z ’
А.Ф. Андреев В.В.Ванцевич А.Х.Лефаров
ифферен циалы
КОЛЕСНЫХ МАШИН
«Машиностроение»
ББК 39.33 А65
УДК 629.113-587_,
Рецензент А. И. Мамлеев
Андреев А. Ф. п др.
А65 Дифференциалы колесных машин / А. Ф. Андреев. В. В. Ван-цевич, А. X. Лефаров; Под общ. ред. А. X. Лефарова. — М.: Машиностроение, 1987.— 176 с.: ил.
(В обл.): 55 к.
В книге приведена классификация дифференциалов, рассмотрены их схемы, конструкции, кинематические н силовые характеристики, проанализировано влияние различных схем привода к ведущим колесам на эксплуатационные свойства автомобиля, изложены методики проектировочных расчетов, экспериментальных исследований дифференциалов.
Для инженерно-технических работников, занимающихся проектированием, конструированием и эксплуатацией колесных машин.
3603030000-305
038(01)87
305-87
ББК 39.33
© Издательство «Машиностроение», 1987.
ПРЕДИСЛОВИЕ
1
В соответствии с «Основными направлениями экономического и социального развития СССР на 1986—1990 годы и на период до 2000 года» в автотракторной промышленности будут продолжаться работы по совершенствованию и увеличению выпуска многоприводных колесных машин, необходимых для развития Нефтегазовой, строительной, лесной и других отраслей промышленности, а также будет наращиваться выпуск специальных автомобилей и прицепов для перевозки различных сельскохозяйственных грузов.
Высокая проходимость современных колесных машин достигнута применением двигателей большой мощности, использованием полноприводных схем колесных движителей, созданием шин с улучшенными тягово-сцепными свойствами. Однако эти решения не исчерпывают всех возможностей.
Теоретические и экспериментальные исследования, а также опыт эксплуатации показывают, что на проходимость и другие сопутствующие свойства машин немалое влияние оказывают схема привода к ведущим мостам и колесам и механизмы, применяемые В узлах связи привода.
Существуют две общеизвестные схемы привода к ведущим колесам: дифференциальная и блокированная. Эти схемы в настоящее время основные. Как тот, так и другой приводы имеют свои достоинства и недостатки. При движении по усовершенствованным дорогам преимущество за дифференциальным приводом, в условиях бездорожья — за блокированным.
Делалось много попыток создать такую схему, которая воплотила бы положительные свойства дифференциального и блокированного приводов и исключила бы их недостатки. Первым шагом В этом направлении было применение в машине одновременно обеих схем (которые используются водителем в зависимости от дорожных условий). Конструктивно эта схема предусматривает установку обычного дифференциала с возможностью его блокировки. Однако недостатки такой схемы известны: возложение на водителя дополнительных функций; снижение эффективности схемы при ее Несвоевременном включении; затруднительность применения принудительной блокировки при наличии нескольких ведущих мостов. По указанным причинам конструкторы продолжают поиск новых решений. Начиная с 40-х годов, работы в этом направлении непрерывно расширяются. Цель работ — создание таких механизмов,
3
которые, сохраняя дифференциальный эффект, обеспечили бы перераспределение сил тяги между ведущими мостами и колесами в сторону увеличения силы тяги колес с лучшим сцеплением с дорогой при уменьшении силы тяги колес, оказавшихся в худших условиях по сцеплению с дорогой. Применение таких механизмов в многоприводных машинах привело бы к дальнейшему повышению их проходимости при сохранении достаточно удовлетворительных других эксплуатационных свойств. Конструктивных схем таких механизмов, получивших название самоблокирующихся дифференциалов, насчитывают сотни. Однако ни одна из них проблемы полностью не решила, несмотря на то, что многие механизмы нашли применение в машинах.
Свойства дифференциальных и блокированных приводов противоположны. Привод, содержащий самоблокирующийся дифференциал, занимает промежуточное положение, и в зависимости от коэффициента блокировки дифференциала может приближаться к дифференциальному приводу, одновременно удаляясь от блокированного, или, наоборот, приближаться к блокированному приводу, удаляясь от дифференциального.
В книге рассмотрены типовые схемы дифференциалов и другие механизмы дифференциального типа, их кинематика и динамика, а также их влияние на эксплуатационные свойства колесных машин в сопоставлении с блокированным приводом. Большое внимание уделено самоблокирующимся дифференциалам. Приведены классификация самоблокирующихся дифференциалов, характеристики и методы расчета блокирующих свойств каждого класса механизмов, рассмотрены их влияние па эксплуатационные свойства машин, результаты новых исследований.
МЕЖКОЛЕСНЫЕ И МЕЖОСЕВЫЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Кинематические и динамические характеристики дифференциалов
Объективные условия движения колесной машины предопределяют неравные угловые скорости ее колес, обусловленные неодинаковыми путями, проходимыми колесами, вследствие разной кривизны следа определенных колес как в горизонтальном, Так и в вертикальном направлении; нестрогое равенство радиусов качения колес из-за наличия допусков на изготовление шин и различной степени износа их протектора, а также несоблюдение соответствия заданным требованиям давления воздуха в шииах, нагрузки колес и других причин.
Неравные угловые скорости ведомых колес обеспечиваются их независимой посадкой на оси вращения, а ведущих колес — применением межколесных и межосевых дифференциалов.
При блокированном приводе угловые скорости колес находятся И заданном соотношении; при одинаковых моделях шин они равны между собой. Поэтому в реальных условиях движения при блокированном приводе происходит рассогласование между окружной скоростью отдельных колес и проходимой ими длиной пути, вследствие чего в контакте колес с дорожным покрытием возникают зпнгенциальные силы и соответствующие им деформации шин. При тиком приводе ведущие колеса и привод подвергаются большим Нагрузкам, что отрицательно влияет на их работоспособность и на экономичность машины. Поэтому в механических трансмиссиях Применяют дифференциальный механизм в приводе ведущих колес. При одном источнике энергии (двигателе) и одном потребителе энергии (ведущем колесе) нет необходимости применять дифференциал (например, мотоцикл). Угловая скорость колеса прямо пропорциональная угловой скорости коленчатого вала двигателя.
Привод к колесу представляет собой механизм с одной степенью свободы. Для машины с двумя ведущими колесами необходим один дифференциал; для машины с тремя ведущими колесами— два дифференциала и т. п. Для машины с полностью дифференциальным приводом при одном двигателе число необходимых дифференциалов должно быть на единицу меньше числа ведущих колес. Если на машине установлены два и большее число двигателей с независимым приводом к колесам от каждого двигателя, то число необходимых дифференциалов снижается. Если число двигателей равно числу ведущих колес, то дифференциалы не нужны. При дифференциальном приводе число двигателей и диф-
5
ференциалов соответствует числу ведущих колес. При одном дви гателе привод представляет собой систему с числом степеней свободы, равным числу ведущих колес.
При дифференциальном приводе не существует определенной зависимости между угловыми скоростями отдельных колес, а также между угловой скоростью любого колеса и угловой скоростью двигателя. Строгая зависимость существует только между угловой скоростью коленчатого вала двигателя (точнее — угловой скоростью корпуса дифференциала раздаточной коробки) и суммой угловых скоростей всех ведущих колес, т. е.
п
2	= ?0Ыр,
1=1
где qi и — постоянные коэффициенты, определяемые передаточным числом привода; ю/и со/"—-угловые скорости забегающего и отстающего колес i-ro моста при двин<ении по дороге любой кривизны; п — число ведущих мостов; ©Р — угловая скорость корпуса дифференциала раздаточной коробки.
Если дифференциалы симметричные и шины одной модели, то
п
S (©/+(!)/') =2«>р(п/ы), i=l
где и—передаточное число трансмиссии от раздаточной коробки до колес.
Дифференциал — планетарный механизм с двумя степенями свободы. Его три основных звена сопряжены с внешними механизмами. Подводимая к дифференциалу мощность распределяется между двумя звеньями механизма, которые связаны с выходными валами.
При заданной угловой скорости корпуса дифференциала угловые скорости двух выходных валов могут принимать разные значения в зависимости от условий движения машины. Однако существует определенная зависимость между угловыми скоростями трех звеньев механизма.
Дифференциалы, применяемые в колесных машинах, подразделяют на следующие группы: по выполняемой функции на межколесные, межосевые, межтележечные, межбортовые; по конструкции зубчатых колес на конические и цилиндрические; по кинематическому передаточному числу на симметричные и несимметричные. Особую группу составляют самоблокирующиеся дифференциалы.
Дифференциал, распределяющий крутящий момент между выходными валами поровну, называют симметричным. Дифференциал, распределяющий момент менаду выходными валами не поровну, называют несимметричным. В последнем случае отношение крутящих моментов на выходных валах определяется передаточным числом дифференциала. Указанные распределения крутящих моментов для симметричных и несимметричных дифференциалов рассматриваются без учета сил трения в элементах механизмов.
В межколесном приводе машины применяют только симметрич-6
Hhi I. Схемы симметричных дифференциалов:
И ионического; б — цилиндрического
К
ныв дифференциалы — конические или цилиндрические (рис. 1). •♦io объясняется тем, что расчетные нормальные нагрузки двух кнлгс ведущего моста машины равны мехсду собой. Однако в не-Иоюрых сельскохозяйственных самоходных комбайнах нормальная ни t рузка колес ведущего моста неодинакова. Тем не менее и в этом рлучлс применяют симметричные дифференциалы, как правило, конические. Несимметричные дифференциалы (в основном цилиндрические) используют в межосевом приводе.
Рассмотрим кинематику и динамику несимметричных дифференциалов (рис. 2). По кинематическим и динамическим характернейшим симметричный дифференциал представляет собой частный случай несимметричного.
Кинематическая схема несимметричного конического дифференциал и обычно выполняется аналогично коническому симметричному дифференциалу, причем конические зубчатые колеса имеют
Pm 2 Схемы несимметричных дифференциалов:
Н =- luiiiiPiM’Koio: б — цилиндрического
Л
разные размеры. На рис. 2, б представлена кинематическая схема несимметричного цилиндрического дифференциала.
В цилиндрическом несимметричном дифференциале сателлиты и солнечная шестерня одного вала имеют наружное зацепление, а сателлиты и эпициклическое колесо другого вала — внутреннее. В несимметричных дифференциалах отношение чисел зубьев эпициклического колеса и солнечной шестерни называют внутренним передаточным числом иЛ трехзвенного дифференциального механизма.
В общем случае при движении машины три основных звена дифференциала вращаются в одном направлении, но с различными угловыми скоростями.
Найдем зависимость, определяющую связь угловых скоростей трех основных звеньев несимметричного дифференциала. Положим, что корпус дифференциала неподвижен. Тогда при угловой скорости солнечного зубчатого колеса а>ОтН угловая скорость эпициклического колеса равна ©оти/ид.
Результирующие угловые скорости выходных валов дифференциалов раздаточных коробок
(Dpi — (Dp'+ (Doth j
(Dp2~(Dp ©отн/^д, ИЛИ
^д(0р2 = ££д(Ор (Оотн*
После суммирования этих вырансений получим
((Dpi+Нд(Ор2)/( 1 + «д) = ©р.	(1)
.При ид=1 для симметричного дифференциала 0,5(©'+©//) =<оо,
где о/, ю" и (do — угловые скорости соответственно забегающего и отстающего звеньев (полуосей) и корпуса дифференциала.
На рис. 3 приведены зависимости, рассчитанные по формуле (1) для различных значений иа. Точка Р„, называемая'масштабной точкой, соответствует прямолинейному движению машины, когда ©i = ©2 = ©o (независимо от значения иЛ).
Определим силовые зависимости на основных звеньях механизма. В зацеплении солнечного и эпициклического колес с сателлитом действуют равные окружные усилия, так как сателлит представляет собой равноплечий элемент, усилие на котором составляет половину окружной силы, полученной от деления крутящего момента на корпусе дифференциала AfP на радиус водила гв. Тогда моменты на выходных валах
Л1„	h
^Р1 = “2/7 Г1 = Л1р гг + г2 = М»
г1
Z!-bZ2 ’
,. Мр	r2	Zj
ТИп2 = -о--- Г2 =	:--- = Мг. ------:---
р2	2г в 2 Р Г1 + Г2 ₽ Z, + Z2
8
Так как /Р=0,5(/-1 + /-2), а 1ШДИусы начальных окруж-|нстей зубчатых колес пропорциональны числу их аубьев, то
М pt/Mpi=r2/ri=z2/zi = «д, ГМв Mpi и ТИр2 — крутящие Моменты на переднем и заднем выходных валах; гх и г2, fl It z2 — радиусы и числа *убьев солнечного и эпициклического колес.
При ид— 1 для симметричного дифференциала М'~М". Полученные выражения справедливы как для Цилиндрического, так и для цинического дифференциалов. Таким образом, в ве-
дущих осей машины 4x4 на повороте
симметричных дифференциалах отношение крутящих моментов Йа Выходных валах (большего к меньшему), без учета внутренних
бНЛ трения, всегда равно передаточному числу дифференциала.
Так как отношение крутящих моментов постоянно, то при сни-
Щении крутящего момента на одном выходном валу, на другом валу крутящий момент автоматически уменьшится во столько же раз.
Если необходимость дифференциала в межколесном приводе ичснидна, то при решении вопроса о необходимости дифференциала В межосевом приводе следует провести более подробное иссле-ДцКнНие. Рассмотрим этот вопрос на примере машины с колесной
Pllfi 4. Кинематическая схема автомобиля 4x4 при движении по криволинейному С'<«гтку
9
формулой 4X4, одинаковыми колесами, передним управляемым и задним неуправляемым мостами (рис. 4) при движении по криволи нейному участку пути на ровной горизонтальной поверхности. При исследовании не будем учитывать боковые и тангенциальные деформации шин. За расчетный принимаем радиус качения колеса Гко в ведомом режиме.
При прямолинейном движении угловые скорости корпусов дифференциалов обоих мостов одинаковы, т. е.
0)1 = 0)2 = ®р/«0,
где ал, ©2 — угловые скорости корпусов дифференциалов соответственно переднего и заднего мостов; uG — передаточное число главной передачи мостов.
При криволинейном движении линейные скорости центров каждого колеса равны, с одной стороны, произведению угловой скорости колеса на радиус качения, а с другой — произведению угловой скорости поворота машины о)п относительно'центра поворота на радиус поворота каждого колеса. Поэтому, учитывая зависимость угловых скоростей симметричного дифференциала, можно показать, что
©l,'i;0=©n^l И О)2Гко=О)п/?2-
Поделив эти два выражения одно на другое, получим
0)2/(01=0)р2/Юр1 = ₽2/₽1 = С08 а.	(2)
Х*‘ Следовательно, угловые скорости переднего и заднего карданных валов, определяемые условиями криволинейного движения машины, неодинаковы. Последнее возможно только при использовании в межосевом приводе дифференциального механизма. Кроме того, из выражения (2) следует, что отношение угловых скоростей карданных валов, равно как и угловых скоростей корпусов дифференциалов двух мостов, не зависит от базы, колеи и других размерных параметров машины, а зависит только от угла поворота колес а.
Полагая, что на машине установлен несимметричный межосевой дифференциал (общий случай), можно найти значения угловых скоростей ©pi и (оР2 в зависимости от угловой скорости корпуса дифференциала раздаточной коробки ©Р, принимаемой постоянной как для прямолинейного, так и для криволинейного движения машины. Для этого необходимо совместно решить уравнения (1) и (2), так как значения ©pi и юр2 одновременно должны удовлетворять обоим выражениям:
Шр1 _	1 + ЫД 1 •	_ 1 "Ь ЫД ]
(Op 1 + кд cos а \	’ Юр Кд + 1/cos а
Эти уравнения показывают, что при дифференциальном приводе линейные скорости центров! ведущих мостов при криволинейном движении изменяются относительно скорости прямолинейного дви-
10
ftPHilfl. У центра заднего моста линейная скорость уменьшается (пц  гор)» а у переднего моста—увеличивается (wPi>©P), причем И Ни(ристанием uR значение о>р] отдаляется, а значение ©р2 прибли-тнсгся к значению ©Р. Абсолютные значения a>Pi и ©Р2 с увеличением иа растут, а с уменьшением ил — падают.
Представляет интерес определение предельных значений <oPi и Wf.. при изменении ил от нуля до бесконечности. После раскрытия Неопределенности в приведенных равенствах имеем:
При Мд->оо
юР1=о)Р[ (1 + t/д)/ (1’+ Нд cos а) ] = сор/cos а;
а>р2 = а>Р[(1 + Ид)/(Нд+1/со5 а)] = а»Р;
при мд=оо (ор1 ц (йр2 имеют максимально возможные значения. •НН' случай соответствует движению машины с одним задним ведущим МОСТОМ.
Аналогично, при Цд->-0
е>Р1 = (Oji[ (1 + Ид) / (1 + Мд cos а)]=(ор;
<оР2 = а>р [ (1 + Ид) / (ид +1 /cos а) ] = <оР cos а.
И мд 0 получаем минимально возможные значения соР1 и ©Р2. Ilin случай соответствует движению машины с одним передним Мнущим управляемым мостом.
1’иссмотренные зависимости показывают, что на продольной H»it Мишины имеется такая точка, линейная скорость которой равна икпросгп прямолинейного движения. В зависимости от значения ид 4 точка может находиться на прямой между точками Or и О2. I |||Д||Л|П,!Й анализ мох<ет быть выполнен для машины с любым ЧНДлим ведущих управляемых и неуправляемых мостов. 
Приисденные исследования подтверждают, что объективные ус-лппии движения полноприводной машины вызывают необходимость Иримепспня дифференциальных механизмов во всех узлах связи Н'ЙМС миссии.
илии в зацеплении конических колес дифференциалов
•кспериментальные исследования и опыт эксплуатации диффе-СнпИИНлов показывают, что в некоторых случаях наблюдаются по-WIIHMIHijc износы и задиры их деталей. Такие дефекты возникали ври умеренных расчетных давлениях. Очевидно, что одной из причин •того является наличие значительных и неучтенных в расчетах "iiVTlH'iiiiiix усилий в дифференциалах, превышающих расчетные.
Усилия, действующие внутри конических дифференциалов, оп-|№ц>ЛИ1отся усилиями, возникающими в зацеплениях и, в частно-мн, нк осевыми составляющими. Суммарные осевые усилия дифференциалов слагаются из осевых усилий отдельных зацеплений cate union и нолуосевых колес. Поэтому первоначально рассмотрим ыгпi t расчета осевого усилия одного зацепления.
11
При определении осевого усилия прямозубого конического зацепления пары колес для простоты обычно рассматривают случай, когда точка контакта зубьев находится в полюсе и не учитываются влияние положения точки контакта зубьев на линии зацепления и действие трения в зацеплении (рис. 5). Осевое усилие, действующее со стороны одного сателлита на полуосевое зубчатое колесо дифференциала,
QlO = Fa tgf Gw cos 6С,	(3)
где F„'— окружная сила конического зацепления; aw — угол зацепления; дс — угол делительного конуса сателлита.
- Отсюда для четырехсателлитного дифференциала
Qo=4Qo'=Af0/ (2гп) tg aw cos бс,	(4)
где гп — средний радиус зацепления.
При использовании выражений (3) и (4) и постоянном моменте Мо осевое усилие <2о независимо от положения точки контакта зубьев на линии зацепления остается постоянным.
На основании приведенной на рис. 6 расчетной схемы зацепления прямозубых цилиндрических колес, учитывающей положение точки А контакта зубьев на линии зацепления и действие сил трения Fw, найдем выражение для расчета осевого усилия в коническом прямозубом зацеплении, принимая во внимание указанные факторы. Для этого пару цилиндрических колес будем рассматривать как эквивалентную конической паре (см. рис. 5).
Полагаем, что нагрузка передается одной парой зубьев, так как в дифференциалах обычно коэффициент перекрытия е«1 (например, в дифференциале переднего моста трактора МТЗ-82 е=0,888).
Из рис. 5 находим усилие
VTc=Fn'tg (aK±p)=Mtg (ак±р)/гпт, -	(5)
где ак — угол, определяющий положение точки А относительно центра О2 вращения эквивалентного цилиндрического колеса; р — 12
1»И. Л Схема полуцилиндрического зацепления
yin трения. Здесь и далее знак плюс соответствует ак>а«, (риг fi, а), а знак минус —ак<а1и (рис. 6, б); М — крутящий мо-llvui зубчатого колеса при зацеплении с одним сателлитом; М= * Гит — плечо приложения силы Fa' [изменяется от TiT2 до £<>1 (см. рис. 5)].
Пййдсм выражение для гпт. В случае aK<aw из геометрических «ШИ шипений, представленных на рис. 5 и 6, б, находим отрезки'.
О2Р cos aw, О2Р=Гп/sin бе	(6)
И
АР »PNt —ANZ= OjPsina^—OgA^tga^ -^-(sina^,— sin Oq
— cosa^tgcQ.	(7)
• hipcMJIilM проекцию отрезка АР на ось LiL2:
АР sin aw sin бс=гп sin aw (sin aw —cos aw tg aK) -
IniчА MR aK<aw
rm=rn—AP sin aw sin 6e=
=Гп[1—sin aw (sin aw—cos aw tg aK)].
U оптом случае при перемещении точки контакта от точки Bz (Йкщ нубьев в зацепление) до точки В2 (выход зубьев из зацепления I
Гпт — М1 ± sin Юш ( ± COS dw tg CtK^sin Ow) ].	(8)
। vmviom выражений (5) и (8) и рис. 5 осевое усилие, дейст
13
вующее на полуосевое зубчатое колесо со стороны его зацеплен u । с одним сателлитом,
q' = ма___________tg(gK±p)cosfic________ д
8гп [ 1 ± sin aw (± cos аю tg ак sin Оц,)] ‘
Отметим, что приаю=Ок и р=0 выражение (9) примет вид фор мулы (3). Из выражения (9) следует, что даже при отсутствии тре ния в зацеплении усилие Qo' переменно вследствие изменения yi ла Ок (от актах при входе зубьев зубчатого колеса и сател лита в зацепление до aKmin при выходе из зацепления).
Определим актах и aKmin. Из рис. 6, а получаем
ССк тах~ aw+ZPO2Bi,	(10)
а из треугольника О2РВХ по теореме синусов имеем
___0,5dna______	Р02
sin (90° + aw) — sin (180° — 90° — aw— P02Bj)
или
0>5da2 __ '____P02______ (11)
cos aw cos (aw + PO^ ’
С учетом выражений (6) и (10) преобразуем выражение (11) к виду
(2Гri COS Cty/j \	гл
к -)•	(12)
В формуле (12) наружный диаметр колеса [19]
da2=/Пэ (2У+ 2+2х—2г/),
где тэ—модуль эквивалентного цилиндрического колеса, равный модулю конического колеса в его среднем сечении; z3=zn/sin6c (здесь zn — число зубьев полуосевого зубчатого колеса дифференциала); х — коэффициент смещения; у — коэффициент воспринимаемого смещения.
Модуль тэ связан с внешним окружным модулем mte зависимостью
та = mte~ b/ V^Zn + zl ,
где b — ширина венца; zc — число зубьев сателлита.
С учетом выражений для г/аг и Ша формула (12) примет окончательный вид:
^к max — afCCOS
________________rnc°s (Хц,______________
m/e— — —	\ [0,5zn + (I — x — у) sin <5C]
/Й + 4 I
14
Лпплогично можно получить выражение для расчета угла акты:
•л mln = arccos
rncosaw
(b	\
/nie — —	- - I [0,5zn— (1 — x)sinOc]
+	J
(И)
Формулы (13) и (14), ограничивающие пределы изменения уг-|| Hi и выражении (9), позволяют осуществить расчет осевой си-Он*, В то же время для полноты раскрытия характера измене-ПИ Он* при обкатывании зубьев сателлита и полуосевого колеса Ьн)П*о.111Мо определить связь между углами ак и акс и углом пово-сателлита vc вокруг своей оси.
Ill рис. 6 имеем
ANi = OiNi tgaKC,
A Ni = PNi+PA=PNi + (N2P—N2A) = = 0}Nj tgaw+O2N2 tg aw—O2N2 tg aK.
llpupniiiiHB правые части этих выражений, получим
tg OKc = tg аю(1 -{ О 2N2/О\N —O2N2 tg ok/Oi^Vj.	(15)
• учетом выражения (6) формула (15) примет вид
Икс = arctg [ (1 + ctg® бс) tg a,,—ctg2 бс tg aK],	(16)
•лн
aK=arctg [ (1 + tg2 бс) tg aw—tg2 6C tg aKC].
1i предел им связь между углами vc и aKc За начало отсчета уг-Яв v примем такое положение сателлита, когда точка А контакта находится в полюсе зацепления Р, т. е. vc=0 при aKc=aw.
1/и при aKc>aw, когда точка контакта зубьев А принадлежит JHpMhV РВ2 (см. рис. 6), угол определяется следующим обра-ены
Vc=aKc—aw—6q+6i.
Н<НИ HID) ЧТО
0o=inv aw=tg Ow
61 = inv OKC=tg Оке Okc.
I HI /10
vc = tgaKC—tgaw или aKc=arctg(tga„+vc).
.....	при aK<j<aw
Vc = tgatt—tgaKC или aKC=arctg(tga„—vc).	(17)
I hi pur. 7 приведены расчетные значения удельного (безразмер-ни! ni нсгпого усилия (8гп/Л4о)Qo' в коническом зацеплении, рас-..........  по	формуле (9) с (учетом соотношений (13), (14), (16)
15
и (17). Принято zq=ll; остальные параметры конического зацеп ления, необходимые для расчетов, адекватны параметрам дифф< ренциала трактора МТЗ-80. Сплошные линии соответствуют уг.'ц трения р=3,5°, штрихпунктирные— р=0, а штриховые—значении» Q/ по формуле (3). Как видно из рис. 7, из-за изменения угла «»,. при р=0 максимальное значение осевого усилия превышает мини мальное значение в 1,64 раза, а значение, определенное по общепринятой формуле (3),— в 1,34 раза. При учете трения в зацеплс нии эти изменения значительнее (соответственно 2,67 и 1,56 раза)
Скачкообразный характер изменения осевого усилия объясни ется изменением направления силы трения в зубьях при проход дении точки А через полюс зацепления (ак==акс = ац, и р=0), а также сменой шага зацепления.
Определение характера изменений осевого усилия в одном за цеплении позволяет перейти к рассмотрению суммарных осевых усилий дифференциалов.
Суммарные осевые силы., действующие на правое и левое полу-осевые зубчатые колеса дифференциала,
Qon = i (Qonh; 0,л = s (U	(18)
Для двух- и четырехсателлитных дифференциалов а равно соот ветственно 2 и 4. Отметим, что усилия Qgn и Сол, как правило, ран ны между собой. Выражение (18) отражает суммирование особых усилий отдельных зацеплений, а не простое учетверение (удвое ние) значения усилия одного зацепления, подсчитанного по фор муле (9) (как принято считать). Последнее объясняется неодина ковыми значениями осевых усилий пар зацеплений вследствие раз
Рис. 8. Схемы конических зацеплений четырехсателлитных дифференциалов 1 — сателлит; 3 — полуосевые колеса
Рис. 7. Изменение удельного осевого усилия в коническом зацеплении пары зубчатых колес
16
ДнЧНыя положений точек контакта зубьев сателлитов и полуосевых Wfi'iHtUX колес на линии зацепления в один и тот же момент вре-ЙНн.
Ким показали исследования [9], положение точек контакта зубь-Й аимнсит от соотношения чисел зубьев zn полуосевого колеса и fc ин гл лита; поэтому конические дифференциалы с двумя и че-IhphMii сателлитами для расчетов по формуле (18) можно подраз-|BAilti« ни четыре группы.
Ниже приведена классификация групп конических дифферен-|Иал(|и (о — число сателлитов, равное 2 или 4):
гс
Четное
Нечетное
»
Четное
zn/° Целое
» Дробное
I II III IV
Ни рис. 8 приведено схематическое изображение разверток за-ЙИ'Ц’ПИЙ четырехсателлитных дифференциалов
Определим закономерность изменения суммарных осевых уси-SI । ионических зацеплениях четырехсателлитных дифференциа-
I МЖЛой группы.
/. На рис. 9, а приведена схема зацепления сателлита I Нкцуосгпыми зубчатыми колесами. Когда точка контакта зуба Г Йидлцтп с зубом правого полуосевого колеса находится в полю-В Н*, противоположный зуб сателлита лежит вне линии зацепления HlipviKy к левому колесу передает зуб 1" с углом аКс=а«,—
НиЛДГМ угол %. Если полагать, что треугольник a"ef прямо-*Hflhllhlft и отрезок ef равен ширине впадины, составляющей лтэ — где Sr — толщина зуба, то
а"е 0,5/пэг^ — ef sin
sin х	sin (90° — aw)
Й" A
(nm3 — ST) cos Иц, 0,5m3z3 — (ятэ — ST) sin aw
sin у	cosaw
bkm
KX = arcsin Г------------i^-S^cos»^-------1 .	(19).
I 0,5тэгэ — (птя — ST) sin aw I
I t ill пиисрнуть сателлит, изображенный на рис. 9, а, по часовой > |рглке на угол vco так, чтобы точка контакта зуба 1" лежала Н* Зримой сО, то
Vco=tg aw tg (aw x) •
llpii втом Точка контакта Г зуба переместится на линии зацеплении н пппрпплскии точки Ь', и угол аксп, определяющий ее положение пн шипи зацепления,
Иксп = arctg (tg Ow--------Vco) .
-IM—1— ---	-
S . - :.Ь- J u Й Л & Й L <5x-
k K'.'	U * • »« vi */ - -b *•' '
17
Рис. 9. Схема зацепления сателлита с по-луосевыми зубчатыми колесами при числе зубьев гс: а — четном; б — нечетном
колесами, изложенная выше и
Выражения для углов у > vco позволяют при дальней шем повороте сателлита п<> лучить соотношение межл углами аКСл и аксп, опред<-ляющими положение точек контакта левого и право! > профилей зубьев на линиях зацепления в один и тот >ю момент времени, и соотве ствующими им Углами vcr и ¥сл из формул (17). Сот ношения между углами Ven и ¥сл приведены к табл. 1.
По значениям углов v, „ и vcn и формулам (9), (13). (14), (16) и (17) можно рассчитать осевые усилия Qon и Сол,	действую
щие на правое и левое зуб чатые колеса дифференци.т ла первой группы со сторо ны их зацепления с одним сателлитом.
Очевидно (см. рис. 8) что в этой группе дифф»-ренциалов (как, впрочем, и в группе П) кинематика з.ч цепления сателлита с пр.т вым и левым полуосевымн 1женная на рис. 9, а, идент1'ч
на для всех четырех сателлитов. Поэтому для такой группы ди<|> ференциалов суммарные осевые усилия Qon и Qon, действующи»’ на полуосевые колеса, соответственно равны 4Q0n и 4С0л'-
На рис. 10 сплошными линиями показаны удельные осевые си лы, действующие со стороны одного и четырех сателлитов на полу -осевые колеса дифференциала переднего моста трактора МТЗ-8" а штриховыми — усилия, рассчитанные по формулам (3) и (4).
Если имеется кривая изменения сил, действующих на одно луосевое колесо, то графически можно получить кривую сил, дейс । вующих на второе колесо. Для этого необходимо повернуть изо», ражение, представленное на рис. 10, а, на 180° относительна вертикальной оси vCn=0 и сместить его вправо на угол т, (рис. 10,6).
Следует отметить, что рассмотренный процесс изменения ос, вых усилий циклический; число циклов за один оборот сателлш соответствует числу его зубьев.
18
5)
Рис. 10. Изменение удельных осевых усилий, действующих на полуосевые колеса дифференциала трактора МТЗ-82: а — правое; б — левое	—'
'i
/5	20	25
6)
Рис. 11. Изменение удельных ос,, . J сил, действующих на полуосевые леса дифференциала автомобп  МАЗ-500:
а — правое; б — левое
Группа II. При рассмотрении кинематики и динамики зацепи ний первой группы дифференциалов используется методика paei. та зубчатых колес со смещением и без смещения. Объем и поря/в к расчета не изменяются, а учет смещения не вносит существен ши изменений в результаты расчета. Во второй группе дифферент'> лов, учитывая незначительное влияние смещения, рассматривай i ся только зацепления зубчатых колес без смещения. При этом тодика расчета значительно упрощается.
В группе дифференциалов число зубьев сателлита zc нечетп поэтому когда правый профиль сателлита, представленный < ( рис. 9, б, занимает положение 1', диаметрально противополоа » ему располагается впадина, и левый профиль занимает положешч 1". При этом точка а" лежит на прямой а'О, так как рассма-ip» ваются некорригироварные колеса. Следовательно углы -vCn п одинаковы по значению, но разные по знаку, т. е. |-усл | = |vcn| Задаваясь углом vc, по формулам (9), (13), (14), (16) и (17) м>>> но рассчитать осевые усилия, действующие на оба полуосевых । леса со стороны их зацепления с одним сателлитом. Результат расчета для дифференциала автомобиля МАЗ-500 при аш = 20° приведены на рис. 11.
Так как зубья четырех сателлитов в зацеплении с одним пол севым колесом дифференциала (см. рис. 8) имеют идентичную । нематику, то для определения суммарных осевых усилий, деп вующих на каждое зубчатое колесо, необходимо учетверить зн.г ния сил -^-Qon и —S- Qon	[сплошные линии — изменен
Мо Мо
20
a)
S)
vcn,
б — четное z.
25 aKn*
»-i л левое
Рис. 13. Расположение зубьев смежных сателлитов: а — нечетное
I?
Ц я*
II
I'

а
Н«м*н»ние удельных осевых сил, действующих со стороны двух смеж-1«4чиго» на полуосевые колеса дифференциала трактора МТЗ-80
НЫ< tirrnux сил, действующих со стороны одного из четырех и юн На полуосевые колеса дифференциала, штриховые — мне ш’сных сил, рассчитанных по формулам (3) и (4)]. иную иСевого усилия, действующего на одно колесо, можно Hi ||>йфнчески по рассчитанной кривой усилия, действующе-
IpVfni' колесо. Для этого необходимо повернуть изображение И на 1Н(Г относительно вертикальной оси vCn=0.
нин ///. В этом случае (гс—нечетное число) осевые усилия, Hilt на на левое и правое полуосевые зубчатые колеса со яицепления с одним сателлитом, определяются так же, ДНИ Дифференциалов группы II [сплошные линии (рис. 12) I. ШивННИ с одним полуосевым колесом (см. рис. 8) зубья диа-дпно противоположных сателлитов одновременно входят в (Ина И ныходят из него. Поэтому осевые усилия таких за-НЙ нямепяются по закономерности, показанной сплошными МН НЯ рис. 12.
рн пннк’тавлении рис. 8 и 13, а видно, что относительное сме-|Ц1 Пн линии зацепления зубьев двух смежных сателлитов HHiHMf И штриховые линии) в зацеплении с одним зубчатым ЦДМНМ РЯИИО половине углового шага Д. Поэтому при сдвиге кри-II р«оПряжсиных сплошными линиями на рис. 12, на угол vc= Можно получить соответствующие значения осевых усилий в 1 -и ЖНИИ Другой пары сателлитов с полуосевыми колесами, и ннЯ г первой парой сателлитов (см. рис. 12, штрихпунктир-Й ннннн) Суммируя ординаты кривых, показанных сплошными < чикну им ирными линиями, получим усилие, действующее на
21
Таблица 2
Номер группы	Дифференциал »		*ol	Ко,
I	Дифференциал переднего моста трактора МТЗ-82 (г = 10, zn = 16,	= 20°)	1,69	3,59
II	Дифференциал заднего моста: автомобиля МАЗ-500 (zc = 11, zn = 20, am = 20°) .	1,6	3,63.
III	трактора МТЗ-80 (zc — 11, zn = 22, аш = 20°)	1,4	1,54
IV	трактора Т-150К (zc = 14, zu = 26, %, = 20°)	1,45	1,6
осевых сил определены коэффициенты Koi и К02 для автомобиля ИЖ-2125, значения которых приведены в табл. 3.
Таблица 3
Номер группы	Дифференциал	к».	К»,	Номер группы	Дифференциал	*ol	Ко,
I	zc=10, zn=16	1,433	3,096	III	Zc=ll, Zn=17	1,122	1,702
II	zc=ll, zn=16	1,433	3,096	IV	zc=10, Zn=17	1,123	1,703
Следует отметить, что дифференциалы машин, имеющих различные числа зубьев сателлитов и полуосевых колес и разные модули, но входящие в одну группу, имеют практически одинаковые коэффициенты Koi и Ко2- Сравнительные расчеты показывают, что различие значений этих коэффициентов не превышает 1,5%. Поэтому приведенные коэффициенты Koi и К02 можно использовать для практических расчетов предельных значений осевых усилий дифференциалов. Для этого следует определить значения осевых усилий по формуле (4) и воспользоваться приведенными выше значениями коэффициентов и формулами (20).
Сравнение значений Koi и К02 дифференциалов разных групп позволяет определить предпочтительное сочетание чисел зубьев z, сателлитов и zn полуосевых колес. Такое сочетание zc и zn соответ ствует дифференциалам групп III и IV, в которых колебания суммарных осевых усилий минимальны.
Результаты испытаний, подтверждающие данные теоретических исследований, приведены ниже.
Работоспособность дифференциалов
Приведенные выше результаты исследований показывают скачкообразный характер изменения осевых сил; следует отметить, что
пиковые значения превышают значения усилий, полученных обыч-НЫМ Методом расчета.
Многолетний опыт показывает, что существенное значение при определении работоспособности дифференциалов имеет рассмотрений скоростного режима. Установлены нормы допускаемого давления в элементах трения дифференциалов, которые сохранились и  Последующих моделях машин, где в связи с применением колес-рМХ передач дифференциалы имеют уменьшенные размеры и фор-Йрованные скоростные режимы. Последнее приводит к снижению работоспособности дифференциалов.. Появились преждевременны* износы опорных шайб полуосевых зубчатых колес и сателлитов, износы и задиры шипов сателлитов. Одна из причин этого — |1И|1ИСтание относительных скоростей в деталях механизмов и, как следствие, увеличение удельной работы трения.
Угловые скорости элементов дифференциалов в машинах с ко-чшщыми передачами при идентичных условиях движения превы-И1ВКП угловые скорости таких элементов в машинах без колесных нВрЯдач пропорционально передаточному числу колесной передачи. Относительное движение деталей дифференциала определяется NIH радиусом поворота машины, так и раздельным буксованием КОДгс. Таким образом, скоростной режим — существенный фактор, нпрсделяющий работоспособность дифференциалов.
Стремление к широкому использованию автопоездов вызывает Вичение эксплуатационной нагрузки дифференциалов. Этому ЙОСобствует и рост удельных -мощностей машин. Одновременно |Нлн'|Ивается число случаев раздельного буксования колес, осо-йЯИНо на режимах разгона. Все это необходимо учитывать при раз-р|(к>Тке и расчете дифференциалов новых машин.
Поэтому в некоторых случаях необходимо повышать работоспо-йй^йость дифференциалов, не прибегая к серьезным конструктивным изменениям. Для снижения давления на трущиеся поверхно-ИИ иногда возможно увеличение площади поверхностей трения в имделах размеров механизма; в других случаях для уменьшения (Иффициента трения изменялись пары трения, т. е. вводились йрои.тс ые или латунные втулки и опорные шайбы. В некоторых Ijty'iaRx улучшались условия поступления смазочного материала к Я®Ц₽рхиостям трения: предусматривались дополнительные масля-НМС отверстия в корпусе дифференциала и сателлитах, различные фирмы канавок на поверхностях трения, а также различные мас-}нул<ЗВ1(тели.
П одной из моделей отечественных машин был применен специальный насос для смазывания дифференциала, что позволило ннвысить работоспособность механизма. Подобные решения встречаются и за рубежом; так, в грузовых автомобилях фирмы MAN, имеющих колесные передачи, в редукторах мостов применены исляцые насосы.
Ведутся поиски и других методов повышения износостойкости 1г! АЛей дифференциалов, например используется метод лазерного н|К1*!пения коробок дифференциала. Стендовые испытания пока-
24	25
залп увеличение износостойкости опорных поверхностей коробки дифференциала после лазерной обработки.
Отрицательное влияние на работоспособность дифференциалов оказывает неравномерное распределение нагрузки между сателли тами. Конструктивные решения предусматривают строго равномер ное расположение сателлитов по окружности и, следовательно, равномерное их нагружение. Производственно-технологические погрешности при изготовлении деталей вызывают неравномерное на гружение сателлитов. Если погрешности в таких агрегатах, как коробка передач, главные передачи и т. п., выявляются при завод ских дорожных испытаниях, то погрешности в дифференциалал при этих испытаниях не обнаруживаются, а оказывают влияние при дальнейшей эксплуатации машины. Поэтому важно выявить погрешности еще при сборке механизмов.
Рассмотрим четырехсателлитный дифференциал, где сателлиты расположены под углом 90°. В этих случаях отмечаются два конструктивных решения опор сателлитов (или крестовина, или два раз дельных пальца). С точки зрения равномерного распределения нагрузки, конструкция с цельной крестовиной более предпочтительна Технологически прямой угол между осями сателлитов в данном случае определяется расположением отверстий в корпусе под кре стовину и точностью изготовления крестовины.
Если сателлиты установлены на два раздельных пальца, то технологически прямой угол между их осями обеспечивается рас положением отверстий в корпусе под пальцы. Отклонения от пря мого угла сборкой не выявляются, так как два раздельных пальца всегда становятся на свое место. При сборке отклонение от прямо го угла может быть обнаружено лишь в случае значительных оши бок, когда в некоторых зацеплениях зубьев отсутствуют зазоры Неравномерное распределение усилий по сателлитам отрицательно влияет на прочностные показатели зубчатых колес дифференциа лов и износостойкость пар трения.
