1 просмотров
Рейтинг статьи
1 звезда2 звезды3 звезды4 звезды5 звезд
Загрузка...

Типы механизмов распределения мощности

Тяговая способность механизмов распределения мощности

В американской литературе принята определенная система классификации механизмов распределения мощности, которая позволяет точно оценить их тяговые способности.

Долю максимальной тяговой силы, достижимую на обоих ведущих колесах, имеющих максимальное сцепление, можно представить графически в процентах в зависимости от коэффициента сцепления колеса, находящегося на поверхности с худшим сцеплением. Эта доля (в %) тяговой силы определяется иззависимости= 100, где

— тяговая сила; Мх и М2 — крутящие моменты на полуосях;— динамический радиус колеса; Gn — нагрузка ведущего моста;— коэффициент сцепления.

Рис. 3.13 построен для коэффициента сцепления= 0,6. Прямая ОБ представляет тяговую силу на колесе, имеющем частичное сцепление. Расчетная тяговая сила на обоих ведущих колесах соответствует линии ОГ. Максимальная тяговая сила на ведущем колесе, имеющем полное сцепление, представлена прямой АБ. Линия А Г соответствует тяговой силе колеса с полным сцеплением и колеса с частичным сцеплением. Прямая 4 представляет тяговую силу, когда оба колеса имеют полное сцепление.

Прямые тяговой силы служат для определения полной тяговой силы транспортного средства, двигающегося по поверхностям с разными коэффициентами сцепления. В действительности теоретическая оценка тяговой силы крайне затруднена, так как значения коэффициентов сцепления, принимаемые при расчетах, определяются многими переменными. Эти трудности можно преодолеть с помощью лабораторных замеров в контрольных условиях движения. Путем измерения крутящего момента на каждом ведущем колесе в известных условиях сцепления и проведения расчета по предлагаемым формулам может быть получена реальная кривая тяговой силы.

Таким образом можно получить и оценить действительные кривые для различных механизмов распределения мощности. Анализ этих кривых показывает, что каждый механизм характеризуется своей неповторимой кривой. Однако большинство механизмов может быть описано с помощью одной из четырех основных кривых, каждой из которых присвоен свой класс.

Класс 1 . Даже обычный конический дифференциал можно рассматривать как дифференциал повышенного трения из-за наличия трения между его составными частями. Кривая тяговой силы для дифференциала такого типа показана на рис. 3.14, а и является характерной для первого класса. Как видно по этой кривой, фактическая тяговая сила больше расчетной. По мере роста момента, передаваемого дифференциалом, увеличиваются потери на трение и растет отклонение от расчетной кривой. Некоторые типы дифференциалов, такие как червячный, работа которых протекает при пониженном КПД, также относятся к этой группе. Однако наклон кривых тяговой силы для этих дифференциалов значительно круче в связи с более низким КПД этих механизмов.

Некоторые передачи со специальной формой зубьев обеспечивают такой выход крутящего момента на ведущих колесах, что работа дифференциала получается пульсирующей или синусоидальной. Кривая тяговой силы в этом случае подобна той, что и у обычного дифференциала, но отклоняется от нее до 30 %.

Класс 2. В практике находят применение несколько типов дифференциалов повышенного трения с фрикционными муфтами, общим

Рис. 3.13. График теоретического тягового усилия, обеспечиваемого дифференциалом [8]:

1 — сила тяги Для колеса с частичным сцеплением; 2 — сила тяги для колеса, имеющего полное сцепление; 3 — сила тяги для колеса, имеющего полное сцепление, и колеса, имеющего частичное сцепление; 4 — сила тяги для двух колес, имеющих нолное сцепление; 5 — теоретическая сила тяги, обеспечиваемая дифференциалом

для которых является предусматривание ограничения действия механизма некоторым постоянным значением силы трения. Этот тип механизмов представлен на рис. 3.14, б и характеризует второй класс. К нему в основном относятся дифференциалы, в которые встроены автоматические ограничители скольжения. Выбор предельной точки на кривой тяговой силы определяет КПД механизма, а также положение реальной кривой тяговой силы относительно расчетной. Чем больше ограничение скольжения, тем больше расстояние между кривыми.

Увеличение трения в дифференциале уменьшает буксование колес и не сказывается на действии механизма, но влияет на управляемость транспортного средства. В некоторых конструкциях на выходную шестерню действует осевая сила, что увеличивает наклон кривой. В связи с этим дифференциал блокируется в хороших дорожных условиях, что уже нежелательно.

