составе трансмиссии.

Расчетные исследования динамических моделей выполнены на ЭВМ "/гЛда". Исследованы частоты и формы свободных и вынужденных колебаний г. .вной передачи в составе трансмиссии автомобиля, определен спектр собственных частот колебаний системы, оценено влияние конструктивных параметров системы на ашллтудно-частотше характеристики, установлено, что на рабочих режимах' движения автомобиля возможно совпадение частот, обусловленных перосопряаешем зубьев с соб-гтвеннши частотами системы, т.е. возникновение резош чишх колебаний в сиотеме,

В пятог глапе выполнен анализ результатов исследований и разработал* рекомендация не сшшо'шв вибраций и шума заднего моста автомобиля ТХ'-^Л.Ю. Как пскггалн пи полке иные исследования, определявщзо влияние на вн^роакуотпчзскуо активность заднего моста с аэывавх птреинс-ст1 кздялоге пшояешю зуСчатшс колос главной передачи. Приведены ре-культаты ^кснершсияшяоро лсследсва! I величины кинематической по-гредюстц л урокк ■ваСраця? главной передачи в зависимости от полоае-Н]'Л и раь-.ероз плтна контакта на боковой поверхности зубьев и бокового га: в я зацеплении. Поэтому осноиное внимание а работе уделено

разработке методов регулирования главной передачи, обеспечивающих оптимальное положение зубчатых колес с учетом ожидаемах упругих деформаций элементов передача. Рассчитан момент предварительного патяга подшипников ведущей шестерни, обеспечивающий минимальную величину уровня вибраций на частоте "мелькания" тел качения до наружному кольцу, который равен 13,2 кгс.м. Определены сшш контактного взаимодействия зубьев при входе и шходе из -ацапления.

Но результ гам выполненных исследований разработаны рекомендации: по расчету геомегро-кянематических, еосткоотных и шброакустических параметров главной передачи автомобиля ГАЗ-24.10 (табл.)| по сборке и регулир( аншо главной передачи. Показана возможность значительного сни-квния чувствительности главной поредачи к погрешностям взаимного поло-ыения зубчатых 1;олес за счет уменьшения радиуса резцовой головки (поз. 19 табл.), сопровождаемого незначительным увеличением уровня контактных давлений на боковых поверхностях зубьев (поз.19 табл.). Получены расчетные зависит,юсти для оптимального положения зубчатых колес при сборке главной передачи (когда известны погрешности изготовления картера (поз.20 табл.)) и при регу-Диршзании главной передачи (когда измерен зазор в зацеллещш и положение пятна контакта на боковой поверхности зубьев (поз.21 табл.)); излснэн способ регулирования зацепления, на которы11 получено положительное решение на выдачу авторского свидетельства па изобретение.

В приложении приведены документы о внедрении результатов работа: расчеты экономической йффеътивности от внедрения прибора для регулирования гипоидной передачи; результаты расчетных и экспериментальных исследований точностных, ¡кесткостных и вибрационных параметров главной передачи; расчет экономической эффективности мероприятий по снижению вибраций и шума в салоне автомобиля на основе методики, рекомендованной Всесоюзном научно-исследовательским »¡нститутом охраны труда и техники безопасности.

В И Б О Д Ы

I. Глазная передача автоыобибя ГАЗ-24.: } существенно влияет на формирование акустического поля в салоне автомобиля. Установлено, что меяг' вибрациями главной передачи и шумом в салоне автомобиля существу е' тесная взаимосвязь - их спектры идентичны на зубцовой частоте я ее высших гармониках и обусловлены работой главной передачи; повышенный шум на оборотах вращения карданного вала 1980-2520 об/мин связан с совпадением подшипниковых и зуоцовых частот с собственными частотам! 150, 250, 320 Гц, соответствующими поперечным колебанием картера; повышенные уровни вибраций на обороте 3500 об/мин соответствуют частотам собственных крутильных колебаний главной передачи.

частотами главной передачи.