Отметим еще одну конструктивную особенность дифференциа лов. Торцовую опорную поверхность сателлитов выполняют или сферической или плоской. Наблюдения показывают, что дифферен циалы со сферической опорной поверхностью имеют несколько луч шую работоспособность, главным образом пары сателлит — шин крестовины, чем дифференциалы с плоскими опорными поверхно стями. Очевидно, сферическая поверхность несколько уменьшает нагрузку на шип, воспринимая часть окружного усилия.
В табл. 4 приведены основные геометрические параметры диф ференциалов отечественных автомобилей и тракторов.
Двойные дифференциалы
В транспортных машинах, в частности в механизмах поворота гусеничных машин, применяются двойные дифференциалы. Эти ме ханизмы при относительной простоте обеспечивают достаточно удовлетворительную динамику поворота гусеничной машины.
26
Таблица 4
Автомобили, Грыкторы	Номинальная мощность двигателя, кВт	Число зубьев					—1	 Модуль mie	Угол зацепления а /	Число сателлитов	S Е Е >> Л Ф* 1	Тип водила *				__ с с Диаметр шипа водила, мм	*	О « о if	
										Радиус трущейся с Knft ГГЛОЛтч vita пнтгг Г.	й 3 д, i
		а	и								
Легковые автомобили											
М » иы)М Д 		29,4	17	10	4,5	22°30'	I2	IV	Один палец	16	оо*	
HMUI01	47	16	10	4	22°30'	2	I	То же	16	39	
fan-ц ю liu 		36,8 55,2	16	10	4,004	22°30'	2	I	»	15,86	39	
• Мн»й»11<|-412ИЭ»	55,2	16	10	4,004	22°30'	2	I	»	15,876	39	
| A 1 И шн 141 >ioa 		69,9 161,8 77,3	16	10	5	22°30'	2	I	»	20	48,5	
	220,6	15	10	5,567	20°	2	IV	»	—	—	
		Грузовые автомобили									
♦ ' 1 <0f М; ' HhS	55,2	16	10	5	22°30'	4	I	Раздельные пальцы	20	46,22	
IMAM	84,6	20	11	5,75	22°30'	4	II	Крестовина	25	68,5	
ад	10,3	22	11	5,35	22°ЗО'	4	III	»	28	—	
27
Продолжение табл. 4
Продолжение табл. 4
														Модуль mte						
Автомобили, тракторы	Номинальная мощность двигателя, кВт	Число зубьев		Модуль т^е	Угол зацепления а	Число сателлитов	Номер группы	Тип водила	Диаметр шипа водила, мм	Радиус трущейся сферической поверхности сателли- та , мм iR «8	Номинальная мощность двигателя, кВт	Число зубьев			Угол зацепления а	Число сателлитов	Номер группы	Тип водила	Диаметр шипа водила, мм	Радиус трущейся сферичеС' кой поверхности сателли- та, ММ
												№	и							
		№	V N																	
ЗИЛ 157КД	80,9	20	11	5	22°30'	4	II	Крестовина	—	1 «М4М	44,1	24	12	6	20°	3	—	Сборное водило из трех пальцев	28	оо*
КАЗ-4540	118	22	и	6,35	22°30'	4	III	»	28											
										80,4	55,2	22	12	5	20°	4	IV	Крестовина	25	оо*
МАЗ-5335	132,4	18	11	6	22°30'	4	III	»	25												
МАЗ-6422	235,4	16	11	7	22°30'	4	II	в	32			55,2 110,3	16	10	4,5	20°	4	I	Раздельные пальцы	16	43,6
МАЗ-7310	386,1	22	11	6	20°	4	III		25	77.=	_										
МоАЗ-6401-9585	139,7	22	11	8	20°	4	III		37	14» 102	110,3	22	И	6,5	20°	4	III	Крестовина	30	85
КамАЗ-5320	154,4	22	11	6,35	22°30'	4	III	»	—	- тл »1И —	121,3	26	14	5,5	45°	4	IV	Раздельные пальцы	—	—
«Урал-4320»	154,4	22	11	6,35	22°30'	4	III	>	—	--										
КрАЗ-260	220,6	22	11	8	20°	4	III		—	11 */яиость плоская.4 	 I	;	1Л переднего моста. —										
БелАЗ-540А	264,8	22	11	10,55	20°	4	III	»	38	115	Hl рис, 17 показаны кинематические схемы двойных дифферен- НИ1ДПЙ Двойной дифференциал состоит из наружного и внутрен-	дифференциалов. Зубчатые колеса наружного дифференциала										
Тракторы
Т-16М
Т-25А
28
14,7
18,4
27
18
4
17°30
2
IV
Один палец
28
'ври полые валы соединены с тормозными барабанами. Сателли-m наружного и внутреннего дифференциалов с помощью общей м аге ГКО соединены между собой. Полуоси через зубчатые коле-н । п тел литы связаны между собой как в симметричном диффе-иинмле Соответственно идентичны их кинематические и силовые 69 i<i НМИСТИ.
Il'tHopoT машины осуществляется торможением одного из ба-chitKii, Рассмотрим кинематические характеристики двойного --- I Ф₽|Н'|Щ1!ала. При прямолинейном движении все элементы двой-
29
Рис. 17. Кинематические схемы двойных дифференциалов: а — конического; б — цилиндрического
ного дифференциала относительно главной оси вращения имею! одинаковую угловую скорость ©о. При повороте машины угловал скорость а' наружного вала (полуоси) возрастает, а угловая ско рость а>" внутреннего вала уменьшается.
Для определения кинематических соотношений построим план скоростей наружного сателлита (рис. 18, а) как для конического так и для цилиндрического (рис. 18, б) дифференциалов. Линей ная скорость центра наружного сателлита при вращении его отно сительно главной оси дифференциала равна ©oG. Линейная ск > рость точки зацепления сателлита с тормозным зубчатым колесом с угловой скоростью &>т при расположении со стороны центра по ворота машины составляет ©тгт (для конического дифференциал. гт=гв). Указанные векторы определяют план скоростей наружном сателлита в плоскости его вращения и его мгновенный центр ври
щения О. .	' /	__/1	П
Обозначив угловую скорость сателлита через ©с, можно зап и	,пах/ т,п ' г«д //у «д J.
сать линейную скорость центра сателлита как асх. Так как иогв • Другой стороны, из плана скоростей поворота машины следует, lit
ИЬ.*1 то
©с=©огв/х.
Hi условия равенства линейных скоростей точек зацепления по-lyiH’viioro зубчатого колеса и внутреннего сателлита при относи-IMhiiOM вращении можно записать, что соотигп=(йсгс. Отсюда
©отв = ©сГс/Гц = а>оГ ВГС/ (jcrn),
14» iilirtH — угловая скорость полуоси относительно корпуса диффе-МШпнла.
Абсолютные скорости полуосей
со' = ©0 + со = ©„Л +	;
И	\	"п /
ю" = ©0 —©отн = ©ofl —	.
,	\	xra J
при остановленном тормозном зубчатом колесе, когда поворот ч я шины‘происходит с минимальным радиусом /?тщ, имеем х=гск I ж Да
Ютах = <»0 I 1 Ч 5-£—= ©0(1 + \ гснгп /
©mln = ®о f 1---2-£_\ — и0 (1 —
К	гскгп /
4» Ис— передаточное число двойного дифференциала;
Мд ~ fснбп/ (гвГс).
I |<Н)лснное деление приведенных уравнений позволяет полу-iHlh отношение между угловыми скоростями полуосей при полной жЦНопке. тормозного зубчатого колеса, соответствующего мини-MIHhlhiMiy радиусу поворота Втш:
Рис. 18. Планы скоростей наружных сателлитов дифференциалов: а — конического; б — цилиндрического
30
©max/©rnln — (7?т1п 0,5B)/(/?rain— 0,5В).
IIiimu совместного решения этих уравнений имеем Втщ=0,5В«д, <« /I Колея машины.
При изменении радиуса поворота машины от бесконечности
1 мн шиейное движение) до Bmin угловая скорость тормозного fi'iHturo колеса ©т изменяется от ©0 до нуля, а угловая скорость ВТ I НИНЦСЙ полуоси — ОТ (1)0 ДО <в"ш1п-
II« рис. 18 имеем
ЮтГт/ (го0Гв) = (х— Гс„)/х,
- sy Hi
©т = ©о [ (X—Ген) /х] (гв/гт).
31
Для конического дифференциала последняя дробь сокращается, так как гв=гт.
Из этого выражения следует, что ит положительна, когда х^ >гск (режим поворота при неполностью заторможенном отстаю щем тормозном зубчатом колесе); сот равна нулю, когда х—гсн (ре жим поворота при остановленном тормозном зубчатом колесе); о>, может иметь отрицательное значение, когда х находится в пред; лах между гсн и гс, причем наибольшее отрицательное значение <». отмечается при остановленной внутренней полуоси. Такой случаи возможен, если внешними силами осуществить крутой поворот ма шины, при котором внутренняя полуось остановится.
Свойство двойного дифференциала обеспечивать отрицательную угловую скорость тормозного зубчатого колеса иногда использ} ется для создания механизма, называемого дифференциалом с oi раниченным передаточным числом. Рассмотрим динамику двойни го дифференциала. При повороте машины, когда на одно тормоз | ное зубчатое колесо действует тормозной момент А1Т, баланс мо ментов относительно оси вращения дифференциала
МО=М'+М"!+МТ.
Составим (уравнение равновесия двойного сателлита относительна оси его вращения (оси пальца крестовины):
(Л17Гп)Гс= (Л1"Ап)Гс+ (Мт/гв)гс„,
где М'/гп и М"/гп — окружные силы в зацеплении сателлита внут реннего дифференциала соответственно с забегающим и отстав, щим полуосевыми колесами; Мт/гск — окружная сила в зацеплг нии сателлита наружного дифференциала при действии тормознол момента Мт.
После преобразования данного уравнения имеем
М'—М"=Мтгсигп/(гвгс) =Мтил.
Из этого уравнения следует, что разность моментов на полуо сях, необходимая для поворота машины (гусеничной или колесноГ с механизмом поворота) зависит от тормозного момента и перед । точного числа дифференциала.
Дифференциалы с блокирующим устройством
Недостаток дифференциальных механизмов состоит в том, ч, при движении по бездорожью снижаются тяговые свойства маши и, следовательно, их проходимость. С точки зрения тяговых свойс i г наилучшие результаты имеет блокированный привод. Поэтому н> многих случаях наряду с дифференциальной связью предусматрн вают и блокированную связь. Блокировка дифференциала осущес, вляется путем введения жесткой связи между двумя основным звеньями .механизма (обычно между корпусом дифференциала одним из выходных валов). Осуществляется это с помощью блоы рующих муфт различной конструкции. Привод к этим муфта
32	'
>ЯЦЧИО механический или пневмогидравлический. Управление при-ИОИ осуществляется с поста управления водителя.
АЙЖколесные дифференциалы автомобилей, как правило, вы-щМИНЮт без блокирующих устройств. В тракторах, наоборот, обыч-чн ММ выполняют с блокирующими устройствами. Последнее свя-С тем, что при выполнении полевых работ во многих случаях условия двух колес моста неодинаковы, поэтому коэффи-ЦИвИТЫ буксования двух колес различны, что снижает тяговый КПД ipiKTOpa. Во избежание этого и предусмотрена блокировка меж-lUUKHblx дифференциалов.
В настоящее время блокирующие устройства применяют и в «аинорых автомобилях. Так, на автомобиле КАЗ-4540 с колесной ФЙМулой 4X4, предназначенном для сельского хозяйства, преду-ыйрона блокировка межколесного дифференциала заднего моста. h^iklipoBKa осуществляется жестким соединением двух полуосей f Помощью шлицевой втулки с торцовыми зубьями, расположен-•ч! внутри крестовины.	»
Ни грузовом трехосном автомобиле КрАЗ-260В с колесной фор- уЛпй 6X6 предусмотрена блокировка межколесных дифференциа-Hi двух задних мостов. Подобные решения отмечаются и в зару-Я1|Щ|МХ конструкциях.
В'|(1кирующие устройства применяются в межосевых и межте-’Вяццных дифференциалах всех типов автомобилей и тракторов.
Дрлмется немало попыток автоматизировать процесс блокиров-»rt Ц |Н1;|блокировки межколесных дифференциалов в тракторной
Так как блокированный привод улучшаёт тяговые свойст-М 1И< ухудшает маневренность трактора, а повороты обязательны я liHiir гона при выполнении любой полевой работы, то возникает |ИНЙииднмость при каждом повороте выключать блокировку и при и Ih'lP из поворота включать ее вновь. Выполнять эти операции ручную обременительно. На некоторых моделях тракторов «Бе- _ в рулевом приводе встроена гидросистема, которая при уЙя|),,,е управляемых колес на заданный угол автоматически раз-ЙИН|1(1ИЫвает дифференциал заднего моста и при выходе из по-Жя,й блокирует его. В качестве блокирующего устройства непо-Дн пенно у дифференциала используется дисковая муфта с гид-рпнпдом. В других случаях разблокировку связывают с подъе-Ь Ноес кого орудия в конце гона при повороте.
Аптматическая блокировка дифференциалов используется и на ^д(нм!)Л||лпх. Разработана и применена для межосевого дифферен-чДии ииухмостовой тележки многоприводного автомобиля авто-yxiliOiKAH система блокировки с электронным управлением, i №> ||шМ11Гпитные датчики, подающие сигналы в электронный 1» н» управления, контролируют разность угловых скоростей I Привода переднего и заднего мостов тележки. Эта разность mH i«*iin пробуксовкой колес одного из мостов; если она пре-•V »нни пищпную величину; то электронное управляющее уст-Вийи автоматически блокирует дифференциал. В заблокиро-нимм । iu ioiiiiifii механизм находится некоторый отрезок времени,
33
Рис. 19. Схема дифференциального межосевого привода с ограниченным передаточным числом
по истечении которого происхее дит Автоматическая разблоьи ровка. Если при этом вновь во, никает разность указанных ск< ростей, то вновь произойдет бл кировка, и т. п.
К дифференциально-блокиро ванным приводам можно отнес i и межосевой привод с автомат i ческой блокировкой посредство дисковых муфт, схема которое приведена на рис. 19. При дв1 женин по усовершенствованны дорогам межосевой привод явл-.е ется дифференциальным.
При движении по бездорожье-и появлении разного буксованл колес двух мостов дисковые му<[ ты автоматически блокируются межосевой привод становитс блокированным.
От входного вала 1 мощность передается на водило несиммее ричного дифференциала 2, а затем через эпициклическое зубчатое колесо — на выходной вал 3 привода заднего моста и через сол вечное зубчатое колесо и цепную передачу 7—на выходной вал привода переднего моста. При одинаковых радиусах качения колы!
передаточные числа мостов неодинаковы для переднего и заднее । мостов (соответственно 3,07 и 3,00). Передаточное число к перед нему мосту определяется передаточными числами (в редукторе пе реднего моста и в цепной передаче раздаточной коробки) соотве! ственно 2,93 и 1,05.
При прямолинейном движении машины частота вращения зад него вала 3 отстает от частоты вращения входного вала 1 на 2,7 % Солнечное зубчатое колесо, наоборот, имеет частоту вращени большую, чем частота вращения входного вала. Передаточное число зубчатой передачи 5 подобрано таким образом, что частота вра щения вала нижней шестерни больше частоты вращения выход ного вала 8. Между валом солнечного зубчатого колеса и эпициь лическим колесом установлена дисковая блокирующая муфта ft Аналогичная муфта расположена между валами привода переднего моста и нижнего колеса зубчатой передачи 5.
При буксовании колес заднего моста частота вращения вал 3 возрастает, а частота вращения солнечного зубчатого колеса уменьшается, приближаясь к частоте вращения водила. Их часть ты вращения выравниваются, когда частота вращения вала 3 увеличится на 2,7 % относительно частоты вращения входного вал. В этот момент муфта 6 блокируется, дифференциал оказываете заблокированным, и дальнейшее относительное увеличение част ты вращения заднего вала 3 становится невозможным. При букс
34
НИни. колес переднего моста возрастает частота вращения переднего вала 8. Когда его частота вращения увеличится на 17 % отно-гЙТВЛЪно частоты вращения входного вала 1, произойдет выравнивание частот вала 8 и вала нижнего зубчатого колеса. В этот мо-MIHT нижняя муфта 6 блокируется. Дальнейшее возрастание час-ПИЫ вращения вала 8 невозможно. В любом случае межосевой прнмод блокирован.
При равных коэффициентах буксования колес межосевой при-И|Д обладает свойствами обычного дифференциального привода, средний вал 8 в эксплуатационных условиях может иметь большую относительную частоту вращения из-за значительной разницу проходимых путей передними и задними колесами на повороте, НВ обеспечит дифференциальный эффект при разности частот вращения валов не более 17 %. Свойство привода блокировать систему НрП некоторой разности частот вращения передних и задних ко-«Й используется в тормозной системе. Если при торможении коле-одного моста начинают вращаться медленнее, то межосевой нрННод блокируется. Поэтому в машинах с таким приводом исполь-* ni Я преобразователь 4 антиблокировочного устройства.
К блокирующим устройствам можно отнести и механизм, в ко-Н1йпм специальный вал, расположенный позади ведущих колес, с шМощью опор крепится к раме. На концах вала напрессованы ро-iHkll, на которых имеется насечка в виде шлицев. На скользких <й|Н11 ах необходимо с помощью приводного устройства плотно при-ролики к протектору колес. Затем вал начинает вращаться, АянКНруя работу дифференциала. При этом суммарная сила тяги »|ИИ'1Нвается на 20—25%.
Некоторые трехосные автомобили с одним ведущим мостом — 1Ш1й 6X2, работающие в составе автопоездов большой грузоподъ-ЙЙЩ*1Н, оборудованы вспомогательными роликами с гидроприво-укрепленными на раме между колесами задних мостов. При Йлмчанни гидропривода ролики опускаются между ведущими и Мфными колесами задней тележки, передавая часть крутящего ЙЙМйП'Гн на колеса опорного моста.
|*Ш>Лесный дифференциальный привод
Ня рис. 20 и 21 показаны типичные конструкции межколесных •* । Мргхсателлитных дифференциалов.
Представленные две конструкции различаются тем, что в пер-|Ц HiKipc сателлитов выполнены сферическими, а оси сателлитов ||»иН>мляют собой крестовину. Во втором случае опоры сателли-ph пол йены плоскими, а оси сателлитов — в виде двух раздель-М» пальцев. Последние встречаются обычно в тракторах. В легко-ц| пномобилях межколесные дифференциалы, как правило, вы-iHAioi двухсателлитными.
И сюльшинстве случаев в автомобилях и тракторах применяют *ц> нч'пые конические дифференциалы. Однако используют и
2* 35
Рис. 21. Конический дифференциал плоскими опорами сателлитов: позиции те же. что и на рис. 20.
Рис 20. Конический дифференциал со сферическими опорами сателлитов: 1 — зубчатое колесо главной передачи: 3 — корпус; 3 — сателлит; 4 — полуосевое зубчатое колесо; 5 — крестовина (палец)
цилиндрические дифференциалы. На рис. 22 показана конструкщн межколесного цилиндрического дифференциала грузового автомс биля «Татра». Дифференциал вынесен из межполуосевого пр< странства вперед и повернут относительно главной оси моста и. 90°. Крутящий момент от входного вала передается на корпус дт| ференциала 1, а за,тем через сателлиты на два цилиндрически зубчатых колеса привода двух полуосей. Правое колесо непосре/ ственно связано с полуосевым коническим зубчатым колесом 2 о i ной полуоси. Левое, через длинный полый вал, соединено с зубил тым полуосевым колесом 3 другой полуоси. Для обеспечения неза висимого зацепления двух конических пар полуоси с полуосевым зубчатыми колесами смещены одна относительно другой в продол, ном направлении на длину зуба.
Такая схема дифференциального привода к полуосям позволи ла решить ряд дополнительных задач, в частности выполнить в* дущий мост проходным. Это позволило последовательным соедин( нием мостов создать семейство многоприводных машин с разны числом унифицированных мостов, а также применить независимуи подвеску каждого колеса.
Колесо вместе с полуосью может совершать угловые перемени ния (покачивания) относительно центральной продольной оси м  шины, при этом полуосевое зубчатое колесо обкатывается относ, 36
Jt I ЛИНИЯ передача с межколесиым цилиндрическим дифференциалом ав-? 4Мнмя «Тетра»
< * И*» «1Н'»гго парного колеса. Несмотря на указанные преимушест-||. |1< Конструктивная схема не получила широкого распространен |ii|| ня ял следующих недостатков: картеры мостов, которые при Р»и|ло«лтельном соединении образуют секционную трубчатую pa-fly f fлиний продольной осью,’ необходимо изготовлять с высокой KuBHeliihi; трудно создать надежные уплотнения кожухов полуо-ЙГ« 1 и
й рпг, 23 и 24 представлены конструкция и кинематическая Ц|(|к1>сренциального межколесного привода оригинального Привод состоит из двух планетарных рядов. Крутящий А1о от ведомого червячного колеса 1 редуктора моста пере-ни «иициклическое колесо левого ряда. Оси сателлитов и гнио ряда связаны с левой полуосью, которая воспринима-'[ ЦнЫ«11| М'. Солнечные зубчатые колеса обоих рядов связаны i RHlHM НАЛОМ, через который передается крутящий момент Л4СОл.
Пн1 гичеллитов правого ряда неподвижны и прикреплены к кор-редуктора. Крутящий момент на правую полуось М" переда-₽ hi •иициклического зубчатого колеса 3 правого ряда.
пиЛМуя выражения для моментов на выходных валах несим-• I'il'IIHiTo дифференциала и схему, запишем уравнение динамики 1 । iibiHin дли левого ряда:
ЛК—	/Z2'',
М СОЛ = М' [Z17 (z!' + Z2' ) ] = М)*!722Z;
37
Рис. 23. Межколесный дифференциальный привод с двумя планетарными ря ми
для правого ряда.
М"=Mcoaz2"/zi "=M0z2"z1'/(Zi"z2').
Основным условием динамики межколесного дифференциа. ного привода является равенство крутящих моментов на полуос: т. е. их отношение должно быть равно единице (внутренним т] нием пренебрегаем). Тогда
М"/М' = 1 = z2'zx'/ [ (z/ 4- z2'} г/'].
Указанное основное условие соблюдается, если
Z17 (Zi'+z2) =z"lz2".
Этому условию удовлетворяют, например, следующие значен чисел зубьев:
z/= 16; 21"= 12; z2'=z2"=48.
При этом число сателлитов в каждом ряду должно быть 4, а чис зубьев сателлитов —16 для левого и 18 для правого рядов.
Выясним, каково отношение суммы моментов на полуосях подводимому моменту:
(Af'+7M")/Mo= (Zi'+Z2,)/z2'+Z2//Zi7(z1"z2z) =u₽,
38
IM II» '1.
Следовательно, рассмотренный редуктор |М только обеспечивает необходимый диф-ЬаВНЦИальный привод к колесам, но и слу-М| Понижающим редуктором с передаточ-yi «шелом «р. Для приведенных чисел Мни Up*»2,7.
, Рассмотрим кинематику этого редукто-II Используя соотношение между угловы-споростями звеньев несимметричного
• ДЬфгрснциала, можно записать
<о' = (госолЧ- и'соо) / (1 + и');
&" = —"СОсол (Zi"/z2"),
Рис. 24. Кинематическая схема дифференциального привода с двумя планетарными рядами
Ьтсюда	<Осол=—a"(z2"/zi") =—а''и".
решая первое выражение относительно соо и подставляя значе-
I «М &ня> получаем
1	(Of) = [со' (1 + «') С0сол]/«' = [со' ( 1 + и') + со"и"] /и'.
Ирт Прямолинейном движении машины со" = со' = сод. Тогда
1	СОо = СОд[ (1 +u')'+ u'/]/u' = COftUp.
Дли рассматриваемых чисел зубьев соо=»2,7сод.
Шйтой дифференциальный привод
МИопное правило при выборе схемы дифференциала заключа-I • й следующем. Если нормальная нагрузка ведущих мостов (ко-UB, Приводимых в движение одним выходным валом дифферен-ItKh, равна нормальной нагрузке ведущих мостов (колес), при-iKlMkiX В движение другим выходным валом, то применяют сим-гКнчкие дифференциалы. Если эти нагрузки не равны, то ис-несимметричные дифференциалы. Передаточное число не-РЩмптрИЧНого дифференциала примерно равно отношению указан-|||| нормальных нагрузок. Ниже приведены типичные и наиболее Вмгнняльные конструкции и конструктивные схемы межосевых |1|М*||®11Циальных приводов.
if Н рис. 25 показана главная передача промежуточного моста с (роенным трехвальным редуктором, содержащим межосевой сим-(рнчиый конический дифференциал. Мощность от входного ве-MtiitiHi пала 1 с помощью шлицев передается на крестовину 2 (во-•н), сателлиты 3 и зубчатые конические колеса дифференциала.
11	через две пары цилиндрических зубчатых колес мощность грянется на верхний вал 4 ‘редуктора* привода промежуточного и нижний вал 5 привода заднего моста.
39
вальном редукторе:
1 — ведущий вал; 2 — крестовина межосевого дифференциала; 3 — сателлит; 4 в осевое зубчатое колесо; 5 — вал привода заднего моста; €— зубчатая передача пр промежуточного моста .
40
Ий рис. 26 показана главная передача с встроенным межосе-
№0 Ионическим дифференциалом. Мощность от ведущего вала 1 Е Й110иЫо шлицев передается на крестовину 2, сателлиты 3 и зуб-МП! колеса дифференциала. Правое (по рисунку) зубчатое ко-ВМШОО колесо 4 через промежуточный вал 5 передает мощность г ГмДIIИЙ мост. Левое коническое колесо через цилиндрическую
V йубчатых колес передает мощность на промежуточный мост. Я! ИИклогичной схеме разработан межосевой привод задней веду-ЦВ т|Л«жки трехосного автомобиля МАЗ-6422.
Ий рис. 27 показана конструкция межосевого дифференциаль-МЙ Привода задней ведущей тележки трехосного автомобиля |||/|IЗЗГ1. В принципиальной схеме привода в отличие от пре-MiyiUeH конструкции цилиндрическое зубчатое колесо расположе-| &1жду опорами (в предыдущей конструкции зубчатое колесо ИКложспо консольно).
Ий рис. 28 показана конструкция дифференциального межосе-ЦК привода трехосного автомобиля КамАЗ-5320. Двойная главная jfftwin состоит из конической и цилиндрической пар зубчатых От входного вала мощность передается на корпус межосе-| конического дифференциала 1 и далее через крестовину и са-
ifeMtifhi 2 на два зубчатых конических колеса. Правое зубчатое
*4 через ведущую коническую полую шестерню 4 передает-В|Ми<« Hi на промежуточный мост. Левое зубчатое колесо 5 через |вЬыту‘|очный вал 6 передает мощность на задний мост. Анало-конструкция применяется и на автомобиле «Урал-5320».
Ий риг. 29 показана гипоидная главная передача с встроенным коническим дифференциалом. От входного вала через
1 ИрН I межосевого дифференциала, крестовину и сателлиты 2 i.gMIhwTii передается на два конических зубчатых колеса. Правое I Dhy 3 соединено с полой шестерней 4 привода моста; левое зуб-||Ш колесо 5 с длинным промежуточным валом 6 привода задне-F| Mmhiii Тикая схема привода возможна при использовании гипо-глинной передачи.
осевой симметричный цилиндрический дифференциал Mb Й(1) применяется в приводе промежуточного моста. Мощность Я Выущгго вала 1 через корпус 1 (водило) и сателлиты 2 пере-Пй два зубчатых цилиндрических колеса дифференциала. ПИйщ 1убчатое колесо 3, насаженное на полую ведущую шестерым ! I лпнной передачи, передает мощность на промежуточный Ыда Лркое зубчатое колесо 5, насаженное на длинный промежу-
Ь 1НЫИ НМЛ 6, передает мощность на задний мост. У межосевого Й йЙммггрнчного цилиндрического дифференциала раздаточной ко-j Ям |01пмобиля МАЗ-509А нагрузка заднего моста (при нагру
= = нпнм питомобиле) примерно в 2 раза больше нормальной наг-'им переднего моста. Передаточное число дифференциала «д=2. I! Цинчный дифференциал применен и в раздаточных коробках =й|дМ0Л||,чей 6X6 («Урал-4320», КамАЗ-4310 и КрАЗ-260В). В этих м. бн nix раздаточная коробка установлена между передним • в 1НГМ1.1М и двумя задними неуправляемыми мостами. Так как
41
Рис. 27. Привод автомобиля ЗИЛ-133Г1
Рис. 28. Привод автомобиля КамАЗ-5320
Рис. 29. Гипоидная главная передача с встроенным межосевым коническим ди ференциалом
42
I ЩМ1 Массовой сим-, чинй цилиндрйчес-
V дифференциал
I рМвлыюя нагрузка мостов этих автомобилей примерно одинако-р |и расчетный крутящий момент на валу привода задних мостов |рЩ№'Мигрен в 2 раза большим, чем на валу привода переднего Ihffl Поэтому передаточное число «д = 2.
Hl автомобиле-самосвале КАЗ-4540 типа 4X4 сельскохозяйст-назначения с одинаковой нормальной нагрузкой двух мос-М I раздаточной коробке применен межосевой конический сим-ВМИЧНМЙ дифференциал с блокирующим устройством.
Широкие распространение дифференциальные механизмы по-lillflll и многоприводных колесных тягачах типа 8X8, 10X10 и If Кипструктивное исполнение дифференциалов этих машин
фМнНильно такое же, как и в рассмотренных выше примерах, отметить, что конструктивное исполнение трансмиссий раз-
|цВм411<>,
f Машинах типа 8X8 применяют две принципиально отличные МИН привода. В одной из них передняя и задняя ведущие тележ-k Иват тквляют собой относительно автономные системы, связанна мржду собой межтележечным симметричным коническим диф-I рмшналом в раздаточной коробке. Управляемыми являются ко-I- ввчущпх мостов передней тележки. В другой схеме автоном-
 nil нН 1?мами являются колеса правого и левого бортов, кото-I 1ВЧИППЫ между собой межбортовым симметричным дифференты Управляемыми являются колеса первой и четвертой осей; I * нц>рой и третьей осей неуправляемые.
fti'iKii зрения кинематической схемы многоприводной колес-мянп|||ы но всех узлах связи межосевого и межколесного причем 1<>ров и автомобилей следует применять дифференциаль-
43
Рис. 31. Межосевой привод легкового автомобиля «Нива»:
1 и 4 — валы привода ведущих мостов соответственно переднего и заднего: 2 — м\ блокировки дифференциала; 3 — межосевой дифференциал
ные механизмы. Однако в межосевом приводе во многих случа: особенно в машинах массового производства, дифференциалы устанавливают. В этих машинах используют систему связи, п которой в случае их движения по дорогам часть ведущих moci отключают, а при движении по бездорожью—включают.
Эксплуатационные преимущества автомобилей с межосегд дифференциальным приводом начинают принимать во внимание для легковых автомобилей. Примером этому является использоп ние межосевого привода легкового автомобиля «Нива» (рис. 31 Применение межосевого дифференциального привода в легков^ автомобилях отмечается и за рубежом. Так, например, летков автомобиль фирмы «Ауди» [13], созданный на базе переднеприв! ного легкового автомобиля, выпускается с межосевым диффере циалом.
На рис. 32 показаны конструкция и кинематическая схема с< мещенной компоновки главной передачи переднего ведущего мо< с межосевым цилиндрическим дифференциалом легкового автом биля с поперечным передним расположением двигателя и короб передач. Зубчатое колесо 1, связанное с коробкой передач, чер эпициклическое колесо 2, сателлиты 3, водило межосевого диф<| ренциала, зубчатое колесо главной передачи 4 и карданный в. цередает часть мощности на задний мост, а другую часть — чер сателлиты 3 и межколесный конический дифференциал 5—на г редкий мост. Предусмотрена блокировка дифференциала шлип вой муфтой 6. Определим крутящий момент при таком привод»
Момент на корпусе межколесного дифференциала передне моста
Момент М'2 на ведомом коническом зубчатом колесе главп передачи
М2' = (2М0/г2) гв=Мо (ri + г2) /г2.
44
PZ Межосевой цилиндрический дифференциал, совмещенный с межколесным МИЗМСКНМ дифференциалом:
1 = ВШНгрукция; б — кинематическая схема
Для получения равенства моментов на корпусах дифференциа-яын Mi переднего и М2 заднего мостов необходимо выполнить ус-ШИи
м» _ J = M2uoz/uoi _ Мо (rt 4- г2) цпа/(ц01га) _ Г1 + га иаа
Могх1г2 _	MDrxlr2	ri ив1
миудй
Uoi/«O2= (fl+r2)/ri= (Z1 + Z2)/Z1,
I, 9, равенство моментов на двух мостах обеспечивается, если от-НШМние передаточных чисел конических пар uOi переднего моста И Ifaii заднего моста равно указанному отношению чисел зубьев Ц||Иосевого дифференциала. Как и в ранее рассмотренных случаях, | Данной конструкции предусмотрена блокировка межосевого диф-Мранциала. Для этой цели, передвигая зубчатую муфту 6 в ту или Другую сторону, можно заблокировать или разблокировать межосе-ММ дифференциал.
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
ПОВЫШЕННОГО ТРЕНИЯ
в 
^Локирующие свойства дифференциалов
В ГТ
Первым шагом в разработке привода к ведущим коле-гам, которому присущи положительные свойства дифференциального и блокированного привода и в котором отсутствуют их недостатки, было применение в машине одновременно обеих схем с использованием той или иной схемы в зависимости от дорожных ус-Ювий. Такие схемы называют дифференциально-блокированными. Однако такие приводы имеют недостатки. При ручном управлении
45
Рис. 33. Расчетная схема редуктора дифференциала
приводом это связано с дополнитель ной нагрузкой водителя. Кроме того, при несвоевременном включении привода снижается его эффективность.
Необходимо бр1ло создать такие относительно несложные механизмы.
которые, сохраняя дифференциальный эффект, обеспечили бы перераспреде ление сил тяги между ведущими осями и колесами: увеличение силы тяги
колес с лучшим сцеплением с дорогой при неизменном уменьшении
силы тяги колес, оказавшихся в худших условиях сцепления.
Обычно в таких механизмах используют повышенное внутрен нее трение. Подробное изучение этих механизмов показало, что, несмотря на различие конструктивных схем, можно создать обобщенный единый метод их исследования и расчета. В результате сформулированы общие закономерности в работе дифференциалов повышенного трения и разработаны структурно однотипные аналитические зависимости. Установлен основной критерий оценки таких механизмов — коэффициент блокировки Кд [14J.
Рассмотрим принцип работы дифференциалов повышенного трения. Положим, что существует некоторый редуктор (рис. 33) с неподвижным корпусом, состоящим из ряда зубчатых зацеплений. Передаточное число редуктора минус единица, т. е. угловые скорости валов (Doth одинаковы по абсолютной величине и противоположны по знаку. На одном валу редуктора (выходном) установлено тормозное устройство с моментом М'. На другом валу (входном) приложен крутящий момент М". Учитывая потери на трение в редукторе, можно записать, что 7И' = Л1"т]д. Из этого условия следует, что моменты неодинаковы и что М">М'. Эту разницу моментов можно увеличить, если уменьшить КПД дифференциала
Пд.
Следует отметить, что признаком ведущего вала является совпадение направлений крутящего момента и угловой скорости, а признаком ведомого вала — их противоположные направления.
Нетрудно убедиться, что ведущий вал может стать ведомым, а ведомый — ведущим. Такой редуктор по своим силовым свойствам является симметричным.
Если рассматриваемый редуктор вращать с угловой скоростью <£>о, то силовые зависимости не изменятся, т. е. указанный редуктор может выполнять функции симметричного дифференциала. Если в машине одно колесо забуксует, то крутящий момент и относительная угловая скорость вала ©отн (полуоси) противоположны по направлению, а на другом валу крутящий момент и относительная угловая скорость одного направления, причем М">М'. Таким образом, благодаря повышенному трению механизма на отстающем колесе, т. е. на колесе, находящемся в лучших условиях сцепления, создается повышенный тяговый момент при соответствующем уменьшении момента на другом, забегающем колесе.
Не снизится ли КПД трансмиссии машины, если использовать дифференциалы с повышенным внутренним трением. Рассмотрим ♦ТОТ вопрос подробнее. Обозначим подводимую к корпусу дифференциала мощность через No, а отводимые мощности на полуосях — Ирез N' и N". Тогда КПД передачи
(N'+N")/No.
Определим величины, входящие в это уравнение:
N' = М'(й' = М' (©о + (Doth) ’, N"=M"u"=M" (©0—©отн),
•W соотн — угловая скорость полуоси относительно корпуса дифференциала при повороте машины.
Нетрудно показать, что
©отн — ©оД/Д,
 ДО В — колея ведущего моста; Д— расстояние от центра поворота ♦О центра ведущего моста.
Мощность, подводимая к корпусу дифференциала,
No=Mq©o= (М'+Af,,)©o=NI' (1 + 1/т]д)©о-
Подставим выражения для N', N" и No в исходное уравнение. Пос-И преобразований получим
•п = I — — -I"'Пд 2R 1 + лд •
Таким образом, КПД передачи в отличие от КПД дифферен-чНДла величина переменная и зависит от кривизны траектории дви-Мкия. Анализ этой зависимости показывает, что КПД передачи •|н достаточно высок даже при низких значениях КПД дифферен-иИНла т]д, т. е. потери мощности в дифференциале пренебрежимо ма-Щ. Объясняется это тем, что, несмотря на значительный момент <|»С1Ния в дифференциале, скорости относительных перемещений 1|ТВлей малы. Очевидно, что низкие значения КПД т]д не могут служить препятствием для использования самоблокирующихся дифференциалов с повышенным трением. На рис. 34 приведена зави-• НМОсть т]п от т]д для грузового автомобиля с колеей Д=1,9 м при •ТО движении по кругу минимального радиуса 7?=7,5 м, построениям расчетным путем по приведенной выше формуле.
Выясним влияние момента внутреннего трения на блокирующие свойства дифференциала. Баланс внешних моментов, действующих на дифференциал как на трехзвенный механизм,
М"+М' = М0; М"—М'=МГ,
l ie Мг—суммарный момент внутренних сил трения.
Последовательно складывая и вычитая эти уравнения, получаем М"=0,5(МН-М); ЛК=0,5 (Mr—Mr).
1 Ч Ношение моментов большего к меньшему называют коэффициен-
46
47
Рис. 34. Зависимость КПД передачи т]п от КПД дифференциала Пд Исключая из этих
том блокировки:
Яд= = (МС+М,)/(МО-МГ).
Моменты М', М" и Мг не только связаны между собой, но и каждый в отдельности зависит от тяговой нагрузки и КПД механизма:
М,=Л1,(1—т]я)/т]д; М0=М/(1 +т]д)/Лл уравнений М', получаем
Mr=Мо (1 — Т] д) / (1 + т) д) 
Подставляя это выражение в уравнение для М' и М", получаем: М,=М01]д/(1 + т]д); Л4"=Мо/(1'+т1д)-
Оценка блокирующих свойств механизма с помощью коэффициента блокировки, представляющего собой отношение моментов на полуосях при срабатывании дифференциала, наиболее целесообразна. Она создает наглядность, упрощает расчеты, удобна при проведении экспериментальных исследований как в лабораторных, так и в дорожных условиях.
В некоторых случаях для оценки блокирующих свойств применяют другой показатель — удельный момент трения
Кг= (М"—М')/МО=МГ/МО.
Между двумя коэффициентами Кд и Кт существует связь: Кг=(Кд-1)/(Кд+1),
или
Кд=(1+Кг)/(1-Кг).
В большинстве случаев удельный момент трения Кт с достаточной точностью можно представить в виде произведения коэффици-1 ента трения р, и геометрического показателя П, отражающего осо-1 беннос'ги конструктивной схемы механизма (Кг=р,П):
Кд=(1 + ИЛ)/(1-ИЛ).
Показатель П также являемся оценочным параметром блокирую^ щих свойств дифференциала.
Графическая зависимость Кд. от П и ц для дифференциалов приведена на рис. 35.
Зависимость моментов на полуосях дифференциала от радиуса поворота машины можно получить расчетным путем. Эту зависимость можно получить и по экспериментальным данным на специальной установке или при дорожных испытаниях. В последнем случае прямолинейным движением достигают равенства крутящих моментов на двух полуосях. Затем начинают поворот с постепенным 48
уменьшением радиуса поворота К, при том скорость движения внутреннего Колеса снижается, а скорость движе-Кия наружного колеса увеличивается, дараКтер изменения крутящих моментов на полуосях показан на рис. 36.
Г Точка 1 соответствует прямолиней-Иому движению, когда моменты на по-досях одинаковые. При повороте машин момент М" на внутренней полуоси возрастает, а момент М' на наружной полуоси уменьшается, причем Мо=М'+М", т. е. тяговая нагрузка Дифференциала остается неизменной.
В этот период дифференциал выполняет функцию блокированного привода. Точки 2' и 2" соответствуют предельным значениям М' и М" в момент Срабатывания дифференциала; отно-
шение этих моментов равно коэффици-
енту КЯп блокировки покоя. Рассмотренный процесс определяется статическим коэффициентом М„ трения.
1 Так как коэффициент трения скольжения ц несколько меньше •Качения Цп, то после срабатывания дифференциала изменяются Моменты М и М' (точки 3' и 3"). При дальнейшем уменьшении радиуса поворота сохраняется относительное вращение выходных Илов; моменты М' и М" не изменяются.
