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; М_х и М₂ — крутящие моменты на полуосях;— динамический радиус колеса; G_n — 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.

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.