Класс 3 . Конструкции, позволяющие передавать всю тяговую силу через одну полуось, характерны для третьего класса. Это механизмы распределения мощности с односторонними муфтами, которые предотвращают скольжение колес и допускают относительные взаимные движения звеньев. По отношению к дифференциалам — это заменяющие их устройства, несмотря на то, что они противоре чат их основным законам. В настоящем дифференциале одно звено

Рис. 3.14. Классификация кривых силы тяги, обеспечиваемой дифференциалами [8]:

а — I класс; б — II класс; в — III класс; г — IV класс; 1 — теоретический дифференциал

Ёращается медленнее, а Другое — пропорционально быстрее, Чем корпус. Кроме того, крутящий момент должен быть пропорционален тяговым силам на ведущих колесах. В конструкциях, относящихся к третьему классу, не соблюдается никакой пропорциональности, а скорее происходит полная передача момента к звену, вращающемуся медленнее.

Такая передача крутящего момента может ухудшить управляемость транспортного средства. Кривая тяговой силы для механизмов этого типа показана на рис. 3.14,6. Эта кривая показывает, что если одно из ведущих колес имеет коэффициент сцепления, равный нулю, то другое ведущее колесо может развить тяговую силу до значения, соответствующего моменту начала проскальзывания колес. При таком действии механизма одна полуось может быть вынута, и транспортное средство будет двигаться с помощью оставшейся полуоси.

Читать еще:  1 двигатель д 245

Класс 4 . Кривая тяговой силы для дифференциалов, принадлежащих к четвертому классу, показана на рис. 3.14, г. Этому классу характерен специальный встроенный механизм, создающий предварительный момент, уменьшающий действие дифференциала по мере улучшения дорожных условий.

С ростом входного крутящего момента кривая тяговой силы такого дифференциала приближается к кривой обычного дифференциала. Необходимо иметь в виду, что диапазон дифференцирования скоростей ограничен, а при низких значениях коэффициента трения ухудшается управляемость транспортного средства.

Кривая тяговой силы на рис. 3.14, г является функцией нагру-жения комплекта дисков муфты в зависимости от углов делительного конуса и профиля зуба конической шестерни. Когда эти величины возрастают, наклон кривой может отсутствовать либо даже быть отрицательным. Когда сцепление хорошее, диски не нагружены, и дифференциал свободно вращается.

Основной недостаток этого механизма заключается в том, что в условиях хорошего сцепления выходной момент может быть малым. Это происходит, когда давление на муфту уменьшается при приближении к повороту или в условиях движения по автомагистрали. В подобной ситуации механизм проявляет свойства механизмов второго класса. Действие дифференциала ограничено и повышает управляемость транспортного средства.

Глава IV. ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ В ТРАНСМИССИИ

Большое число осей и ведущих колес автомобиля предопределяет сложность его трансмиссии. Выбор оптимальной схемы трансмиссии в этом случае имеет большое значение. На отсутствие единых принципов решения этого вопроса в теоретическом у практическом плане указывает разнообразие схем раздачи мощ ности не только многоосных, но даже полноприводных двухосных автомобилей. Так, на однотипных автомобилях, предназначенных для работы практически в равных условиях, в схеме трансмиссии применяют 0, 1, 4, 5, 6 или 7 дифференциалов. Четкого и полного обоснования этого пока в технической литератур» нет, хотя вопросам исследования трансмиссий автомобилей по священо много работ.

Акад. Е. А. Чудаков положил начало исследованиям и разработал основные положения о распределении мощности между колесами блокированного привода автомобиля. Один из его последователей Н. И. Коротоношко исследовал циркулирующую мощность в силовом приводе автомобилей с колесными формулами 4X4 и 6X6 и разработал рекомендации по рациональныл схемам привода колес.

Бурное развитие полноприводных автомобилей в послевоен ный период вызвало проведение большого числа крупных исследований в области трансмиссий, на основе которых разработаны фундаментальные теории А. С. Антоновым, Ю. В. Пирковским, Г. А. Смирновым и др. Их работы позволили вскрыть закономерности сложных физических процессов, сопровождающих функционирование трансмиссий многоосных автомобилей. Общим для всех этих исследований является детальное рассмотрение теории качения упругого колеса и переход от отдельного колеса к анализу всей трансмиссии.