1 Реальные кривые имеют колебательный характер из-за нестабильного значения коэффициента трения ц. При изменении тяго-Юй нагрузки, т. е. другом значении момента Mq, точка 1 на оси Дрдинат займет иное положение, и соответственно изменится половшие точек 2' и 2", 3' и 3".
Одним из важнейших вопросов при разработке новой конструкции дифференциала повышенного трения является вопрос правильного выбора коэффициента блокировки Кд. Нетрудно убедиться,. ЧТО чем больше Кд, тем рациональнее используется сцепной вес-Як11161'0 моста и выше проходимость машины. Однако это при-
Р
(Г
У
2
Й
Рис. 37. Схема для определения вероятности исполь-—зования сцепления колес с //Л дорогой
г"
Рис. 36. Изменение крутящих моментов на полуосях межколесного самоблоки-рующегося дифференциала при повороте автомобиля
ближает межколесный привод к блокированному, что ухудшает поворачиваемость 'машины.
, Рассмотрим данный вопрос подробнее.
Дорожное условие характеризуется сочетанием возможных коэффициентов сцепления левого ф' и правого <р" колес ведущего моста с дорогой. Допустим, что коэффициент сцепления каждого колеса с дорогой может изменяться от 0,1 (лед) до 0,7 (сухой асфальт). В прямоугольной системе координат (рис. 37) область ABCD возможных дорожных условий ограничена прямыми ф'=0,1 и ф'=0,7; ф" = 0,1 и <р"=0,7. При Кл=7 касательное усилие тяги реализуется при всех возможных дорожных условиях. При меньших значениях Кд область, в которой возможно полное использование сцепления, уменьшается.
Рассмотрим случай, когда Ад=4. Проведем прямые ф"=4ф' и <р" = <р'/4. Полученная область AEFCGH отражает область дорожных (условий, в которой возможно полное использование сцепления. Площадь AEFCGH относительно площади ABCD составляет 93,8 %-
При равновероятных дорожных условиях и Лд=4 вероятность полного использования сцепления составляет 93,8 %, при /Сд=3— соответственно 85 % •
Интересны данные [14], которые указывают, на то, что Кд=3 охватывает 80 % дорожных условий, а Кд=5—94%. Приведенные данные согласуются с предлагаемым методом оценки вероятности полного использования сцепления колесами моста машины, обору дованного самоблокирующимся дифференциалом.
Следовательно, на основании приведенных данных и результа тов опыта разработки и эксплуатации дифференциалов повышен ного трения считают, что применение дифференциалов с Кл= =2,5-J-4, как с точки зрения высокой проходимости, так и с точки зрения удовлетворительной поворачиваемости машин, ра ционально.
Наблюдения показывают, что с течением времени сфера исполь зования самоблокирующихся дифференциалов расширяется. Ана лиз выпускаемых в настоящее время тракторов [29] показывает, что в 322 моделях в передних мостах применяют простые диффе ренциалы (средняя мощность их двигателей составляет 49,8 кВт), в 224 моделях — са моб локирующиеся дифференциалы (средняя мощность двигателей равна 76,1 кВт); в 52 моделях тракторов по вышенной мощности используют механическую блокировку диф ференциалов с пневмо- или гидравлическим приводом (средняя мощность двигателей составляет 84,6 кВт).
Самоблокирующиеся дифференциалы применяют на автомоби лях ГАЗ-66, МАЗ-7310 тракторах К-700/701, Т-150К, МТЗ-52/82
По конструктивным схемам и принципу действия самоблокп рующиеся дифференциалы можно подразделить на следующи, группы:
с повышенным внутренним трением и постоянным коэффициеп том блокировки;
S0
I с муфтами постоянного момента трения и переменным коэффи-Циентом блокировки;
F с убывающим моментом трения и переменным коэффициентом жировки;
I с гидросопротивлением и переменным коэффициентом блокировки;
г дифференциалы свободного хода.
Первая группа включает наибольшее число механизмов, используемых в настоящее время в колесных машинах. Дифференциалы, входящие в первую группу, можно подразделить на дисковые, червячные, кулачковые и др.
Ниже рассмотрены наиболее типичные схемы и конструкции самоблокирующихся дифференциалов.
Дисковые дифференциалы без дополнительного нажимного устройства
Отличительной особенностью различных конструктивных схем дифференциалов с дисковыми фрикционными муфтами является 'ПОСОб создания сил, сжимающих эти муфты.
На рис. 38 показан дифференциал, в котором сжатие муфт 1 •вуществляется осевыми усилиями в зацеплении полуосевых зуб-ИТЫх колес 2 с сателлитами 3.
Для определения коэффициента блокировки такого дифферен-чИвла рассмотрим схему окружных усилий и моментов, действующих на сателлиты и полуосевые зубчатые колеса (рис. 39).
М> М. Дифференциал с диско-1ЙИ Муфтами трения
Рис. 3S. Схема окружных усилий и моментов, приложенных к звеньям дифференциала (см. рис. 38):
1 — корпус; 2 — сателлит; 3 — полуосевые-зубчатые колеса
51
При определении усилий в зубчатом зацеплении конических ко лес дифференциала пренебрегаем силами трения, возникающими на активных поверхностях зубьев.
Из уравнения равновесия сателлитов
F'=0,5[F—(Мтс+Мшс)/гс];	(21)
F"=0,5 [F + (М тс+Мшс) /гс],
где F — суммарная окружная сила, действующая со стороны са теллитов на крестовину; F" и F' — суммарные окружные силы » зацеплении сателлитов соответственно с отстающим и забегаю щим полуосевыми зубчатыми колесами; Мтс и МШс1—суммарны, моменты трения сателлитов соответственно о корпус дифференци । ла и о шины крестовины; гс — средний делительный радиус сател лита.
Моменты Мтс, и Л4шс пропорциональны окружной силе F, т. е.
AfTC=p.Frтс tg aw sin бс;
Afшс “ ЦрГщ,
где р — коэффициент трения; гтс—средний радиус трения торт сателлита; аю—-угол зацепления; бс — угол делительного конус. сателлита; гш—радиус шипа крестовины.
После преобразования формулы (21) имеем
F'=0,5F(l—цВ); F" = 0,5F(l + |iB).	(22
Для сокращения записи введем безразмерный параметр
В = (гтс tg aw sin бс+ Гш) /гс.
Моменты М' и М" на полуосях найдем из уравнений равною сия полуосевых зубчатых колес. Тогда
M'=F'rn—Мы'- М"=Р"г^+Мы",	(23
/
где М"ы и М'м — моменты трения дисковых муфт, расположении соответственно со стороны отстающей полуоси и со стороны заб« гающей полуоси; гп — средний делительный радиус пол|уосево1 зубчатого колеса.
Моменты трения дисковых муфт рассчитывают без учета т|  ния в шлицах, так как осевое перемещение дисков практичеси отсутствует. Следовательно,
JWM/==F/rnp,A; Ми" — Р"гпцА,	(21
тде А — безразмерный геометрический параметр, причем
А = rMiM tg aw cos бс/гп;
здесь гм —средний радиус трения; i»t—число пар трения оды муфты.
52
Подставляя в выражения (23) значения М'ы и М"м, соответствующие выражениям (24), получаем
ЛГ = 0,5Ггп(1—ИД) (1—ИВ);
М" = 0,5Frn (1 + рД) (1 + рВ).
Эти уравнения позволяют определить коэффициент блокировки
.	Кд=(1 + рД)(1 + рВ)Д(1-рД)(1-рВ)].	(25)
Первый множитель отражает влияние на Кл трения в дисковых муфтах, а второй — трения в сателлитах. ,
Для практических расчетов можно использовать приближенную формулу
Кл= (1 + р771)/(1-рПО,	(26)
где
П1=Д+В.
Как видно из формулы (25), Кд не зависит от нагрузочного режима механизма и при неизменном коэффициенте трения является величиной постоянной.
Однако, как показали экспериментальные исследования, с увеличением нагрузки коэффициент блокировки несколько возрастает. Это явление объясняется ухудшением условий смазки дисков Лри повышении давления, т. е. увеличением коэффициента трения.
Для исследуемых образцов с дисками из стали 65Г, с одиннадцатью парами трения в каждой муфте, при р=0,1 расчетный Коэффициент блокировки равен 2,12. Результаты экспериментального определения коэффициента блокировки следующие: при крутящем моменте на корпусе дифференциала Л4о=6ОО Н-м (давление на дисках 0,7 МПа) и 7Ио=23ОО Н-м (давление —1,8 МПа) Среднее значение коэффициентов блокировки соответственно 1,7 К 2,3.
Особенность рассматриваемого дифференциала — простота кон-КТрукции. При такой схеме для получения повышенных значений «Коэффициента блокировки можно увеличивать угол профиля зуба Исходного контура aw. Например, для получения заданного коэффициента блокировки зубчатые колеса самоблокирующего дифференциала трактора Т-150К выполнены с углом профиля зуба аю= •45°.
Симметричный конический дифференциал можно представить частный случай самоблокирующегося дифференциала с одной Дарой трения. Обычно считают, что в этом случае /Сд«1. Однако При необходимости может быть найдено расчетное значение Кл ИТОГО дифференциала по формулам (25) или (26).
Безразмерные геометрические параметры и расчетное значение Коэффициента блокировки К.л некоторых конических дифференциалов приведены в табл. 5.
На рис. 40 показана конструкция дифференциала с шайбами Урания увеличенного размера, который применялся на одноосных
53
к
Таблица 5
Автомобиль	Безразмерные геометрические параметры дифференциала		при ц=0,1	Автомобиль	Безразмерные геометрия еские параметры дифференциала		при ц=0.1
	А	в			А	В	
ГАЗ-53А	0,3	0,630	1,20	КрАЗ-219	0,245	0,506	1,16
ЗИЛ-130	0,320	0,780	1,25	МАЗ-500	0,340	0,720	1,24
тягачах МоАЗ-529. В этой конструкции каждый сателлит цапфой установлен в одну из четырех крышек и не имеет крестовины. Подвижная шайба укреплена на цапфе сателлита с помощью шпонки, а неподвижная прикреплена к крышке заклепками. Сателлиты монтируют через отверстия в корпусе под крышкой. Каждая крышка прикреплена к корпусу четырьмя болтами. Рассчитанное по формуле (25) значение Кд=1,34, поэтому такие механизмы широкого распространения, не получили.
Дисковые дифференциалы с кулачковым нажимным устройством
В дифференциалах с кулачковым нажимным устройством используют кулачковые муфты, передающие крутящий момент от полуосевых зубчатых колес на полуоси. Осевые усилия, возникаю-
щие при передаче окружных сил
Рис. 40. Дифференциал с увеличенными шайбами сателлитов
наклонными гранями кулачков, применяют для сжатия муфт трения. Рассмотрим следующие конструктивные схемы дифференциала с кулачковым нажимным устройством. Схемы I и II отличаются расположением кулачков на торцах полуосевых зубчатых колес. В обеих схемах элементами корпуса (крестовиной и чашками дифференциала) воспринимаются осевые усилия, возникающие в зацеплении кулачковых муфт. Схема III характеризуется тем, что осевые усилия, возникающие в кулачковых муфтах, не действуют на элементы корпуса дифференциала.
На рис. 41, а показан дис-
54
F" Or
м" Map
ы'отн
Рис;. 42. Схема сил, действующих в зацеплении трапецеидальных кулачков
Mme
M
щтн
к
Рис. 41. Дисковый Дифференциал с кулачковым нажимным устройством (схема I):
а — конструкция; б—схема окружных сил и моментов на звеньях дифференциала; 1—3 — то же, что и иа
рис. 39; диски
Мм
Мш
ш»™
. 4 — нажимные

Новый дифференциал, выполненный по схеме I. Крутящие Моменты полуосевых зубчатых колес 3 передаются на нажимные Диски 4, установленные на шлицах полуосей через торцовые трапецеидальные кулачки. Осевые усилия кулачков, действующие на Нажимные диски, сжимают муфты трения.
' Для вывода формулы при определении коэффициента блокировки рассмотрим схему сил и моментов, действующих на звенья механизма (рис. 41, б).
Значения осевых усилий определяются углом <рк наклона рабочих граней кулачков (рис. 42). Осевые усилия кулачков, действующие на полуосевые зубчатые колеса, противоположны осевым усилиям зацепления зубчатых колес и превышают последние. Поэтому результирующие осевые усилия прижимают полуосевые зубчатые колеса к ограничительным торцам крестовины.
55
Условия равновесия полуосевых зубчатых колес:
f гп FKrK Мкр ~ о, |	(27)
F"rn — FK rK + Л4кР - О, J
где Р'и и F"K— окружные силы кулачков забегающего и отстаю щего зубчатых колес; МдР и Мкр — моменты трения о крестовину внутренних торцов соответственно забегающего и отстающего пол|уосевых зубчатых колес; гк — средний радиус торцовых кулачков.
Моменты
Мкр = Кир (F’K tg <рк — F’ tg aw cos 6C);
Мкр = Кчр к fg Фк — F" tg “«> cos 60), где rKp — средний радиус трения внутреннего торца полуосевого зубчатого колеса о крестовину; <рк — угол наклона рабочих граней кулачков.
Подставив в уравнение (27) выражения для Мкр и Мкр и ре шая их относительно F'K и £"к, получим
. F'K = F’ <5(1-+нр)- • f"k = F" Гп0~^Р).	(28
гк (1 + MQ	гк (1 — рС)
здесь С и D — безразмерные геометрические параметры соответст венно C=rKptgq>K/rK; D=rKptgau,cos6c/rn.
Так как схема сил и моментов, действующих на сателлиты рас сматриваемого механизма, та же, что и в рассмотренном ранее механизме (см. рис. 39), то в данном случае справедливы выражения (22) для F' и F". Используя (22), преобразуем уравнения (28).	i
Тогда
р’ = Frn(l-pB)(l+pD), .	,29
к	2гк(1 + рС)
р” Lfrn(l + рВ)(1—рЕ>) к	2г«(1-рС)
Из уравнений равновесия нажимных дисков находим моменты на полуосях дифференциала:
М' = F¥'rK—Мы' = FK'rK (1—ц£);
М" = FK"rK+Мм"=FK"rK (1 + ц£),
где £=rMiMtg(jpK/rK. ,
Подставляя в эти уравнения выражения (29), получаем
Ar = Frn(l-p5)(l-p£)(l+pD) .
2(1+рС)
лг Fr„(l + рВ) (1 + ЦВ) (1 -рО)
2(1—рС)
56	।
*ТКуда
is 1 4~ цВ I 4~ p£ 1 Ч- pC 1 — pD Лд — ———
(30)
1 — p.B 1 — p£ 1 — pC 14- gD
Первый множитель отражает влияние на значение Кд трения в Нтеллитах, второй — в муфтах, третий — трение торцов полуосе-IMX зубчатых колес о крестовину. Четвертый множитель характеризует уменьшение силы трения торцов полуосевых зубчатых ко-Л|С вследствие осевых сил в зацеплении зубчатых колес. Если пренебречь третьим и четвертым множителями, а в числителе и знаменателе дроби, полученной умножением первого множителя на МОрой, пренебречь членами, содержащими рг, то упрощенная, но Достаточно точная для практических расчетов формула примет вид
Кд=(1 + цПа)/(1-|*Л2),	(31)
где п2=в+е.	1	2 з ь
Ошибка при вычислении по формуле (31) по сравнению с бо-Лее точной формулой (30) составляет менее 5 %, если Кл^17.
В этом дифференциале при Изменении угла фк можно полупить заданный коэффициент блокировки. Недостатком дифференциала является сложность его Конструкции.
Равнодействующая осевых сил, Действующих на полуосевые зубчатые колеса, направлена в сторону сателлитов, что приводит
0MC. 43. Дисковый дифференциал
Ml II):
с кулачковым нажимным устройством (схе-
4—конструкция; б — схема окружных сил и моментов, приложенных к звеньям диффе-еаициала; 1—3 — то же, что н на рнс. 39; 4 — промежуточные втулки
57
к уменьшению зазоров в зацеплении зубьев при износе поверхностей трения крестовины и торцов ступиц полубсевых зубчатых колес. Уменьшение зазоров в зацеплении зубчатых колес дифференциала отрицательно влияет на их работоспособность.
Рассмотрим другую конструкцию кулачкового нажимного устройства дифференциала, выполненного по схеме II (рис. 43, а). Как и в первом варианте, в этой схеме применены две дисковые муфты трения. Диски с наружными зубьями связаны с корпусом, а диски с внутренними зубьями — со ступицами полуосевых зубчатых колес.
Сжатие дисков осуществляется осевыми силами в зацеплении трапецеидальных разжимных кулачков полуосевых зубчатых колес 3 и промежуточных втулок 4, расположенных на шлицах полуосей. Осевые силы от разжимных кулачков и от зацепления зубчатых колес, действующие на полуосевые зубчатые колеса, суммируются; они направлены в стороны дисковых муфт, в отличие от предыдущей схемы. Таким образом, в этом случае не отмечается уменьшения зазоров в зацеплении шестерен механизма и, следовательно, нет опасности снижения их работоспособности.
Схема сил и моментов, действующих на звенья этого дифференциала, приведена на рис. 43, б.
Окружные силы в зацеплении разжимных кулачков найдены из уравнений равновесия полуосей
Р'гя—Рк'гк—Мк = 0;
F"rlS-FK"rK+Mv!'=Q.
Подставим в эти уравнения выражения (22) для F' и F", а также выражения для моментов трения М'ы и М"ы фрикционных муфт:
Л4м	tglfK-F-f tgOwCOSfic)',
Mil' = рГтДм (F к tgCfK-F-f tg COS 6c) •
После указанной подстановки и преобразований имеем
z Frn(l - цЛ) (1 - нВ) .
2'к(1+^	’	(32)
F’ _ f'n(l + M)(l + ixB) к 2гк(1-рЯ)	’ .
Из условия равновесия промежуточных втулок
Af' = К r„—Мир =	(1 — jirKP tg <pK/rK);
(33)
Al" = FK rK—M" p = FK rK (1 —	tg Фн/rJ,
где Л1кр и Мкр — моменты трения промежуточных втулок о крестовину.
58
Рис. 44. на III):
Дисковый дифференциал с кулачковым нажимиым устройством (схе-
J —конструкция; б —схема окружных сил и моментов, приложенных к звеньям дифференциала; 1—3 — то же, что на рис. 39; 4 — втулки муфт
Подставив в уравнение (33) выражения (32) для F'K и F"K, получим ,
Frn(l — рЛ) (1 — рВ) (1 — рС) .
2(1+ц£)
__ Frn (1	(1 + Pffi (1 Ч~ рО
2(1-р£)
Тогда
К ___ 1 4- Р4	1 4~ р^	I “Ь Р^	I 4" pF
я~	1 — рЛ	1 — рВ	1 — рС	1 — рЕ	’
(34)
59
Если перемножить попарно первые и вторые множители, а в полученных дробях пренебречь в числителе и знаменателе членами, содержащими р,2, то
„ _ 1 -|- pZTt 1 + р/73
Я 1 — (J,/?!	1 — рП8
(35)
где
fIi=A+B; П3=С+Е.
Использование формулы (35) даст завышенное значение Кл по сравнению с более строгой зависимостью (34). Это расхождение увеличивается при возрастании коэффициента блокировки (для КЛ<Л погрешность не превышает 5 %).
К недостаткам дифференциала, выполненного по схеме II, следует отнести технологические трудности изготовления торцовых трапецеидальных кулачков. При малых размерах компоновка механизма затруднена. Малая опорная поверхность промежуточной втулки в паре трения втулка—крестовина обусловливает высокое давление.
В дифференциалах с кулачковым нажимным устройством, выполненным по схеме III (рис. 44, а), исключено трение деталей о торец крестовиной. Расчетная схема сил, действующих на звенья этого дифференциала, приведена на рис. 44, б. Окружные силы F' и F" в зацеплении зубчатых колес определяются уравнениями (22).
При расчете коэффициента блокировки определим реакции в кинематических парах, используя схему сил и моментов, действующих на звенья механизма (рис. 44, б).
Из уравнения равновесия полуосей имеем
М' = F'rn — М’ы — М'^,
(36)
где Л1вт и М’„ —моменты трения о корпус дифференциала опорных фланцев втулок дисковых муфт соответственно забегающей и отстающей полуосей.
Фрикционные муфты сжимаются лишь осевыми силами, возникающими на кулачках полуосевых шестерен и нажимных дисков. Моменты трения
Мм7 — pEк'Гм1м tg фк — = liF'rпГм^м tg фк/гkJ
Л4ы" — ]lFк"Гм!*м tg фк — = Цр"гПГм1*м tg фк/гк-
(37)
Опорные диски прижимаются к корпусу дифференциала осевыми силами, возникающими в зацеплении конических зубчатых 60
Дкрес. Моменты трения
Л4вТ = pF7KP tgaw cos 6С;
Л1ВТ = pF"rKp tgawcos6c,
(38>
rKp — средний радиус трения опорного фланца втулки о корпус. ' Подставив в выражение (36) выражения (37) и (38), а также ЦШЮльзуя обозначения В, D, Е, введенные ранее, получим
M' = 0,5Frn[l—р(£Х+Е)] (1—ИВ);
M" = 0,5Frn[l + (J, (£> + £)] (1 + цВ).
г, Отсюда
_ П + И (Д + F)J (1 -|- рВ) д [1 -p(D + £)] (1 - рВ) •
в Следует отметить, что с достаточной точностью можно рассчитать Кд этого дифференциала и по формуле (31). Если значения {асчетного коэффициента блокировки находятся в интервале от до 7, то вычисленные по формуле (31) значения Кд отклоняются от значений, рассчитанных по формуле (39), на 4,5—1 %.
(39>
Дисковые дифференциалы с нажимным устройством
I виде V-образных пазов под пальцы сателлитов
Дифференциал с нажимным устройством, выполненным в виде V-образных пазов корпуса (водила) под пальцы сателлитов, имеет Широкое распространение. Известны две конструктивные схемы Такого дифференциала. В схеме I осевые силы сжимают дисковые Цуфты через нажимные чашки, установленные на шлицах ступиц полуосевых зубчатых колес. В схеме II осевые силы сжимают дисковые муфты через нажимные чашки, которые являются элементами водила.
На рис. 45 изображен дифференциал повышенного трения пе-реднего ведущего моста тракторов МТЗ-52, МТЗ-82 и МТЗ-142, выполненный по схеме I. В V-образные пазы корпуса дифференциала входят раздельные плавающие пальцы сателлитов. На кон
Рис. 45. Дифференциал тракторов МТЗ с нажимным устройством в виде V-об-рмныл пазов под пальцы сателлитов (схема 1)

6t

цах пальцев с каждой стороны сняты по две лыски, образующие тупой угол 2фк. Такой же угол образуют поверхности пазов в кор пусе, причем вершины углов в соседних пазах направлены в противоположные стороны. Крутящий момент от корпуса дифферен циала передается на два пальца сателлитов. При этом на наклонных поверхностях пазов возникают окружные и осевые силы. Осевые силы передаются через цилиндрические буртики сателлитов на торцы нажимных чашек и сжимают дисковые муфты. Кроме того, на нажимные чашки действуют осевые силы, возникающие в зацеплении зубчатых колес. Механизм имеет симметричные блокирующие свойства [14] только в случае, когда окружное усилие корпуса дифференциала распределяется на два пальца сателлита поровну. Если один палец в данном механизме нагружается большим, чем другой, окружным |усилием, то момент трения одной муфты больше, чем другой, и коэффициент блокировки при отставании правой или левой полуосей имеет различные значения. Неодинаковое нагружение пальцев сателлитов является специфической особенностью данного механизма и обусловлено невозможностью изготовления идеально идентичных деталей. Практически все механизмы в той или иной степени обладают несимметричностью блокирующих свойств. Рассмотрим общий случай, когда на каждую пару сателлитов от их пальцев передаются неравные окружные усилия. Тогда окружные силы на пальцах, которые вызывают осевые силы, сжимающие муфты трения соответственно забегающей и отстающей полуосей,
Ft=|F; F2=(1-5)F,
где g — коэффициент распределения нагрузки по пальцам сателлитов; F— суммарная окружная сила, действующая со стороны сателлитов на пальцы на плече гп.
Из уравнения равновесия сателлитов относительно их пальцев получим
FI/«Fi"-0,5F; F2'~F2"=0,5F,
где F'i и F"i, F'2 и F"2 — окружные силы на зубьях каждой пары сателлитов.
Эти выражения получены без учета сил трения на сателлитах (трения о пальцы, по сферам и торцам чашек). Такое допущение дает погрешность менее 2 %.
Суммарные окружные усилия на зубьях каждой полуосевой шестерни F' и F" от зацепления с сателлитами
F'=F/+F2'=0.5F; F"=F/z+F2"=0,5F.
Крутящие моменты на полуосях определяются из уравнений равновесия полуосевых шестерен:
JW'=0,5Frn—AfM'—Мб'; М"=0,5 Fr п+MN"+М(",	(40)
где М'к и М"м — моменты трения в дисковых муфтах; М'б и ЛГ'б — моменты трения в нажимных чашках от сил трения, возникающих между буртиками сателлитов и торцами чашек.
62
Моменты трения в дисковых муфтах возникают в результате Действия осевых сил Q' и Q", каждая из которых суммируется с Деевой силой Qo, возникающей в зацеплении шестерен дифференциала, и осевой силой QK, возникающей на скосах корпуса диффе-(енциала и действующей через буртики сателлитов на нажимную Ьику, т. е.
Q'=Qo'+QK'; Q"=QO"+QK".
Осевые силы Q'o и Q"o определяются из известных зависимостей для конических зубчатых колес:
Qo'=Qo" = Qo = 0,5F tg aw cos 6C,
I осевые силы Q'K и Q"K — из выражений
QK' = Fir„ tg (рк/гк = %Frn f g <pK/rK;
QK" = F2rn tg фк/Гк = (1 — g) Fr„ tg фк/Гк,
Где фк — угол наклона рабочей поверхности V-образного паза в Корпусе дифференциала; гк — плечо окружной силы на рабочих Поверхностях V-образных пазов корпуса.
Тогда моменты трения в дисковых муфтах и на нажимных чашках
Мм —pQ Гм1м; Мм' = |1Q' f
Мб = pQk Ге; Мб =|j.Qk Гб,
Где Гб — средний радиус трения торца нажимной чашки о буртик сателлита.
Подставляя в уравнение (40) значения полученных составляющих, после преобразований имеем
М'=0,5Ггп[1-ц(2££'-н4)];	(41)
М" = 0,5£гп{1 + р [2 (1—g) £'+Л]},
ГДе
Е'= (гм^+Гб) tgфк/rк;
Л = Гм1м tg Uw COS бс/Гп.
Для рассматриваемого механизма Е'=const и Л=const.
Если известны уравнения моментов на полуосях, то коэффициент блокировки
к И + р[2 (1-£)£' +Л] я 1-ц(2££' + Л) *
Из формулы (42) видно, что Кп зависит от степени g перераспределения окружного усилия F по пальцам сателлитов (рис. 46). Кривые 1 и 2 соответствуют механизмам с тремя и пятью парами грения в каждой дисковой муфте.
В конкретном механизме распределение суммарной силы F на две силы Fi и F2, в общем случае не равные по значению, может
63.
Рис. 46. Зависимость Кд ОТ £ при фк=45°:
1 и 2 соответственно с тремя парами трения
быть только одно. Сила, соответствующая забегающей полуоси, обозначена через Fi, а сила, соответствующая отстающей полуоси, — через F2. Но забегающей или отстающей может быть как одна, так и другая полуось. Поэтому в одном случае Fj будет обозначена большая сила, а через F2 — меньшая, а в другом случае, наоборот, через Fi — меньшая, а через F2 — большая. Следовательно, каждый из коэффициентов £ и Кд может иметь по два значения, в зависимости от того, какая полуось будет забегающей. Пусть, например, при повороте влево £ = 0,8. Тогда для дифференциала МТЗ с пятью парами тре-
ния по формуле (42) получим Кд = 6,5. При повороте вправо £ = 0,2, Кд = 2,8. При £=0,'5 формула (42) преобразуется в выражение, соответствующее дифференциалу с симметричными блокирующими свойствами.
При экспериментальном определении Кд большую трудность представляет получение определенного значения £ (за исключением £=0 и £ = 1). Для этого в первом случае (£=0) достаточно снять палец с двумя сателлитами со стороны забегающей полуоси, а во втором случае (£=1) снять палец с сателлитами со стороны отстающей полуоси. Для механизма с тремя парами трения при £ = 0 экспериментальное значение Кд=1,8; расчетное значение Кд = 2,02. При £=1 ввиду большого трения в муфте и некоторой нестабильности коэффициента трения Кд колеблется в пределах от 6 до 10 Расчетное значение Кд для £=1 составляет 4,41. Для механизма с пятью парами трения при £=0 Кд=2,75; расчетное значение 2,50. При £=1 дифференциал заклинивало, расчетное значение Кд= = 17,5.
Для получения промежуточных значений £ и Кл механизм с тремя парами трения собран и испытан с деталями, изготовленными с повышенной степенью точности. Коэффициент блокировки при одной забегающей полуоси равен 2,35, а при другой забегающей полуоси—2,90, что соответствует £=0,4 и £=0,6. Данные испытаний, как и ряд других материалов, согласуются с теоретическими исследованиями и выводами.
Исследования позволили более полно изучить свойства блокирующихся дифференциалов с раздельными плавающими пальцами сателлитов и показать, что симметричность блокировки возможна
только при одинаковом нагружении двух пальцев сателлитов; в противном случае блокирующие свойства зависят от направления относительного вращения полуосей, и коэффициент блокировки определяется по формуле (42).
•64
Неравномерность нагружения пальцев обусловлена размерами деталей, взаимной перпендикулярностью осей пальцев сателлитов, равенством толщин пакетов дисков двух муфт и т. п. Следователь-Ко, отдельные элементы механизма требуют повышенной точности । изготовления. Тем не менее, такой дифференциал имеет значи-I тельное распространение, особенно за рубежом (США, Великобри-> Та.ния, ФРГ, Франция).
Суммарная окружная сила F на пальцах сателлитов не зависит ,0т моментов трения муфт, если эти моменты равны. В данном слу-Чае равенство моментов обеспечивается при £=0,5. В рассматри- Ваемом дифференциале сила F зависит не только от момента A40, г подводимого к корпусу дифференциала, но и от £, что обусловлено « следующим. Напишем уравнение внешних моментов, действующих 1 На механизм:
5Мй=М'+М''.
Подставив в это уравнение значения моментов на полуосях М' и М" из формул (41), получим
M0=Frn[l + p(l-2£)£'],
*Откуда
F =--------------= ст -^.	(43)
(1 +р(1 - 2£)£']гп гп	’
Коэффициент ст=[1 + р(1—2£)Д']-1 представляет собой отношение окружной силы F, полученной по формуле (43) в случае неравенства моментов трения муфт (£=#0,5), к окружной силе F— •^М0/Гп, полученной при равных моментах трения муфт (£=0,5). При £=0 и £=1 для серийного дифференциала трактора МТЗ-52/82 (<рк = 55°, iM=3) расчетные значения о соответственно равны 0,75 и 1,50.
Исследования показывают, что если осевая сила более нагруженного пальца сжимает муфту забегающей полуоси, то коэффициент блокировки резко возрастает. Если осевая сила более нагруженного пальца сжимает муфту отстающей полуоси, то коэффициент блокировки меньше рассчитанного в предположении £=0,5. Поэтому при разработке конструкции и технологических процессов На изготовление деталей и сборку механизмов должны быть преду-|Чсмотрены мероприятия, которые позволяют обеспечить близкое к равномерному нагружение двух пальцев сателлитов. К таким мероприятиям в первую очередь относятся обеспечение взаимной перпендикулярности осей пальцев сателлитов и равенство суммарных толщин двух пакетов дисков.
Для количественной оценки влияния перпендикулярности пальцев сателлитов и неравенства толщин пакетов дисковых муфт на симметричность блокировки предусмотрен коэффициент несимметричности [21]
/=Кд7Кд",
| Зак. 1251	65
Рис. 47. Зависимость коэффициента несимметричности от взаимной неперпендикулярности пазов:
1— при Д/—0.05 мм; 2 — при AZ— —0,15 мм; 3— при Д/—0,32
Рис. 48. Дифференциал с нажимным устройством в виде V-образных пазов под пальцы сателлитов (схема II)
где К'в и К"л — соответственно большее и меньшее значения коэффициентов блокировки, которые определяли экспериментально на стенде при торможении одной, а затем другой полуоси. На рис. 47 показана зависимость коэффициента несимметричности / дифференциала с тремя парами трения от степени неперпендикулярности Ag поверхностей V-образных пазов чашек корпуса и разности А/ толщин пакетов дисковых муфт. Коэффициент несимметричности / тем больше, чем больше степень неперпендикулярности и разность толщин пакетов дисковых муфт. Допустимая несимметричность (/=1,2) обеспечивается для осуществимой в условиях массового производства разности толщин А/= 0,3 мм и неперпендикулярности Ag=0,15 мм.
Получение необходимой взаимной перпендикулярности V-образных пазов в собранных коробках дифференциала сопряжено с определенными технологическими трудностями. Пазы обрабатывают (протягивают) не в сборе, подобно отверстию под пальпы сателлитов в корпусе простых дифференциалов, а в каждой чашке корпуса с центрированием по одному из просверленных отверстий под стяжные болты.
Установка самоблокирующихся дифференциалов с неперпенди-кулярностью V-образных пазов в собранной коробке дифференциала, равной 0,6 мм, вызывает (как показали исследования) неудовлетворительную симметричность дифференциала, а в некоторых случаях приводит к заклиниванию механизма, поломкам деталей и повышенному износу шин переднего моста. Повысить точность взаимной перпенидукулярности пазов можно путем применения
66
йшпаботанного и внедренного на МТЗ специального устройства II |, которое позволило принципиально изменить технологию изготовления коробок дифференциала.
Самоблокирующийся дифференциал (рис. 48) выполненный по Цеме II, характеризует дальнейшее развитие предыдущей конст-!укции. Дифференциалы такого типа, изготовляемые фирмой «Цан-Вдфабрик» (ФРГ) для тракторов и автомобилей, рассчитаны на |редачу крутящего момента до 50 кН-м. Конструкция нажимно-f0 устройства дифференциала изменена по сравнению с предыдущей конструкцией для обеспечения симметричности блокирующих {Юйств. Выступы нажимных чашек 1 входят в пазы корпуса 2. крутящий момент на пальцы сателлитов 3 передается симметричными V-образными пазами, выполненными на торцах чашек. На Каждую нажимную чашку действует осевая сила QK = 0,5Frntg<pKli'K.
На нажимные чашки фрикционных муфт действуют также СИЛЫ, возникающие в зацеплении конических зубчатых колес,
QO'=F' tg<ilocos6c;
Qo" = F" tg Ow cos 6c.
Окружные усилия F' и F" на забегающем и отстающем подуо-©евых зубчатых колесах определяют из условия равновесия сателлитов, которое соответствует выражению (21). Следовательно, силы F' и F" характеризуются выражениями (22).
Из уравнений равновесия полуосевых зубчатых колес можем вписать
М' = F'rn - М'и - М’кр; М" = F"rn + Мы + М’кр,
ГДе Л1кр и Л1Рк — моменты трения забегающего и отстающего полуосевых зубчатых колес о нажимные чашки.
Подставив в эти уравнения выражения для их членов, после преобразования получим
A4' = 0,5Frn[ 1—р (Л,+В+ £+ цА'В) ];
W = 0,5Fr п [ 1 + р (А'+B'+B-l- р/КВ) ],
где А' = (r„i„+гкр) tgawcos6c/rn. ,
Коэффициент блокировки Кд рассматриваемого дифференциала „ _ 1 + р (Д' + Д + F + р4'5)	(44)
к 1—р(Д' + В4-£ + рЛ'В) ’	V '
Пренебрегая последним слагаемым суммы, заключенной векоб-ки (ввиду его малости), выражение (44) можно записать в упрощенном виде, а именно
»>- _ 1 ~Ь Р-^7д
Д 1-рЯ4 ’
где П4=А'+В+Е.
3*	67
Червячные дифференциалы
К червячным относятся дифференциалы, в которых для кинематической связи полуосей используют два вида зубчатых передач— червячные и винтовые. Червячные дифференциалы (рис. 49) отличаются высокими коэффициентами блокировки благодаря повышенному трению в червячных парах.
В корпусе дифференциала расположены полуосевые червячные колеса 1 и 5, которые находятся в зацеплении с червяками 2 и 4. Последние выполняют роль сателлитов. Червяки 2 и 4 сцеплены червячными колесами 3. Таким образом, в рассматриваемом механизме используется три ряда сателлитов 2—4. В каждом ряду имеется четыре, а иногда три сателлита.
Подобные дифференциалы были испытаны на трехосных грузовых автомобилях «Урал-375». Коэффициент блокировки Кд — =6ч-10 для различных режимов работы.
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи, определяются с учетом сил трения на активных поверхностях витков червяка и зубьев червячного колеса. Окружную F, осевую Q и радиальную R силы, действующие на червяк дополнительно, обозначим с индексом «ч», а на червячное колесо — с индексом п. Соотношения между этими силами следующие:
F4 = Qn = Fntg (у±р);
Рис. 49. Червячный дифференциал:
а — конструкция; б — схема сил, действующих в зацеплениях, и моментов трения, возни* кающих в опорах червячных колес н червяков дифференциала
68
Fn=Q4 = F4/tg (у±р);
I	/?4=Kn = Fntga=F4tga/tg (у±р),
Где у — делительный угол подъема линии витка червяка; р — угол Трения; a — угол профиля витка червяка в нормальном сечении.
Знак плюс в формулах (перед р) ставят, если червяк ведущий, В знак минус — если червяк ведомый. Угол трения
p = arctg р.
L . Как указано выше, коэффициент блокировки можно определить При известном КПД дифференциала, т. е.
Кд=1/Пд-
Если пренебречь трением торцов червяков и червячных колес О корпус и трением в цапфах трех рядов сателлитов, то Легко най-ТИ т]д, отражающий только трение в зацеплении червячных пар. '«При ведущем червяке и ведомом червячном колесе
Г]в1Ц“ tg y/tg (у + р);
При ведомом червяке и ведущем червячном колесе
T]BM = tg (у—p)/tgy.
Тогда для червячного дифференциала
Кд =---------
(Лвщ'Пвм)2
tg (V + P) la tg(y—p) J
Таким образом, коэффициент блокировки червячного диффе-'ренциала зависит от угла у.
Более точное выражение для Кд с учетом трения во всех элементах передачи можно получить, рассматривая условия равнове-,Сия каждого червячного колеса и червяка механизма.
На рис. 49, б изображена схема сил, действующих в зацеплениях, и моментов трения, возникающих в опорах червячных колес И червяков (реактивные силы на рисунке не показаны). Введем 'КПД, учитывающий потери в опорах каждого отдельного червячного колеса и червяка.
Для каждого i-ro элемента передачи дополнительно обозначим: делительный радиус через г»; средний радиус трения опорного торца через rtt\ радиус цапфы через гш/.
КПД, учитывающий потери на трение в опорах отстающего чер-Вячного колеса,
П1=Лп/М"=[1 + ргт1 (tg (у—р) )/Г|]-‘.
(45)
КПД, учитывающий потери на трение в опорах червяков, зацепляющихся с отстающим полуосевым червячным колесом,
П2 = Fi =	1 — nWka tg (у —р)]
F2 t |WT2/[r2 tg (у + p)] + |1Вш2
69
i
где Вш2 — геометрический параметр;
- — 1/(-+ттттУ+(1+ ,Т 'У-r2 V \ Па	tg(? + P) /	\	*П2*К(Т — Р)/
При вычислении ВШ2 в первом приближении следует полагать П2=1-
КПД, (учитывающий потери в опорах сателлитов среднего ряда, tg (т + Р) + ''шз!/''з
3	1 — g[rT3tg(y — р) — гшз]/г3
При выводе выражения для т]з предполагали, что сила, нагружающая цапфу, определяется только суммой окружных сил F3"+ + F3'; это практически не отражается на результатах расчета.
КПД, учитывающий потери в опорах червяков, зацепляющихся с отстающим полуосевым колесом,
_ F4 _	(1 — РГИ)/[Г4 tg (у — р)]
4 F" (I— Кт4)/1Г4 tg(У ч-Р)] + pAim ’ где
в _ бп4 /~ / 1	tg а \2 . / j	tgq V
<4 |/ \ <14	tg (у Ч- р) /	\	1]4 tg (у — р) /
Полагаем, что в выражении для вычисления параметра ВШ4 в перво.м приближении г]4=1.
КПД, учитывающий потери в опорах забегающего полуосевого колеса,
Г15 = М7(В5Гб) =1—	(т+р)Д5-
Общий КПД, учитывающий потери на трение в опорах всех зубчатых колес и червяков,
Т]о = П1*12ПзП4П5-
Отсюда формулу для расчета коэффициента блокировки червячного дифференциала, учитывающую трение в зацеплении и опорах полуосевых колес и сателлитов, запишем в виде
д. Д|ЛЙ+Й_|’.	(46)
noLtg(T—р) J
Расчеты применительно к червячному дифференциалу (см. рис. 49) при у=21,8°; р=5,7Г и ц = 0,1 позволили получить следующие данные Кд = 3,3 [по выражению (45)] и Кд = 6,5 [по выражению (46)].
На рис. 50 показана конструктивная схема (схема I) винтового дифференциала, который применяется фирмой «Вальтер» (США) на грузовых автомобилях с колесной формулой 4x4, работающих в тяжелых дорожных условиях. Отличительной особенностью этого дифференциала является отсутствие среднего ряда
70
Рис. 50. Винтовой дифференциал (схема I)
Сателлитов и непосредственное зацепление сателлитов 1 и 2 правого и левого рядов. Для обеспечения взаимно противоположного Вращения полуосей сателлиты обоих рядов выполнены с одним и тем же направлением линии зуба. Делительный угол подъема линии зуба сателлита составляет 30°, а компоновочный (угол между Осями сателлитов 60°. Средней частью зубьев сателлиты зацепляются с зубьями полуосевых колес 3, а концами зубьев — со смежными сателлитами.
