2. Трансмиссия
Сцепление
На всех автомобиле ГАЗ М-20 Победа применяют однодисковое сухое сцепление. При этом на Победы первых выпусков устанавливалось сцепление полуцентробежного типа. В простом сцеплении сжатие дисков, необходимое для передачи крутящего момента от двигателя, обеспечивается только нажимными пружинами. В полуцентробежном сцеплении при работе двигателя сжатие дисков обеспечивается суммарной силой P_пр давления пружин и усилием P_г, возникающим вследствие действия центробежных сил на грузах отжимных рычагов.

Рис. 2.1 Характеристики полуцентробежного сцепления
Это усилие возрастает пропорционально квадрату угловой скорости вращения сцепления, вследствие чего с увеличением числа оборотов вала двигателя увеличивается и суммарное нажимное усилие, сжимающее диски (рис. 2.1). При уменьшении числа оборотов вала центробежная сила на рычагах уменьшается. Вследствие этого для выключения сцепления при малом числе оборотов вала двигателя (например, при трогании с места), а также для удержания педали сцепления в нажатом состоянии, приходится преодолевать только сопротивление нажимных пружин более слабых, чем в простых сцеплениях. Поэтому для управления сцеплением требуется усилие меньше, чем в простом сцеплении. Это облегчает работу водителя.
Плавность включения сцепления обеспечивается пружинящей конструкцией ведомого диска. При включении сцепления происходит сжатие элементов диска и получается более постепенное нарастание момента трения М_с сцепления.
Пружинение диска достигается:
1) изгибом секции диска в разные стороны,
2) волнистым изгибом секций,
3) применением плоских пружин под накладками диска.
Величина пружинения диска колеблется в пределах 1,0 - 1,5 мм.
На валах силовой передачи автомобиля вследствие неравномерности вращения коленчатого вала или крутильных колебаний его, а также вследствие резких изменений угловых скоростей в силовой передаче при движении автомобиля по неровным дорогам, могут возникать крутильные колебания. Для предохранения силовой передачи от крутильных колебаний на ведомом диске сцепления устанавливают пружинный гаситель. Гаситель также обеспечивает плавность включения сцепления. При наличии гасителя ведомый диск соединяют со своей ступицей с помощью нескольких пружин, входящих в вырезы диска и фланца ступицы и удерживаемых шайбами или кольцами. Гашение колебаний происходит вследствие трения дисков гасителя при деформации пружин. При включении сцепления усилие от ведомого диска на ступицу передается через пружины, вследствие сжатия которых и обеспечивается плавное возрастание усилия на ведомом валу.
Основные данные по сцеплению приведены в табл. 2.1.


Основными размерами и параметрами, характеризующими сцепление, являются: средний радиус накладок, поверхность трения накладок, число трущихся поверхностей, нажимное усилие, момент трения сцепления, коэффициент запаса сцепления и удельная мощность, характеризующая напряженность работы сцепления и его износоустойчивость. Данные по основным размерам сцепления и его параметрам приведены в табл. 2.1.
Приводимые величины и параметры определены по формулам:
Средний радиус накладки R_ср = ( R_н + R_в ) / 2

Поверхность трения накладки F = π ( R_н² - R_в² )

Момент трения сцепления M_c = i_c P μ R_ср
где i_c - число трущихся поверхностей;
Р - суммарное усилие пружин;
μ - коэффициент трения (принят равным 0,25).

Коэффициент запаса сцепления β = M_c / M_max.

Удельная мощность N_F = N_{e max} / ( i_c F )

В табл. 2.2 приведены кинематические соотношения и размеры рычагов механизма привода сцепления, автомобиля Победа. Схема привода с обозначением размеров даны на рис. 2.2.



Рис. 2.2 Схема размера рычагов привода сцепления автомобиля М-20
На основании приведенных размеров подсчитаны передаточные числа рычагов по формулам:
передаточное число рычагов нажимного диска

l'_p = k / n ,
передаточное число рычагов педали и вилки

l"_p = ace / bdf .
Полное передаточное число механизма привода сцепления

i_p = i'_p i"_p
Полный ход педали сцепления

S_п = ( Δs i_ci'_p + S_х ) i"_p
где Δs - зазор между трущимися поверхностями при полном выключении сцепления;
S_х - холостой ход муфты выключения.

Холостой ход муфты выключения S_х и минимальный рабочий ее ход, необходимый для выключения сцепления, приняты в соответствии с данными заводских чертежей.
На основании этих данных подсчитаны ход ведущих дисков, зазор между трущимися поверхностями и ход педали.
При подсчете зазора между дисками (в выключенном состоянии) для сцеплений, имеющих пружинение ведомого диска, величина пружинения принята равной 1,0 мм.
Усилие на педали P_п подсчитано по величине максимального суммарного давления пружин при полном выключении муфты. Сопротивление оттяжных пружин муфты выключения, вилки и педали при этом не учитывалось.
В полуцентробежных сцеплениях усилие, сжимающее диски, вследствие действия центробежных грузов меняется в зависимости от числа оборотов вала.
Дополнительное усилие от центробежных грузов подсчитывают по формуле:

P_гр = i_г m R ω² l / n кг,
где i_г - число грузов;
m - масса одного груза в кг сек² / см
ω - угловая скорость коленчатого вала в 1/сек;
R; l; n - плечи действия сил.