В своих исследованиях В. А. Петрушов и Ю. В. Пирковский, например, многоколесный движитель автомобиля заменяли эквивалентным одноколесным с обобщенными параметрами качения. Естественно, при таком методическом подходе трудно в явном виде выделить зависимость условий работы трансмиссии от общих конструктивных решений многоосных многоопорных автомобилей, т. е. решить задачи, поставленные в данной работе. Однако в результате указанных исследований сделан большой шаг в разработке теории и расчета трансмиссии многоосных автомобилей, значительно облегчающий решение задачи по установлению связей и взаимного влияния схем трансмиссии на общие конструктивные решения многоосного автомобиля.

Автором сделана попытка на основе указанных исследований определить роль и место выбора схемы трансмиссии в общих конструктивных решениях. Теоретические исследования ведутся применительно к трансмиссии автомобиля с п осями. Исходной позицией при этом принят теоретический анализ распределения мощности по колесам в различных схемах трансмиссии и разработка методики оценки различных схем раздачи мощности во взаимосвязи с общей схемой автомобиля. Исследование проводится на базе наиболее распространенных механических и гидромеханических трансмиссий. Однако общая методика и ее закономерности пригодны и для случаев исследования трансмиссий других типов — электромеханических, гидростатических и др. Колебания в трансмиссии и переходные процессы, а также демпфирование не рассматриваются.

В п-осном автомобиле может быть 2п точек, к которым должна быть подведена мощность для привода колес. При этом составляющие мощностного потока должны претерпеть различные преобразования, для чего в трансмиссии устанавливаются соответствующие передающие и преобразующие устройства. Вследствие этого трансмиссия многоосного автомобиля представляет собой сложную передающую и преобразующую различные виды энергии систему. Применение известных в теории автомобиля методов исследования в этом случае затруднено. Необходимы новые методы, новая теоретическая база.

В качестве теоретической базы принята теория силового потока, разработанная А. С. Антоновым для исследования и расчета силовых передач гусеничных, а затем колесных машин [].

Используя теорию силового потока, можно исследовать сложные системы. Методика перехода от реальной сложной физической системы к наглядной простой расчетной схеме позволяет иначе оценить работу системы, выявить внутренние закономерности и связи, определяющие функционирование отдельных ее элементов. Преимущество теории силового потока состоит также в том, что ее методы и принципы позволяют рассматривать работу любой трансмиссии, любых ее отдельных элементов независимо от типа механизмов, их устройства и, главное, форм преобразуемой и передающейся энергии.

Читать еще:  Какой двигатель выбрать

На основании теории силового потока можно полагать, что полученные ниже закономерности и методы исследований могут быть распространены на все типы трансмиссий многоосных автомобилей.

Любая трансмиссия может быть представлена -совокупностью узловых точек, связующих (направленных) и рассеянных потоков. Геометрическое изображение этой совокупности дает схему силового потока. От правильности ее составления зависит успех исследования. Порядок построения схемы силового потока и применяемые при этом приемы изложены в работах А. С. Антонова.

Для составления схемы силового потока трансмиссии многоосных автомобилей необходимо изобразить колесо в виде обобщенной узловой точки как составного важного элемента схемы силового потока [3].

Схемы сил, действующих на ведущее колесо при его поступательном качении по твердой поверхности, и его обобщенной узловой точки изображены на 43. Узловые точки колеса, катящегося по деформируемому грунту, принципиальных отличий не имеют.

При качении колеса в общем случае, когда на колесо дополнительно действуют боковая сила и поворачивающие моменты, обобп^ннЕ узловая точка колеса превращается в векторную узловую точку, силовые потоки превращаются в векторные потоки, которые математически изображаются векторными величинами. Важно при этом отметить, >что -чи ло силовых потоков и геометрическое изображение обобщенной узловой точки колеса не меняются.

Анализ всех возможных схем силового потока трансмиссий существующих многоосных автомобилей позволил выявить общие свойства этих схем. Так, установлено, что с учетом возможности возникновения относительных потоков мощности через грунт силовые потоки многоосных автомобилей являются замкнутыми. Число отдельных замкнутых неравнозначных контуров равно 2л—1. Такими замкнутыми контурами являются контуры между колесами одной оси (левым и правым) и между осями; в схеме силового потока на 44 —контуры между колесами каждой стороны автомобиля и межбортовой контур, замыкающийся через двигатели, обозначены номерами.