2. Полученн расчетные зависимости для оценки влияния погрешностей взаимного положения колео на эксплуатационные характеристики главной передачи - изменение длины мгновенной площадей контакта по фа-зо зацепления, коэффициент перекрытия главной передачи с учетом локализации контакта зубьев, разность основных шагов зацепляющихся зубьев.

Экспериментально установлена связь между погрешностями положения колес, и кинематической погрешностью главной передачи и ее амплитудно-частотным составом - наиболее информативные уровни погрешности на первой и второй гармонике зубцовой частоты изменились при внесении погрешности осевого положения шестерни на 44В и 320 угл.сек при исходном уровне 280 и 256 угл.сек, соответственно. Экспериментально показано, что коэффициент усиления соответствующей погрешности на изменение положения пятна контакта на боковой поверхности зуба составляет 22,5 (12,5) для погрешности осевого положения шестерни (колеса), 1,2 для погрешности угла между осями колес (в мин.) и 43,0 для погрешности гипоидного расстояния.

3. Построзни расчетные зависимости для определения силы удара при входе зубьев в зацепление, основанные на использовании модели удара твердых тел Г,Герца; определен амплитудно-частотный состав возмущающих сил, возникающих в главной передаче при входе зубьев в зацепление . Установлено влияние погрешности положения пятна контакта на боковой поверхности зубьев на изменение суммарной длины контактных линий по фазе зацепления и определен амплитудно-частотный состав возмущающих сил, возникающих в связи с этим фактором в главной передаче.

Экспериментально на стенде 110 "ГАЗ" подтверждена связь между погрешностями положения зубчатых колес и виброактивностью главной передачи. Так, уровни вибраций на зубцовой ча тоте 05 гц, ео второй гармонике 190 гц) составили 76, 73 и 04 дб (77,80 и 78,5 Дб), соответственно, при номинальном положении колес, осевом смещении шестерни к большому модели на 0,'3 ш, осевом смещении колеса к малому модули на 0,2 ш.

4. По тощ раскрытия статической неопределимое«, упругих сстем с односторонними связями решета задача о статической нагруженности опор качения с шарик о- л ролик олодшнш лама с учетом зазора и перекоса да-.-ду кольцами подшипника. Расчетным путем показано, что независимо от типа подшпиика глубина модуляции его поперечной хесткост" на чисто':': "гелллакиа" тел качения, являющаяся причиной возникновения в с.ч!теь*э паряш1'рич9ск1к колебаний, составляет 55». Экспериментальные

- JO -

исследования, выполненные на стенде ГО "ГАЗ", подтвердили, что »меткость опор качения главной передачи оказывает существенное влияние на погрешности взаимного положения зубчатых колес.

5. Расчетные исследования показали, что имеется принципиальная возможность взаимной компенсации кинематического и деформатнвного смещения колец подшипника, связанных о дискретное .-ья) подшипника и изменением его поперечной жесткости на частоте "мелькания" тел качения. Экспериментальные исследования, выполненные на специальном стенде, подтвердили, что 1.ри оптимальном соотношении зазоров и нагрузок в опоре удается снизить вибрация на частоте "мелткаяия" тел качения с 56 до 46,5 дб.

6. Разработано два типа динамической модели главной передачи -простейшая, содеркавдя гипоидную передачу и опоры качения, и усложненная, с гипоидной передачей в составе трансмиссии автмобиля, в которой зубчатые колоса совершают пространственные кругяльно-полеречяо-осевые колебания под действием возмущающих сил, возникающих в гипоидном зацеплении. Расчетные исследования показали, что собственные частоты 150, 250 и 660 nt, соответствующие свободным колебаниям системы, находятся

в соответствии с результатами экспериментальных виброакустических исследований автомобиля. Варьирование жесткости параметров упругих муфт в сопряжении карданного вала с главной передачей и коробкой передач показало что предпочтительным является второй вариант'установки упругой муфты, при котором перепад вибраций на указанных резонансных частотах достигает 10-15 дб.