В соответствии с изменением нажимного усилия при различном числе оборотов коленчатого вала двигателя изменяются и значения момента трения сцепления M_c и коэффициента запаса β. Значения величин усилия грузов, момента трения сцепления и коэффициента запаса в функции оборотов вала двигателя для полуцентробежных сцеплений приведены на их характеристиках (рис. 2.1). При этом коэффициент запаса сцепления β подсчитан для работы двигателя на полной нагрузке по крутящим моментам, соответствующим данным числам оборотов по скоростной характеристике.
В соответствии с приведенными характеристиками в табл. 2.1 значениям, M_c и β приведены для двух случаев. Первая цифра дана без учета действия центробежных грузов, а вторая - с их учетом и для оборотов вала двигателя, соответствующих максимальному крутящему моменту, взятому по скоростным характеристикам.
В табл. 2.2 усилие на педали сцепления для полуцентробежных сцеплений дано без учета действия грузов, т. е. при неподвижном сцеплении.

КПП
До 1951 года на автомобиль Победа устанавливалась коробка передач с рычагом переключения, установленным непосредственно на коробке, с муфтами легкого переключения вместо синхронизаторов и с меньшими передаточными числами. После 1951 года стали устанавливать новую коробку, с синхронизаторами, новыми шестернями, увеличенными передаточными числами и дистанционным управлением с рычагом переключения на рулевой колонке.


Рис. 2.3 Кинематическая схема коробки передач автомобиля ГАЗ М-20

Карданный вал


Рис. 2.4 Схема карданной передачи автомобиля ГАЗ М-20

Равномерность вращения. Карданные шарниры, применяемые на Победе являются асинхронными, так как при передаче вращения под углом ведомый вал имеет угловые смещения относительно ведущего вала и периодически изменяющуюся за каждый оборот угловую скорость. Величины угловых смещений и колебаний угловых скоростей ведомого вала зависят от угла наклона вала. Схема работы шарнира показана на рис. 2.5, а. Величины угловых смещений вилок кардана и отношений угловых скоростей в зависимости от угла поворота кардана при разных углах наклона валов показаны на рис. 2.5, б и в.

Рис. 2.5 Кинематика карданной передачи:
а - схема работы кардана; б - диаграммы угловых смещений; в - диаграммы колебаний угловых скоростей ведомого вала.
Связь между этими углами определяют по формуле:

tg β = tg α / cos γ ,
где α - угол поворота ведущей вилки кардана в град.;
β - угол поворота ведомой вилки кардана в град.;
γ - угол наклона оси ведомой вилки в град.

Отношение угловых скоростей вилок кардана определяют последующему выражению:

ω₁ / ω₂ = cos γ / ( sin²α + cos²α cos²γ ),
где ω₁ - угловая скорость ведущей вилки;
ω₂ - угловая скорость ведомой вилки.

При наличии двух шарниров на валу (двойная карданная передача) при условии правильной установки карданов и равенства углов наклона валов неравномерность вращения, создаваемая первым шарниром, выравнивается вторым шарниром, в результате чего вал главной передачи вращается равномерно.
Критическое число оборотов представляет собой то число оборотов карданного вала, при приближении к которому под действием центробежных сил может произойти разрушение вала. Значения критического числа оборотов для трубчатых карданных валов открытого типа подсчитаны по формуле:



Рис. 2.6 Детали карданного шарнира с указанием размеров

n_кр = 10250000 (√‾(D² + d²)) / L²,
где D - наружный диаметр трубы в см;
d - внутренний диаметр трубы в см;
L - расстояние между центрами карданов в см.

Запас по критическому числу оборотов подсчитывают по формуле:

k = n_max / n_кр ,
где n_max - максимальное число оборотов карданного вала, соответствующее максимальной скорости движения автомобиля.

Характер изменения к. п. д. кардана в зависимости от угла наклона валов показан на рис. 2.7, а. Износоустойчивость игольчатого подшипника кардана можно оценить по величине максимального удельного давления на подшипник. Удельные давления подсчитывают по формуле:

σ = α M_кр / 2Rdl , кг/см²
где α - коэффициент использования крутящего момента двигателя в зависимости от его соотношения с полным весом автомобиля. Данный коэффициент определяют по эмпирическим диаграммам (рис. 2.7, б).
М_кр - максимальный крутящий момент двигателя;
2R - расстояние между серединами рабочих поверхностей двух шипов;
d - диаметр шипа;
l - активная длина иголки подшипника.



Рис. 2.7.
а - Характер изменения к.п. д. карданного шарнира
в зависимости от угла наклона валов.
б - Диаграмма коэффициента α использования крутящего момента
двигателя в зависимости от соотношения его с полным весом автомобиля.

Задний мост


Рис. 2.8. Кинематическая схема главной передачи автомобиля ГАЗ М-20



Рис. 2.9. Размеры деталей дифференциала автомобиля ГАЗ М-20



Рис. 2.10. Полуось автомобиля ГАЗ М-20

Для двухосных автомобилей с приводом на заднюю ось общее передаточное число силовой передачи определяется как произведение передаточного числа коробки передач i_к на передаточное число заднего моста i_м.

i_о = i_к i_м
Передаточные числа силовой передачи приведены в табл 2.9.
Полны к.п.д. силовой передачи представляет собой произведение к.п.д. отдельных механизмов, входящих в передачу, и подсчитан по формуле:

ν_о = ν_к ν_п ν_м
где: ν_к - к.п.д. коробки передач - зависит от включенной передачи;
ν_п - к.п.д. карданной передачи;
ν_м - к.п.д. ведущего моста.