Задачей дальнейших исследований силового потока является определение минимально необходимого числа РУТ и целесообразного типа их механизма. С учетом решаемой общей проблемы исследование будет проводиться во взаимосвязи с общей схемой автомобиля.

Максимально возможное число РУТ равно числу замкнутых контуров в силовом потоке, т. е. 2га— 1. Если принять такое число развязывающих механизмов и различных устройств, их заменяющих, то трансмиссия получится очень сложной и дорогостоящей в производстве и эксплуатации. Поэтому необходимо определить минимальное допустимое число РУТ, при котором не ухудшаются эксплуатационные характеристики автомобиля. Правильный выбор типа РУТ важен с точки зрения обеспечения хороших показателей проходимости, устойчивости, надежности, экономичности и других характеристик автомобиля.

В соответствии с общей теорией силового потока в начале его исследования должны быть определены задающие параметры системы.

Чтобы решить задачу по распределению мощностей в общем виде, вероятно, надо иметь дополнительные условия к общим уравнениям теории силового потока. Такими условиями в случае блокированной связи могут быть уравнения геометрических связей и уравнения упругих связей замкнутых контуров силового потока, которые можно получить 2га—1 (по числу контуров в схеме), т. е. столько, сколько необходимо для решения задачи.

В случае применения РУТ в контурах дополнительными уравнениями являются уравнения, описывающие закон распределения мощности в контуре, определяемый типом механизма РУТ. Например, если в качестве РУТ применяется симметричный дифференциальный механизм, то в контуре момент распределяется симметрично, поровну; если дифференциальный механизм несимметричный, то момент распределяется в соответствии с внутренним передаточным числом механизма; если применяется простая отключающая муфта, то в контуре будут холостые потоки, т. е. в одной из частей контура момент будет равен нулю.

Таким образом, упругий момент, который, как будет показано, значительно влияет на распределение мощностей по колесам, зависит от приведенной податливости контура и кинематического несоответствия в контуре.

Как сделать дифференциал для мотоблока своими руками — расписываем по порядку

Мотоблок очень полезная и многофункциональная техника, значительно упрощающая жизнь и труд своим владельцам. Для еще более продуктивного и экономичного использования его силовых ресурсов создано множество приспособлений и навесного оборудования. К таким приспособлениям также относятся дифференциал и ступица. Об их основных функциях, возможностях и о самостоятельном изготовлении подобных деталей мы расскажем Вам в этой статье.

Типы механизмов распределения мощности

Конструктивно наиболее простым способом решения возникающей из-за жесткой связи колес проблемы является применение обгонных муфт, которые позволяют колесу вращаться быстрее, чем приводящае его в движение ось.

Этот механизм является общеизвестным во всех своих вариациях: как с храповым механизмом (втулка велосипедного колеса), так и с расклиниванием роликами (бендикс электростартера).

Применяются обгонные муфты и в силовом приводе ряда автомобилей с подключаемыми осями. Однако, такое решение имеет характерную особенность: при прохождении поворота обгонная муфта рассоединяется на колесе, идущем по внешнему радиусу, так как оно стремится вращаться быстрее приводного вала.

Читать еще:  Принцип работы навозоразбрасывателя

Для облегчения же вхождения в поворот, напротив, большая часть крутящего момента должна сообщаться именно ему.

Эта проблема решена в классическом шестеренчатом дифференциале, распределяющем мощность обратно пропорционально сопротивлению вращения колес.

Но он и заметно сложнее в производстве, а также требует принудительной полной или частичной блокировки на бездорожье, так как в противном случае перераспределяет всю мощность на буксующее колесо.

Конструкции и предназначение дифференциала мотоблока


Основное предназначение дифференциала мотоблока – это более равномерное распределение мощности между колесами мотоблока. Особенно полезным дифференциал будет при поворотах. Чтобы развернуть мотоблок, обычно нужно прикладывать немалые усилия, особенно если техника с грунтозацепами и навесным оборудованием. Дифференциал обеспечивает легкое поворачивание из-за более быстрого вращения колес. Благодаря ему колеса имеют более быстрое вращение, чем то, которое происходит только благодаря оси.

Для разных моделей мотоблоков дифференциалы имеют свои конструктивные особенности и отличия. Например, для легких мотоблоков Нева используются дифференциалы, имеющие малый угол поворота колеса (240°). Также из-за поперечного паза у него небольшая прочность, внутри механизма наблюдается сильное трение деталей.