Попытку несколько упростить конструкцию винтового дифференциала представляет собой схема II на рис. 51. В отличие от Предыдущего механизма связь между сателлитами 1 и 2 двух рядов осуществляется их прямозубыми венцами 3, выполненными на обоих концах каждого сателлита.
Кулачковые дифференциалы
Кулачковый дифференциал Представляет собой плунжернокулачковый механизм, для которого справедливо основное уравнение кинематики дифференциала. Функцию водила выполняет сепаратор с плунжерами (толкателями), а двух других основных Ввеньев — кулачковые звездочки. Момент трения обусловен трением скольжения плунжеров о сепаратор и поверхности кулачков.
Рис. 51. Винтовой дифференциал (схема II)
71
A . Б
Кулачковый дифференциал автомобиля ГАЗ-66 (рис. 52) состоит из внутренней 4 и наружной 3 звездочек и двадцати четырех плунжеров 2, расположенных в радиальных отверстиях сепаратора 1 двумя рядами со сдвигом их по окружности на полшага. Сепаратор выполнен как одно целое с левой чашкой корпуса дифференциала. Плунжеры находятся в зацеплении с наружными кулачками внутренней звездочки и внутренними кулачками наружной звездочки. Звездочки соединены с выходными валами. На наружной звездочке равномерно расположены по окружности шесть кулачков, которые входят в зацепление с плунжерами обоих рядов. На внутренней звездочке предусмотрено два самостоятельных ряда кулачков; каждый ряд имеет шесть равномерно расположенных по окружности кулачков. Кулачки одного ряда смещены по окружности относительно кулачков другого ряда на полшага. Плунжеры в данном дифференциале выполняют функцию сателлитов. Если угловые скорости полуосей одинаковы, то плунжеры остаются неподвижными относительно сепаратора и звездочек; в противном случае, например при движении автомобиля на повороте, одна звездочка обгоняет ведущий сепаратор, а другая отстает от него. При этом сепаратор, опережая отстающую звездочку, заставляет плунжеры перемещаться в радиальном направлении по мере того, как они передвигаются по поверхности кулачков. Противоположные концы плунжеров действуют подобным образом на наклонные поверхности другой звездочки, заставляя ее вращаться с угловой скоростью большей, чем угловая скорость сепаратора.
Шесть плунжеров каждого ряда передают крутящий момент, а остальные шесть находятся на нерабочих поверхностях кулач-72
Рис. 53. Профиль кулачков звездочек: 0—внутренней: б —наружной
Рис. 54. Профиль плунжера
|ОВ. Работа одной группы плунжеров данного ряда чередуется с {аботой другого ряда. Таким образом, в обоих рядах в передаче рутящего момента участвуют двенадцать плунжеров. Только в тот
Момент, когда все двенадцать плунжеров одного ряда находятся I крайних положениях (во впадинах и на вершинах кулачков), |ся нагрузка передается шестью плунжерами другого ряда.
Для упрощения технологии изготовления рабочие поверхности кулачков и плунжеров кулачковых дифференциалов выполняют ho дугам окружностей. Профили кулачков,
Доставленные из дуг окружностей, показаны На рис. 53. Оба профиля симметричны относительно прямых ODt и OD2. Профиль Кулачка внутренней звездочки образован Дугами окружностей с центрами в точках Л|, A't и A"h соответствующих радиусам fj, г'1 и г",. Профиль кулачка на наружной Йездочке образован дугами окружностей с Центрами в точках A's и Л"2, соот-Йтствующих радиусам г2) г'ъ и г"2. На р*с. 54 показан профиль плунжера. Этот Профиль симметричен относительно средней 1ЦНии и образован дугами окружностей с |||нтрами в точках Вх и В2, соответствую-|ЦКХ радиусам Ri и /?2 (равными один другому) и г.
На рис. 55 изображен кулачковый- механизм в положении, когда работают участки профилей звездочек, образованные дугами кружностей ri и г2, а плунжера — дугами кружностей 7?! и /?2. Штриховой линией
Рис. 55. Кулачковый механизм дифференциала
73
показан эквивалентный шестизвенник, отражающий кинематику кулачкового механизма дифференциала в этом положении.
Исследованиями установлено, что передаточное отношение кулачкового дифференциала при неподвижном сепараторе практи чески постоянно и равно—1. Это означает, что при повороте од ной звездочки относительно сепаратора на угол Др другая звез дочка повернется на тот же угол в противоположном направлении Задавшись углами Pi и Рг, определяющими положение эквивалент ного шестизвенника, найдем углы давления, т. е.
,	, • / I ОА11 sin рх + d \
фх = arcsin ---1	'—) 5
,	. / | ОА„ I sin ра — d \
ф, = arcsin ( ———--------|.
1	\	r2-R2	)
При определении реакций в парах кулачкового дифференциала примем, что колесо, связанное жестко с внутренней звездочкой, вращается медленнее колеса, связанного с наружной звездочкой (<£>, <С02) -
Из схемы сил, действующих на плунжер, получим
М	JVS . N3
cos (ф2 — 2р) cos (фг + 2р) sin (ф, + фа) ’
где р — угол трения.
Моменты, передаваемые наружной и внутренней звездочками Mt=NihiZ-, M2=N2h2z,
где z—число рабочих кулачков на каждой звездочке.
Плечо
h\=rM sin (yi + p),
где
rM1= I ОМ! I = У|ОЛ1|2+г12+2|ОЛ1|Г1СО8(р1+ф1);
yi = arcsin [| ОЛi [ sin (₽1'+ф1)/гМ1].
Плечо
h2=ru2 sin (y2—p),
где
rM3= |OM2| =У|ОЛ2|2+Г22+2|ОЛ2|г2со8 (₽2+ф2)И у2=arcsin[|ОЛ21 sin (рг+фг)/^].
Отношение моментов Ms/M2 по определению есть коэффициен блокировки Лдь После преобразования
% _ Гм1 cos (фа — 2р) sin (У1 + р)	,
Д1 Гм2соз(ф1 + 2р)зш(у2 — р)
74
Аналогично, для случая, когда ведущей является наружная Впездочка (co2<coi),
___Г М2 cos (i|y — 2р) sin (у2 + р) л2 rM1 cos (У2 + 2р) sin (Tt — р)
Анализируя формулы (47) и (48), видим, что во избежание Полного заклинивания кулачкового механизма дифференциала необходимо соблюдать условия
ф!+2р<л/2; у2—р>0; ф2+2р<л/2; yj—р>0.
Следует отметить, что К.м>КЛ2- Коэффициенты блокировки различаются тем в большей степени, чем больше длина плунжера И чем больше коэффициент трения. Для дифференциала автомобиля ГАЗ-66 в случае, когда работают только шесть плунжеров, При р = 3,43° имеем Л'д1 = 3,1; Кд2=2,1. Так как при езде по обочине дороги обычно буксует правое ведущее колесо автомобиля, внутреннюю звездочку дифференциала следует жестко связывать с левым ведущим колесом аналогично соединению, предусмотренному На автомобиле ГАЗ-66. Кулачковые дифференциалы подобной конструкции фирма «Мак» (США) применяет на грузовых трехосных автомобилях как в качестве межколесных, так и в качестве промежуточных, межосевых.
Фирма «Цапрадфабрик» использует кулачковые дифференциалы, которые имеют один ряд плунжеров с неодинаковым числом кулачков на звездочках. Так, число кулачков наружной и внутренней звездочек одного из механизмов соответственно равно 13 и И, а число плунжеров 8; теоретически наибольшее возможное число Плунжеров равно сумме чисел кулачков двух звездочек. В реальных конструкциях таких дифференциалов число плунжеров меньше теоретического и может быть равным любому значению делителя. Малое число плунжеров (в 3 раза меньше, чем у дифференциала автомобиля ГАЗ-66) оказывает отрицательное влияние на Срок службы дифференциала из-за более высокого давления в Контакте плунжеров с кулачками.
Дифференциалы с переменным коэффициентом блокировки 
Выше были рассмотрены дифференциалы повышенного трения С постоянным расчетным коэффициентом блокировки. В настоящее •ремя распространение получили дифференциалы, блокирующие Свойства которых определяются не только их геометрическими параметрами, но и эксплуатационными факторами. Одну из групп Таких механизмов составляют диференциалы с муфтами постоянного момента трения. В этих дифференциалах (рис. 56) применяют дисковые муфты трения, сжимаемые постоянными усилиями Пружин. Муфты расположены за полуосевыми зубчатыми колесами. Они обеспечивают фрикционную связь между корпусом дифференциала и двумя выходными валами механизма. Муфты сжимаются только усилиями пружин, что обеспечивает постоянство
75
Рис. 56. Схемы дифференциалов с муфтами постоянного момента треиия: а—две муфты между корпусом и полуосевыми колесами; б — одна муфта между корпусом и полуосевым колесом; виг — одна муфта между выходными валами (соответ-схвенно внешнее и внутреннее расположение)
момента основного трения в дифференциале МГ, равного сумме моментов обеих муфт:
Мг=2Мм.
Определим коэффициент блокировки дифференциала от действия двух муфт. При этом для большей наглядности и простоты не будем учитывать незначительное трение сателлитов о корпус и крестовину, полуосевых колес о корпус и т. д. Тогда
Кд = (М> + 2Л1„) / (Д40—2Мм).	(49)
В выражении (49) Л4М = const, а Мо имеет переменное значение. В результате коэффициент блокировки Кд — величина переменная, зависящая от крутящего момента Мо. С увеличением момента ТИо коэффициент блокировки Кд (уменьшается; момент Мо зависит также и от тяговой нагрузки, определяемой как загрузкой машины, так и дорожно-цепными условиями.	.✓
На рис. 56, б показана схема дифференциала, один из выходных валов которого связан с корпусом многодисковой фрикционной муфтой. Диски нагружены постоянным осевым усилием, которое создается пружинами. Несмотря на то, что дифференциал выполнен с одной муфтой, его момент трения не зависит от того, какой выходной вал является забегающим. Так, если отстающим является вал со стороны муфты, и на забегающий выходной вал дифференциала передается от полуосевого колеса момент М', то на отстающий выходной вал передается такой же момент от другого полуосевого колеса и момент от муфты Мм (трение сателлитов о корпус и крестовину, полуосевых колес о корпус, как и выше, не учитываем). Таким образом, М"=М'+Мм, откуда МЫ=М"—М'.
Если отстает вал, расположенный со стороны, противоложной фрикционной муфте, то момент на отстающем выходном валу обу-76
Словлен моментом, передаваемым от полуосевого колеса. Такой Же момент передается и на забегающий выходной вал, но из него Судет вычитаться момент Мм. Поэтому М'=М"—Мм; Мм=М"— |-м'.
Так как момент трения дифференциала равен Мм, то коэффициент блокировки
Кд=(М0+Л1м)/(Л10—Мм). ,	(50)
На рис. 57, в приведена схема дифференциала, в которой дисковая муфта с постоянным моментом трения Мм включена между «Выходными валами с помощью внешней связи. Для такого меха-I Низма момент основного трения с учетом передаточного числа иц цилиндрической пары зубчатых колес равен Ммиц и моменты на .его выходных валах при срабатывании (без учета неосновноготре-Гйия)
М" = О,5МоЧ-Ммиц и ЛГ = О,5Мо—Ммиц.
Перераспределение моментов между выходными валами дифференциала можно характеризовать коэффициентом блокировки
Кд = (Мд+2Ммиц) / (Мо—2Ммиц).	(51)
। Из сопоставления формул (50) и (51) видно, что для обеспечения одинаковых значений Кд момент трения муфты дифференциала (рис. 56, в) может быть в 2иц раз меньше, чем момент тре-*Ния муфты дифференциала (рис. 56, б).
I Включение муфты между выходными валами дифференциала .Может быть осуществлено и с помощью внутренней связи (рис. 56, г). В этом случае момент основного трения равен моменту в муфте Мм, а коэффициент блокировки
1КД= (М0+2Мм)/ (М0-2Мм).
Это выражение в основном идентично выражению (51) [отсутствует член, учитывающий влияние внешней зубчатой передачи («ц) 1-
L Таким образом, для дифференциалов с муфтами постоянного йомента трения выражение для определения коэффициента блокировки в общем виде
КД=(МО+С)/(Л1О— С),	(52)
t*He С — постоянная, характерная для данного механизма. Графическая интерпретация зависимости (52) приведена на рис. 57.
В настоящее время распространение получили дифференциалы Повышенного трения с переменным коэффициентом блокировки, в Которых с (увеличением тяговой нагрузки момент трения снижается. Отсюда и название этих механизмов — дифференциалы с убывающим моментом трения.
Конструктивная схема дифференциала с конусными муфтами показана на рис. 58. Дифференциал имеет две конусные муфты 1 фения, которые сжаты тарельчатыми пружинами 2. Наибольший
77
>1
Рис. 57. Зависимость' коэффициента блокировки Кд от момента Мо дифференциала с муфтами постоянного момента трения
4
Рис. 58. Дифференциал с конусными муфтами
момент трения в этом механизме отмечается при отсутствии крутящего момента Л1о на корпусе. С возрастанием Мо возникающие осевые силы конического зацепления противодействуют усилиям пружин и тем самым снижают моменты трения в конусных муфтах. При некотором значении Мо (усилия тарельчатых пружин уравновешиваются осевыми силами в зацеплении зубчатых колес 3 и 4, а основное трение в муфте равно нулю. В этом случае механизм работает как обычный конический дифференциал. Недостатком дифференциала является использование конусных муфт трения, которые по своим характеристикам уступают дисковым муфтам.
Из рисунка также видно, что при работе дифференциала тарельчатые пружины скользят по опорным поверхностям (корпусу и конусу муфты трения), что вызывает повышенный износ деталей, снижение сил сжатия пружины и блокирующих свойств дифференциала, так как усилие тарельчатых пружин обусловлено изменением их деформации.
Степень сжатия пружин также зависит от изменения размеров деталей дифференциала ввиду наличия допусков на их изготовление. Только уменьшение диаметральных размеров конусной муфты на 0,1 мм при у=15° вызывает ее осевое перемещение в сторону зубчатого колеса до 0,2 мм и снижение силы сжатия пружины до 35 % от ее первоначального заданного значения.
На рис. 59 показана конструктивная схема дифференциала, блокирующие свойства которого обеспечиваются дисковыми фрик ционными муфтами. Корпус дифференциала образован двумя чаш ками, каждая из которых состоит из двух соединенных между со бой деталей 1 и 2; между последними заключены муфты 3 трения сжатые тарельчатыми пружинами 4. Таким образом, предвари
78
тельно собранные чашки являются подузлами одного узла — дифференциала. После сборки чашек дальнейшая сборка механизма осуществляется как сборка Обычного конического дифференциала. Рассмотренная Конструкция дифференциала позволяет более точно Задавать усилия сжатия Дисков, которые зависят в основном от точности выполнения четырех линейных размеров чашек дифференциала и муфт трения. При этом обеспечивается возможность контроля сжатия пружин в процессе сборки механизма, что позволяет с помощью регулировочных прокладок компенсировать неточности изготовления и обеспечить необходимую стабильность свойств диффе-
Рис. 59. Дифференциал с дисковыми муфтами
ренциала.
Крайние диски муфт трения, в которые упираются тарельчатые пружины, имеют меньший внутренний диаметр по сравнению с остальными дисками. На эти диски опираются ступицы полуосевых зубчатых колес. Связь корпуса дифференциала и крайних дисков муфт посредством шлицев исключает скольжение пружин относи-; тельно этих деталей, в результате чего уменьшается их износ.
Основное трение в дифференциале (рис. 59) при отсутствии момента Мо характеризуется начальным моментом трения
Мгн — 2pQnr mIm,
(53)
где Qn — усилие предварительного сжатия пружины одной муфты; 1М — число пар трения в одной муфте.
Обозначив H=2QnrMiM, имеем
I,	Мгн = цН.	(54)
При подведении к корпусу механизма крутящего момента в зубчатом зацеплении возникают силы Qo, действующие противоположно усилиям пружин Qn. Поэтому степень сжатия муфт уменьшается, и диски каждой муфты будут сжиматься усилием, равным разности Qn и Qo. Момент трения в текущем тяговом режиме
— 2 (Qn Qo) цгMiM
(55)
79
Рис. 60. Зависимость момента трения Мт дифференциала' с убывающим моментом трения от момента Л1о на его корпусе
Рис. 61. Зависимость коэффициента блокировки Кд дифференциала с убывающим моментом трения от момента Af0 на его корпусе
Выражая Qo через геометрические параметры дифференциала и тяговый момент [см. формулу (4)] с учетом выражения (54), преобразуем выражение (55) к виду
Мг=цН—рЛЛ4о,	(56)
где
А = (гм!м/Гп) tg а» cos 6с.
Графическое изображение зависимости (56) приведено на рис. 60.
Несмотря на то, что максимальный момент трения определяется выражением (53), он никогда не реализуется. Это означает невозможность относительного вращения выходных валов механизма при обоих положительных моментах.
Максимальный момент трения Мгс< при котором срабатывает дифференциал, можно определить из условия, что момент на забегающем валу Af/=O, а следовательно, МгС = М" = М0. Тогда из выражения (56)
Мгс=Л1гн/(1 + |лД) =|х/7/(1 + рЛ).	(57)
Таким образом, зона возможного дифференциального эффекта лежит правее точки а, соответствующей М0=МгС. Срабатывание дифференциала левее указанной точки а возможно только при появлении на забегающей полуоси отрицательного момента.
Приравняв правую часть уравнения (56) нулю, определим значение тяговой нагрузки M0=M0i, при которой дифференциал повышенного трения выходит на режим работы обычного дифференциала (точка b на рис. 60):
Л401=Я/Д.	(58)
Формулы (54), (56)—(58) указывают на связь геометрических параметров дифференциала с его эксплуатационными характернее
Rяками — моментом внутреннего трения и крутящим моментом о-
{Определим выражение для расчета коэффициента блокировки дифференциала Кд. После подстановки (56) в общую формулу Кд соответствующих преобразований с учетом только основного тремя получим
/Сп =	/591
д (1 + М)Л10-цЯ ’	'
I Формула (59) связывает блокирующие свойства дифференциа-а, оцениваемые Кд, с его геометрическими параметрами А и Н и ^©ментом Л40. Графическое изображение зависимости (59) приветно на рис. 61. Положение асимптот на графике зависит от гео-цетрических параметров дифференциала А и Н, изменением которых можно менять положение асимптот и соответственно коэффициент блокировки. Например, сдвигая вертикальную асимптоту лево, можно (уменьшить зону тяговых нагрузок, лежащих левее очки а (см. рис. 60) и соответствующих срабатыванию дифференциала только при приложении к забегающей полуоси отрицательного момента.
{ Коэффициент блокировки дифференциалов с убывающим мо-Ы нтом трения является переменной величиной и поэтому несколько неудобен в расчетах, хотя и наглядно иллюстрирует перераспределение крутящих моментов между полуосями дифференциала. Шри проектировании для получения дифференциала с необходимыми блокирующими свойствами обычно вводят постоянный по •своему численному значению параметр, который назовем удель-Ным начальным моментом трения.
Кдн—Мтн/М(}\ = ро4.	(60 }
К С учетом линейности характеристики Mr=f(A40) из подобия треугольников
КдН=М,/(Ми-М>э),	(61}
»де ТИоэ — тяговый момент на корпусе дифференциала на основном Эксплуатационном режиме работы машины; Мгэ — момент трения, сответствующий этому режиму работы.
Г. Разделив числитель и знаменатель выражения (61) на Л10э, поручим
КДн= (Mr3/MO3)/[(Mol/Mo9)-l],
-Где отношение Мгэ/МОэ=Кг— удельный момент трения дифференциала, взятый в рассматриваемом случае для основного эксплуатационного режима движения.
Если полагать, что вертикальная нагрузка' на колеса моста постоянная и радиусы качения колес в ведомом режиме равны, то М(11/Л1Оэ=фО1/(рОэ. Окончательно
Кдн — Кг/ (ф01/ф0э'—1),	(62)
81
где <poi и <роэ — соответствующие моментам AfOi и МОэ реализус и-, коэффициенты сцепления, значения которых выбирают из усл<>н> » экспл»уатации проектируемой машины.
Удельный момент трения Кг в формуле (62) определяет бл<ин рующие свойства дифференциала на основном эксплуатацией ip режиме машины. Его значением следует задаваться исходя „
конструктивных особенностей машины, ее назначения и услошФ эксплуатации. Так, если для обеспечения высоких тягово-сцепп,,« свойств внедорожной машины принять /<г=0,5-5-0,6, то этим зп  чениям Кг соответствует коэффициент блокировки /Сд=3-=-4 на
новном эксплуатационном режиме.
Для сохранения устойчивости прямолинейного движения л рожного автомобиля «Москвич-412» при потере сцепления одни , колесом с ростом Мо оптимальное значение коэффициента блог ровки Кл дифференциала с убывающим моментом должно умен шиться от 2,6 до 1,5. Этим Ка соответствуют значения К =0,44-е-0,2, которые можно использовать при расчетах по форму ,• (62) в ходе проектирования дифференциала.
Задавшись значениями Кг, <poi и <роэ, по формуле (62) можно он ределить Кдп и затем рассчитать все рассмотренные выше хар;н теристики блокирующих свойств дифференциала, а также обесш чивающие эти свойства конструктивные параметры А и Н.
Таким образом, основным критерием блокирующих свойств диф ференциала с убывающим моментом трения, кроме коэффициен , > блокировки, следует считать: удельный начальный момент трения характеризующий степень уменьшения момента трения в данном механизме, определяемый по формуле (62). Использование такок> параметра позволяет на стадии проектирования дифференциал., обеспечить необходимые блокирующие свойства.
Необходимо отметить, что если при схожести внешних харак теристик дифференциалов с убывающим моментом трения (рис. 61) и дифференциалов с муфтами постоянного момента трения (рис. 57) их влияние на тяговые свойства машин примерно одинаково, т<> на момент сопротивления повороту оно различно.
Для подтверждения этого определим моменты сопротивления повороту ведущего моста с такими дифференциалами:
Мс=0,5В(Рк"-Рк') = (0,5В/гк0) (М"—М'), где В — колея моста; Р"к и Р'к— тяговые усилия внутреннего и наружного колес; гк0 — радиус качения колеса в ведомом режиме Из соотношения М0=КГ' + М' и общей формулы для коэффп циента блокировки Кд=-М"/М' имеем
АГ"=[/Сд/(/Сд+1)]2И0; m'=[1/(/q+1)]m0.
Подставив значения М" и М' в формулу для Мс, с учетом выра жений (52) и (59) получим для дифференциалов с муфтами посто пиною момента трения-
Men=0,5В (С/гко);
82
I
й дифференциалов с убывающим моментом трения
I	Л1су = -^- (pH — О,5рЛЛ1о).
I	Гк0
В Очевидно, что момент Л4СП постоянен и не зависит от тяговой •грузки, а Мсу уменьшается с ростом крутящего момента Л40. Эта Обходимо учитывать при выборе типа дифференциала для проек-руемой машины.
| Испытания автомобиля «Москвич-412» с дифференциалом, в Втором внутреннее трение уменьшается с ростом Мо, показали, о такой дифференциал улучшает тягово-скоростные свойства Втомобиля, автомобиль мог трогаться с места при одном выве-нном ведущем колесе. Такая характеристика дифференциала по-Воляет автомобилю двигаться с большой скоростью при поворотах В подъемах, так как возрастающая при этом тяговая нагрузка В ведущих колесах снижает блокирующие свойства дифференци-рта и соответственно момент сопротивления повороту.
Г Использование таких дифференциалов в ведущих мостах трак-рров не всегда целесообразно, так как тракторы обычно работает с высокими тяговыми нагрузками и блокирующие свойства рфференциала необходимы именно на этих режимах движения Например, на пахоте, когда трактор движется колесами одного орта в борозде и сцепные условия колес различны). Дифферен-иал с убывающим трением не обеспечит в этих условиях необхо-имых тягово-сцепных свойств трактора.
К дифференциалам повышенного трения с переменным Кл мож-о также отнести механизмы смешанного типа, сочетающие в сво-й характеристике элементы характеристик дифференциалов с посеянным расчетным коэффициентом блокировки, с убывающим и остоянным моментами трения.
Рассмотрим конструктивную схему одного из таких дифферен-иалов (рис. 62). Муфты трения 1 дифференциала сжаты пружи-ами 2 и при помощи специальных вставок 3 установлены в кор-рсе 4. До тех пор, пока осевые усилия в зацеплении зубчатых Элее, значения которых зависят от Мо, меньше сил сжатия пру-ин, фрикционные муфты передают момент трения, создаваемый )лько силами пружин. При этом механизм обладает характерис-жой дифференциала с муфтами постоянного момента трения. При зстижении моментом Л10 значения М{ и при дальнейшем его рос-! осевые силы в зацеплении превышают значения усилий пружин сжимают фрикционные муфты. В этом случае механизм работа-- как дифференциал с постоянным расчетным коэффициентом токировки Лд. Поэтому формула для определения при Л10с Mi примет вид
(63)
|	КЯ=(МО+С)/(МО—С),
где C=2pQnrMzM (Qn—усилие пружины).
Ж При
	Яд=(1+И)/(1-р4).

(64)
83
Рис. 62. Дифференциал повышенного трения смет т ного типа
где
Рис. 63. Зависимости коэффициента блокировки от момента Мс дифференциалов смешанного типа
А = (гм1м/гп) tg aw cos бс.
На рис. 63 (кривая 1) показано изменение рассчитанного по формулам (63) и (64).
Если зависимость момента трения Л4Г от момента Л10 диффе ренциала смешанного типа линейно-возрастающая, причем /Иг=й=О при Л4о=О, то
(1+рЛ)Ж0 + рС (1 — рД)Л40 — рС
В случаях, когда зависимость Л12 = )(Л10) щая при .Мо, больших А42, то

1 при Мо < М2;
(1 + рД) М, — рС	,,
1	—5—5— при Л!о
(1- рД)/Ио + рС н 0
(65)
линейно-возрастаю-
>М2,
(66)
где С и А определяются, как и в формулах (63) и (64). Отметим, что в формуле (66) Л'д=1 при Л1о<Л12, поскольку в этом случае трение в муфтах отсутствует, а трение в остальных элементах не учитывается.
По результатам расчетов с использованием выражений (65) и (66) построены кривые 2 и 3 на рис. 63.
Кроме рассмотренных трех типовых имеются другие схемы дифференциалов смешанного типа. Формулы для расчета их коэффициентов блокировки могут быть получены аналогично рассмотренным. Разнообразие конструкций дифференциалов смешанного типа объясняется назначением и особенностями условий эксплуатации машин, для которых эти механизмы предназначены, а так-
64
w сложившимися традициями конструирования. Б рассмотренных Дифференциалах коэффициент блокировки /(д изменяется в зависимости от подведенного к корпусу момента Мо-
|У Распространение получили и дифференциалы, коэффициент ^окировки которых зависит от разности угловых скоростей их вы-Кдных валов. К ним относятся и дифференциалы с гидравличе-сопротивлением.
Принцип работы этих механизмов заключается в следующем. Вежду двумя звеньями дифференциала включается масляный на-Кс (шестеренчатый, плунжерный, лопастный и т. п.). С одним Кеном дифференциала связан ведущий вал, с другим—корпус Кеоса. При относительном вращении звеньев дифференциала наб-Кодается относительное вращение вала и корпуса насоса. Насос Впокачивает масло через отверстия, имеющие малый диаметр, сопротивление отверстия прокачиванию масла вызывает нагрузочный момент на валу насоса и такой же реактивный момент на кор-Ьусе насоса. Эти моменты создают перераспределение крутящих [моментов на полуосях дифференциала.
и На рис. 64 показана конструктивная схема дифференциала с Гидравлическим сопротивлением, в которой блокирующий плун-Керный насос включен между выходным валом и корпусом. Одна из чашек 4 дифференциала выполнена в виде блока цилиндров [И имеет радиальные отверстия а, в которых расположены плунже-гры 3. На шлицы выходного вала 2 насажена кулачковая звездочка 1. Плунжеры прижаты к кулачкам пружинами 5. В плунжере м? установлено клапанное устройство с калиброванным отверстием [в, предназначенным для выпуска сжимаемой жидкости. В блоке Ьцнлиндров предусмотрены впускные отверстия б с клапанами, че-гоез которые жидкость из корпуса дифференциала попадает в по-мость цилиндров.
I Специальное устройство А обеспечивает постоянную подачу, [масла внутрь корпуса дифференциала. При прямом движении и отсутствии раздельного буксования колес плунжерный насос не [работает. При вращении колес с различными угловыми скоростями (раздельное буксование колес, поворот машины) кулачки последовательно набегают на плунжеры, которые, двигаясь в радиаль-[ном направлении, проталкивают жидкость через калиброванные [отверстия в. Повышенное давление жидкости приводит к возраста-[нию окружных сил в точках взаимодействия кулачков и плунжеров, [что создает дополнительные моменты на выходном валу и корпусе |дифференциала, равные по величине и противоположные по знаку.
Определим коэффициент блокировки дифференциала. Извест-|Но, что сопротивление протеканию жидкости через отверстие про-'порционально квадрату потока жидкости, который пропорционален относительной угловой скорости <Оогн вала и корпуса насоса. Сопротивление протеканию жидкости в данном случае удобно вы--' разить через крутящий момент Л1н на валу и корпусе насоса, т. е.
Л1Я — Щ|)отн,
85
Рис. 64. Дифференциал с гидравлик ским сопротивлением
Рис. 65. Зависимость коэффициента бл кировки Л'д от относительной скор < и п< выходных валов дифференциала с гн > равлическим сопротивлением
где а — постоянная величина для данного насоса, определяемая расчетным путем в каждом отдельном случае.
Так как насос включен между одной полуосью и корпусом диф ференциала, то
СОотн = со'—соо = 0,5 (со'—со")
и
= М° + Мн __	~1~ а<цотн  Мо -|- 0,25а (<о' — со")8	(67).
Л40 Мн — ас0рТН — 0,25а (со' — со")8
где со' и со" — угловые скорости забегающего и отстающего выходных валов дифференциала.
Если насос включен между двумя полуосями с помощью внешней связи, аналогично механизму рис. 56, в, то
СОотн = СОн СОн = Пц (со —СО )
И	д- =	+ 2ицМн = Мо + 2оЧц (to' — to")8
Af0 — 2цц/Ин — 2aa® (со' — со")8
где со'н и со"н — угловые скорости вала и корпуса насоса соответственно забегающего и отстающего выходных валов.
На рис. 65 дан примерный график увеличения коэффициента блокировки по формуле (67) дифференциала с гидравлическим сопротивлением с ростом со0тн.
Необходимо отметить, что малые значения со0тН звеньев на режиме поворота не создают высоких блокирующих свойств в дифференциалах с гидравлическим сопротивлением. Поэтому в плоскости дороги практически не возникает препятствующий повороту момент от перераспределения тяговых сил между колесами моста.
86
| В то же время вследствие повышенных значений юОТн при буксова-I Нии отдельных колес создается необходимое перераспределение у Иоментов между колесами, что обеспечивает повышенную прохо-П ш1>1мОСТЬ колесных машин при движении по бездорожью.
I ВТ Если использование этих механизмов на легких быстроходных | Ирлесных машинах обосновано, то применение их на тяжелых ма-I Каинах высокой проходимости вряд ли целесообразно, так как чис-| Ненные значения и<,Тн при раздельном буксовании колес на низших I Передачах незначительно отличаются от шотн при поворотах маши-I Кы с повышенными скоростями движения.
> Дифференциалы с гидравлическим сопротивлением, очевидно, Неприемлемы для сельскохозяйственных тракторов и землеройных Вкашин, в процессе эксплуатации которых наблюдается длитель-Вкое относительное вращение колес вследствие неодинакового их  буксования при работе на мягких грунтах, причем значения юОтн [ В Невелики, например, на пахоте, когда колеса одного борта движут-Вся в борозде, а другого — по стерне.
1 Колебательные процессы в конических дифференциалах
Вс дисковыми муфтами
I Опыт эксплуатации дифференциалов повышенного трения по-I называет, что в некоторых случаях наблюдаются преждевремен- ное изнашивание в местах контактов корпуса с дисками муфт, са-Втеллитов с пальцами, задиры поверхностей трения дисков и т. п. I Отмечается пульсация крутящих моментов на выходных валах и • соответственно нестабильность коэффициента блокировки Кд, а  также падение Кд. Причины отмеченных явлений раскрыты не пол-д ностью.
L Как показали исследования, одной из основных причин указан-if пых недостатков дифференциалов повышенного трения, созданных В на основе простых конических дифференциалов, является колеба-П тельный характер суммарных осевых сил зацеплений сателлитов И и полуосевых колес. Закономерности изменения суммарных осевых 11 сил зацеплений конических дифференциалов с различными соче-ц| таниями чисел зубьев zc сателлитов и zn полуосевых колес были И рассмотрены выше.
 В результате возрастания суммарных осевых сил зацеплений № повышается давление на дисках муфт дифференциалов, что |уве-Вг личивает вероятность возникновения на них задиров. Например, | [ расчетное максимальное давление, обусловленное силами кониче-к ского зацепления на дисковых муфтах дифференциала повышение кого трения трактора М.ТЗ-82 (см. рис. 10), в 1,69 раза превыша-| ет давление, определяемое осевыми силами [см. формулу (4)].
1 Так как закономерности изменения осевых сил определяются  соотношениями чисел зубьев zc и zn, то и изменения коэффициента \ блокировки Кд также зависят от этих соотношений.
Определим Кд дифференциалов повышенного трения, у которых сжатие фрикционных муфт осуществляется силами конических
87
Рис. 66. Коэффициенты блокировки Кя дифференциалов повышенного треиия с коническими зацеплениями разных групп: а — группа I: б — группа II; fl —группа III; г — группа IV
зацеплений сателлитов и полуосевых колес с различными сочетаниями их чисел зубьев.
Моменты М|уфт трения
Мм ==|1фолГм1м; Мм =рфопГм1м>
ИЛИ
Л; М'ы = prM 4М -^- в, оГп	ОГП
где Ли В — ординаты суммарных удельных сил
(8гп/М0) фол и (8гп/М0) Qon дифференциалов с различными сочетаниями чисел зубьев zc и гп.
Учитывая только моменты трения М"м и М'м в муфтах дифференциала на основании формулы для Кл получим
Кд= [ 1 + (8гп/мо) (Л + В) ц] / [ 1 --(8гп/М0)(Л'+В)и].	(68)
На рис. 66 приведены результаты расчетов Кд по формуле (68) для четырех дифференциалов с различными сочетаниями чисел зубьев полуосевых колес и сателлитов. Сочетания zn и zc этих диф-
ференциалов повышенного трения приняты такими же, как и сочетания zn и гс дифференциалов машин, кривые изменения осевых сил которых приведены на рис. 10, 11, 14 и 16. Изменения осевых сил определяют ступенчатый характер коэффициента блокировки Кд. Изменения коэффициента блокировки характеризуем коэффи-
циентами
Кб1—Кд так/Кд', Кб2— Кдтах/Кдт1п,	(69)
где Кд max и Кд тш — экстремальные значения коэффициента блокировки из рис. 66; Кд—значение коэффициента блокировки, подсчитанное без учета колебательных процессов.
Значения Kci и Кбг групп дифференциалов с различным сочетанием гп и гс приведены ниже.
Коэффициент
I..................................................
II..................................................
III..........................................
IV..................................
*Д	*61	*б2
1,94	1,170	1,500
1,96	1,382	1,383
1,98	1,130	1,150
1,97	1,185	1,180
Рассмотрим внутренние силовые процессы дифференциалов повышенного трения, имеющих дополнительные блокирующие уст-88
67. Усилия,
действующие на
паз корпуса со стороны пальца сателлитов
)йства. Усилия дополнительных блокирующих устройств также <азывают влияние на изменение силовых процессов в дифферен-далах повышенного трения и их работоспособность. При эксплуа-1ции тракторов МТЗ-82 в ряде случаев отмечались износы рабо-их поверхностей пазов корпуса в местах контакта с пальцами ателлитов при допустимом расчетном давлении. Это (указывает на овышенное фактическое давление.
В процессе исследования блокирующих свойств подобных диф-. еренциалов отмечено, что осевые силы дополнительных блоки-ующих устройств имеют колебательный характер. В результате ногократных испытаний установлено, что причиной этого явления вляется нестабильная, переменная толщина пакетных дисков, [ри их относительном скольжении толщина пакета изменяется от екоторого минимального до максимального значения. Это объяс-яется тем, что диски трения обладают определенной неплоскост-остью
Колебания толщины пакета дисков обусловливают циклическое <ольжение пальцев сателлитов по плоскости пазов корпуса. Пос-вднее, с учетом трения, приводит к циклическому изменению осе-ах сил в контактах пальцев сателлитов и корпуса. При возраста-ии толщины пакета дисков осевая сила QK увеличивается до знания QKmax (рис. 67, а), при котором результирующее усилие от-лонится на угол трения от нормали к рабочей поверхности паза, сила Fwi будет равна силе трения покоя в контакте пальца са-гллитов с пазом корпуса. Аналогичным образом изменяются осе-йе силы при уменьшении толщины пакета дисков (рис. 67, б). [ри относительном скольжении дисков максимальное и минималь-зе значения осевой силы необходимо определять по формулам
Сктах = 7^-^(Фк+ Р);
4гк
(70)
Qh mln — tg (Фк — Р)-4гк
89
Рис. 68. Коэффициенты изменения осевых усилий в контакте пальцев сателлито! и пазов корпуса:
а — Кк1; б — кк2; 1 — при цп—0,15; 2 —при цп-0,20
Без учета сил трения
<?K=yMg<PK-	(71)
4гк
Колебания осевых сил, вызываемые неплоскостностью дисков муфт, можно оценить коэффициентами, характеризующими степей! изменения осевых сил,
/Gi = Q к max/Qk) Кк2—Qк max/Qk min,
где QK — осевые силы, рассчитанные по формулам (71).
С учетом выражений (70) и (71)
KKi = tg (<pK+p)/tg<рк;
KK2=tg (<pK+p)/tg (фк—р).	(72)
Графическая интерпретация формул (72) в зависимости от угла фк при разных значениях коэффициента трения покоя р.п в контакте пальца сателлита и паза корпуса, соответствующих различным значениям угла трения р, приведена на рис. 68. Этими графиками можно пользоваться для расчетов экстремальных значений осевых сил по известному из формулы (71) усилию QK.
Из формул (72) следует, что степень изменения осевых сил зависит не только от условий трения пальцев сателлитов о корпус, но и от конструктивного параметра дифференциала — угла фк. Так, при цп=0,15 максимальные осевые силы на пазах корпуса дифференциала трактора МТЗ-82 (фк=55°) превышают расчетные в 1,42 раза, а при фк=45°— в 1,35 раза.
При изменении осевых сил изменяются проекции сил Rmax и /?пип на нормаль к плоскости паза, что обусловливает изменение давления qK в контакте пальца сателлитов и паза корпуса. Мак-90
69. Зависимость давления на элементах дифференциала от угла <рк при =0,4 кН-м:
-на пазах корпуса; б — на дисках;- —без учета трення;--цп=0,15;
-	Цо-0,2
мальное давление (см. рис. 67, а)
Qk max = ^?max COS p/S,
е S — площадь контакта одного паза корпуса с пальцем сател-тов.
Из этого же рисунка с учетом формулы для окружного усилия контакте пальца сателлитов и одного паза корпуса FK=M0/(4rK) меем
^?max = Alo/[4rK COS (фк'+р)].
Тогда
^Kmax = AloCOSp/[4rKScOS (фк4“Р)1-	(73)
По аналогии из рис. 67, б минимальные значения давления ?Kmin=AloCOsp/[4rKScos (фк—р)].	(74)
На рис. 69, а приведены результаты расчетов давления в кон-акте пальца сателлитов и паза корпуса дифференциала повышен-ого трения трактора МТЗ-82 при переменном угле фк. Кривая 1 ©ответствует изменению давления qK без учета трения пальца о оверхность паза корпуса, а кривые 2 и 3— изменению давления к max и Фкт1т подсчитанным по формулам (73) и (74), учитывающим это трение. Из рис. 69, а видно, что при фк—55° значение к шах превышает qK в 1,28 раза. Снижение фк до 45° уменьшает авления qKmax в 1,4 раза против их значения при фк = 55°.
Указанные колебания осевых сил являются одной из причин повышенных износов пазов корпуса дифференциалов тракторов МТЗ-52/82, достигающих в некоторых случаях 0,5—1,3 мм при наработке 6000—7000 ч.
91
Колебания осевых сил на пазах корпуса дифференциала, вы ванные изменениями толщины пакета дисков при их относите, п ном скольжении, обусловливают изменение давления на самих дш ках.
Переменный характер изменений осевых сил дополнительны блокирующих устройств и осевых сил конических зацеплений ди<| ференциалов повышенного трения обусловливает значительное п । менение их суммарных внутренних осевых сил.
Определим экстремальное давление на дисках, вызванное эти ми усилиями,
<7д max —^дз тах + <7дк max!
Qu т!п = ?дз mln~b </дк mln,
где ^датах и <7ДЗт1п — максимальные и минимальные давления hi дисках при действии экстремальных осевых усилий зацеплении сателлитов и полуосевых колес; qnK max и qnK mm — то же при дейся вии осевых сил в контакте пальцев сателлитов и корпуса.