7. По результатам расчетных п эколериментальных исследований оценены рациональные величины зазоров в главкой передаче и положения зубчатых колес, П"и которых обеспечивается минимум кинематической погрешности главной передачи, вибрации ее элементов и шума в салоне автомобиля. Разработаны методы рациональной сборки (регулирования) главной передачи, обеспечивающие нахождение необходимого взаимного положения зубчатых колос при заданных погрешностях изготовления картера заднего моста (или измеренных боковом зазоре в зацеплении и положении пятна контакта на боковой поверхности зубьев) Разработан ускоренный метод регулирования главной передачи, на которой получено положительное решение на выдачу авторского свидетельства на изобретение, реализующий до-cTL .-енке оптимального взаимного положения: элементов глашоп передачи под нагрузкой.

Основные результаты работы отра;сены в следующих лублпкацглх

I. Определение напряжений и контактных деформаций роликов подшипников сателлита. // Сб.: УХ съезд по прикладной и теоретической меха-

нике. - Тажент, 1986. с.20-21 (в соавт.).

2. Экспериментальное исследование виброакустических характеристик заднего места автомобиля ГАЗ-24.10 // Тезисы докл. Конф.молодых ученых, 1НАИ, 1987, с.35.

3. Влияние погрешностей.взаимного положения колес на параметры контакта зубьев и кинематическую точность гипоидной передачи. // Расп. научна-практич.конф. молодых учешх и специалистов "Объективность использования тюсурсов при совершенствовании управления производством, технологическими процессами и оборудованием". Ташкент. 1908. с.10.

4. Исследование кинематических и вибрационных характеристик элементов трансмиссии лег-ового автомобиля. // Тезисы докл. Iii Всеооюэн. научно-техн,совещания "Динамика и прочность автомобиля". M., ISS3.

с.10—11 (в соавт.).

5. Способ сборки конических зубчатых передач. Полокителтчоэ решение. Заявка 1462515, июнь Г587 (в соавт.).

6. Регулирование бокового зазора в зацеплеапи конической зубчатой передачи. Тез,докл. 1У Всесоюзн.счпозиупа "Теория реальных передач зацеплением". Курган, ч.1, IS88, C.58-G0 ( в соавт.).

7. Исследование кесткости элеме тов редукторов заднего моста лог-козого автомобиля. Курган. ч.2, 1988, с.45-47 .

8. Метод расчета статической нагруженное™ упругих систем с односторонними связями. Докл. АН УЗССР, 1989, й 4, с.19-21 (в соавт.).

9. Расчеты и испытания на прочность. Общие требования и метода расчета на прочность цилиндрических эвольвентних зубчатых передач. Реко-

' мекдациь (первая1 редакция) F51-235-69. 1.1. Гостандарт СССР ВШСШМАИ, 1989г., 105с. (в соавт.).

10. Петод расчета на прочность конических прямозубых эвольвентних передач. Рекомендации (первая редакция). Ц. Госстандарт СССР ВНШ1КАШ, 1990, 92с.(в соавт.).

11. Расчеты и испытания на прочность, общие требования и методы расчета на прочность цииндрических эвольвентних зубчатых передач, рекомендация P54-2E5-SC-. К. Гозстэидарт ССОР ВШ;31!.Ш11, I&SO, 105о.

(в соавт.).

[Г;, . 'о'.'йр; .г.ция слор качении зубчатых передач. // Тезисы декл. меж-Р^олубл.;:луч;:о-тохи.K016CJ. "Спит исследований, проектирования, ьзготов-âîHU,. л сквч.:у.т>'ЛПШ( зубчатых передач Говахова". ¡'ига, 198Э, с,89 (в соавт.).

iАвтоматизация ^жи пространственной контактной задзчи теории уг .¡угоста:. // !/г.'е;тилн Всесо:озн.семинара "Автоматизированное п^оекти-; о-а:':- олу^еитоз гркнсгхсойя". :îv.cbck, iblj. c.iO-I3 vb соавт.).