Мотоблоки фирмы Салют оснащены дифференциалами более сложной конструкции. Отличаются большей массой и углом поворота колеса (около 330°). Удлинитель имеет подшипники, что уменьшает усилие при повороте.

Для мотоблоков марки Фермер дифференциалы состоят из двух муфт, а управление осуществляется с помощью рычагов на руле.

Необходимость дифференциала

Многие работы, производимые при помощи мотоблока (например, культивирование), предполагают его прямолинейное движение. В этом случае прекрасно работает жесткий привод на оба колеса, значительно удешевляющий и упрощающий мотоблок.

При необходимости частых крутых разворотов мотоблок такого типа потребует приложения заметных физических усилий – одно из колес будет тормозить грунтозацепами, и мотоблок придется накренивать, вывешивая внешнее колесо в воздух.

Особенно это тяжело, если мотоблок имеет широкую колею и достаточно большой вес.

Как сделать дифференциал на мотоблок своими руками?


Чтобы избежать лишних финансовых затрат, можно сделать самодельный дифференциал. Это процесс несложный, а наличие в свободном доступе чертежей и разнообразных материалов еще более упрощают задачу.

Процесс изготовления выглядит так:

  • с помощью токарного станка по чертежам вытачивается деталь;
  • вытачивается фланец и аккуратно приваривается к части металлической трубы;
  • для изготовления дифференциала используйте заготовки только из качественной стали, поскольку данная деталь подвержена высоким нагрузкам.

Характеристика и разновидности ступиц для мотоблока


Ступица для мотоблока нужна для установки пневматических колес или стальных грунтозацепов.

Ступицы колеса мотоблока бывают 3 основных видов:

  • ступица дифференциальная с разблокировкой;
  • ступица полудифференциальная (упрощенный вариант предыдущей);
  • ступица обыкновенная.

Дифференциальная ступица для мотоблока считается универсальной деталью и нужна она в тех случаях, когда мотоблок не оснащен системой разблокировки колес, а разворот техники вызывает трудности. Ступица с подшипниками значительно облегчает управление и улучшает маневренность. Для выполнения разворота нужно всего лишь снять блокировку с фиксатора необходимого колеса.

По диаметру ступицы классифицируют на:

  • шестигранные (24 и 32 мм);
  • круглые.

Заключение

Такая самоделка, как дифференциал на мотоблок своими руками, это не особо сложная техзадача. Опыт многих садоводов, которым удалось сделать дифференциалы своими руками для мотоблока, это наглядно доказывает. Свое ручное приспособление быстро окупается и прекрасно служит при садово-огородных работах.

Самостоятельное изготовление ступицы на мотоблок

Как уже говорилось, существуют разные варианты исполнения ступиц для мотоблока. Для изготовления самого простого варианта можно воспользоваться таким чертежом:

Главное, что стоит помнить при самостоятельном изготовлении – соблюдайте технику безопасности и используйте высококачественные материалы для большего срока службы детали.

Предлагаем Вам также ознакомиться с подробным видео, в котором рассказано про тонкости изготовления самодельной ступицы для мотоблока:

АЛК «Рабочие процессы механизмов распределения мощности ведущих мостов»

Техническое описание

Масса изделия — не более 350 кг.

Комплектность

  • Автоматизированный лабораторный комплекс «Рабочие процессы механизмов распределения мощности» или эквивалент- 1шт.
  • Паспорт – 1 шт.
  • Инструкция по эксплуатации – 1 шт.
  • Методические указания по проведению лабораторных работ.

Лабораторные работы

Компания ООО «Профкабинет» готова предложить своим клиентам, произвести и поставить учебные Транспорт и технологические машины для ВПО, СПО, НПО.
Мы предлагаем Вашему вниманию стенд, стоимость комплекта 958800 руб. Стоимость указана актуальная и действует на 1 квартал 2020 года.
Мы готовы как к осуществлению поставки оборудования, так и к полному формированию проекта, подготовке всей необходимой документации и укомплектованию лабораторию «под ключ». Наша компания на практике подтверждает свою мобильность и надежность. Качество учебных и лабораторных стендов находится на высоком уровне, вся продукция проходит ОТК. Оборудование производится в нужные для Вас сроки и по доступной цене.

Нашими клиентами уже стали сотни университетов, техникумов, колледжей и училищ по всей России и странам ближнего зарубежья. Надеемся на плодотворное сотрудничество!

Ссылка на основную публикацию
ВсеИнструменты
Adblock
detector