Другие возможные сочетания осевых сил зацепления и допол нительных блокирующих устройств соответствуют давлению н дисках в интервале [<famax, ?дть].
Результаты расчета давления на дисках дифференциала повы шейного трения трактора МТЗ-82 приведены на рис. 69, б. Кривая 1 показывает изменение суммарного давления qlt на дисках от сил Qo и QK, рассчитанных по формулам (4) и (71), а кривые 2 и 3— суммарных давлений fomax и г/дтт- Как видно, максимально воз можное давление qn max при фк=55° превышает давление <7Д в 1,45 раза.
Колебания давления на дисках от <7Дтт до <?Дтах приводят к изменениям моментов трения в муфтах и соответственно коэффи циента блокировки Кд. Максимально и минимально возможные значения Кд дифференциала трактора МТЗ-82 определяются по соответствующим моментам трения:
Мт max = « + Отах = ГЛтах + tg (фк + р)1 X
L «гп	Wk	J
х Р'-м’м + [ 7^- Втах + tg (Фк + Р)1 Км«М. L °гп	"к	J
где Дтах и Втах — Ординаты сил (8r„/M0)Qo„ и (8rn/Mo)Qox из рис. 10, соответствующие максимуму Кл (см. рис. 66, о);
Mr го1п = (М'ы + Omm = f	Лт1п +	tg (фн - р)1 prMiM +
+ Г 77 Braln + tg (фн — р)1 ргм/м, L ©Гц	J
где Дтт и Ваш — ординаты сил (8rn/Af0)Qon и (8rn/At0)QOx из рис. 10, соответствующие минимуму Кд из рис. 66, а.
Результаты расчета экстремальных значений (кривые 2 и
92
 приведены на рис. 70. Кривые 1 ка
Крежают значения Кд, определен-	.
без учета колебаний моментов 7____________________/
^Кния муфт.	„	3 7
^Следует отметить, что колебания ________\	\ Т'1'
(Ичений Кд способствуют повыше- ——-у\ Ко проходимости машины. Более ~__________
1^0, известны дифференциалы, ZZZ2	^\Z
Неспечивающие периодическое из-	—--------
Киение силового передаточного jo jj до до 50 55 <рк° Кела путем использования специ-
ального профиля зубьев или эллип- Рис. 70. Зависимость коэффици-КцнОЙ формы сателлитов [14]. При- ента блокировки Кд от угла фк: Кюй рассмотренных колебаний *м“3;	*м=5
Качений коэффициента блокировки
Кляется изменение осевых сил конических зацеплений и дополни-Ильных блокирующих устройств, максимальные значения которых К учитываются существующими методами расчета. Повышенные Кдчения осевых сил в процессе их колебания обусловливают воз-Кстание давления на дисках муфт и других деталях, а также повешенный их износ. Поэтому возникает необходимость поиска пу-Кй устранения или по крайней мере ограничения этого явления Капример, снижение давления на парах трения, улучшение их мазки, повышение точности изготовления деталей и т. п.).
Ш Очень важным является выбор оптимального значения угла К, от которого зависят осевые силы, в том числе и их максимальнее значения. С точки зрения снижения колебания внутренних сил дифференциалов углы <рк следует уменьшать. При этом снижение Коэффициента блокировки Кд можно компенсировать увеличением Кела дисков в муфтах трения.
|М Однако значительное снижение <рк нецелесообразно ввиду чрез-Керного (уменьшения осевых сил и блокирующих свойств дифференциала. Так, при <рк = 35° осевые силы дополнительных блокирующих устройств снижаются до значения осевых сил в зацепле-Кш зубчатых колес с сателлитами.
П| Исследования показали, что оптимальным значением <рк явля-Д^ся угол 45°. При этом угле степень пульсации осевых сил (от-Кшение QK max к QK тт) является наименьшей (см. рис. 68, б). С Существуют и другие пути снижения степени колебаний осевых Кил QK (например, при помощи установки в дисковых муфтах дифференциалов демпфирующих устройств).
г Конструктивное исполнение этих устройств может быть раз-Кичным. На рис. 71 показаны два варианта таких устройств.
f В каждой фрикционной муфте дифференциала на рис. 71, а Кез предварительного сжатия установлены тарельчатые пружины К. Это обеспечивает отсутствие трения в муфтах при Л1о=О. Пру-кины опираются на диски 2, связанные с корпусом, поэтому при Относительном вращении деталей дифференциала отсутствует скольжение в местах контакта дисков и пружин.
93
К-
I
Рис. 71. Дифференциал повышенного трения с демпфирующими устройствами а — вариант 1; б — вариант II
Дифференциал с демпферами работает следующим образом При появлении относительного вращения выходных валов измене ние толщины пакета дисков вызывает дополнительную деформа цию тарельчатых пружин ДА. В результате осевые силы в контак те корпуса и пальцев сателлитов увеличиЬаются против значения QK, рассчитанного по формуле (71), только на AQk, пропорцио иально деформации ДА из нагрузочной характеристики пружины
Отметим, что в случаях значительных деформаций пружин вследствие недостаточной жесткости и больших нагрузок Л10 (пе регрузок) могут увеличиться зазоры в конических зацеплениях дифференциала и нарушиться условия их нормальной работы. Для обеспечения нормальной работы конического зацепления осевое перемещение дисков дифференциала на рис. 71,6, в которых раз мещены пружины, ограничивается следующим образом. При зна чительных тяговых нагрузках обе части дисков, в которых уста новлены пружины, соприкасаются один с другим и тем самым ог раничивают дальнейшую деформацию пружин. Это не позволяв полуосевым зубчатым колесам выйти из зацепления с сателлита ми.
При использовании демпфирующих устройств давление на дис ках практически изменяется только при изменении осевых сил ко нического зацепления, экстремальные значения которых
Яд шах — Ядв max + 9дк> 1	(jg)
Яд mln ~ Ятя mln Ядк- '
Рис. 72. Зависимость давления на дисках дифференциала с демпфи рующими устройствами от угла <рк при Afo=O,4 кН-ми цп=0,2
94
[Результаты расчетов по формулам (75) приведены на рис. 72 Вривые 2 и 3). Кривая 1 соответствует давлению на дисках без И|та колебаний осевых сил дифференциала. Из сопоставления с. 72 и 69, б следует, что использование демпфирующих уст-^йств понижает максимальное давление ^дтах в 1,33 раза.
Кжосевые дифференциалы повышенного трения
I Установка дифференциальных механизмов в межосевые приво-1ы снижает проходимость машины по бездорожью. Поэтому применяют блокированный межосевой привод с возможностью отключения части мостов при движении по хорошим дорогам. В- маши-Lx, в которых предусмотрен дифференциальный межосевой при-Ьд, используют резервную блокировку.
И Для повышения проходимости полноприводных машин исполь-шют также межосевые дифференциалы повышенного трения.
п В принципе любой ранее рассмотренный дифференциал может Ьть использован как межосевой. Однако условия и задачи меж-Йевого привода несколько иные, чем межколесного. Так, у межко-сного привода при поворотах машины всегда забегающим отно-телыю корпуса дифференциала будет вал, передающий момент к управляемую ось, что определяется кинематикой поворота ма-ины. Введение же самоблокирующегося дифференциала нескольку ухудшает управляемость. Поэтому при забегании приводного шла управляемого моста коэффициент блокировки желательно меть невысоким, а при забегании (буксовании) неуправляемого Каста — нисколько большим. Поэтому, например, для машины Ь<4 с одинаковой нормальной нагрузкой мостов необходим кине-атически симметричный дифференциал с несимметричными бло-ирующими свойствами. Эта за-Кча в некоторой степени решена ч механизме, показанном на Ьс. 73. Механизм работает сле-Кющим образом. Момент от ррпуса 1 передается на крестовку 4 через наклонные поверх-Ьсти V-образных пазов в передай чашке корпуса дифференциа-К и соответствующих лысок на [альцах крестовины. В результа-|е на крестовине создаются осе-|ые силы, которые через буртики [ателлитов 3 и нажимную чашку ( сжимают диски муфты 7, распложенной в задней чашке корпуса.
• При забегании заднего относительно корпуса выходного вала конической шестерней 5 мо-
Рис. 73. Межосевой конический дифференциал с несимметричными блокирующими свойствами
95
мент трения муфты передается на корпус. Этот момент сумма руется с моментом 7И0, подводимым от передачи, что, в свою оч< редь, вызовет увеличение осевых усилий, сжимающих му<|н В результате коэффициент блокировки возрастает.
При забегании переднего выходного вала часть момента чер. , муфту передается на ступицу зубчатого колеса 5. В результат воспринимаемый крестовиной момент уменьшается, и соответствен но уменьшается усилие, сжимающее муфту, и коэффициент блоки ровки снижается.
Таким образом, коэффициент блокировки
и Кд2=М2"/М/,
где М"} и М'2 — моменты соответственно на переднем отстающем и заднем забегающем валах; ЛГ'г и М\ — моменты соответствен но на заднем отстающем и переднем забегающем валах.
Принцип действия этого механизма заимствован от диффереп циала, изображенного на рис. 45, где возможна несимметричносп. блокирующих свойств. Эта несимметричность увеличена благода ря использованию одной дисковой муфты и нажимного устройства с односторонним действием. Выражения для двух коэффициентов блокировки можно получить из формулы (42).
Выражение для Кт получим, подставив в формулу (42) |=0 и заменив в числителе формулы параметр А на параметр
D= (гкр/гп) tg aw cos 6с,
где гкр — средний радиус трения полуосевого зубчатого колеса ? о корпус дифференциала.
Выражение для Кдг получим, подставив в формулу (42) |=1 и заменив в знаменателе формулы параметр А на параметр D
Тогда при забегании переднего выходного вала относительно корпуса дифференциала (буксование передних колес, поворот ма шины) коэффициент блокировки
„ _ 1 + ц(2£'+ 4)
При забегании заднего выходного вала и отставании переднего
К —	1
Д1 1 — р. (2Е' + Л) ’
В принципе любой ранее рассмотренный симметричный само^ блокирующийся дифференциал может быть использован как меж осевой, если нормальная нагрузка передних и задних мостов оди накова. В тех машинах, где нормальная нагрузка мостов неодина кова, применяется несимметричный дифференциал. Несимметрич ный самоблокирующийся дифференциал изображен на рис. 74. Момент от корпуса (водила) 1 через сателлиты 2 передается на солнечную шестерню 3 приводного вала переднего моста 4 и эпициклическую шестерню 5. Момент от шестерни 5 передается с по мощью втулки 6 на вал 7 через трапецеидальные кулачки, распо-«6
оженные на торце шестерни 5' шлицы втулки 6. При передаче кружного усилия FK кулачками в их наклонных рабочих поверх-остях возникает осевая сила QK, вторая через фланец втулки 6 жимает пакет дисков муфты тре-ия 8. Значение силы определятся углом фк наклона рабочих оверхностей кулачков: QK= • FKtg(fK. Равную ей реактивную севую силу воспринимает кор-ус через торец эпициклической шестерни. Момент трения диско-ой муфты препятствует относи-ельному вращению выходных ва-юв 1 и 7.
Если забегает передний вы-
Рис. 74. Межосевой несимметричный самоблокирующийся дифференциал
«одной вал, то моменты на выходных валах
Af1z=Fri; M2" = Fr2+Mu,
где F—окружная сила в зацеплении сателлитов с солнечной и эпициклической шестернями; М' и М" — моменты на переднем и заднем валах; rt и г2 — радиусы начальных окружностей соответственно солнечной и эпициклической шестерен.
Подставляя выражение Мм = рРг2(гм1м/Гк)1^фк в уравнение для определения М"2, получаем
М2"=Fr2[ 1 + ц (rMrM/rK) tg фк].
При забегании задних колес
Al]"=Fri; M2'=Fr2[l—p(r„iM/rK) tgфк].
Найдем отношения моментов
= М\/М2 =  --------------------,
(1 - Р (Гм*м/Гк) tg Фк)
^Сд2 = М2 /М, = 1д[1 +11 (rMiM/rK) tg фк].
►i У разработанного применительно к лесовозному тягачу V1A3-509 дифференциала Кд1 = 1; АД2 = 3. У несимметричного дифференциала тягача МАЗ-509 соответствующие отношения моментов 1/г’д=0,5 и 1д = 2.
1
САМОБЛОКИРУЮЩИЕСЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ СВОБОДНОГО ХОДА
основные свойства дифференциалов свободного хода
Блокированный привод — наиболее эффективный с точ-и зрения обеспечения оптимальных тяговых свойств и, следова
Зак. 1251
97
тельно, высокой проходимости машин. Недостаткам блокировании го привода является возможность возникновения циркуляционном мощности. Это происходит главным образом на криволинейных участках дороги с твердым покрытием, что резко ухудшает повч рачиваемость машин.
Дифференциалы свободного хода (или двусторонние зубчатьи муфты свободного хода) так же, "как и блокированный привод, по зволяют исключить раздельное буксование колес и обеспечиваю! максимальное использование силы тяги по условиям сцепления ко лес с дорогой и, следовательно, наилучшую проходимость машин Несмотря на то, что допускается большое перераспределение си лы тяги между колесами, циркуляция паразитной мощности исклю чается, что обеспечивает вполне удовлетворительную поворачивае мость машин. Если при блокировании привода невозможно имет! разные угловые скорости колес, то дифференциалы свободного хо да, отключая автоматически одно или несколько колес, позволяет получить различную (угловую скорость, что необходимо при движе нии на криволинейных участках пути. Значительное перераспреде ление силы тяги между колесами не дает оснований полностью отказаться от этих механизмов. Многие землеройные и другие внедорожные машины оборудованы дифференциалами свободного хода.
Нагрузочные режимы определяются силами сцепления колес с дорогой. Режим повышенных нагрузок при использовании самоблокирующихся дифференциалов, и особенно дифференциалов свободного хода, в некоторых случаях является неизбежным следствием создаваемых с помощью этих механизмов повышенных тяговых свойств машин. Дифференциальный привод в определенной степени автоматически ограничивает нагрузки, что снижает тяговые свойства машин с таким приводом при движении по бездорожью.
Конструкция и принципы работы дифференциала свободного хода
Все современные дифференциалы свободного хода аналогичны по своей конструктивной схеме и отличаются главным образом размерными параметрами и нагрузочной способностью, определяемыми мощностными показателями машины. Рассмотрим типовую конструктивную схему дифференциала свободного хода (рис. 75). Ведомое зубчатое колесо 1 главной передачи и корпус 2 дифференциала с ведущей муфтой 7 составляют ведущее звено механизма. Ведущая муфта четырьмя шипами жестко связана с корпусом дифференциала. На обоих торцах муфты расположены радиальные прямоугольного сечения зубья, расположенные строго один напротив другого. Распространение получили механизмы с 12 и 18 зубьями на каждом торце муфты. Два зуба (по одному с каждой стороны) имеют большую длину и образуют на внутренней цилиндрической поверхности муфты шпонку 8. С зубьями ведущей муфты находятся в зацеплении две ведомые полумуфты 9, которые имеют такие же зубья. Ширина впадин зубчатых венцов значительно
98
ьшс толщины зубьев, по-№му ведущая муфта и две Ллу муфты могут провора-раться одна относительно Кугой на некоторый угол К образцах с 18 зубьями уг-Квой шаг кулачка равен 20'; угловой шаг впадины вен 12°40'; относительный Кол поворота 5°20').
| При изменении направ-ния движения (движение Керед — движение назад) Кбья муфт сначала выбивают зазор, а затем зацеп-яются противоположными оковы ми	поверхностями.
I Указанные зазоры необходимы для вывода зубьев з зацепления при отключе-ши одной из полумуфт. Двигаясь в осевом направлении Юри выключении, полумуф-Ьа скользит по зубьям по-иуосевого цилиндрического
рубчатого колеса 4, которое жестко (шлицевое соединение) связано к полуосью, как в обычном дифференциале, и торцом опирается ерез шайбу 3 на корпус 2.
I Каждая полумуфта, кроме указанных прямобочных зубьев, име-рт другой внутренний зубчатый венец с торцовыми трапецеидальными зубьями. Эти зубья расположены соосно с прямобочными кбьями, поэтому их число совпадает с числом прямобочных зубь-в. На зубчатый венец с некоторым натягом надевается разрезное ружинное запорное кольцо 11с аналогичными трапецеидальными зубьями. При этом каждый его зуб образует продолжение зуба олумуфты. Разрез на кольце необходим не только для обеспечения натяга, но и для размещения в нем удлиненных зубьев (шпонки) ведущей муфты.
I Внутри ведущей муфты расположено центральное кольцо 12, Которое (удерживается в среднем положении пружинным стопор-ым кольцом 13. Для осуществления демонтажа стопорного коль- а по окружности ведущей муфты предусмотрены радиальные от-ерстия. Центральное кольцо на обоих торцах имеет зубья, которые входят в зацепление с зубьями полумуфты и запорных колец. 1лина каждого зуба центрального кольца равна сумме длин зубь-!в полумуфты и запорного кольца.
На наружной цилиндрической поверхности центрального коль-га предусмотрен широкий окружной паз, в который входит шпон-са ведущей муфты. Шпонка ограничивает угловое перемещение
4»
99
центрального кольца относительно вел щей муфты в пределах угла перемет, ния полумуфты относительно ведущей муфты. Две сжатые пружины. 5 и и* чашки 6 предотвращают самовыключ, ние полумуфт. Каждая пружина допо.1 нительно сжимается при отключении п,< лумуфты на повороте и возвращает п,> лумуфту на прежнее место при выход, машины из поворота. Распорная втуль., 10 удерживает полуосевые цилиндриче» кие колеса 4 от перемещения внутрь при установке полуосей. В целях без,, пасности при монтаже и демонтаже диф ференциала следует пользоваться стяж ным винтом. Конструкция ведущей муф ты приведена на рис. 76.
При прямолинейном движении диф ференциал действует как одно кинематн
ческое звено. Относительное перемещение деталей исключено. При рассмотрении принципа действия дифференциала введем обозначения его кинематических звеньев: звено А —- ведущая муфта с корпусом дифференциала, и звено В —две ведомые полумуфты, соединенные с помощью пружин через центральное кольцо; в звено В входят также два разрезных запорных кольца и два полуосевых зубчатых колеса.
Таким образом, при изменении направления движения (движение вперед — движение назад) звено В проворачивается относительно звена А на некоторый угол, определяемый окружным зазором в прямобочных зубьях (рис. 77). Поворот центрального кольца и пружинных запорных колец в составе звена В возможен при наличии широкого паза на центральном кольце и широкого разреза пружинных колец.
При повороте на криволинейном участке дороги механизм в своем вращательном движении делится на два других кинематических звена. В более ранних конструкциях механизмов, в которых
Рис. 77. Схема силового взаимодействия ведущей муфты и полумуфт: I и II — движения на режимах соответственно тяги и торможения
100
Гсутствовали пружинные запорные кольца на повороте, звенья шли следующие: звено В' — наружная (по отношению к центру сворота машины) полу муфта с полуосевым зубчатым колесом, и тено А' — ведущая муфта с остальными деталями (т. е. ведущая уфта с корпусом дифференциала, внутренняя полумуфта, внутреннее полуосевое зубчатое колесо, центральное кольцо). При повороте наружная полумуфта (звено В') постепенно освобождается от нагрузки в прямобочных зубьях и путем ускоренного движения наружного колеса, вращаясь, начинает опережать ведущую уфту. При этом ведущая муфта (точнее звено А') вместе с внутренним колесом машины сохраняет прежнюю угловую скорость.
Трапецеидальная форма зубьев полумуфты обусловливает ее Ьсевое перемещение. Таким образом, полумуфта одновременно Совершает окружное и осевое перемещения относительно ведущей шуфты— звена А'. Высота и боковой наклон рабочих поверхностей .Трапецеидальных зубьев рассчитаны так, чтобы в пределах углово-То зазора силовых зубьев происходило полное выключение полу-(муфты. При этом внутренняя полумуфта остается соединенной с [Ведущей муфтой. В таком состоянии ее удерживает не только пру-•жина; основным фактором является возросшее окружное усилие В прямобочных зубьях и соответственно увеличенная сила трения ►между рабочими поверхностями этих зубьев.
После выключения наружная полумуфта вращается, опережая ‘ведущую муфту. Вершины трапецеидальных зубьев полумуфты (скользят по вершинам зубьев центрального кольца. По окончании ^Скольжения зубья располагаются напротив впадин, полумуфта под действием пружины вновь включается, т. е. входит в зацепление с центральным кольцом. При этом просл.ушивается щелчок. [Дальнейшее вращение наружной полумуфты сопровождается новым ее выключением с последующим включением и т. д. Процесс выключения и включения продолжается во время поворота машины.
Проблема снижения уровня шума при работе была решена вводом разрезных пружинных запорных колец, устанавливаемых на ►буртики полум(уфт с некоторым натягом. Когда полумуфта вместе •с разрезным кольцом 3 включается первый раз и головки зубьев (располагаются напротив зубьев центрального кольца 2, разрезное кольцо, упираясь торцом разреза в шпонку 1 ведущей муфты, останавливается, а полумуфта продолжает свое относительное вра-Цение (рис. 78). Вновь включиться полумуфта не сможет, так как № осевом направлении ее удерживает разрезное запорное кольцо. Разрезное кольцо в этом случае скользит по буртику полумуфты, (а полумуфта бесшумно вращается относительно ведущей муфты, fj При переходе на прямолинейное движение полумуфта с разрезным кольцом, совершив небольшое обратное вращение, соответствующее ширине головки зубьев, включится, и дифференциал Вновь окажется заблокированным — оба колеса вновь станут ведущими. Таким образом, на повороте кинематические звенья бесшумных дифференциалов складываются так: звено В' в период перво-
101
Рис. 78. Схема выключения запорного кольца:
а — движение вперед; б— движение назад
Рис. 79. Схема отключения bus । ренней полу муфты при плоски боковых поверхностях зубы и центрального кольца в режимах а — торможения; б — наката
го отключения полумуфты, т. е. в пределах полушага зубьев, сое тоит не только из полумуфты и полуосевого зубчатого колеса, п>> и разрезного кольца. После остановки разрезного кольца последнее переходит в звено А', а в звене В' остаются только отключения , полумуфта и полуосевое зубчатое колесо. При нормальной работе дифференциала выключение и включение полумуфт происходя! безударно.
Работа дифференциала на повороте в тяговом режиме машины идентична работе дифференциала при повороте как при движении вперед, так и при движении назад.
Несколько иначе работает механизм в режиме торможения ма шины двигателем. В этом случае ведущим становится звено В, т. е. полумуфты, а звено А становится ведомым элементом. При переходе на этот режим движения звено В проворачивается от носительно звена А на угол, определяемый зазором в прямобоч ных зубьях (см. рис. 77, положение II). Зубья полумуфт оказыва ют давление на зубья звена А другой стороной.
Поэтому при повороте машины наружная полумуфта 1 (рис. 79) не только не может повернуться вперед и выключиться, но, наобо рот, она посредством силовых зубьев увеличивает давление на ведущую муфту 2 и вращается с ней с одинаковой угловой скоростью. В этом случае угловая скорость колес моста изменяется при уменьшении угловой скорости внутреннего колеса. Внутренняя полумуфта 3 при этом отстает от ведущей муфты и при опирании на центральное кольцо выключается. Затем внутренняя полумуфта вхолостую вращается с меньшей по сравнению с ведущей муфтой угловой скоростью до окончания поворота на данном режиме движения. В рассматриваемом случае отключается не наружная, а внутренняя полумуфта как при движении машины вперед, так и при движении назад.
При разработке конструкции дифференциала наиболее трудо-
102
(Fxc. 80. Схема силового взаимодействия полумуфт и центрального кольца при |Выключении муфты в режиме наката:
4 — в начале; б — в конце
1«мкая задача — обеспечение четкой его работы при повороте в ре-I жиме наката, когда между зубьями ведущей муфты и двух полумуфт нет окружных сил, прижимающих зубья. Поэтому взаимное Положение зубьев может оказаться любым в пределах их бокового зазора.
Рассмотрим работу механизма при повороте в режиме наката (рис. 80). Под воздействием забегающего колеса наружная полумуфта 3 воздействует на центральное кольцо окружной силой Fn и осевой силой пружины Qn, между которыми существует зависимость Qn = Fntg<pK.
Между центральным кольцом 2 и внутренней полумуфтой 1 возникают равные реактивные силы Qp и FP (рис. 80, а). По мере отключения наружной полумуфты 3 под действием сжатия пружины осевая Q'n и окружная F'„ силы возрастают. Соответственно возрастают реактивные силы Q'p и F'p и на внутренней полумуфте (рис. 80, б). В результате начнет выключаться и внутренняя полумуфта, а ее пружина будет соответственно сжиматься. Одновременное перемещение полумуфт 1 и 3 (в противоположные стороны) приводит к тому, что они, не закончив полного выключения, упираются в зубья ведущей муфты 2 и механизм оказывается заблокированным (рис. 81). При этом получить разную угловую скорость колес, необходимую на повороте, невозможно, что приводит ж нарушению режима поворота, возникновению больших перегру--зок прямобочных зубьев, а иногда и к их поломкам.
Одновременное перемещение двух полумуфт не происходит в режиме тяги, несмотря на возрастание реактивной осевой силы Qp. •Объясняется это тем, что кроме осевой силы пружины, препятствующей самовыключению внутренней полумуфты, действует осевая сила трения в боковых поверхностях силовых зубьев, находящихся в зацеплении.
103
Рис. 81. Схема отключения полумуфт при плоских боковых поверхностях зубьев центрального кольца в режиме наката
Рис. 82. Схема отключения полумуфты при выпуклых боковых поверхностях зубьев центрального кольца
Нарушение кинематических процессов в механизме при пово роте на режиме наката потребовало в свое время новых конструк тивных решений. Так появилось центральное кольцо 2 с выпуклы ми боковыми поверхностями зубьев, выполненными по дуге окружности (рис. 82). При выпуклом профиле по мере выключения наружной полумуфты 3 окружная сила F'n не увеличивается, как это было при плоских боковых поверхностях зубьев, а наоборот, уменьшается, несмотря на то, что осевая сила пружины Q'n возрастает.
Из условия равновесия центрального кольца, когда F'n = F'p, следует, что окружная сила F'p внутренней полумуфты 1 также (уменьшается. Следовательно, не возрастает и осевая сила, действующая на внутреннюю полумуфту, не происходит самовыключения полумуфты (разность осевых сил двух полумуфт воспринимается стопорным кольцом). При этом обеспечивается полное выключение наружной полумуфты. Следует отметить, что функции по-лумуфт при повороте машины в режиме наката могут меняться. Может оказаться, что выключится внутренняя полумуфта, а наружная останется невыключенной. В некоторой степени это зависит от соблюдения равенства усилий пружин в механизме.
Необходимо отметить, что усилия пружин в сжатом состоянии следует выбирать в зависимости от передаваемого крутящего момента. Так, для дифференциалов свободного хода ведущих мостов с максимальной нагрузкой Afo~15,O кН-м можно рекомендовать пружины с усилием, равным 400—450 Н. Для сверхмощного скрепера при Л1о~7О,О кН-м усилие пружины должно быть равно 600 Н.
Рекомендуется использование в одном механизме пружин с одинаковыми усилиями в сжатом состоянии. Отличие усилий пружин в первую очередь зависит от разности их длин в свободном состоянии. Поэтому рекомендуется подбирать пружины парами, близкими по длине.
В ходе испытаний и конструктивной доработки дифференциалов свободного хода были осуществлены определенные мероприятия. Для обеспечения надежного выключения полумуфты при
104
овороте машины на режиме наката были введены выпуклые ра-очие поверхности зубьев центрального кольца взамен плоских. 1ри высоте зубьев 6—7 мм радиус кривизны выпуклых поверхно-тей равен 23 мм, причем касательная у основания зуба отклоне-а от нормали на 20 , а у вершины зуба — на 40°.
Ранее указывалось, что высота зубьев центрального кольца определяет осевое перемещение полумуфты при ее выключении и что эта высота должна равняться высоте прямобочных зубьев. Тогда Прямобочные зубья полумуфты будут иметь возможность выйти из зацепления с зубьями ведущей муфты. Тем не менее было немало случаев, когда полумуфта полностью не выключалась. Поэтому для обеспечения надежности выключения, с учетом допусков, высота зубьев центрального кольца была на 0,2—0,3 мм больше высоты прямобочных зубьев. Таким образом, создан гарантированный зазор между вершинами прямобочных зубьев, необходимый для свободного вращения полумуфты в выключенном положении.
Зубья запорного пружинного кольца являются продолжением трапецеидальных зубьев полумуфты. Практически, однако, вследствие наличия допусков на размеры, в некоторых случаях зубья запорного кольца оказываются несколько выше зубьев полумуфты, зследствие чего запорное кольцо не имеет возможности полностью зыйти из зацепления с центральным кольцом (рис. 78, б) и занять :вое положение, показанное на рис. 78, а. Поэтому и полумуфта не фиксируется в выключенном положении, а непрерывно совершает выключение и включение через каждый зуб, аналогично механизмам, не имеющим запорных колец, что повышало уровень шума ,ри работе механизма. По этой причине высота зубьев запорного юльца была понижена на 0,15 мм относительно высоты трапеци-;альных зубьев полумуфты, что устранило периодическое включе-(ие и выключение полумуфты и обеспечило бесшумную работу [еханизма.
Выполнение зубьев запорного кольца 1 как продолжение трапецеидальных зубьев полумуфты 3 означает также расположение боковых поверхностей зубьев в одной плоскости (рис. 83, а).
105
Однако в некоторых случаях это приводило к тому, что полумуФ та, поворачиваясь в обратную сторону для включения, сходила < зубьев центрального кольца 2 раньше, чем запорное кольцо. За порное кольцо при этом краями зубьев опиралось на зубья цен! рального кольца, принимало на себя давление пружин, и полумуФ та не могла включиться (рис. 83, б). В таких случаях одно коле ео оказывалось отключенным, и машина продолжала движение з.< -счет тяги другого колеса. Для устранения этого недостатка толщи ну зубьев запорного кольца уменьшили на 1,2 мм против расчет ной (рис. 83, в).
Применение и эксплуатация дифференциалов свободного хода
К настоящему времени накоплен значительный опыт пн конструированию и эксплуатации дифференциалов свободного хода.
Как уже отмечалось, дифференциал — достаточно сложный кп нематический механизм. Это обстоятельство не раз приводило к ошибкам при конструировании и, как следствие, к неудовлетво рительной работе механизмов. Опыт показывает, что при правиль ных конструктивных решениях и надлежащем производственно технологическом исполнении дифференциалы свободного хода ра ботают безотказно, что достаточно просто проверить. Для этого изготовляют устройство, в которое устанавливают редуктор с про веряемым механизмом. Установив вместо полуосей специальные валы с рукоятками и вращая фланец ведущего вала редуктора, -создают всевозможные режимы работы механизма. При этом дол жно быть получено четкое отключение и включение одной или дру гой полумуфты при вращении как в одну, так и в другую сторону. Проверенный таким образом механизм безотказно работает и в машине и не нуждается в обкаточных испытаниях. Ограниченное применение дифференциалов свободного хода иногда объясняют трудоемкостью их изготовления. Однако после введения высокопроизводительных технологических процессов их трудоемкость оказалась даже ниже трудоемкости конического межтележечного дифференциала (вместе с блокирующим устройством). Точность изготовления деталей механизма находится на уровне обычной точности деталей трансмиссии автомобилей. Но если эта точность нарушена, то механизм, как правило, отказывает в работе, и найти причину отказа очень трудно. Механизм не имеет трения скольжения под тяговой нагрузкой и поэтому не подвержен значительным из-носам.
Накоплен определенный опыт применения и эксплуатации дифференциалов свободного хода в ведущих мостах, в межосевом приводе ведущих тележек с управляемыми и неуправляемыми колесами многоприводных колесных машин, в межосевом приводе между управляемым и неуправляемым мостами машины типа 4X4.
Наибольшее применение эти механизмы находят в межколес-
106
Рис. 84. Главная передача ведущего моста с дифференциалом свободного хода: 1 — коническое зубчатое колесо главной передачи: 2 — дифференциал; 3 — полуось ном приводе мостов землеройных машин, тракторов и тягачей большой мощности.
Иногда эти механизмы применяют в задних мостах, а в последние годы их стали чаще применять в передних мостах.
На отечественных тракторах К-700/701 дифференциалы свободного хода применяют в обоих мостах. Дифференциалы свободного хода используют на трубовозе МАЗ-73101 (рис. 84). При высокой частоте вращения в результате действия центробежной силы на разрезное кольцо уменьшается его натяг и соответственно сила трения. Это может вызвать нарушения в работе механизма. В таких случаях применяют несколько иное конструктивное решение, устраняющее указанный недостаток. Разрезное кольцо устанавливают в полумуфту с натягом так, что оно прижимается к ней не внутренней, а наружной цилиндрической поверхностью. Тогда центробежные силы не снижают, а несколько увеличивают силу трения. В некоторых механизмах вместо разрезных i колец применяют цельные неразрезные кольца. В зазор между кольцом и буртиком полумуфты вставляют ленточную гофрированную пружину, с помощью которой создается необходимое трение.
Опыт применения дифференциалов свободного хода в многоприводных машинах (рис. 85) показал, что условия работы механизма в межосевом приводе передней тележки с управляемыми колесами более благоприятные, чем в задней тележке с неуправ-
107
108
I Рис. 86. Дифференциал свободного хода в межосевом приводе автомобиля 4x4: / — дифференциал; 2 и 3 — валы привода соответственно переднего и заднего мостов
ляемыми колесами. В передней тележке на криволинейных участках забегающим всегда является первый мост. Поэтому, если соответствующая полумуфта отключилась, то она устойчиво находится в этом состоянии до конца участка. В дифференциале задней тележки обе полумуфты попеременно отключаются и включаются в зависимости от неровностей дороги. Поэтому механизмы в задней тележке находятся в менее благоприятных условиях. При небольшом числе отказов в целом большинство их приходится на межосевой привод задней тележки. Следует отметить, что все эти явления в большей степени выражены при движении по дорогам с твердым покрытием и в малой степени — по бездорожью. Неустойчивое выключение и включение полумуфт межосевого привода ведущей тележки с неуправляемыми мостами, т. е. весьма малое И кратковременное забегание одного или другого моста, позволяет сделать вывод о возможности и целесообразности замены в межосевом приводе дифференциала свободного хода блокированной связью.
Применение дифференциала свободного хода в межосевом приводе машин типа 4X4 между управляемым и неуправляемым ведущим мостами (рис. 86) показывает, что механизм работает тем надежней, чем меньше у него операций выключения и включения лолумуфт.
Специфика работы межрсевого привода ведет к частым отключениям и включениям полумуфты. Во избежание этого вводят так
109
называемое конструктивное кинематическое несоответствие межл\ линейными расчетными скоростями двух мостов. В этом случа> при движении по дорогам с твердым покрытием один мост (к;н правило, передний) устойчиво отключается. И только при движ, нии по бездорожью, когда имеет место частичное буксование ко лес заднего моста, передний мост включается.
Наблюдения и опыт показывают, что важнейшим условием пр< дотвращения самовыключения полум|уфт под большой нагрузкой является строгая перпендикулярность боковых поверхностей пря мобочных зубьев полумуфт и ведущей муфты относительно дели тельной плоскости зубьев. Однако иногда после нарезки зубьеп особенно недостаточно острым режущим инструментом, наблюди ется, хотя и незначительное, но все-таки уловимое мерительным инструментом сужение зубьев к вершине. Для предотвращения этого на некоторых заводах в технологическом процессе предусмат ривают поднутрение у основания зубьев.
В ходе испытания колесных машин отмечались и такие явле ния. В зимних условиях, при температуре воздуха минус 15° и ни же и безгаражном хранении при первом трогании машины с мес та и повороте наружная полумуфта отключалась, а затем вклю чалась не сразу (только после нескольких метров движения). Этг явление объясняется тем, что сопротивление, оказываемое застыв шим маслом полумуфте, не сразу преодолевалось силой пружины
Обобщая материалы по дифференциалам свободного хода, мож но сделать вывод о достаточной их надежности, существенном улучшении эксплуатационных свойств машин и целесообразности их применения главным образом в межколесном приводе ведущих-мостов многоприводных машин, работающих в значительной степени вне дорог.
Кроме рассмотренных выше дифференциалов свободного хода (зубчатых муфт свободного хода) в технике применялись и в ограниченном количестве применяются и в настоящее время роликовые муфты свободного хода. Так, на тракторах МТЗ-82 4X4 для автоматического отключения и включения вспомогательного (переднего) моста применена односторонняя роликовая муфта свободного хода; кинематическое несоответствие между мостами составляет 5,5%. При движении задним ходом и буксовании колес заднего моста до величины кинематического несоответствия (5,5 %) роликовая муфта блокирует привод. При этом на колесах заднего моста касательная сила тяги положительная, а на колесах вспомогательного переднего моста — отрицательная. В этом случае имеет место явление, которое принято называть циркуляцией циркуляционной мощности. При достижении коэффициентом буксования колес основного моста значения кинематического несоответствия или превышения его вспомогательный мост отключается, и трактор движется только за счет работы основного моста. Таким образом, при использовании односторонней муфты свободного хода при движении машины задним ходом не удается получить тех свойств, которые муфта обеспечивает при движении вперед.
НО
I
Для получения тех же положительных свойств, при движении |ины задним ходом, иногда применяют две роликовые муфты: V для движения вперед, другую для движения назад. Включение боту той или иной муфты осуществляется с помощью системы |агов и тяг при переключении рычага коробки передач в поло-1ие переднего или заднего хода.
ВЛИЯНИЕ СХЕМЫ ПРИВОДА К ВЕДУЩИМ КОЛЕСАМ НА ТЯГОВЫЕ СВОЙСТВА КОЛЕСНЫХ МАШИН
>вая характеристика колеса
1ШИНЫ ТОБОЙ
Для оценки потерь мощности в движителе колесной1 необходимо знать тяговые характеристики ее колес. Под характеристикой колеса подразумеваем функциональную» )сть между моментом Мк, приложенным к валу колеса (или соответствующей касательной силой тяги колеса), и радиусом |го качения (или коэффициентом буксования).
Под действием приложенного к колесу крутящего момента Мк Происходит тангенциальная деформация шины и грунта, в результате чего изменяется радиус качения колеса гк. Вначале радиус качения уменьшается примерно пропорционально моменту, приложенному к колесу. При больших моментах радиус качения изменяется нелинейно.
Между радиусом качения гк и моментом Мк на линейном участке существует следующая зависимость [25J: f к —Г кО Кк-М к,
(76)
'де Гко — радиус качения колеса в ведомом режиме при AfK=O; 1к—коэффициент тангенциальной эластичности колеса.
На дороге с жестким покрытием коэффициент Лк зависит лишь гг механических свойств шины, а на деформируемых грунтах на щачение Хк оказывают влияние и механические свойства грунта.
Совместное решение уравнений статики и мощностного балан-№ колеса позволяет получить зависимость
MK/rKD=Px+Pf,	(77)
де Рх — продольная сила колеса; Р{ — сила сопротивления каче-ию колеса.
Подставив выражение (77) для Мк в уравнение (76) и обозначив ук=А,кгко, получим
г к = г ко—(Px + Pf).
Радиус качения колеса при Рх = 0, равный гк0—yKPf, называет-;я радиусом свободного качения гкс.
111
После дальнейшего преобразования формулы (76) имеем
Гк = Гкс—ТкРх-	(78)
Уравнение (78) является линейным преобразованием уравне ния (76) и широко используется. Однако уравнение (76) предпоч тительнее, так как радиус качения колеса в ведомом режиме мож но определить простым и точным кинематическим методом. Левая часть равенства (77) называется касательной силой тяги [24] и обозначается ее символом Рк- Если изменение радиуса качения колеса в результате тангенциальной деформации шины и грунта оценить коэффициентом буксования 6=1—гк/гк0) то можно преобразовать уравнение (76) к следующему виду:
Рк=б/Хк=Кб,	(79)
где Л—коэффициент пропорциональности (коэффициент тангенциальной жесткости колеса).
Представим коэффициент буксования колеса в виде двух составляющих, т. е. б = бш+бг, где бш — коэффициент буксования вследствие деформации шины; бг — коэффициент буксования вследствие сдвига грунта.
Тогда для линейного участка зависимости Pk = jPk(6) из уравнения (79) получим
К=Р«/ (бш+бг) = [ (1/Кш) + (1/К.) ]-> =
= КшКг/(Кш+Кг),
где Кш — тангенциальная жесткость шины; Кг— тангенциальная жесткость колеса, обусловленная сопротивлением грунта сдвигу.
Следовательно, коэффициент К является эквивалентной тангенциальной жесткостью шины и грунта в контакте его с колесом.
При движении колеса по жесткой опорной поверхности (асфальтобетонное покрытие дороги) коэффициент тангенциальной жесткости колеса К определяется лишь тангенциальной жесткостью шины: К=Кш.
Коэффициенты пропорциональности ук и Хк в этом случае также зависят лишь от эластичности шины, т. е. ук=уш и %к=21ш.
Экспериментальные данные по коэффициентам уш и 7Ш приведены в литературе. Однако для большинства шин такие сведения отсутствуют. Поэтому представляет интерес возможность получения теоретической связи коэффициента уш с длиной контакта 2а и нормальной нагрузкой GK [10]. Если эпюра нормальных давлений в контакте шины с дорогой имеет форму равнобедренной трапеции с отношением оснований, равным 0,8, то уш = 0,42а/бк. Преобразуем это выражение, учитывая, что уш=0,5£/Кш,а£к VDh^ , где D— наружный диаметр, шины; fto— прогиб шины.
Тогда
Кш/Ск=1,2у£>/й0.
112
5 Зак. 1251

диагональных вычисленные
Рис. 87. Тяговая характеристика колеса (шиной 13,6/?38)
Z — дорога с бетонным покрытием; 2 — поле, подготовленное под посев; ------расчетные данные; -------- — экспериментальные
Для обычных н значения К.ш, данной формуле, близки к эк-риментальным. Из формулы но, что отношение Km/GK об-
тно пропорционально корню адратному из значения относи-ьного прогиба шины. Широ-Копрофильные шины и шины с адиальным кордом обладают ольшей, примерно в 2 раза, тан-
енциальной жесткостью, чем иагональные шины при том же носительном прогибе. Поэтому ля широкопрофильных шин и ин с радиальным кордом
Кш/Ок=2,4УП7^
Пропорциональность между
касательной силой тяги и коэффициентом буксования сохраняется до некоторого значения коэффициента буксования бх, который называют характеристичес
ким. Если б>бх, то зависимостьРк от б становится нелинейной и для этого участка необходимо подобрать нелинейную функцию. Если предположить равномерное распределение нормального давления по длине контакта, то такую нелинейную функцию можно выбрать в виде
Pk = <pGk(1—0,5бх/б).
Однако удобнее пользоваться единой зависимостью, которая при 6<бх была бы близка к линейной Такое свойство имеет, например, уравнение удельной касательной силы тяги, полученное на основании теоретических положений работы [7]:
в,
2|6|
2 | С | бх
(80)
где <pp=Pk/Gk; 6x=0,568<pGK/JC
Численные значения параметров <р и &х необходимо определять экспериментально. Рис. 87 позволяет сравнить результаты расчетов по формуле (80) с экспериментальными данными. Для сравнения исследована шина 13.6R38 при внутреннем давлении воздуха 100 кПа. Лучшее совпадение опытных и расчетных данных обеспечивается для тяговой характеристики колеса при движении машины по деформируемому грунту.
113
Потери мощности на буксование при линейной зависимости между силой тяги и буксованием колес
При разработке машины с блокированным межосевым приво дом необходимо предусмотреть синхронность линейных теоретических скоростей ведущих колес при прямолинейном движении, т. е.
V1=V2=...= V1=...= V„=
= (01Г1 = Ш2Г2 = ... = й)<Л... =
= <ОпГл = ЮрГ 1/Щ = (ОрГ2/U2 —
—... = (ОрГ </П( =... = (ОрГ л/Нд,
где (оР — угловая скорость вала раздаточной коробки; т— передаточное число трансмиссии от раздаточной коробки до колес /-го моста; V», со; и — соответственно линейная теоретическая скорость, угловая скорость и радиус качения колес в ведомом режиме t-ro моста.
При этом
Г/ = 2гк0/Гк0Дгк01 + Гкос),
где гкос и гко; — радиусы качения в ведомом режиме левого и правого колес моста.
Тогда условие согласования линейных скоростей центров мостов Г1/И1 = Г2/«2 = ... = Г4/Щ.
Для двухосной машины это выражение преобразуется к виду
ЩГ2 = Ц2П.
Для получения автоматического отключения (на хороших дорогах) и включения (на бездорожьи) переднего ведущего управляемого моста вводят искусственное конструктивное рассогласование скоростей, а именно:
для двухосных машин
Vi<V2;
для трехосных машин
Vi<V2=|Z3.
Такое рассогласование для двухосной машины оценивается коэффициентом кинематического несоответствия
/Пн = (V2— Vl)/V2= (Н|Г2—«2Г1)/«1Г2.
Если Г1 = г2, то
т„= («I—м2)/«ь
Обычно коэффициент тн=0,07, или 7 %. В тракторе «Беларусь» тн=5,5 %. В таких машинах при движении по бездорожью и мест-
114
сти при некоторой тяговой нагрузке за счет частичного буксова-я колес заднего моста происходит автоматическое включение пе-днего моста. При дальнейшем увеличении тяговой нагрузки наб-щается частичное буксование обоих мостов, причем коэффици-нт буксования заднего моста всегда больше коэффициента бук-ования переднего моста на тн.
Под частичным буксованием ведущих мостов (в отличие от Полного буксования) понимают частичную потерю скорости V& за Счет тангенциальной деформации шин (или шин и грунта) под действием тяговой нагрузки. Коэффициенты буксования колес переднего и заднего мостов
62=Ve2/V2=(V2-t/)/V2,
Где Vi, V2 и U— скорости движения соответственно теоретические (первого и второго мостов) и действительная.
При наличии кинематического несоответствия
61 = (б2 /Пн)/ ( 1	^н) »
ИЛИ	,
61=б2—тн+б] тн.
Пренебрегая последним членом как величиной второго порядка малости, можно записать
61 = 6-2—тк.
Между коэффициентом буксования б и касательной силой тяги колеса Рк существует зависимость, в большинстве случаев близкая к линейной. Например, такая зависимость наблюдается при движении машин по дорогам с твердым покрытием и обусловлена тангенциальной деформацией шин. Многочисленные опыты показали, что при движении тракторов средней и большой мощности (Т-150К, К-700/701) по местности с различной плотности грунта эта зависимость также близка к линейной и определяется тангенциальной деформацией шин и грунта. Выраженная нелинейность отмечается для тракторов относительно малой мощности («Беларусь»), особенно при повышенных тяговых нагрузках в полевых условиях.
Расмотрим случай, когда связь между Рк и 6 можно аппроксимировать линейной зависимостью. Тогда
Рк = Кб,
где К—коэффициент тангенциальной жесткости шины или шины и грунта для одиночного колеса. Если эта зависимость относится к мосту, т. е. к двум колесам, то К в 2 раза больше.
Тангенциальные деформации как шин, так и грунта обусловливают потери скорости движения. Это позволяет рассматривать их как единое явление и оценивать коэффициентом К, получаемым из экспериментальных зависимостей Рк от 6.
5* 115
Коэффициент тангенциальной жесткости шины К. (или шины грунта) представляет собой обратную коэффициенту тангенциал! ной эластичности шины 2.к величину. Между ними существует еле дующая зависимость: К=103Дк при (в мм/Н-м) и К=1О3гкоЛ при ук (в мм/Н).
Коэффициент К зависит от свойств шины, давления воздуха и шине и нормальной нагрузки на колесо, а при движении по грун ту—и от тангенциальной жесткости грунта. Коэффициент К-=const при линейной зависимости между Рк и б.
Кинематическое несоответствие ти не только ведет к перерас пределению тяговой нагрузки между мостами, но и оказывает влия ние на КПД колесной машины, а следовательно, и на эксплуата ционный расход топлива.
В теории колесных тяговых машин основным показателем экономичности является тяговый КПД
Т]Т = Т]мТ]Лв,
где т]м—коэффициент полезного действия трансмиссии; ц/— коэффициент полезного действия, отражающий потери мощности на преодоление сил сопротивления движению; т]а —коэффициент полезного действия, отражающий потери мощности на буксование колес.
Коэффициенты т]м и т)/ практически не зависят от распределения тяговой нагрузки по ведущим мостам, а коэффициент т]5 зависит.
Для машин с одним ведущим мостом
Т]в=1—б.
Коэффициент б при движении машин по усовершенствованным дорогам с твердым покрытием достигает 6—8 % за счет тангенциальной деформации шин и 20—25 % — при работе в полевых условиях и на грунтах.
Для машин с двумя ведущими мостами КПД
Пб=1-(^1'+^2)/^к,	(81)
где NK — мощность, подводимая к ведущим колесам; Not и А^аг — мощности, теряемые на буксование соответственно первым и вторым мостами.
Опеределим составляющие этого уравнения:
NK=P Ki V1 + PK2V2=K.6iVi + K262V2;
А^б1 = К1б1 Каь Л^2=К2б2К«2.
Известно, что
К1 = С/+Кв1 и V2=U+V62, а также
Vi=£7(l-6i); К2=С//(1-б2).
Приравняв правые части этих выражений, имеем
Vai = 1/61/(1-61) н КС2=(/б2/(1-б2).
116
Используя приведенные зависимости, формулу (81) можно при-ГГИ к виду
= 1 _ к^и-б^+к^д-б,)	,82)
46 КА (1-^) +КА (1-61)'	( '
Полученная формула позволяет определить цс для машины [вумя ведущими мостами с любым межосевым приводом при не-цнаковых тяговых нагрузках и неравной тангенциальной жест-ггн шин и грунта, т. е. при Kit^K2. Коэффициенты К, и К2 опре-1яются экспериментальным путем. Для определения т)е необ-1имо знать 61 и б2. , Рассмотрим машину с дифференциальным межосевым приво-и. Соотношение сил тяги двух мостов характеризуется зависи-стью
Рк2 = ^дРкЬ
ммарная сила тяги
Рх = Рк1 + Рк2 = Рк1 (1 + «д),
суда
РК1 = Рх[1/(1+ид)] И Рк2 = Рх[ид/(1+ыд)]
И
61 = Рх/К1 (1 + ид) И 62 = PeUa/^U+^д)-
Подставив значения {ц и б2 в формулу (82), получим ^2 (идК1 + Кд) —
(83)
’’в-1 KiK^l+^-P^fKj+KJ*
Формула характеризует зависимость t] ь от общей тяговой нагрузки Р s, ее распределения по мостам «д и от сцепных свойств [колес с грунтом первого и второго мостов. При Ki=K2=K, т. е. при одинаковых колесах и равной нормальной нагрузке мостов,
,	Р£К(1 + ^)-фд
Пб-1 ка(1+и^-2Р^илК'
Для машин с симметричным межосевым дифференциалом («д= "=1), когда оба моста имеют одинаковые тяговые усилия (Ki =
(84)
’	т]6=1-(2РгК-Р22)/(4№-
j	—2Р2К) = 1—0,5Ps/K.
I При симметричном дифференциале, но неодинаковых сцепных ус-
F ловиях, когда мосты имеют одинаковую тяговую нагрузку, a Kj=# | К2,
, РХ(К1 + К2)-Р1 Че-1 Ы^г-РМ + К»)
(85)
117
Формула в таком виде справедлива и для определения КПД бук сования отдельного моста с дифференциальным приводом межд\ колесами, когда коэффициенты буксования правого и левого ко лес различны (общий случай). В этом случае Ki и К2 должны быть заменены на К' и К"-—коэффициенты тангенциальной жест кости соответственно для правого и левого колес, а суммарная си ла тяги заменена на касательную силу тяги моста.
Определим 61 и 62 для блокированного межосевого привода:
Ps = P кг+Р К2 = К|61 + К2б2 = (Ki + K2)6i + K2/Mh.
Тогда
61=(Ре-К2шн)/(К, + К2)
и
f>2= (Ps + Kim») / (Ki + K2).
Введем понятие коэффициент пр распределения тяговых сил по мостам при блокированном приводе, соответствующий ид при дифференциальном приводе:
и	Мрх + *1тН) и
р Ры КД Кг(Р^-Кгтн) д’
при Ki = K2=K
«р= (Ps + Km„)/(PS—Ктк) = ид.
Определим, при каком распределении тяговой нагрузки между двумя ведущими мостами будет максимальный т|в • Взяв первую производную от т]в по ид из выражения (83) и приравняв полученное выражение нулю, находим, что наибольшее значение т]б будет при «д = К2/Кь Так как ид=Рд2/РК\, то
Рк2/Рк1 = К2/ Ki,
или
Рк2/К2 = Рк1/К1 = 61 = б2 = б.
Отсюда следует, что необходимым условием минимума потери мощности является равенство коэффициентов буксования обоих мостов.
Расчетная зависимость т]в от распределения тягового усилия по мостам при дифференциальном межосевом приводе приведена на рис. 88. Расчет выполнен по формуле (84) для машины с параметрами, близкими к параметрам тягача МоЛЗ-542. Масса тягача 18 т. Масса поезда 40 т; коэффициент К одинаков для обоих мостов. Кривая / соответствует движению по асфальтобетонной дороге: К=500 кН, f=0,02, а кривая 2—движению по грунту средней плотности: К = 300 кН, f=0,05. Из графика видно, что т]в имеет наибольшее значение при равном распределении тягового усилия по мостам и наименьшее — при нд = 0 и нц=оо, т. е. когда ве-
118
Il
0,986
96
0,990
099
0	0,25	0,5
с. 88. Зависимость КПД т]6 от 1Л
с. 89. Зависимость 1]е от силы тяги
и различных значениях гпп:
В — при /пн, равном соответственно 0,02; 04; 0,06; 0,08; 0,1; 0,12; 0.14 н 0,16
передний или задний. Снижение
Г
щим является только один мост,
при переходе на один ведущий мост особенно ощутимо при дви-ении по грунтам.
Расчетная зависимость т]в от общей силы тяги Ps для случая блокированного межосевого привода применительно к машине с параметрами, близкими к параметрам трактора Т-150К класса 3, показана на рис. 89. В качестве расчетных данных приняты: масса трактора 7,8 т; развесовка по мостам равная, что достаточно близко соответствует режиму работы на пахоте. Сцепные условия мостов одинаковые. Коэффициент К, отнесенный к колесам одного моста, принят равным 240 кН. Для расчета принимают тн = 0,02 = [ -5-0,16 с интервалом 0,02. Таким образом,
t 6f (1 —6я) + 6|(1—6i)
' Л /1 __A\jS /1___’
(1 — 6») 4- 6Я(1 —
61= (Pz/2/С)—0,5тн;
I	б2=(Р±//2К)+0,5шн.
| Прямая АВ соответствует движению с двумя ведущими мостами г при тн=0, когда 61 = 62=6 = ^2 /2К. Прямая АС соответствует I движению с одним ведущим мостом, когда 6 = Рх /К, кривые 1— I 8~ движению трактора с блокированным межосевым приводом I при работающих обоих мостах и наличии кинематического несо-I ответствия. Точки пересечения кривых с прямой АС соответствуют Г случаям, когда тяговое (усилие переднего (отстающего) моста равно нулю. Левые ветви кривых от прямой АС характеризуют случаи, когда коэффициент буксования и тяговое усилие переднего моста
119

отрицательны, а заднего — положительны. Правые ветви соотве! ствуют положительным значениям коэффициентов буксования и тягового усилия обоих мостов.
С ростом тяговой нагрузки правые ветви кривых асимптотике ски приближаются к прямой АВ. Если при одном работающем мо. те или двух работающих мостах при niH=0 с уменьшением Р КПД растет и при Рц-^-О цв ->-1, то при наличии ^кинематического несоответствия на участках малых нагрузок т] в уменьшается и при Рх->-0 т]в также стремится к нулю. При Рх ->0 буксованш не исчезает при этом остаются потери на буксование. Ветви кривых ниже прямой АС соответствует режиму движения, когда в системе привода имеет место так называемая циркуляция па разитной мощности.
Циркуляцию паразитной мощности можно устранить, если ус тановить муфту свободного хода, автоматически отключающую передний мост. Тогда кривая т]в будет проходить (например, при тн = 0,1) по ДСЬ и далее по CiB(. Эту закономерность можно проследить и при других значениях шн.
Затраты мощности на буксование при работе двух мостов (/пн=0) меньше, чем при работе с одним ведущим мостом. Поэтому в машинах с дифференциальным межосевым приводом при любых дорожных условиях нет необходимости отключить один мост.
Чем больше коэффициент кинематического несоответствия тн, тем больше потери мощности на буксование. С этой точки зрения следует стремиться к меньшим значениям конструктивного mH. С другой стороны, для получения достаточно «чистого» отключения переднего моста тн не должно быть очень малым. На некоторых тракторах при работе на транспорте с задними навесными машинами и орудиями отмечалось уменьшение кинематического несоответствия при изменении радиусов качения, что снижало «чистоту» отключения переднего моста. Экспериментально установлено, что наиболее целесообразные значения конструктивного кинематического несоответствия можно считать равными 5—8 %.
' | Большинство машин с блокированным межосевым приводом конструктивного кинематического несоответствия не имеют. Несмотря на расчетное согласование теоретических скоростей мостов, при движении машины с блокированным приводом отмечается некоторое рассогласование скоростей за счет различных конструктивных и эксплуатационных факторов. Например, вследствие допуска на изготовление шин коэффициент кинематического несоответствия составляет 1,5—2 %, в результате неодинакового давления воздуха в шинах 1—1,5 %, а вследствие неодинаковой нормальной нагрузки на шины 1—1,5%. Динамические вертикальные нагрузки на отдельных осях в 1—2 раза превышают статическую нагрузку. Это приводит к возникновению межосевого кинематического несоответствия, которое составляет 4—5 %. Межосевое кинематическое несоответствие при движении автомобиля на повороте с минимальным радиусом составляет 25—30 % и более.
-J Наличие кинематического несоответствия при блокированном
120
к. 90. Потери мощности на буксо-(щие автомобиля МАЗ-505:
дорога с асфальтовым покрытием;
'•—грунтовая дорога
Рис. 91. Потери мощности Mg в зависимости от схемы привода:
/ — блокированного; 2 — дифференциального
путем — при определении экс-Например, при определении
риводе установлено и косвенным Ируатационного расхода топлива.
Расхода топлива автомобиля МАЗ-501 4X4 на дороге с твердым Открытием в трех случаях (межосевой привод блокирован, меж-Ксевой привод дифференциальный и движение происходит с одним Идущим мостом — передний мост отключен) наименьший расход утплива отмечался при использовании дифференциального приво-Ка. При блокированном приводе расход топлива на 8,5—12 %, а Кри работе с одним задним ведущим мостом—на 5—8 % больше. IПри испытании трехосного автомобиля «Урал-375» (6X6) на до-грогах с твердым покрытием при блокированном приводе трех мос-Гтов расход топлива оказался на 8,7—12,5 °/о выше, чем при дифференциальном приводе. Применение межосевого дифференциала только в задней тележке снизило расход топлива на 6,6 %.
f Расчет г]с для различных дорожно-почвенных условий покапывает, что при малых значениях тп потери мощности на буксование больше при движении на мягких грунтах. С увеличением KzH потери мощности возрастают на дорогах с твердым покрытием. Кто хорошо видно на графике (рис. 90), построенном по расчетным данным для автомобиля МАЗ-505 4X4.
	При движении на участках дорог с неодинаковыми сцепными условиями, т. е. с разными значениями коэффициентов тангенциальной жесткости грунта К\ и К.2, потери мощности больше при дифференциальном приводе по причине неодинаковых буксований Колес. На рис. 91 показано изменение N f, для дифференциального и блокированного межосевого приводов при постоянном А2=
	500 кН и изменяемом К\ в диапазоне от 100 до 500 кН примени-Вгельно к трактору Т-150 К при постоянном тяговом усилии 1=30 кН.
i Приведенные исследования показывают, что при стабильных сцеп-1ных условиях, когда распределение тяги между мостами uv=K.2/Ki, I наименьшие потери мощности на буксование будут при дифферен-[ циальном приводе. Это отмечается при движении машины по доро-LI	121
а.
гам с усовершенствованным покрытием или по ровной местно. । t В этом случае ир определяется передаточным числом межоссиш' дифференциала «д, равным распределению массы машины по М". там. Этому, как указывалось выше, соответствуют равные коэфф  циенты буксования ведущих колес.
При нестабильных сцепных условиях, т. е. изменяющихся зп.1 чениях Ki и К2, меньшие потери мощности наблюдаются при б »• кированном приводе, так как в этом случае обеспечивается paiu п ство буксований ведущих колес. Самоблокирующиеся диффер< и циалы в подавляющем большинстве случаев внедорожных условии работают как блокированный привод. Поэтому, как и при блоки]> ванном приводе, они обеспечивают достаточно малые потери мош ности на буксование. В то же время в отличие от жесткого блоги рованного привода самоблокирующиеся дифференциалы обеспечн вают достаточно удовлетворительные условия поворота машин Так как при коэффициенте блокировки А’д = 3-ь4 в большинстш случаев внедорожных условий привод работает как блокирован ный, то и проходимость колесных машин, оборудованных блоки рующнмися дифференциалами, близка к проходимости машин t блокированным приводом.
Тяговые свойства многоосной машины с блокированным межосевым приводом
При прямолинейном движении и блокированном межосевом приводе отмечается кинематическое рассогласование между ра. четными (теоретическими) линейными скоростями ведущих мостов Кинематическое рассогласование (несоответствие) влияет на на грузочный режим мостов и, что особенно важно,— на КПД движп теля, т. е. на эксплуатационный расход топлива. Если известно кн нематическое несоответствие, то расчетным путем можно опреде лить и КПД машины.
В машинах типа 4x4 кинематическое рассогласование скорое тей мостов оценивается коэффициентом кинематического несоотве-i ствия mHj представляющим собой отношение разности теоретиче ских скоростей двух мостов к теоретической скорости одного и i мостов. Однако при переходе к машинам с тремя, четырьмя и боль шим числом ведущих мостов использование этого метода становт ся затруднительным. Возникает проблема в оценке кинематическо го рассогласования мостов и определении КПД движителя.
Можно принимать один ведущий мост за базовый и находить кинематическое несоответствие между базовым и каждым из пос ледующих мостов [2]. Этот метод обеспечивает правильное реше ние задачи, но не очень удобен, так как путь решения задачи не однозначен (расчетчик может принимать за базовый любой мост).
Представляется целесообразным поиск такого параметра, ко торый был бы единым для любого моста. Тогда, сравнивая этот параметр с параметром, присущим только данному мосту, можно оценить особенность каждого моста. Таким общим параметром 122
ксех мостов может быть единая теоретическая скорость маши-»-уа. Разность между скоростью Ua и теоретической скоростью погр моста и определит кинематическое несоответствие i-ro Та. Такой метод расчета одинаково пригоден как при линейной, и при нелинейной зависимости между 6 и Рк.
Рассмотрим эквивалентную схему колесной машины, в которой колеса каждого моста с межколесным дифференциальным Иводом заменены одним условным средним колесом с радиусом чения г,.
Примем 17а = (йрГао, где <оР—угловая скорость вала раздаточной робки; га0 — приведенный к валу раздаточной коробки обобщен-й радиус качения машины в ведомом режиме (буксирование), аываемый расчетным.
Действительная скорость машины U меньше расчетной Ua по ричине тяговой нагрузки и буксования движителя. Обозначим эту Гносительную потерю скорости коэффициентом буксования. Тогда
U = Uа ( 1-ба) = (ВрГа0 ( 1 ба) .
Так как мосты колесной машины связаны жесткой рамой, дейст-ительные скорости мостов и машины равны между собой, т. е.
Ц(1- б.) = б/а(1—ба),
Где vi — теоретическая скорость условного среднего колеса i-ro моста; б> — коэффициент буксования условного среднего колеса (-го моста, откуда
б<=1-(С7а/К) (1-ба) = 1-Га(«,/п) (1-ба).	(86)
Из этой формулы видно, что при ба = 0 и	справедливо
равенство пгн> = 1—га0(н,/гг), которое назовем коэффициентом кинематического несоответствия (или просто кинематическим несоответствием) i-ro моста.
Подставив тП1 в уравнение (86), получим
б.= 1—(1—mHi)(l—ба).	(87)
{качение гао найдем исходя из следующих соображений. Обычно коэффициент mHi мал. Поэтому касательные силы тяги РК1- на колеях моста, возникающие при буксировке машины, пропорциональна mHj т. е.
РК1 =	= Ki (1 - Гао М ,	(88)
к П 7
где Ki — тангенс угла наклона начального линейного участка тя-[говой характеристики PK> = PKi(6i) i-ro моста.
Сумма моментов колес, приведенных к валу раздаточной короб-; Ки при буксировке трактора, равна нулю, т. е.
S РW,i/u<=0.
1—1
Подставляя в это уравнение значение PKi из равенства (88) и ре-
123
шая его относительно гао, получаем
/
Га0=(2К<Г</«.)(2К1)-1. 1=1 1=1 /
Для машины с шинами одинаковых типоразмеров передаточньи числа от вала раздаточной коробки к ведущим колесам обычп > одинаковы. В этом случае можно найти обобщеный радиус кач< ния машины в ведомом режиме, приведенный к валу колеса [18]
ra0=(2Kn)(2^)-1. i=i i=i
Вычислив значения гао и mHi, задавшись значением ба, по формул< (85) определим б<. Затем, используя аналитические зависимости Рк1=Рк1(б1), найдем касательные силы тяги каждого моста.
При движении машины потери мощности на буксование
ЛГв=2Рк<КД,	(89)
а КПД, характеризующий эти потери,
П6- 1	Д,	1 Ркг^(1-6г) _ 1=1		(90)
	Nk	п	’ 2 pvtVi i=i	
где — мощность, подведенная к ведущим колесам.
Подставим выражения для V, и б, в уравнения (89) и (90). Тогда
N| = (ОрГаО(1-ба) 2 Рк
1=1
Лв = Гао ( 1— ба) 2 Рк 1/ [ 2 Рк t (rt/ut) ] . 1=1	1=1
В случае линейной зависимости между касательной силой тяги и буксованием
Рк<=КД=К1-К((1-тнг) (1-- ба).
Значение ба можно найти, приравняв нулю сумму проекций на продольную ось всех касательных сил тяги и сил сопротивления движению, т. е.
2	S К. (1 —s) (1—ба) —= 0,
/=1 1=1
где Fx —сумма проекций на продольную ось машины сил сопротивления движению, включая силу тяги на крюке.
124
решая это уравнение отно-гтельно 6а 121], получаем
2 Kt (i - mHI) 4=1
Если для заданных условий ксплуатации линейная зависимость не удовлетворяет требуемой точности, то можно выполнять расчет, задаваясь сначала значением да. Вычислив
Рис. 92. Зависимость тягового КПД и коэффициента буксования от усилия на крюке трактора:
------—4X4; ------ 6x6
дтем д; и подставив его значение в формулу, описывающую нелинейную зависимость Рк<=Рк»(д»), можно определить РК1.
Для характеристики эффективности тяговых внедорожных машин используют тяговый КПД т]т, который определяется как отношение мощности на крюке NKp к мощности, развиваемой двигателем Ne, т. е.
Т]т = Мкр/Мв=[^а(1-да)Ркр]/Мв,	(91)
где Ркр — усилие на крюке.
Мощность, развиваемая двигателем при заданном усилии на крюке,
^ = —« = sgnPHO	(92)
Т1ип и*
где т)Кп — КПД передачи от двигателя до раздаточного вала коробки передач или раздаточной коробки; тц — КПД передачи от раздаточного вала до колес t-ro моста.
Подставляя уравнение (91) в выражение (92), получим формулу для тягового КПД
Лср'ао'Пкп	с ч
Чт=-------------О— ба)-
SPK(r£/(UiT)x)
Если известна экспериментальная зависимость удельного расхода топлива от мощности двигателя ge—ge(Ne), то можно определить удельный расход топлива на единицу крюковой мощности, т. е.
^кр = £Ге/т]т.
С использованием полученных зависимостей рассчитаны зависимости тягового КПД и буксования от силы тяги на крюке трак-
125
торов 4X4 и 6X6 (рис. 92). Ниже приведены основные техничесык показатели тракторов.	)
Колесная формула ..................................	4X4 (ахб
Распределение массы по мостам, кг:	/
первому............................................. 2040	2040
второму.........	  3060	2040
третьему............................................. —	3060
Размер шин колес моста:
первого............................................. 16—20	16—20
второго..........._................................. 16.9R38	16—20
третьего............................................. —	16.9R38
Давление воздуха в шинах колес (в МПа) для мостов: первого..................................................... 0,11	0,11
второго................................................. 0,11	0,11
третьего................................................. —	0,11
Радиусы качения колес (в м) в ведомом режиме для мостов:
первого ........................................... 0,507	0,507
второго ........................................... 0,815	0,514
третьего .......................................... —	0,815
Расстояние от заднего моста до управляемого, м: первого........................................... 2,76	4,0
второго............................................ —	2,76
Передаточное число от ведомого вала коробки передач до колес моста: первого.................................................... 14,88	14,88
второго................................................ 22,575	14,88
третьего................................................. —	22,575
Удельная касательная сила тяги i-ro моста <рР, рассчитывалась по формуле (80). Предполагали, что при работе трактора 6x6 подвеска двух передних мостов обеспечивает их одинаковую нормальную нагрузку.
Принятые в расчете значения коэффициентов сцепления <р, сопротивления качению / и характеристического буксования соответствуют стерне легкого суглинка. Для колес с шинами 16—20 /=0,068; <р=0,84; бж=0,15. Для колес с шинами 16.9R38 /=0,058; Ф=0,87; 6ж=0,14.
Рассмотренная методика оценки тягово-сцепных свойств многоосных машин позволяет прогнозировать их экономичность на стадии проектирования.
Тяговые свойства ведущего моста
Тяговое усилие многоприводной машины представляет собой сумму тяговых усилий всех ведущих мостов. Необходимо исследовать факторы, определяющие тяговое усилие каждого моста, причем рассматриваются только факторы, связанные с взаимодействием движителя с опорной поверхностью.
Определим предельные (наибольшие) значения тягового усилия Рк max- При расчете тяговых свойств вновь создаваемой машины следует исходить из равенства нормальных нагрузок колес моста и одинаковых значений коэфициентов сцепления. В этом случае мак-126
1мкпьное тяговое усилие моста не зависит от схемы межколесной 1Я31\и типа привода.
Однако при движении в условиях бездорожья во многих случа-X коэффициенты сцепления колес неодинаковы. Причиной этого I большинстве случаев является физическое состояние поверхности Дороги, )а также степень износа протектора колес, различное давление воздуха в шинах и т. п. Например, при работе машины на Склоне и работе трактора на пахоте, когда одно колесо моста движется в борозде, а другое по невспаханной части поля, нормальные нагрузки колес не равны между собой. На автомобиле такое явление отмечается при смещенном центре тяжести груза.
Определим максимальное тяговое усилие моста в этих условиях при разных схемах межколесного привода. При блокированном приводе тяговое усилие моста наибольшее, т. е.
Рк тах = Ок'ф'+ G/'<p",
где G'K и G"k — нормальные нагрузки колес моста, соответственно минимальная и максимальная; q>' и <р" — коэффициенты сцепления колес с дорогой (почвой) соответственно минимальный и максимальный.
При дифференциальном приводе с симметричным межколесным дифференциалом тяговое усилие наименьшее, т. е.
Рк max — 2GK <р •
При использовании самоблокирующегося дифференциала тяговое усилие занимает промежуточное значение и близко к блокированному или к дифференциальному приводу в зависимости от коэффициента блокировки Л'д. В этом случае
Рктах—GK'(p (1+/Сд).
Пусть ф' = 0,2; <р//=0,8; /Сд=2,5; нормальные нагрузки колес одинаковые. Тогда тяговые усилия мостов при блокированном и дифференциальном приводах и при использовании самоблокирующегося дифференциала будут в отношении, как 1,0:0,4:0,7. Эти отношения определяют проходимость машины с одним ведущим мостом. Если в колесной машине несколько ведущих мостов, то проходимость характеризуется суммарной тяговой силой машины.
Схема межколесного привода влияет не только на экстремальные значения тягового усилия моста, но и на экономичность и производительность машины при любом промежуточном значении касательной силы тяги моста.
Под действием касательной силы тяги колеса возникает тангенциальная деформация шины и грунта. При движении по местности эта деформация в основном обусловлена свойствами грунта (отмечается частичная потеря скорости движения и, следовательно, некоторая потеря мощности). При неодинаковой плотности грунта и, следовательно, неодинаковых коэффициентах тангенциальной жесткости грунта процесс буксования колес зависит от схемы межколесного привода. Положим, что между тяговым усилием
127
моста и буксованием при прямом движении существует линейная зависимость. Рассмотрим КПД т)б для отдельного моста трактора Считаем, что значения коэффициентов тангенциальной жесткости шин и грунта изменяются, но сумма их постоянна.	/
При блокированном приводе суммарная касательная сила тяги ведущего моста	I
рк=+рк"=/сб+=б (кг+к"), откуда
б=Рк/(К'+К").
Коэффициент буксования моста б — постоянная величина, так как и числитель и знаменатель постоянны.
Тогда
т)в=1—6=1— Рк/(К'+К").
Для расчета КПД т]в при дифференциальном межколесном приводе воспользуемся формулой (85), заменив в ней тяговое (усилие машины на тяговое усилие моста Рк, а коэффициенты К\ и К2 мостов на коэффициенты К' и К" колес одного моста.
Самоблокирующийся дифференциал, используемый как межколесный, блокирует колеса при отношении сил тяги колес, меньшем коэффициента блокировки. После срабатывания дифференциала движение машины осуществляется с различными угловыми скоростями колес и различными коэффициентами буксования, но с постоянным отношением касательных сил тяги колес, равным Кд.
В данном случае характерны два режима и два периода работы межколесного привода: первый режим — блокированный, совпадающий с обычным блокированным приводом, и второй —дифференциальный, не совпадающий с режимом работы обычного дифференциала. Для определения КПД т]в моста во втором периоде воспользуемся уравнением (83) в несколько измененном виде, а именно:
„ =1-6= 1 Рк№'+К")-Р2кКд в	К'К" (1 + Кд)8 - РкКд (К* + К")
Результаты расчетов для трех видов межколесного привода приведены в табл. 6 и на рис. 93. Точка А соответствует случаю, когда К'=К" и т]« одинаков для всех трех приводов.
При блокированном приводе коэффициент т) в постоянный во всем диапазоне изменения К' и К" (прямая АС) при равных коэффициентах буксования колес. При дифференциальном приводе с нарастанием разницы К' и К" КПД уменьшается (кривая 1) при возрастающей разнице буксований колес. При самоблокирую-щем дифференциале на участке АВ привод действует как блокированный и поэтому КПД остается постоянным. При достижении отношением К"/К/ значения Кд (точка В) дифференциал срабатывает. С возрастанием отношения К" и К' разница буксований колес увеличивается и КПД уменьшается (кривая 2).
128
Та^им образом, при движении во внедо-КН1
Рис. 93. Зависимость КПД не от к' и К"
условиях наименьшие потери мощ-сти н^ буксование, наблюдаются при окированном приводе. Они достаточно ,лы при использовании самоблокирую-!хся дифференциалов. При дифферен-альном приводе потери мощности повы-;нные (табл. 6).
Обычно потери мощности определяют по сплуатационному расходу топлива.
Испытания трактора МТЗ-80 (4x2) при . хоте стерни на глубину 0,22 м показали, jo без блокировки дифференциала левое
олесо, движущееся по стерне, буксует в 1,5—2 раза больше пра-loro колеса. Потеря скорости трактора, обусловленная буксова-ием колес, при номинальной силе тяги составила 30 %. После ключения блокировки дифференциала потери скорости снизилась Р 22%.
Блокировка дифференциала трактора МТЗ-50 (4x2) при рабо-е с плугом позволила снизить расход топлива и повысить произ-Вдительность трактора на 10—16 % • При работе на склоне и оди-аковом буксовании колес сила тяги больше при блокированном риводе по сравнению с дифференциальным на 15—20 % [20].
Самоблокирующийся дифференциал повышенного трения при [алых и средних эксплуатационных нагрузках работает как бло-ированный привод. Испытания трактора МТЗ-82 (4x4) с диффе-енциалом повышенного трения (/Сд=2,6) в переднем мосту пока-али, что при силе тяги на крюке до 10 кН коэффициенты буксо-ания обоих колес одинаковы. При силе тяги на крюке более 10 кН динаковое буксование чередовалось с раздельным буксованием ко-tec. При установке дифференциала с Кд=3,14 взамен дифферен-,иала с /Сд=2,6 буксования колес были одинаковыми во всем диапазоне эксплуатационных крюковых нагрузок. Аналогичные ре-ультаты были получены и при движении по снегу глубиной до. |,2 м. Следовательно, экономичность работы машин с самоблоки->ующимся дифференциалом близка к экономичности работы ма-
Таблица 6
К', кН		Лб					Е		Пб				
		Блокированный привод	• •	дифференциальный Привод	Самоблокирующийся пиДЖогюиПип п	3- 1			Блокирован-ггт-1й nnuomr	t «а	Дифференциальный привод	Самоблокиру-! ющийся диф-	Г *
•150	150	0,95	0,950		0,950		75	225	0,-95		0,924	0,950	
125	175	О',95	0,943		0,950		50	250	0,95		0,895	0,947	
100	200	0,95	0,937		0,950		25	275	0,95		0,794	0,929	
129
/
I
алии с блокированным приводом. Такова характеристика р'абоп.1 ведущего моста при прямолинейном движении и неравных сцеп ных условиях его колес с дорогой.	(
Рассмотрим работу ведущего моста при криволинейном движь нии4 и одинаковых сцепных условиях колес. При дифференциал' ном межколесном приводе силы тяги колес равны, а угловые ск<> рости различны при разных траекториях их движения. При блоки рованном приводе, наоборот, угловые скорости колес равны, а сп лы тяги колес различны. Криволинейное движение осуществляв! «я за счет большего буксования внутреннего колеса. При этом
б'==б[1+В/(2/?)]—В/(2/?);
б"=б(1—В/(2/?)]+В/(2/?).
Так как 6">б', то РК">РК'. Момент, препятствующий пов<> роту,
Мс = 0,5В (Рк ~ Р'к] = 0.5ВК' (б" - б') = 4?- (1 — в) =
= 2^1 (1—6),	(93)
где К' — коэффициент применительно к одному колесу; К—при менительно к мосту в целом (двум колесам).
При установке самоблокир|ующегося дифференциала в первый период его работы (блокированный привод) динамика моста опре деляется выражением (93). Когда Рк"/Р* = КД, дифференциа.1 сработает, и дальнейшее изменение сил тяги колес прекратится Следовательно, прекратится и возрастание момента сопротивления повороту. Этот момент можно определить по формуле
Мс=ВК'б (Кд—1) / (Кд+1) = 0,5В/СРк (Кд— 1) / (Кд+ 1). (94)
При совместном решении выражений (93) и (94) можно найти радиус поворота, при котором срабатывает дифференциал:
7?д=0,5В[(/Сд+1)/(/Сд-1)][(1-б)/б].	(95)
Следовательно, самоблокирующийся дифференциал позволяет улучшить проходимость автомобиля, а также ограничить мо мент сопротивления повороту, сохранив удовлетворительную поворачиваемость. Из выражения (95) видно, что радиус Рд зависит не только от Кд, но и от тяговой нагрузки и плотности почвы, т. е. ст 6. Ниже значения б' и б" приведены применительно к ведуще му мосту трактора Т-150К при криволинейном движении по стер не (К=200 кН; при Рк=15 кН).
КД, М б'-10« б". 10* 6'76'
28	24	20	16	12	8
468	422	357	260	95	230
1030	1076	1145	1242	1406	1730
2,2	2,55	3,2	4,78	14,8	—
При использовании дифференциала свободного хода отключе ние наружного колеса произойдет при Яд=11 мм. При всех зна
130
ниях /?д> 11 м наружное колесо не отключится и будет иметь. Бтя А уменьшенную, но положительную касательную силу тяги, го показывает, что дифференциал свободного хода позволяет ис-иючить возможность отрицательного значения силы Рк, отклю-ить наружное колесо лишь при некотором промежуточном значе-|ии Rpj определяемом уравнением (95), а не при входе машины в юворот.
ВЛИЯНИЕ СХЕМЫ ПРИВОДА !	ВЕДУЩИХ КОЛЕС
НА ПОВОРАЧИВАЕМОСТЬ МНОГООСНЫХ МАШИН
Поворачиваемость машин
Г
;	Применение длиннобазных многоосных колесных машин
кроме решения проблемы экономичного использования энергии дви-гателя вызывает необходимость решения задачи вписываемости этих машин в повороты существующей дорожной сети и обеспечения маневренности на местности.
I Полную информацию о поворачиваемости машин можно полу-чить при определении кинематических и силовых параметров, характеризующих процесс поворота.
В данной главе рассматривается методика расчета параметров установившегося поворота машины, в которой в отличие от имею-щихся расчетных методов оценки этих параметров [15, 23] исполь-Взуется другой способ учета нелинейности характеристик колеса.  Он заключается в замене участка кривой в окрестности точки, касательной к ней. Основные положения предлагаемой методики разработаны с учетом влияния на поворачиваемость комбинированных схем привода многоосных машин. В частности принимается во внимание изменение тяговой характеристики и момента сопротивления повороту моста при повороте машины с самоблокирующимся дифференциалом. Изменения тяговой характеристики моста, а также кинематического несоответствия, возникающего в блокированном приводе при повороте колес, учитываются при расчете распределения касательных сил тяги по колесам машины. При определении кинематических параметров предусматривается вычисление коэффициентов буксования колес машины. Это, в свою очередь,, позволяет рассчитать удельную мощность, подводимую к колесам при повороте. Так как удельная мощность зависит от схем управления и привода, будем использовать ее как энергетический показатель поворачиваемости.
Параметры установившегося поворота, рассчитанные при малой Скорости движения, применяют для вычисления оценок маневренности. Маневренность характеризует способность машины к изменению своего положения на ограниченной площадке и в проездах заданной формы и размеров. Одним из ее основных показателей
131
является радиус поворота по следу наружного колеса, наибо;н < удаленного от центра поворота. В расчете кроме указанногр покл зателя применяется коэффициент использования сцепиой рйлы осп 123].
При выводе уравнений кругового движения применена плоская одномассовая расчетная модель машины. Считаем, что каждое и < двух колес моста нагружено одинаковыми нормальными силамt Принимаем также, что оба колеса каждого управляемого моста по вернуты на один и тот же угол. При составлении уравнений двн жения рассматриваются не силы, действующие на каждое из колес а суммарные силы и момент, приложенные к условному колесу ня середине моста.
Кинематика поворота
Рассмотрим кинематику поворота многоосной машины с любым числом мостов. На рис. 94 изображена схема ходовой части маши ны, соответствующая плоской расчетной модели. Принято, что центр масс плоской расчетной модели лежит на ее продольной оси на расстоянии Ь от середины заднего моста. Для удобства иссле дования линейную скорость центра масс разложим на две состав ляющие — поступательную скорость U, направленную вдоль про дольиой оси, и поперечную V. Угловая скорость, характеризующая поворот машины, <n=U/R, где R. — расстояние от мгновенного центра поворота С до продольной оси машины, называемое радиу
Рис. 94. Расчетная схема поворота многоосной машины
132
>м поворота. Проекция точки С на продольную ось машины (по-зс поворота) находится на расстоянии X от середины заднего эста. Это смещение полюса поворота связано с поперечной ско-остыо;ц=(й—Х)(о=(6—X)U/R.
Оба колеса каждого моста заменим одним условным средним олесом. В общем случае считаем, что все колеса управляемые, а гол поворота ai среднего колеса равен среднему углу поворота ко-ес t-го моста.
Примем, что при повороте колес их оси пересекаются в одной очке О на расстоянии Ro от продольной оси машины. Проекция очки О на продольную ось (полюс управления) лежит на расстоя-:ии Хо от середины заднего моста. Тогда
а4=arctg {(/<—Хо)//?о] •	(96)
Точки С и О не совпадают из-за наличия бокового увода колес. ^Поскольку радиус поворота R значительно больше колец колес В, Примем углы поворота и углы увода наружного и внутреннего колес моста равными соответственно углу поворота а, и углу увода ф,- среднего колеса.
Для малых углов увода (-фг< 15°)
ii5i'=tgai-4tJ + co(Zi-—b)]/U или il)i=tgart— (4—X)/R.	(97)
Аналогично введем угол увода машины (угол дрейфа)
qa~v/U=[b—x)/R.	(98)
При определении теоретической скорости движения моста V,-учитывают радиус качения г,- моста в ведомом режиме. Тогда
V<=co(r1=coPr</u/,	(99)
где Wi — средняя угловая скорость колес моста; шР— угловая скорость вала раздаточной коробки; и,—передаточное число от вала раздаточной коробки к колесам i-ro моста.
Разницей в расчетных радиусах колес моста, обусловленной допуском на изготовление шин и возможным неравенством давлений воздуха в шинах, пренебрегаем.
. Поскольку мосты машины связаны жесткой рамой, проекция действительной скорости середины моста на продольную ось машины равна поступательной скорости:
U=(1—Si) cos сч»
(где Si — коэффициент буксования), откуда
6i=l—(U/Vt) secaf,	(100)
или с учетом выражения (99)
б<=1—(uf/n)ra seca(,	(101)
где га — обобщенный радиус качения машины, приведенный к валу раздаточной коробки.
Коэффициент буксования Si для моста с симметричным межколесным дифференциалом может быть выражен через коэффициенты 6/ и bi" буксований соответственно забегающего и отстающего
133
Рис. 95. Схема поворота ведущего моста
колес:
б,-=1—(1—б/) (1—б»")/[1—
—0,5(6/+б/')].
Будем считать трение в межколе. ном симметричном дифференциале и< значительным. Тогда крутящие м<> менты, передаваемые на забегающк и отстающее колеса, всегда равны, л значит равны и касательные силы тя ги, развиваемые на колесах. Неодина ковое буксование колес в этом случа< связано только с перераспределением нормальных реакций. Поскольку рас сматривается движение машины с не большими скоростями, то перераспре деление нормальных реакций незначи
тельно и может не учитываться. Поэтому будем считать, что б/= = 6<"=6i.
Если межколесный дифференциал заблокирован или исполь Зуется самоблокирующийся межколесный дифференциал, то 6/+ =#б",. Из кинематической схемы поворота моста с блокированной связью колес (рис. 95) получим
б1=0,5(б/+б|") = 1— (U/Vt) secci,.
(Ю2)
(103)
Используя зависимости между кинематическими параметрами и ф,- и соответственно между касательной PKt и боковой Рб1 силами, действующими на колеса моста, можно получить дополнительные соотношения между указанными силами и параметрами Р и X, характеризующими поворот машины.
Силы, действующие в плоскости дороги на колеса машины
Силы, действующие в плоскости контакта с дорогой колес i-ro моста, приводятся к боковой Р&{ и продольным силам Рк/ и Рц, приложенным к середине моста, и моменту сопротивления повороту Mei.
Для количественного анализа движения машины необходимы аналитические зависимости, связывающие силы, возникающие в контакте колеса, с кинематическими параметрами ф< и бь Математическая обработка графиков, полученных при экспериментальных измерениях, позволяет получить аналитические выражения характеристик колеса с достаточной точностью.
134
I Зависимость между углом увода ф и боковой силой Р(, колеса шожно считать линейной при малых значениях ф
1	Рб = Куоф,
ГДе Куо— коэффициент сопротивления уводу, соответствующий начальному линейному участку характеристики.
> При качении колеса по дороге с твердым покрытием Куо равен ГСОПрОТИВЛеНИЮ ШИНЫ бОКОВОМу уВОДу Куш.
г Сопротивление шин боковому уводу
KyW=ZyGK-)/D/h0,
[где |у=0,75-5-1,0 для обычных шин; |у= 1,15-5-1,35 для широкопро-фильных шин.
Боковая сила при качении по мягкому грунту определяется уг-’лом бокового увода колеса, сопротивлением шины боковому уводу 1 Куш, сопротивлением сдвигу в контакте колеса с грунтом Кед и [сопротивлением смятия грунта боковой стенки колеи Кем [1]. Ес-I ли колесо создает по отношению к своему диаметру относительно неглубокую колею, то значением Кем можно пренебречь.
Для определения Кед найдем касательное напряжение т, действующее на элементарную площадку контакта на расстоянии х от начала контакта. При очень малом уводе
Т= (Ттах-Х/^т) фед, где тщах — максимальное напряжение сдвига; k, —деформация грунта, соответствующая максимальному напряжению сдвига; фед—угол увода, вызываемый сдвигом грунта.
Боковая сила на площадке контакта длиной 2а и шириной Ьп
2а
Рб=6п^Х=^^-фсд.
о
При равномерном распределении нормального давления по площади контакта
2<ХЬпТтах = фбк.
Тогда
Рб-- ( <Р GrC/&г) фед — Ксдфсд.
Суммарный угол увода колеса, движущегося по мягкому грунту с относительно неглубокой колеей,
ф = Рб (1/Куш + 1/Ксд) =Р б (Куш + Кед)/ (КушКсд) -
Из этого уравнения следует, что коэффициент сопротивления уводу Куо при качении колеса по грунту определяется выражением
ЕГ	КушКод v ft , \Куш 1
Лу0 ~ Куш + Ксд “Душ\ + <рОка )	'
135
Деформация kx зависит от сжимаемости грунтов (kx =0,025 \ для сыпучих песков; kx =0,06 м для глинистых грунтов при макси мальной их уплотненности).
Линейная зависимость боковой силы от угла увода шины сох раняется до Pe=0,3(pGK. Поэтому для решения задач криволиней ного движения колесной машины необходимо пользоваться нели нейной характеристикой. Формула нелинейной характеристики бо кового увода [3] имеет вид гиперболического тангенса. При приня том допущении о равенстве углов увода обоих колес моста полу чим аналогичную зависимость суммарной боковой силы обоих ко лес Ръ1 от угла увода ф>, т. е.
(Ю4)
где КУы — максимальное значение суммарного коэффициента сопротивления боковому уводу обоих колес моста [угловой коэффициент касательной к кривой Poi—Pezfipi) в начале координат].
При выводе уравнений движения машины используется линеаризация функции (104) в окрестности точки (ф/о, Рб/о) [3,4], т. е.
Рб(—Су}-}-Kyttyi,	(105)
где Суг — коэффициент боковой силы; Kyi — коэффициент сопротивления уводу колеса.
Коэффициент сопротивления уводу колеса
/Су< = е« [ дР 6i (ф<о) /^Ф<] •
Коэффициент боковой силы
Cyt—EtP 61 (фю) ^С^1ф|'0>
где е*— поправочный коэффициент, учитывающий влияние силы Pki моста на характеристику его увода.
При определении е» принято допущение о возможности применения эллипса трения к соотношению между боковой и касательной силами. Для ведущего моста с простым симметричным дифференциалом
е«=У1—[/’«/(ФО,)2]’-
Для ведущего моста с самоблокирующимся дифференциалом или с включенной блокировкой дифференциала
ef = 0,5 /1 - [2P;t/(<p(?z)]2 4- 0,5 /1 - [2P^/(<i)Gf)]2 ,
где Р’К1 и Рк/ — касательные силы соответственно наружного и внутреннего колес моста.
При наличии симметричного межколесного дифференциала можно считать равными коэффициенты буксования забегающего и отстающего колес, т. е. б/ = 6/ = Sf. Тогда аналитическая зависимость касательной силы тяги моста Рк/ от б, имеет вид
Pk1-<Pp(6()G1,	(106)
136
rile фр (d.)—эмпирическая зависимость удельного касательного Ьсилия от коэффициента буксования.
[ При выводе уравнений движения используется линеаризованная зависимость [4], т. е.
[	PKi = Cxi + Kxi&i.	(107)
где CXi — коэффициент касательной силы тяги; Kxi— коэффициент рангенциальной жесткости.
t	/С«=йРм(д<о)/<Эдь	(108)
;	С*4=Рк«(б4о)—KxAio,	(109)
рде PKI(6io)—нелинейная зависимость вида (106).
। Если ведущий мост имеет самоблокирующийся дифференциал гили если межколесный дифференциал заблокирован, то
Рк1 = с'хС + C'xi + Кх& + Кх&.	(110)
f Коэффициенты Cxt и Сх/, Kxi и Kxt определяют аналогично по формулам (108) и (109). Только в этом случае в Выражение (106) следует подставлять вместо нормальной нагруз-1'ки на мост Gi нагрузку на колесо Gt = Gt = 0,5Gt, а вместо коэффициента буксования — коэффициент для забегающего колеса или 64 для отстающего колеса.
Сопротивление качению ведомого колеса Pf при движении по ^Твердой опорной поверхности определяется в основном гистерезисом материала шины и оценивается коэффициентом сопротивления качению /ш. Сопротивление качению колеса по мягкому грунту [складывается из сопротивления уплотнению грунта и сопротивления, вызываемого дугообразной волной, которая образуется перед колесом и оценивается коэффициентом сопротивления качению fr. [Необходимо учитывать затраты энергии на гистерезисные потери в материале шины. Коэффициент сопротивления качению коле-fca f=fr+fw. Для ведомого колеса коэффициент f определяется экспериментально по формуле f=Pf/GK. Этот коэффициент можно определить и аналитически [1].
? В рассматриваемой задаче достаточно воспользоваться средники значениями f [11, 12, 24].
Момент сопротивления повороту ведущего моста колесной машины
 Момент сопротивления повороту i-ro моста машины МС1- складывается из стабилизирующего момента колес MCTi и момента Мд,, возникающего вследствие перераспределения касательных сил тяги а колесах моста, из-за внутреннего трения межколесного дифференциала.
В Стабилизирующий момент колес моста
'	Мст4=аш2К„(1— 6<)/(12/?) +0,33aKy^h
137
Рис. 96. Границы режимов работы самоблокирующегося межколесного диффе реициала (Дд=3) на дорогах:
а — с асфальтовым покрытием; б — грунтовых; Г и Z" — блокированный привод соответ ственио на ведущем и тормозном режимах; IV н II" — дифференциальный привод соответственно на ведущем и тормозном режимах
где аш — ширина площадки контакта колеса; а—величина, соответствующая половине длины контакта.
Первая составляющая стабилизирующего момента определяется сносом продольной реакции и быстро уменьшается с ростом коэффициента буксования б,. Вторая составляющая стабилизирующего момента определяется сносом боковой реакции, значение которой при увеличении угла увода -фг- возрастает примерно пропорционально этому углу, достигает максимума, а затем (уменьшается.
Момент определяется разностью касательных сил тяги на колесах моста:
Мм—0,ЪВКмРыСО&а{,	(П1)
где коэффициент /СМ1=(РИ/Л—Рм')1Рщ зависит от условий работы моста. До момента срабатывания межколесного дифференциала коэффициент Км изменяется от —KTi до Kri- Когда разность моментов на полуосях достигнет значения момента трения Мг,, дифференциал разблокируется. Тогда KMi=KriSgn(PKO-
На тяговых и вездеходных транспортных машинах широко используются межколесные дифференциалы повышенного трения (0<Кп <1) и дифференциалы свободного хода, для которых условно Kri=l. Поэтому представляет интерес возможность определе ния области режимов работы самоблокирующегося дифференциа ла.
При принятом условии равенства расчетных радиусов колес моста из плана скоростей имеем
СО о> 1 09 1 т Оэ *	/1121
R 1-о,5(б;+б£)	
138
ic. 97. Границы режимов работы межколесиого дифференциала свободного хона дорогах:
— с асфальтовым покрытием; б — грунтовых; Г и I" — блокированный привод соответ-венно на ведущем и тормозном режимах; 11' и II"— отключены колеса соответственно бегающее и отстающее
Задаваясь значениями PKi, вычислим PKi и PKi, соответст-ующие срабатыванию самоблокирующегося дифференциала:
P’Ki = 0,5 (1 Т Kri) Ркй PKi = 0.5 (1 + KTt) PKi.
Знак минус перед Kri соответствует ведущему режиму работы юста, а знак плюс — тормозному режиму.
Используя зависимость q>p=q>p(6), определим соответствующие начения б/ и б/', при подстановке которых в формулу (112) поучим граничные значения относительной кривизны поворота, разделяющие область изменения Рк,- и B/R на область, в которой оба колеса блокированы, и область, в которой срабатывает дифферен-;иал. Для построения зависимости PKi от B/R, показанной на’ ис. 96, рассматривались параметры ведущего моста автомобиля с аданными тяговыми характеристиками колес при движении по до-оге с асфальтовым покрытием
п о Г1	1—ехР (—48,4 | 61)1
<р„ = 0,8 1--------!—— sgn (о);
р L	48,4 | б | j & \
по грунтовой дороге
<рр- 0,564[1 - ‘.-“^|8|>]58п(6).
Нормальная нагрузка на мост G, = 98 кН. Момент трения меж-юлесного дифференциала Ли = 0,5.
Определим режимы работы межколесного дифференциала сво-одного хода моста с теми же характеристиками колес. Если мост едущий (РК1>0), то при повороте отключается наружное забе-ающее колесо. В момент его отключения б/ = 0, а б("=0,5бг. Из равнения (112)
B/R=6/7(1—0,56/').
139
Если мост работает в тормозном режиме (при торможении ч« рез силовую передачу), т. е. когда Рк«<0, то при повороте отклю чается внутреннее колесо. В момент его отключения (ц" = 0, а б = 0,56/. При этом
5/Р = 6//(1—0,56/).
С использованием заданных тяговых характеристик колеса и । рис. 97 изображены граничные кривые PKi=f (B/R), разделяют! области режимов работы дифференциала свободного хода при in вороте машины на дороге с асфальтовым покрытием и при повор, те на грунтовой дороге.
Распределение касательных сил тяги по ведущим мостам колесной машины
Так как блокированный (полностью или частично) привод . ведущим мостам является основным средством обеспечения прохо димости, целесообразно отдельно рассмотреть вопросы распред'' ления касательных сил тяги по мостам при блокированном прив< де и использования дифференциала свободного хода в качествг межосевого. Пусть каждый мост машины имеет дифференциал! ную связь колес (Кг< = 0). Тогда справедлива линеаризованная за висимость (107) касательной силы тяги моста PKi от коэффициеи та буксования bi. Подставив выражение (101) для 6,- в формул (107), получим
РК1= См+Кхг-Кх,(и</Г1)гй sec щ.	(113)
Определим rB из условия равновесия машины. Проектируя вс, силы, действующие на машину, на продольную ось, имеем
2 (Рк{ cos at—Pft cos at—P6i sin ai)'+rnU2tya/R = 0. z—i
Подставив в это уравнение выражение (113) для PKi и решая его относительно га, получим
га= (2 Кхм/г()~1{ 2 [ (С«+/Сх<) cos а,—
—Pftcos at—PctSin a(] + mLP^>a/R}.	(114)
Подставим в формулы (101) и (ИЗ) выражение (114). После преобразований
(иг/г£)Ьеса£
У, Kxi (Utlri)
г=1
d Г  if	^xi^ilrt) sec at
^Kl — ^xl I ^xi ~
У Kxl (Utlrt)
п
2(Cxf +/eicosa,;
6, = 1
^(Crf + K-Jcosa, —Ex , _i=i
140
п
Fx= S (Pf4cos а4+Рб{ sin а{)—tnU\a/R.
f=i
IB многоосных машинах, как правило, используются колеса од-р размера. Поэтому, если не предусмотрена установка в меж-|вой привод обгонных муфт, передачи от раздаточной коробки рлесам мостов выполняют с равными передаточными числами )e=u2=... = un). Пренебрегая возможным отклонением размеров
В от номинальных, считаем, что г1 = г2...=гп. Тогда неравенство Ксований б, мостов и связанное с ним неравенство касательных И тяги wax и
I
PKi определяется лишь различием в тяговых характери-разными углами поворота колес щ отдельных мостов:
V^ + K-Jcosa,— ; i=l
6, = 1------
v кх1 i=l
(115)
p ___ Г i IZ	sec a
* Hi '-‘xi T Asri n
i-1
Если предположить, что известна суммарная касательная сила группы мостов (числом k), связанных блокированным межосе-
М приводом,
k	k
Pt = J] (Cxi + Kxi) + Kxi seca£,
1 i=i
2(Cxi + KJcosa£-F2 . (116)
?Ki — Cxi + Kxl
Ка-£ sec «£ k
2 Kxi sec at
^(^i + K^-pJ. (117) _i=i	J
1 Анализируя уравнение (117), можно сделать следующий вывод, ши мосты тележки с блокированным межосевым приводом нагажены одинаковой нормальной нагрузкой и внутреннее давление Шинах одинаково, то при равных углах поворота колес (включая ►гол поворота, равный нулю, т. е. тележку с неуправляемыми кодами), касательные силы тяги мостов равны между собой. Это Вволяет обходиться без межосевых дифференциалов в тележке с управляемыми колесами.
[ Рассмотрим случай, когда в тележке из двух мостов с управ-|емыми колесами распределение момента между мостами осуществляется через дифференциал свободного хода. Положи-hbHOMiy моменту, подводимому к узлу деления момента, соответ-|ует положительная (ведущая) касательная сила Р2 . Отрица-рьному моменту соответствует отрицательная (тормозная) каса
14t
тельная сила Р% . Распределение силы Pi по ведущим moc hi м тележки до отключения одного из них можно определить, при и и мая во внимание выражение (106).
Так как мосты объединены блокированной связью (до откл," чения одного из них), то
61 = 1—(t7/Vi) secor, б2= 1 —(i//V2) seca2,
где Vi = V2.
При Р х>0 может отключиться первый мост. Моменту отклю чения соответствует 61=0 и, следовательно, (7/Vi = cosai. Тогл । буксование второго моста, соответствующее отключению перво!"
62 rp= 1—cos ai/cos a2.
При Р х<0 может отключиться только второй мост. В момет его отключения 62=0 и t//V2=cosa2.
Тогда граничное буксование первого моста, соответствующее о, ключению второго,	t
61 гр= 1—cos a2/cos си.
При принятом допущении об идеальном рулевом управлении
1
COS «2 = Г1 + ( tg “1Y 1 2 • L \	—ло / -I
Тогда при Ps <0
при Р £>0
Значениям 6Ир и 62rp соответствуют граничные значения сум марного усилия тяги тележки Рц = f(ai), ограничивающие об ласти, в которых происходит отключение одного из управляемы» мостов при повороте машины.
Для четырехосной машины с параметрами Х=1,1 м; — м. /2=5,2 м, с тяговыми характеристиками колес, принятыми выпи построены кривые граничных значений Рх =f(ai) (рис. 98). Со поставление рис. 98, а и б показывает, что области изменения Рх и иь в которых движение машины на повороте происходит с одним отключенным мостом, шире на дорогах с жестким покрытием, чем на грунтовых дорогах. При этом передний управляемый мост мо жет работать в ведущем, ведомом и тормозном режимах, а задний только в ведущем и ведомом режимах.
Тяговая характеристика ведущего моста с межколесным диф ференциалом свободного хода (Кгг=1) при повороте машины oi
142
Вс. 98. Границы режимов работы межосевого дифференциала свободного хода: ^дорога с асфальтовым покрытием; б — грунтовая дорога: I и 11 — отключены мосты ответственно первый и второй
«чается от тяговой характеристики моста с симметричным диф-фенциалом. Это, в свою очередь, влияет на характер распреде-ния касательных сил тяги по мостам машины с блокированным жосевым приводом. Подставив в формулу (ПО) выражения 02) и (103), получим
P»i = Cxi + Kxi - (Kxi + Д^. secaz, \	ZK / V/
в Cxi = Cxi 4" Cxi, K,xi — K.xi + ^^xt ~ Kxi — Kxi-
На основании полученного выражения для машины с блокиро-нным межосевым приводом и межколесными дифференциалами ободного хода имеем
б,= 1
-------+ Х«,)С05О,-Гх i=l
'	f	В \
IKxt + &KXi — jsecat PKt = Cxt + Kxt---\----------^2---------X
r=i
' n
^(C^ + K^cosat — F^
J=i
(И8)
(H9)
148
Кроме того,
б/=1_(1_61)(1 + 0,5В//?);
б<"= 1—(1—б<) (1—0,55//?);
Р м'=Сх{' + Кх/б/
Рк1 = СХ1 Ч- Kxfii.
Если использовать симметричный дифференциал в качесп' межколесного, то ЛК^=0. Если все межколесные дифференциа. ы симметричные, то формулы (118) и (119) преобразуются в зап, симости (115) и (116).
Если межосевой дифференциальный привод обеспечивает ;> а венство PKf=PK2=... = PKi=... = PKn, то
У (Pfi cos at + Рб{ sin at) + mt/2 (%/«)
У cos at i=l
Для других схем межосевого привода можно получить выр жения PKi, рассматривая отдельные группы мостов с однородном межосевой связью.
Затраты энергии на осуществление поворота
Составляющие боковых сил Po/sinaj на передних управляемы . колесах направлены против движения и увеличивают сопротивл! ние движению автомобиля. С ростом касательных сил тяги возра< тают потери энергии, связанные с буксованием колес. Мощность подведенная к движителю полноприводного n-осного автомобиля равна сумме мощностей на каждом из колес, т. е.
S (P/V/+P/'V/').
<=i
Для машины с управляемыми колесами это равенство можн‘> преобразовать. Тогда

Р^(1-|-0,5ВД
1-е;
PK{(l-0,5B/R)
1-6;
secap
Полученное уравнение справедливо для любого привода. Если часть мостов работает в ведомом режиме, то соответствующие ела гаемые равны нулю. Для мостов, работающих в тормозном режп ме, соответствующие слагаемые отрицательны. Это означает, чш часть мощности, подведенной к движителю, возвращается в транс миссию через мосты, работающие в тормозном режиме. Возникаю щая при этом циркуляция мощности увеличивает потери энергии в движителе вследствие возрастания буксования.
144
Для оценки различных схем привода с точки зрения их влияний значение мощности, подводимой к колесам, введем вспомога-ъный энергетический критерий — удельную мощность
/>;,(!+ 0.5B/R)	(I - 0.6B/R)
1-е;	1-е;
secaP
(120)
асчет параметров установившегося поворота
Целью расчета является определение положения центра пово-ота относительно середины задней оси. Это положение характе-И3|уется смещением X полюса поворота относительно задней оси расстоянием R центра поворота от продольной оси машины (ра-иусом поворота). Кроме этих основных показателей вычисляют асательные PKi и боковые Pci силы, энергетическую оценку fw, адиус поворота наружного колеса, крайних управляемых осей R't R'n- Можно вычислить также и другие оценочные показатели уп-авляемости и маневренности.
В соответствии с рис. 94 уравнение равновесия многоосной колесной машины можно записать в следующем виде:
п	'
S (PKt cos at—Pft cos at—Pc,< sin a/) + tnUz^a/R = 0; f—i
Л
2 (PKisina— PfiSina<-|-P6<cosa()— tnU2/R=Q\	/1O1.
<=1	(izl)
2 [Рк>(Л—b) sin a,—Pfi(k—b) sinaH-z=i
+ Pe<(l—b) cos a,—0,5BKMiPM cos co—A4CT t] = 0.
Стабилизирующие моменты колес Л4С« обычно малы по сравнению с другими слагаемыми уравнениями моментов, и ими можно пренебречь.
Задаваясь законом распределения касательных сил тяги по ведущим мостам машины, можно решить первое уравнение системы (121) относительно PKi. Подставляя в последующие два уравнения найденные выражения для'Рко выражения (104) для Рб1 и ринимая Л!ст/=0, получаем
anP+fli2X=a1o; 1	Д9<Л
O21^?+#22-^ = O20,	)
‘де
п
О11= S (Cpi+Kj/itg a.i) (cosaf+Ял sina<) +Яц; f=l
п
ai2—*2Kvl(cosa<+#A sin a<);
Зак. 1251
145
aio= 2 КуМсоьщ+На sincu) + ти?(1Н-$аНА)-ь=1
«21 “ 2 (fy+ Ку{ tg af) [ (/«—b) cos u<+HB sin a,]'+ H2i; n
a22= 2 /Сг/iF (Z<—b) cos at+HB sin at];
(=i
n
a2o= 2ZC!/4ZJ[(Zi—b) cos at+Hв sin at]'+^aHBmU2. i=i
Выражения для HA, HB, Hu, H2i различны для разных типов раздаточного привода.
. Для блокированного межосевого привода

i=i
Нп = S (Сх{+КХ1—Рц) (sin a4—НА cos a4); £=1
n
(Kxi + &Kxi ) I(Zt - b) tgaj - O,5BKMJ]
S(k«+“*-£)
Z=1
Я21= 2{(Сх4+Кл1—Pf<) [(Z,—b) sina4— z=i
—HBcos aj] —0,5S^f (Cxi-| Kxi) cos a*}.
Для = Лш)
дифференциального межосевого привода (Pki = Pk2= — =
п
У, sinctj

п
У СОБОСг 1=1
п
Нц= 2 Pfi(HA cos a4—sin a4); (=i
146
2 I Hi — b) sin ai — О.БВ/См/ cos at]
HB = ^-------------------------------
n 2 cosaf \"=’ n
H2i = S Рц[Нв cos a<—(Z{—b) sin nJ. i=i
В случаях комбинированного межосевого привода коэффициенты НА, Нп, Нв, Н2\ определяют для конкретной схемы.
Решение системы (122) позволяет найти положение центра по-
ророта:
F к 
г Ь'
£> __ n10nll ~~ n12g20 . а11°22 — с12а21
__ а11°20	^10^21
allfl22 ^12^21
(123)
(124)
Вычисления по формулам (123) и (124) выполняют методом оследовательных приближений. При первом расчетном шаге коэф-шциенты системы уравнений (122) вычисляют в предположении, [то /Смг-=О, Cxi=0, Cyi=0, а коэффициенты Kxi и Kvi соответствуют ^начальным участкам тяговой характеристики моста и характеристики бокового увода моста.
Затем -вычисляем R и Хи по формулам (97), (98) и (104) определяем соответственно фг, фа и Рщ. Выражения для расчета б, и ;PKi выводят для конкретной схемы межосевого привода. Например, для блокированного привода значения бг- и PKt вычисляют по формулам (118) и (119) (при необходимости вычисляют также
Рк!, Рк1 И XMj).
Далее определяют корректирующие коэффициенты е,- и новые значения коэффициентов Kyi, Cvt, Kxi nCxi. Затем вновь вычисляют коэффициенты системы (122) и новые значения R, X, ф,, фэ, Pei, t>i, PKi, а при необходимости и б,, б/, Pit и Pit- Если найденное значение R отличается от предыдущего больше (установленной точности расчетов, то выполняется следующий расчетный этап и т. п. В конце заключительного расчетного этапа вычисляют
Ri'=V(P+0,5B)«+ (Zi— X)2
Рц'=У(Р + 0,5В)2+Х2
Далее рассчитывают энергетический критерий по формуле Коэффициент использования сцепной силы
Kyi ~ ~ P*t + Ры 
4>Gi
6*
147
Влияние схемы привода на параметры установившегося поворота
Влияние типа межколесного и межосевого привода на маневренность колесной машины рассмотрим на примере трехосных автомобилей 6x4 и 6x6 с передними управляемыми колесами. Размерные параметры рассматриваемых автомобилей одинаковые (Zi = 5,7 м; /2=1.4 м; 6 = 2,37 м; aimax=30°; В=2,1 м). Тяговые характеристики и характеристики бокового увода колес также приняты одинаковыми:
9,8GH6 при | Р„ | <0,793фСк; 0,75<pGH sgn (6) 4- 0,529GK6 при | Р„ | > 0,793ф0„;
Рб = фСкЙ1 (7,88ф/ф).
На рис. 99, а приведены показатели маневренности автомобиля 6x4 с двумя типами межколесных дифференциалов на дорогах с сухим асфальтовым покрытием (ф=0,8). При симметричных дифференциалах и дифференциалах свободного хода обеспечивается уменьшение радиуса поворота до минимального значения, соответствующего углу поворота колес aim«x=30°. Минимальные радиусы поворота различаются незначительно.
Уменьшение коэффициента сцепления дороги с твердым покрытием до 0,2 приводит лишь к незначительному (примерно на 4 %) увеличению минимального радиуса поворота. •
При движении на повороте со скоростями, близкими к предельным (по рцерлению кодес с дорогой), влияние типа межколесно-
Рис. 99. Зависимость радиуса поворота R'i н коэффициентов от угла а для машин 6x4 с межколесными дифференциалами: 	— симметричные; ----свободного хода
148
-о привода более заметно (рис. 99, б). При движении по льду (ф=0,2) со скоростью 7 м/с (25,2 км/ч) машина с симметричными 1ростыми дифференциалами теряет устойчивость при /?/ = 25,8м I 01 = 11°. Потеря устойчивости возникает из-за скольжения осей. Машина с дифференциалами свободного хода в передних и задних «остах теряет управляемость при aiz= 11° и 7?/=31 м. Причиной 1вляется скольжение управляемой оси.
Результаты расчетов параметров маневренности автомобиля с блокированным приводом показали, что маневренность его огра-1ичена.
Возможность уменьшения радиуса поворота машины на доро-ах с сухим асфальтовым покрытием (рис. 100, а) сохраняет-:я до угла поворота колес ai = 25°, а на обледенелой дороге [рис. 100,6)—до ai=12o. Минимальный радиус поворота по следу [ереднего наружного колеса с уменьшением коэффициента сцеп-гения соответственно увеличивается от 15,4 (при ф=0,8) до 26,5 м 'при ф = 0,2).
Машина 6x6 с дифференциальным раздаточным приводом при ;вижении по дорогам с сухим и обледенелым асфальтовым покры-Т1ем сохраняет возможность маневрирования при возрастании уг-;а поворота управляемых колес до максимального. При движении Ю обледенелой дороге (рис. 100, в) радиус увеличивается незна-ительно (на 4 %).
Более сложные схемы привода используют на четырехосных ав-омобилях. Влияние схемы привода и схемы управления четырехосного автомобиля на его статическую поворачиваемость оценивает применительно к следующему расчетному варианту: = м; в=5,5 м; 4=2,2 м; 6 = 3,35 м; В = 2,4 м; aimax=35°; £/=4,2 м/с. i STOM случае тяговые характеристики и характеристики увода ко-iec принять одинаковыми.
149
Таблица 7
На дорогах с асфальтовым покрытием
Рк = 0,86к Г 1 —11 ~exP(~48J-4|6|) 1 sgn б;
K Kl	48,41 б | J 6
P6=0,8GKth (7,84ф).
На грунтовых дорогах
Рк = 0,564GH [ 1 — 1~ехР(~23|6~} 1 sgn б;
к	к[	2316 | J
/эб = 0,564Ск th (5,23ф).
Схемы привода в табл. 7 обозначены буквенным индексом, а управления — формулой управляемости [2]. При двух передних управляемых мостах формула управляемости имеет вид 12—00, а при всех управляемых мостах —12—34.
Одним из основных факторов, влияющих на выбор схемы привода, является схема управления. В узле связи между неуправляе мыми мостами может отсутствовать дифференциал. Этот вывод соответствует практике конструирования машин. Например, в схе ме по варианту а с жесткой межосевой связью в задней тележке выполнен автомобиль МАЗ-7310.
Схема б представляет собой упрощение схемы а путем исклю чения дифференциала свободного хода из межосевого привода пе редней тележки. Очевидно, что такое упрощение не изменяет про ходимость машины, но сказывается на ее поворачиваемости.
Схема в соответствует схеме привода автомобиля M.A3-7310 с включенной блокировкой главного дифференциала.
При одинаковом угле поворота колес мостов в узле распреде ления момента между ними может отсутствовать дифференциал Следствием этого является возможность исключения главного диф
150
>ис. 101. Параметры поворачиваемости четырехосных машин
>еренциала на автомобиле 12—34 с симметричной схемой управле-ия (Хо=0,5/j). Поэтому во взятых для примера схемах привода и д автомобиля с формулой управляемости 12—34 используется ездифференциальный межтележечный привод.
На рис. 101, а приведены зависимости параметров поворачи-аемости машины 12—00 от среднего угла поворота колес перед-его моста на дорогах с сухим асфальтовым покрытием. Более вы-экие параметры поворачиваемости имеет машина с вариантом фивода а (сплошная линия). Жесткая блокировка управляемых остов (вариант б, штриховая линия) ухудшает параметры пово-ачиваемости. Минимальный радиус поворота увеличивается на ,9 м, а энергия, подводимая к колесам на этом режиме возрастает а 15 %. Блокировка межтележечного дифференциала (вариант в гтрих-пунктирная линия по сравнению с вариантом а) приводит
151
к увеличению минимального радиуса поворота на 3,3 м и энергеи! ческих затрат в 2 раза. На грунтовых дорогах различие парамо ров поворачиваемости выражено менее резко (рнс. 101, б).
Схема управления 12—34 позволяет значительно уменьшить p.i диус поворота и энергетические затраты на этом режиме.
Расчеты показали, что в машинах с передними и задними у и равляемыми колесами и симметричной схемой управления заднш колеса не идут по следу передних. Из-за смещения полюса поворо та вперед (Х>Х0) радиус поворота по следу заднего наружною колеса больше, чем радиус поворота по следу переднего наружного колеса. Так, при повороте на дорогах с асфальтовым покрытием дл я машин 12—34 с вариантом привода г 7?/ = 7,6 м, /?/ = 7,9 м; при повороте на грунтовых дорогах /?/ = 7,4 м, /?4'=8,3 м. Для той же машины с вариантом привода д радиусы поворота по следу перед него и заднего наружных колес на дороге с асфальтовым покры тием соответственно равны 8,0 и 8,6 м, а на грунтовых дорогах 7,7 и 8,6 м.
На рис. 101, в приведены расчетные зависимости ₽/(щ), fw(cti) и <ppi(ai) для машины со схемой 12—34 при повороте на дорогах с асфальтовым покрытием. Изменения параметров поворачиваемо сти машины с вариантом привода г даны сплошными линиями, а для машин с вариантом привода д — штриховыми линиями. Следу ет отметить, что использование бездифференциального межосевого привода в тележках приводит к появлению отрицательных касательных сил тяги на колесах первого и четвертого мостов, которые по абсолютным значениям возрастают с увеличением аь Соответственно возрастают положительные касательные силы переднего и заднего мостов.
Так как в тележке один мост работает в тормозном, а другой в ведущем режиме, в силовом контуре тележки возникает циркуляция мощности и с увеличением си возрастает энергия, подводимая к колесам. При си = 35о энергетический показатель fN для машины с вариантом привода а в 4,6 раза превышает тот же показатель для машины с вариантом схемы привода г (сплошные линии). При этом минимальный радиус поворота увеличивается на 0,7 м. В варианте схемы привода г происходит отключение переднего и заднего мостов и они работают в ведомом режиме; циркуляция мощности не возникает, и энергия, подводимая к колесам, практически не увеличивается с увеличением щ.
Расчетные зависимости /?/(сц), /w(a,) и <pp<(ai) для машины со схемой 12—34 при повороте на грунтовых дорогах с коэффициентом f=0,07 приведены на рис. 101, г. Отключение переднего и заднего мостов с вариантом схемы привода г (сплошные линии) на грунте происходит при си «15°. У машин с вариантом схемы привода д (штриховые линии) при ai>15° возникает циркуляция мощности. Поэтому показатель при ai = 35° у варианта схемы д равен 0,162, что на 22 % больше показателя для варианта схемы г. Минимальный радиус поворота при этом у варианта схемы д больше, чем у варианта схемы г на 0,3 м.
152
I	ОБОРУДОВАНИЕ И МЕТОДЫ
[	ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
к.иды испытаний дифференциалов
I	Анализ проблем, возникающих в процессе создания и
производства дифференциалов, позволяет обосновать необходимость проведения испытаний серийных дифференциалов на производстве и осуществить экспериментальные исследования вновь создаваемых и модернизируемых механизмов. Проведение таких испытаний дифференциалов находится в соответствии с ГОСТ 25836—83.
В задачи испытаний серийных дифференциалов на производстве кходит осуществление контроля стабильности технологии изготовления, заключающееся в проверке работоспособности механизмов >1Осле сборки и их внешних характеристик, а также частичная обкатка и приработка трущихся поверхностей. Для этих целей используются стенды, установленные непосредственно в цехах производства. Кроме того, серийные дифференциалы проходят проверку в ходе сдаточных и периодических дорожно-полевых испытаний выпускаемых машин.
Экспериментальные исследования новых и модернизируемых иифференциалов выполняются на специальных стендовых установках, а также на машинах в дорожно-полевых условиях. Стендовые испытания вновь создаваемых дифференциалов в зависимости от решаемых задач и применяемых для этого стендов мопут быть объединены по определенным направлениям.
Прежде всего это исследовательские экспериментальные работы по изучению внутренних сил дифференциалов, определению их [внешних характеристик, проверке соответствия реальных блокирующих свойств расчетным. Основной задачей таких исследований .является проверка результатов теоретических исследований и расчетов дифференциалов.
Для выполнения расчетов дифференциалов иногда необходимы данные, которые не всегда могут быть получены аналитически. В этих случаях требуется постановка специальных экспериментов. К таким данным относятся, например, значения коэффициентов трения в муфтах дифференциалов повышенного трения и их зависимости от эксплуатационных факторов и конструктивных параметров дифференциалов.
Отдельным направлением в стендовых исследованиях создаваемых дифференциалов следует выделить исследования по определению их долговечности и накоплению усталостных повреждений. Следует отметить, что проведение экспериментальных исследований по указанным направлениям вызывает необходимость создания в ряде случаев стендовых установок оригинальной конструкции. Это, в частности, объясняется необходимостью испытаний не только дифференциалов, но и их элементов.
153
При дорожно-полевых испытаниях машин определяется вл и я ние внешних характеристик дифференциалов на такие эксплуаи ционные свойства машин, как проходимость и тягово-сцепные свой ства, топливная экономичность, поворачиваемость и устойчивость движения, нагрузочный режим трансмиссии. Кроме того, испыт.т ния дифференциалов на машинах в условиях эксплуатации позв< ляют исследовать такие вопросы, как влияние наработки (в часах) или пробега (в километрах) на стабильность блокирующих свойств дифференциалов, их долговечность и надежность работы.
Стенды для испытаний дифференциалов
Наибольшее распространение получила схема стенда многоце левого назначения разомкнутого типа (рис. 102), обеспечивающего относительное вращение трех основных звеньев под нагрузкой. H.i рис. 103 показано балансирно-тормозное устройство этого стенда Вращение от электродвигателя через коробку передач, карданный вал и червячный редуктор передается к испытуемому дифферен циалу, размещенному в центральном редукторе. От полуосевых зубчатых колес дифференциала с помощью карданных валов кре» тящий момент передается двум тормозным механизмам. Каждый карданный вал фланцем прикреплен шпильками 1 к тормозному барабану 2, вал которого установлен в конических подшипниках, расположенных в подвижной ступице балансирного рычага 5. Си ступицей жестко соединен суппорт 6 тормозного механизма. Поэ тому момент трения, развиваемый между тормозным барабаном и тормозными накладками, передается на ступицу рычага, а затем на рычаг.	,
Для уменьшения потерь при качании балансирного рычага его вал 3 опирается на роликовые конические подшипники, установленные в Опоре 4 балансирного устройства. Балансирные рычаги
Рис. 102. Стенд для испытаний дифференциалов повышенного трения 154
Рис. 103. Балансирно-тормозное устройство стенда
связаны с динамометрами, с помощью которых определяются моменты на выходных валах испытуемого дифференциала.
Трехступенчатая коробка передач обеспечивает при испытаниях дифференциалов различные относительные скорости их дисков (1,79; 0,94; 0,52 рад/с).
С помощью переходных деталей можно установить и испытать дифференциалы различных типоразмеров. Такая схема стендов применяется для испытаний серийных дифференциалов при их обкатке и проверке работоспособности, а также в исследовательских работах по созданию новых дифференциалов при определении их внешних характеристик и изучении внутренних силовых процессов. При испытаниях серийных дифференциалов путем поочередной остановки выходных валов проверяют относительное вращение звеньев. При этом должны отсутствовать заедание деталей и повышенный уровень шума в механизме. При раздельном торможении выходных валов под нагрузкой проверяют блокирующие свойства дифференциала.
На стендах осуществляют исследования внутренних силовых процессов и блокирующих свойств дифференциалов, определяют коэффициент блокировки Лд при относительном вращении звеньев дифференциала, а также коэффициент блокировки «покоя» /Сдп.
Методика определения коэффициента блокировки дифферен-
155
Рис. 104. Осциллограмма моментов на выходных валах дифференциала
циала повышенного /трения заключается в следующем После включения двигателя один из выходных валон дифференциала останавли вают тормозным механиз мом, а другой ступенчато нагружают тормозным моментом. При этом первый выходной вал остается неподвижным, а второй вращается. В результате оче-
редного подтормаживания возрастают моменты М' и М" на обоих выходных валах дифференциала и на его корпусе Мо, а коэффициент блокировки определяется отношением момента М" остановленного вала к моменту М' вращающегося вала.
На рис. 104 приведена осциллограмма моментов на выходных валах дифференциала повышенного трения, полученная при определении Кдп. Методика испытаний заключается в следующем. После включения электродвигателя с помощью тормозных механизмов оба выходных вала нагружают одинаковыми моментами. Дифференциал заблокирован, т. е. все его звенья вращаются как одно целое (начало участка АВ). При увеличении момента М" до значения Л!/' срабатывает дифференциал (точка В и участок ВС). По отношению моментов на выходных валах в момент срабатывания определяется коэффициент блокировки «покоя», т. е.
КЛП=М"/МС',
где Мс" — момент на затормаживаемом валу при его остановке; Мс — момент на вращающемся валу дифференциала.
Если в момент срабатывания дифференциала отмечается повышенное значение М" = МС", то после срабатывания (при относительном вращении звеньев) момент М" несколько снижается.
На стенде можно испытывать дифференциалы с постоянным и переменным расчетным коэффициентом блокировки, который зависит от момента на корпусе Мо. Зависимость от Мо таких механизмов можно определить путем повышения начальных моментов на выходных валах, что увеличивает значение Мо.
Аналогичным образом определяют влияние Л40 на /СдП и Лд дифференциалов с постоянным расчетным коэффициентом блокировки; это влияние обусловлено зависимостью коэффициентов трения покоя и скольжения их фрикционных муфт от нагрузки.
Большое значение имеет экспериментальное исследование внутренних силовых процессов, которое осуществляют для проверки результатов теоретических исследований по определению причин повышенных износов и задиров деталей дифференциалов. К таким исследованиям в первую очередь относят работы по определению закономерности изменения осевых сил. Осевые силы дополнитель-156
Рис. 105. Стенд для испытаний муфт дифференциалов повышенного трепня
Рис. 106. Испытуемый узел стенда
ных блокирующих устройств дифференциала трактора МТЗ-82 оказывают изгибающее воздействие на пальцы сателлитов. Поэтому путем тензометрирования пальцев определяют осевые силы.
При испытании на стенде (см. рис. 102) нельзя установить точные зависимости момента и коэффициента трения в муфтах дифференциалов повышенного трения от осевых сил, так как на них оказывают влияние промежуточные элементы дифференциалов (зубчатое зацепление, скосы, буртики и т. п.).
Указанные зависимости с учетом влияния свойств материала дисков и смазочного материала на поверхностях трения, скорости их скольжения, наработки дифференциала и других факторов могут быть определены на специальном стенде для испытаний фрикционных муфт (рис. 105).
В качестве испытуемого узла (рис. 106), балансирно установленного на подшипниках качения и скольжения в раме стенда, применена чашка корпуса дифференциала повышенного трения трактора МТЗ-82 в сборе с муфтой и полуосевым колесом. Конструкция стенда позволяет точно задавать осевую силу сжатия дисков муфты и фиксировать момент трения, возникающий в ней при заданном усилии.
Привод стенда осуществляется от электродвигателя, вращение от которого передается через два понижающих редуктора на полу-I осевое колесо 1 испытуемого узла.
Усилие сжатия Q пакета дисков создается посредством винтовой пары и передается к дискам через тензометрическое кольцо, , которое можно заменить динамометром сжатия, стержень 2, шарик |	3 и вставку 4.
Под действием силы Q в муфте создается момент трения Мм между дисками, связанными с колесом 1, и дисками, связанными с половиной корпуса дифференциала испытуемого узла. Этот мо-
157
мент через жестко закрепленный на узле рычаг и динамометр растяжения воспринимается рамой стенда.	/
Момент трения в муфте	/
Мм=	G) L = p,QrMiM = [i,c]nSllrMiM,	/ (125)
где Т — показания динамометра, определяемые визуально или по показаниям тензодатчиков, наклеенных на его кольцах/ L — плечо рычага; GL—момент сопротивления под действием feeca рычага и веса динамометра; 5Д—площадь контакта одной пары трения дисков.
По известным значениям Мы и Q из формулы (125) определяют коэффициент трения р, а также его зависимости от давления на дисках qa. Такие зависимости могут быть получены для разных скоростей скольжения дисков, материалов их поверхностей трения и видов смазочного материала.
Таким образом, испытания фрикционной муфты на стенде позволяют получить зависимости, которые необходимы для проектирования дифференциалов повышенного трения с фрикционными муфтами.
Распространение получили и другие испытательные стенды, конструктивное решение которых определяется задачами испытаний. Во многих случаях при ресурсных испытаниях используют схему стендов с нагружением по замкнутому контуру. В качестве нагружателей используют механические (рычажные и торсионные), гидро- и электромеханические и другие устройства.
Стендовые испытания дифференциалов повышенного трения
При относительном вращении зубчатых колес дифференциала наблюдаются изменения осевых сил в зацеплении в пределах каждого шага зубьев и дополнительных" блокирующих устройств, вызванных колебаниями толщины пакета дисков, которые зависят от конструктивных параметров дифференциалов, в частности от соотношений чисел зубьев колес гп и гс и угла пазов корпуса <рк. Для подтверждения этих выводов были проведены стендовые испытания дифференциалов повышенного трения различного конструктивного исполнения. На базе дифференциала повышенного трения переднего моста трактора МТЗ-82 были разработаны, изготовлены и испытаны следующие конструкции дифференциалов:
дифференциалы № 1 без дополнительных блокирующих устройств с числом пар трения iM=7; zn=16 и zc=10;
дифференциалы № 2 с дополнительным блокирующим устройством при фк:=45 ; 1м= 5; zn = 16 и Zc== 10;
дифференциалы № 3 с дополнительным блокирующим устройством при фк=55°; iM=3; zn=16; zc=10 и демпферами.
Кроме того, испытывали дифференциалы трактора МТЗ-82 в серийном исполнении (фк = 55°; tM=3; zn=16 и zc = 10).
Испытания проводили на стенде (см. рис. 102) при относительном вращении звеньев дифференциала под нагрузкой. Сопоставле-158
ние коэффициентов Kei и Кбч, \ характеризующих степенц изменения Кд, с их расчетными значениями по формуле (69) под-тверждаетурезультаты тео-ретических"цссследований.
Влияние y'iyia пазов корпуса <pF нА колебания осевых сил и. коэффициента блокировки определялось по дани м испытаний серийного дифференциала трактора МТЗ-82 с фк=55° и iM=3 и дифференциала № 2 с фк=45 и 1м=5.
Рйс. 107. Осциллограмма крутящих моментов и осевой силы пазов корпуса дифференциала: а — без демпферов; б — с демпферамк
Из сопоставления данных испытаний следует, что уменьшение
угла фк понижает коэффициенты вариации осевой силы пазов с 14—17,5 до 9,85—10,9%- При снижении фк уменьшаются также коэффициенты Лм и Кк2, которые характеризуют степень изменения осевых сил пазов корпуса дифференциалов. Результаты испытаний подтверждают мнение об уменьшении диапазона изменения осевых сил пазов корпуса и давления на дисках при снижении фк.	' ''	• 
Диапазон изменения Кд дифференциала № 2 несколько боль
ше, чем у серийного, что объясняется большим числом пар трения (см. рис. 70).
Существенного снижения изменения осевых сил пазов корпуса можно достичь установкой в дисковых муфтах демпферов. На рис. 107 приведены осциллограммы моментов и осевой силы пазов серийного дифференциала повышенного трения трактора МТЗ-82 и дифференциала № 3 с демпфирующими тарельчатыми пружинами. Из рис. 107 видно, что демпферы сглаживают колебания силы пазов корпуса и момента М".
Испытания показали, что при установке в дифференциал демпферов коэффициенты вариации сил пазов корпуса уменьшаются в 1,5—3,3 раза. Если в дифференциале трактора МТЗ-82 максимальные осевые силы превышают средние значения примерно в 1,4 раза, то при установке демпферов это превышение равно 1,12—1,25. Коэффициенты блокировки дифференциалов повышенного тре-
ния зависят не только от их конструктивных параметров, но и от эксплуатационных факторов. Это объясняется зависимостью коэффициентов трения покоя цп и скольжения ц в трущихся элементах дифференциалов от их материала, типа и смазочных систем, скорости скольжения и т. п. Значительное влияние на коэффициенты трения и соответственно на коэффициенты блокировки оказывает нагрузочный режим дифференциала, определяющий давление в парах трения.
159
Рассмотрим результаты испытаний дифференциалов и их мУфт, материалы трущихся поверхностей которых указаны в табл/8.
ца 8
Наименование
М> 2
Нажимная чашка, связанная с колесом
Диск, связанный: с корпусом
Комплект дисков
Сталь 25ХГТ
Табл
С электролитическим омеднерием
С электролитическим омеднением
С электролитическим омеднением
с колесом
Корпус дифференциала Наличие смазочных кана-
вок
Сталь 45Х
Порошковый материал
Сталь 65Г
Бррнз'а
На обеих сторонах ведущего диска
Чугун СЧ20 Отсутствуют
№ 1
№ 3
На рис. 108 приведены экспериментальные зависимости коэффициентов блокировки Кяв и от момента А40 дифференциала с Кд=2,6 (при р=0,1), углом пазов корпуса <рк=55° и числом пар трения iM=3, а также дифференциала с Кд=3,14, фк=45° и iM = 5. В обоих дифференциалах материал дисков соответствовал комплекту № 1 (см. табл. 8). Как видно, КдПиКд обоих дифференциалов возрастают с увеличением Мо.
Блокирующие свойства дифференциала с фк=45° выше, чем блокирующие свойства дифференциала с фк = 55°, что объясняется увеличенным числом пар трения.
Рис. 108. Коэффициент блокировки дифференциалов:
г-Кдп; 4-Кд;------------ври <рк-6В’ и
*„-3; -----— <рк-4Б» к (м-5
Рнс. 109. Коэффициент блокировки дифференциала с <рк=55°, iu=3 и комплектом № 2:
'-Кяп: 2-«л
160
держащих пары трения:
ф — сталь — сталь: (комплект № 1); Q — сталь — бронза (комплект № 3)
На рис. 109 даны результаты испытаний дифференциала с <рк= = 55°, iM=3 и комплектом № 2, содержащим пары трения сталь— порошковый материал. Сравнение рис. 108 и 109 показывает, что использование пар трения сталь—порошковый материал вместо сталь—сталь повышает блокирующие свойства дифференциала и их стабильность при возрастании Мо.
При изменении скорости скольжения дисков дифференциалов в ходе их испытаний на стенде было установлено, что коэффициент блокировки Кд (а следовательно и р) практически остается постоянным. Коэффициент трения р, практически не зависит от скорости скольжения трущихся поверхностей (при о до 4 м/с). Эта скорость соответствует угловой скорости скольжения дисков примерно 750 рад/с, что значительно превышает ее реальные значения при эксплуатации дифференциалов.
Таким образом, коэффициенты блокировки зависят от некоторых эксплуатационных факторов, поэтому возникает необходимость определения соответствующих зависимостей и для коэффициентов трения.
На рис. 110 показаны зависимости коэффициента рп от момента Мо и давлений qa на дисках муфт дифференциалов, полученные пересчетом по известным значениям Кдп и параметра П. В результате аппроксимации этих данных степенной зависимостью получены уравнения регрессии для расчета рп.
Для дифференциалов с парами трения сталь—сталь (комплект № 1, табл. 8)
Рп = 0,140Л1о'13, рп = О.Юв^д'13.
Для дифференциалов с парами трения сталь — порошковый ма-
161
Рис. 112. Зависимость момента трения Л4М от давления ?д на дисках муфт, содержащих пары треиия:
ф — сталь — порошковый материал (комплект № 2); О — сталь — омедненный диск (комплект № 4); Л—омедненные диски (комплект № 6)
териал (комплект № 2)
О,15ОЛ4о’095, Цн= 0,124g®,09Б,
где Мо в кН • м, а дд — в МПа.
Зависимость коэффициента трения скольжения р от давления 4?д на дисках муфт дифференциалов определяли на стенде (см. рис. 105). Испытывались муфты с числом пар трения iM=3, материалы трущихся поверхностей трения которых даны в табл. 8.
Результаты испытаний пяти комплектов дисков представлены на рис. 111—114. Наиболее стабильные значения коэффициента трения у муфт с парами трения сталь — порошковый материал (комплект № 1) и сталь—бронза (комплект № 3),
1 Коэффициент трения ц муфт с комплектами дисков № 4 и № 5 при возрастании дя изменяется. Различие в точках минимума кривых на рис. 114 объясняется различием механических свойств материалов трущихся поверхностей.
По результатам испытаний муфт с комплектами дисков № 1, 2 и 3 получены уравнения регрессии для расчета ц в виде полинома второй степени, т. е.
Ц = Я(/+ Я1<7д + Одд2»
где дя в МПа.
Значения коэффициентов апроксимации для приведены ниже.
(126)
комплектов дисков
Коэффициенты аппроксимации
№ 1.............................. .
№2................................
№3................................
Oq	а*
0,09201	0,01608	—0,00267
0,11400	0,00388	—0,00057
0,10699	0,01608	—0,00267
Расчет по формуле (126) показывает, что при увеличении
462
на дисках муфты с парами трения' комплекта № 1 от 0,5 до 3,0 МПа коэффициент трения р изменяется в пределах от''0,099 до 0,117. Этим значениям р при П= =4,4 соответствуют коэффициенты блокировки Кд, равные 2,58 и 3,17. Таким образом, полученные зависимости коэффициентов трения от нагрузки можно использовать для расчетов самоблокирующихся дифференциалов при проектировании и исследовании их влия
Рис. 114. Зависимость коэффициента треиия скольжения р от давления дл на дисках муфт, содержащих пары трения:
ф — сталь — порошковый материал (комплект № 2); О - сталь — омедненный диск (комплект № 4): Д —омедненные диски (комплект № S)
ния на эксплуатационные свойства колесных машин.
Стабильность блокирующих свойств дифференциалов повышенного трения имеет большое значение при увеличении наработки (пробега) колесных машин, так как в процессе эксплуатации отмечены случаи снижения коэффициента блокировки.
Для изучения этого явления проведены экспериментальные исследования стабильности блокирующих свойств дифференциалов повышенного трения тракторов МТЗ-52/82 с ростом наработки [8]. На три серийных трактора установлены три дифференциала с разными материалами пар трения дисковых муфт (сталь—сталь, сталь—порошковый материал и сталь—бронза). Эти тракторы работали в опорных испытательных пунктах. После каждой тысячи, часов работы на тракторах дифференциалы снимали и без разборки устанавливали на стенд для проверки коэффициента блокировки Кд. Такие проверки проводили до наработки каждого трактора, равной примерно 5750 ч (рис. 115). Первые экспериментальные точки трех кривых соответствуют Кд, определенным после 60-часовой обкатки дифференциалов на тракторе.
Коэффициент Кд дифференциалов падает с ростом наработки. Коэффициент блокировки дифференциала с парами трения сталь— порошковый материал после наработки, равной 5750 ч, уменьшился в 1,45 раза по сравнению с начальным значением, а у дифференциалов с серийными стальными дисками и с парами сталь— бронза Кд снизился соответственно в 1,7 и 1,84 раза. Более интенсивное падение Кя в первый период работы трактора связано с приработкой трущихся поверхностей. В диапазоне наработки падение Кд связано с уменьшением коэффициента трения р.
При анализе причин снижения р выявлено, что в течение всего периода работы дифференциала наблюдается приработка поверхностей трения, особенно в первый период.
Во время работы дифференциалов между трущимися поверхностями образуются продукты износа, наличие которых в зоне тре-
163
Рис. 115. Экспериментальная зависимость от наработки Т для дифференциалов с парами треиия: ф — сталь — порошковый материал; О — сталь — бронза; Л — сталь — сталь
Рис. 116. Зависимость коэффициента треиия скольжения ц от давлений на дисках муфт с наработкой:
ф — 6200 ч до промывки дисков; Д — 6200 ч после промывки дисков
ния снижает ц. Для определения коэффициента трения муфта дифференциала трактора МТЗ-82 с наработкой 6200 ч без нарушения комплектности была установлена и испытана на стенде (см. рис. 105). Результаты испытаний соответствуют кривой 1 (рис. 116). После разборки муфту промыли и вновь без нарушения комплектности установили для испытаний на тот же стенд (кривая 2). Во втором случае ц возрос в среднем на 30 %. Кривая 3 соответствует значениям р, полученным при испытаниях муфты, отработавшей на стенде под нагрузкой в течение 27 ч.
Таким образом, для стабилизации коэффициента ц и соответственно коэффициента блокировки Кд необходимо уменьшить износы элементов трения путем снижения давления на них и применения более износостойких материалов.
Необходимо стремиться к более интенсивной циркуляции масла внутри муфт для улучшения смазки поверхностей трения и удаления с них продуктов износов. Последнее достигается введением различных масляных канавок и специальных устройств (радиальных, круговых, спиральных), применением масляных насосов.
Испытания дифференциалов на машинах в дорожно-полевых условиях
Наиболее полную информацию о работоспособности и долговечности дифференциалов, влиянии их характеристик на эксплуатационных свойств машин можно получить в результате дорожнополевых испытаний.
Измерительно-регистрирующая аппаратура, используемая для этих целей, включает аппаратуру для исследования как машины, так и ее дифференциалов с приводами блокировок.
К основным’ регистрируемым параметрам относятся следующие: расход топлива; крутящие моменты на колесах (валах дифференциалов) ; угловые скорости и частота вращения валов колес (звень-164
ев дифференциалов) и путеизмерительного колеса; усилие на крюке и угол его приложения; нормальные нагрузки на мосты; углы поворота управляемых колес (угол складывания шарнирно-сочле-неиной рамы); угол отклонения продольной оси машины от заданного направления и углы увода колес. Кроме того, регистрируют траекторию движения машины, замеряют радиусы поворота и смещение центра поворота. В некоторых случаях (особенно при испытаниях зимой) целесообразно измерять температуру масла в картерах, где расположены дифференциалы, давление в приводах их гидравлических и пневматических блокировок.
Число регистрируемых параметров определяется в зависимости от поставленных задач испытаний.
Представляют интерес результаты испытаний колесных машин с различными схемами привода и различными типами дифференциалов. При испытаниях автомобиля ЗИЛ-131 [14] определяли фактические тяговые моменты на полуосях задней ведущей тележки при отключенном переднем ведущем мосте. При этом размеры колес, давление воздуха в шинах и нормальная нагрузка были одинаковыми. Испытания проводили на ровном шоссе с асфальтовым покрытием.
При прямолинейном движении и блокированном межосевом приводе тележки тяговый момент среднего моста примерно в 1,5 раза больше тягового момента заднего моста.
Аналогичные результаты [14] получены при испытании тягача ЗИЛ-133 (6x4) с полуприцепом общей массой 25 т. В случае прямолинейного движения по ровной дороге с асфальтовым покрытием при блокированном межосевом приводе тележки тяговый момент заднего моста составил 60—75 % тягового момента среднего моста. Установка в приводе между мостами конического дифференциала позволила уравнять нагрузку мостов, что улучшило нагрузочный режим деталей.
Неодинаковые тяговые моменты на мостах при блокированном межосевом приводе тележки объясняются возникновением в нем кинематического несоответствия. При движении таких автомобилей происходит перераспределение нормальных нагрузок между мостами (нагрузка заднего моста увеличивается, а среднего — уменьшается). Это приводит к уменьшению радиуса качения в ведомом режиме Гкоз задних колес и увеличению гК02 средних колес, т. е. к появлению кинематического несоответствия, которое и вызывает перераспределение тяговых моментов мостов.
Указанное перераспределение нагрузок между мостами ведущих тележек автомобилей ЗИЛ вызвано наклонным расположением реактивных штанг подвески. Если их расположить горизонтально, то такого перераспределения не будет. Наклонное расположение штанг обусловлено условиями компоновки карданной передачи.
Наличие в блокированном приводе кинематического несоответствия т„, вызывающего перераспределение крутящих моментов между мостами, приводит к увеличению расхода топлива. Влия-
165
ние тн на расход топлива более ощутимо при отсутствии или малых значениях тяговой нагрузки.	/
Для проверки влияния конструктивного кинематического несоответствия на расход топлива трактор МТЗ-82 (4x4)) был ис-испытан при двух значениях кинематического несоответствия (0,04 и 0,11). Эти значения тп были получены при использовании соответствующих передаточных чисел к переднему ведущему мосту. Испытания показали, что при движении трактора'с нагруженным прицепом 2ПТС-6 по полю расход топлива был на 0,18 кг/ч больше при ти=0,11. Во время движения того же трактора в тех же условиях без нагрузки на крюке расход топлива увеличился на 0,41 кг/ч.
Схема межосевого привода оказывает влияние и на поворачиваемость машин. Испытания автомобиля МАЗ-502 (4x4) с нагрузкой в кузове 4,5 т и прицепом массой 9,5 т показали, что при заблокированном межосевом дифференциале минимальный радиус поворота увеличивается на 15—25 % по сравнению с разблокированным несимметричным дифференциалом.
Испытания автомобиля «Урал-375» (6x6) показали, что блокировка приводов мостов ведет к увеличению радиуса поворота до 8 %. При этом, начиная со среднего угла поворота управляемых колес, равного 9°, передний мост автомобиля переходит в режим торможения.
Аналогичные результаты получены при экспериментальном определении радиусов поворота автомобиля типа 8x8 с двумя передними управляемыми мостами и одинаковой нормальной нагрузкой колес. Исследования проводили на ровной снежной целине глубиной 0,15—0,20 м при движении по кругу диаметром 30 м со скоростью 5 км/ч. Увеличение радиуса поворота при блокированном межтележечном приводе составило 4—5 % 
Накоплены данные по влиянию характеристик межколесных дифференциалов на эксплуатационные свойства машин. Так, для получения сравнительных данных проходимости автомобилей МАЗ-502 с различными дифференциалами на одном автомобиле в заднем мосту установили дифференциал свободного хода, а на другом — конический дифференциал. В раздаточных коробках и передних мостах установили серийные дифференциалы. Дорожные условия, нагрузочный режим и другие параметры колесных машин были почти одинаковы. Пробег автомобилей по различным дорогам Белоруссии и Украины в разных погодных условиях составил 15 тыс. км. Испытания показали, что лучшую проходимость, надежную работу механизма, а также отсутствие заметного изменения в управляемости имел автомобиль с дифференциалом свободного хода. Преимущество в проходимости особенно заметно при косом переезде канав и кюветов, при движении по пересеченной местности, грязным и заснеженным дорогам, а также в случаях, когда сцепные свойства правой и левой сторон дороги неодинаковы и наблюдалось перераспределение массы между правыми и левыми колесами задних мостов.
166
Испытания трактора МТЗ-142 показали, что дифференциал повышенного трения переднего моста увеличивает тяговые свойства трактора. Это следует из того, что дифференциал повышенного трения в отличие от симметричного дифференциала обеспечивает одинаковые буксования колес при движении трактора одним бортом в борозде глубиной до 0,3 м (имитация пахоты) в диапазоне тяговых нагрузок от 0 до 23 кН.
Применение дифференциалов повышенного трения с дисковыми муфтами в ведущих мостах повышает проходимость автомобиля КрАЗ с колесной формулой 6x6. Такой автомобиль более устойчив при движении по обледенелым дорогам по сравнению с автомобилем с симметричным дифференциалом. Установка дифференциалов повышенного трения не ухудшила параметров управляемости автомобиля. Радиус его поворота практически не увеличивался по сравнению с радиусом поворота автомобиля с симметричным дифференциалом.
Испытания автомобиля «Урал-376» (6x6) с червячными дифференциалами в двух задних мостах, имеющими коэффициент блокировки 6—10, проводили на неусовершенствованных и грунтовых дорогах и по бездорожью в период весенней распутицы, по сыпучему песку и т. п. В результате выяснено, что автомобиль с червячными дифференциалами имеет бесспорно лучшую проходимость, чем с коническими дифференциалами. Было отмечено, что при установке червячных дифференциалов в средний и задний мосты значительно повысилась эффективность движения по снежному и грунтовому бездорожью, в результате улучшения тяговых свойств скорость движения возросла в среднем на 10—30 %.
Сравнительные испытания автомобилей с червячными и другими дифференциалами при Кд=3-*-4 показали идентичные результаты их проходимости. Кроме того, дифференциалы с невысокими Кд не оказывают отрицательного влияния на управляемость.
В то же время автомобили с червячными дифференциалами иногда имели худшую управляемость. Отмечались случаи, когда при движении в гололед автомобиль не мог идти по замкнутому контуру и продолжал двигаться вперед с повернутыми до отказа передними колесами. На сыпучем песке радиус поворота в среднем увеличился на 21 %.
Приведенные данные подтверждают вывод о влиянии большого коэффициента блокировки межколесного дифференциала на поворачиваемость машины. Для подтверждения этого также был проведен специальный эксперимент по определению влияния блокированного и дифференциального межколесного привода заднего моста на поворачиваемость трактора МТЗ-142. Исследовали вход в поворот при скорости поворота передних колес, равной 10°/с. Трактор испытывали в схеме 4x4 на поле под посев с тяговой нагрузкой 6 кН, создаваемой прицепом. При этом регистрировались траектории заднего внутреннего (к повороту) колеса (рис. 117).
Кривая 1 соответствует повороту трактора с коническим дш|> фёренциалом в заднем мосту, кривая 3—с заблокированным дн<|>
и./
Рис. 117. Траектории заднего рнутренирго колеса трактора МТЗ-142 в системе координат XOY
циалом чаще буксует
ференциалом. При установке автоматической блокировки, выключающейся при достижении определенной разности моментов; на выходных валах дифференциала, кривая 2 занимает промежуточное положение.
Характеристики дифференциалов оказывают влияние и на устойчивость прямолинейного движения машин.
Во время продолжительных дорожных испытаний грузовых автомобилей МАЗ (4x2) с дифференциалами свободного хода в условиях бездорожья отмечались случаи повышенного поперечного «виляния» автомобилей по сравнению с автомобилями, имеющими конические дифференциалы. В условиях скользких дорог применение дифференциалов свободного хода повышает склонность автомобиля к заносу. Изучение этих явлений позволяет сделать следующий вывод. Известно, что колесо, полностью реализующее силу тяги по сцеплению в продольном направлении, теряет устойчивость в поперечном направлении [25].
У автомобилей с коническим дифферен-одно колесо, а второе колесо не полностью
реализует силу сцепления с дорогой, что обеспечивает более устойчивое прямолинейное движение колес ведущего моста. У авто-
мобилей с самоблокирующимися дифференциалами р аналогичных случаях буксуют оба колеса (но значительно реже). Сила тяги
реализуется в продольном направлении, поэтому несколько ухудшается поперечная устойчивость колес ведущего моста.
Кроме того, самоблокирующийся дифференциал допускает перераспределение сил тяги между колесами моста. В отличие от автомобилей с симметричными дифференциалами в этом случае в процессе движения создается дополнительный момент, стремящийся повернуть автомобиль в плоскости дороги, что иногда вызывает поперечное влияние автомобиля. Однако влияние автомобиля не является недостатком самоблокирующегося дифференциала,.
оно происходит вследствие полного использования силы сцепления колес с дорогой. Испытания показали, что поперечное влияние автомобиля незначительно и практически не изменяет эксплуатационных свойств автомобилей.
Если рассмотреть устойчивость движения автомобилей, главным образом легковых, с обычными коническими дифференциалами при отрыве одного из ведущих колес от дороги, вызываемом отдельными неровностями, то можно заметить, что отрыв и приземление колеса создают с учетом инерционных сил неодинаковые продольные силы от дороги на колеса. Эти. силы вызывают поперечные колебания ведущих мостов и кузовов автомобилей.
168
Применение самоблокйрующихся дифференциалов позволяет уменьшить раскручивание оторвавшегося от дороги колеса, что снижает поперечные колебания и улучшает устойчивость автомобиля при прямолинейном движений.
В практике эксплуатации машин (особенно сельскохозяйственных) отмечаются случай, когда результирующая внешних сил смещена в боковом направлении от продольной бей машины. В результате возникает отклоняющий момент, стремящийся развернуть машину. Для сохранения прямолинейного движения необходимо постоянно поддерживать управляемые колеса машины в повернутом положении. В этих случаях предпочтительнее использовать в ведущих мостах блокированный привод или самоблокируюЩиеся дифференциалы. Так, испытания самоходного Шасси с автоматической блокировкой дифференциала, предназначенного для работы с широкозахватной жаткой, показали следующее [6J. Для поддержания прямолинейного движения при появлении в плоскости дороги внешнего отклоняющего момента максимальный угол отклонения управляемых колес у шасси с автоматической блокировкой дифференциала составлял около ±5°, а при использовании конического дифференциала — ±9°. При использовании автоматической блокировки дифференциала число отклонений управляемых колес уменьшилось примерно в 4,5—2 раза.
XXX
Условия движения колесной машины вызывают необходимость обеспечения независимости угловых скоростей всех колес. Для ведущих колес эта задача решается путем применения системы привода с числом степеней свободы, равным числу ведущих колес, что возможно при использовании различных дифференциальных механизмов. Исследования и опыт эксплуатации машин с таким приводом подтвердили их высокие эксплуатационные свойства (грузовой автомобиль МАЗ-509, легковой автомобиль ВАЗ-2121 «Нива> « др.).
На КПД колесного движителя влияет закон распределения тяговой нагрузки между ведущими мостами, который, в свою очередь, зависит от кинематического несоответствия блокированного межосевого привода и передаточного числа межосевого дифференциала. Наименьшие потери мощности в движителе будут при таком распределении тяговой нагрузки между мостами, при котором обеспечиваются равные коэффициенты буксования всех ведущих колес в любых дорожных условиях. Это будет соблюдено, если отношение силы тяги мостов (колес) равно отношению коэффициентов тангенциальной жесткости шин и грунта соответствующих мостов (колес).
Неравенство коэффициентов буксовайия колес оказывает незначительное влияние на КПД при движении по бездорожью. Поэтому блокированный привод, которому всегда сопутствует некоторое ки-
169
нематическое несоответствие и, следовательно, неравенство коэффициентов буксования, предпочтительнее использовать при движении по бездорожью. Его нельзя применять во время движения по дорогам с твердым покрытием. Наоборот, дифференциальный привод при движении по бездорожью допускает раздельное буксование колес, что снижает КПД движителя. Поэтому такой привод в условиях бездорожья применять не рекомендуется. В то же время при движении по дорогам с усовершенствованным покрытием дифференциальный привод более предпочтителен.
Работоспособность и долговечность дифференциалов во многом зависят от значений и' характера изменений действующих в них внутренних сил, которые обусловливают давления на рабочие поверхности деталей дифференциалов, а следовательно, и возможность возникновения задиров и повышенных износов.
Анализ существующих методов расчета осевых сил в конических зацеплениях показал, что при их определении не учитываются такие факторы, как перемещение точки контакта зубьев по линии зацепления и силы трения в контакте. Проведенные с учетом указанных факторов исследования выявили, Что в пределах шага зубьев изменения осевого усилия носят скачкообразный характер. Число изменений за один оборот сателлита равно числу зубьев. Максимальные осевые усилия могут в 1,6 раза превышать значения усилий, что является одной из причин возникающих в некоторых случаях задиров на поверхностях деталей дифференциалов.
При дробном отношении числа зубьев одного полуосевого колеса к числу сателлитов колебания суммарных осевых сил минимальны. При этом должно выполняться условие, при котором отношение суммы чисел зубьев двух полуосевых колес к числу сателлитов должно быть целым числом.
Недостатки дифференциального и блокированного приводов привели к необходимости создания механизмов автоматического действия — самоблокирующихся дифференциалов. В настоящее время области применения таких механизмов значительно расширяются. Наибольшее распространение получили дифференциалы повышенного трения: конические дифференциалы с фрикционными муфтами, кулачковые и т. п.
Несмотря на многообразие схем дифференциалов повышенного трения, наибольшее распространение получили дифференциалы с постоянным коэффициентом блокировки и дисковыми муфтами. При разработке таких механизмов возникает проблема обеспечения достаточно высокого момента трения без значительного усложнения конструкции. Созданы различные дополнительные блокирующие устройства, позволяющие увеличить силы сжатия фрикционных муфт. Однако повышенные давления на дисках муфт способствуют появлению задиров на их рабочих поверхностях. Имеющийся опыт показывает, что давления на поверхностях трения дисков не должны превышать 2,5 МПа при усилиях, рассчитанных из условия максимальной силы сцепления колес с поверхностью дорожного покрытия (<р=0,7). Эта рекомендация исходит из расчета дав-170
лений без учета пульсации осевых сил дифференциалов. Коэффициент блокировки обычно составляет 2,5—4.
К самоблокирующимся дифференциалам относят двусторонние зубчатые муфты свободного хода, которые принято называть дифференциалами свободного хода. По свойствам эти механизмы близки к блокированному приводу, однако они исключают возможность возникновения циркуляционной мощности.
Кроме увеличения проходимости колесных машин, применение межколесных самоблокирующихся дифференциалов позволяет повысить их устойчивость. Момент сопротивления повороту мостов с самоблокирующимися дифференциалами препятствует самопроизвольному отклонению колесных машин при боковых порывах ветра или при движении поперек склона.
Момент сопротивления повороту и соответственно радиус поворота тем больше, чем выше коэффициент блокировки дифференциала. Разность радиусов поворота при дифференциальном приводе и в случае применения самоблокирующихся дифференциалов уменьшается при снижении скорости движения машины.
Если в управляемых мостах быстроходных полноприводных машин не рекомендуется использовать межколесные дифференциалы с высоким коэффициентом блокировки, то это ограничение не распространяется на тихоходные машины. На тракторах; в настоящее время применяют самоблокирующиеся дифференциалы с высоким коэффициентом блокировки как в управляемых так, и в неуправляемых мостах.
Для обеспечения заданной поворачиваемости колесных машин в межосевом приводе используют дифференциальные механизмы. В тележках с неуправляемыми колесами многоосного автомобиля, предназначенного для эксплуатации по бездорожью, применяют блокированный привод. Если автомобиль эксплуатируется на дорогах с~ усовершенствованным покрытием, то используют дифференциальный привод с резервной блокировкой. •
В тележках с управляемыми мостами из-за большой разности в пути, проходимых колесами на поворотах, используют межосевой дифференциальный привод.
Выбор схемы привода ведущих мостов и колес зависит от массы, геометрических параметров машины, числа ведущих мостов, формулы управляемости и условий эксплуатации. Приведенные в работе данные позволяют выбрать оптимальную схему привода.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Агейкин Я- С. Проходимость автомобилей. М.: Машиностроение, 1981.
2.	Аксенов П. В. Многоосные автомобили: Теория общих конструктивных решений. М.: Машиностроение, 1980.
3.	Андреев А. Ф., Лефаров А. X. Статическая поворотливость полноприводных колесных машин с дифференциальным межосевым приводом//Автогракто-ростроение. Минск: Вышэйшая школа, 1978. Вып. И.
4.	Андреев А. Ф., Лефаров А. X. Расчет параметров кругового движения миогосоосного полноприводного автомобиля//Автотракторостроение. Минск: Вышэйшая школа, 1979. Вып. 13.
5.	Андреев А. Ф. Тяговые свойства миогосоосного трактора//Автотракторо* строение. Минск: Вышэйшая школа, 1984. Вып. 19.
6.	Атаманов Ю. Е-, Скойбеда А. Т., Сазонов И. С. Блокирование межколесного дифференциала самоходных шасси//Механизация и электрификация сельского хозяйства. 1981.
7.	Беккер М. Г. Введение в теорию систем местность—машина. М.: Машиностроение, 1973.
8.	Ванцевич в. В., Израилевич Л. С., Лефаров А. X. Экспериментальные исследования самоблокирующихся дифференциалов передних ведущих мостов тракторов «Беларусь» МТЗ-52/82//Автотракторостроеиие. Минск: Вышэйшая школа, 1981. Вып. 16.
9.	Ванцевич В. В., Лефаров А. X. Внутренние силовые процессы в конических четырехсателлнтных дифференциалах//Вестннк машиностроения. 1983. № 9.
10.	Вирабов Р. В. Тяговые свойства фрикционных передач. М.: Машиностроение, 1982.
11.	Гуськов В. В. Тракторы. Минск: Вышэйшая школа, 1977. ч. II.
12.	Кнороз В. И., Кленииков Е. В. Шины н колеса. М.: Машиностроение, 1975.
13.	Кутенов В. Ф., Анохин А. А., Щепкин А. И. Автомобилестроение за ру-бежом//Автомобильная промышленность.— 1983. № 11.
14.	Лефаров А. X. Дифференциалы автомобилей и тягачей. М.: Машиностроение, 1972.
15.	Литвинов А. С. Управляемость и устойчивость автомобиля. М.: Машиностроение, 1971.
16.	Лысов А. М. Развитие трансмиссий зарубежных сельскохозяйственных тракторов колесной формы 4Х4//Тракторы и сельхозмашины, 1979. № 12.
17.	О затратах мощности в движителе полноприводных колесных тракто-ров/А. Ф. Андреев, В. В. Ванцевич, А. X. Лефаров, С. И. Стригунов//Тракторы и сельхозмашины. 1983. № 12.
18.	Петрушов В. А., Шуклин С. А., Московкин В. В. Сопротивление качению автомобилей и автопоездов. М.: Машиностроение, 1975.
19.	Решетов Д. Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1974.
20.	Скойбеда А. Т. Автоматизация ходовых систем колесных машин. Минск: Наука и техника, 1979.
21.	Степанюк П. Н., Израилевич Л. С. Исследование симметричности блокирующих свойств межколесного дифференциала повышенного трения с дисковыми фрикционными муфтами//Тракторы и сельхозмашины. 1979, № 2.
22.	Транспортные средства на высокоэластичных движителях/Н. Ф. Бочаров, В. И. Гусев, В. М. Семенов и др, М.: Машиностроение, 1974.
172
Я Е теэРия поворота транспортных машин. М,: Машинострое-д д основы теории и расчета трактора и автомобиля. М,: Е. А р^бранные труды. Т. I.: Теория автомобиля. М.: Изд-во
23.	Фаробин иие, 1970.
24.	Чудаков Колос, 1972.
25.	Чудаков
АН СССР 1961
26.	New axle lock system and ^ron^ driving axle//Dusel and Gas. Turbine Progr. 1979 45 N 6 P 21
27	Schuler Oscar Erf’8*' Mehr Zugleistung durch allradantrieb mit Selbstsper-rdifferential.—Zandtechn.Z” 1979- 3Q- N 2: p- 138—140.
9Я «ПчГршя itai BctiSn di trazione integrate con differenziale intermedio.// ATA - Ineeener a auWtoristica- ,981- 34- й u~12- P- 701-702.
29.	Trakteren dateJ -₽reise//DLZ- 1982- N 10--p- 1351-1426.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие)....................................................... 3
Межколесные и межосевые дифференциалы...........................7	5
Кинематические и динамические характеристики дифференциалов .	5
Усилия в зацеплении конических колес дифференциалов . .	.	11
Работоспособность дифференциалов..............................24
Двойные дифференциалы........................................ 26
Дифференциалы с блокирующим устройством	.	.	.............32
Межколесный дифференциальный привод...........................35
Межосевой дифференциальный привод.............................39
Дифференциалы повышенного трения...................................45
Блокирующие свойства дифференциалов...........................45
Дисковые дифференциалы без дополнительного нажимного устройства ......................................................51
Дисковые дифференциалы с кулачковым нажимным, устройством .	54
Дисковые дифференциалы с нажимным устройством в виде V-об-разиых пазов под пальцы сателлитов	.,	.	61
Червячные дифференциалы.......................................х	68
Кулачковые дифференциалы.................................71
Дифференциалы с. переменным коэффициентом	блокировки	...	75
Колебательные процессы в конических дифференциалах с дисковыми муфтами...................................................... 87
Межосевые дифференциалы повышенного трения.............. 95
Самоблокирующиеся дифференциалы свободного	хода	....	97
Основные свойства дифференциалов свободного хода............. 97
Конструкция и принципы работы дифференциала свободного хода .	98
Применение н эксплуатация дифференциалов свободного хода . .	106
Влияние схемы привода к ведущим колесам на тяговые свойства колесных машин...........................................\......................111
Тяговая характеристика колеса....................................111
Потерн мощности иа буксование при линейной зависимости между силой тяги и буксованием колес...................................114
Тяговые свойства многоосной машины с блокированным межосевым приводом..............................................	.	122
Тяговые свойства ведущего моста................................  126
Влияние схемы привода ведущих колес на поворачиваемость многоосных машин..............................................................131
Поворачиваемость машин...........................................131
Кинематика поворота..............................................132
Силы, действующие в плоскости	дороги на колеса машины .	.	134
Момент сопротивления повороту ведущего моста колесной машины .	137
Распределение касательных сил тяги по ведущим мостам колесной машины....................................................... .	140
174
Затраты энергии на осуществление поворота	.........	144
Расчет параметров установившегося поворота......................145
Влияние схемы привода на параметры установившегося поворота .	148
Оборудование и методы экспериментальных исследований ....	153
Виды испытаний дифференциалов...................................153
Стенды для испытаний дифференциалов.............................154
Стендовые испытания дифференциалов повышенного трения .	.	.	158
Испытания дифференциалов иа машинах в дорожно-полевых условиях ........................................................:	164
Список литературы....................................................172