Author: Лукин П.П. Гаспарянц Г.А. Родионов В.Ф.
Tags: техника средств транспорта автодорожный транспорт машиностроение конструирование автомобили
Year: 1984
Text
ЛП
ДЛЯ ВУЗОВ
Л. Л Лукин
Г.А.Гаспарянц
В.Ф. Родионов
^КОНСТРУИРОВАНИЕ
^И РАСЧЕТ
§ АВТОМОБИЛЯ
Допущено Министерством высшего и среднего
специального образования СССР
в качестве учебника для студентов втузов,
обучающихся по специальности.
’Автомобили и тракторы"
МОСКВА
« МАШИНОСТРОЕНИЕ »
1984
DDK оУ.ОО ]
Л22
УДК 629.113.001.66 (075)
629.113.001.24 (075)
Редактор И. Ф. Бочаров
Рецензенты: кафедра «Автомобили» Московского автомобильно-дорожного
института, д-р техн, наук проф. В. И. Медведков
Лукин П. П. и др.
Л22 Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для сту-
дентов втузов, обучающихся по специальности «Автомобили
и тракторы»/!!. П. Лукин, |Г. А. Гаспарянц,| В. Ф. Родионов. —
М.: Машиностроение, 1984. — 376 с., ил.
В пер.: 1 р. 30 к.
Изложены основные положения конструирования и расчета автомобиля. Проана-
лизированы новые конструкции агрегатов автомобиля, освещены тенденции их раз-
вития, современные методы расчета.
„ 3603030000-212 О1О<1Л ББК 39.33
Л ~038(00-84 -212'84 6Т2.1
Павел Петрович Лукин, \Грант Арутюнович Гаспарянц,\
Василий Федорович Родионов
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ
Редакторы Г. Т. Пирогова, Е. В. Радовская
Художественный редактор С. С. Водчиц
Переплет художника А. Н. Ковалева
Технический редактор В. И. Орешкина
Корректоры А. П. Сизова и А. М. Усачева
ИБ № 2247
Сдано в набор 29.02.84. Подписано в печать 24.08.84. Т-16184.
Формат бОхЭОЧи- Бумага типографская № 2. Гарнитура литературная.
Печать высокая. Усл. печ. л. 23,5. Усл. кр.-отт. 23,5. Уч.-изд. л. 25,33.
Тираж 22600 экз. Заказ 59. Цена 1 р. 30 к.
Ордена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение»,
107076, Москва, Стромынский пер., 4
Ленинградская типография № 6 ордена Трудового Красного Знамени
Ленинградского объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой
Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
193144, г. Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
© Издательство «Машиностроение», 1984 г>.
ПРЕДИСЛОВИЕ
XXVI съезд КПСС утвердил программу экономического и со-
циального развития СССР на 1981—1985 годы и на период до 1990 г.
Значительная роль в ее реализации отведена автомобильной про-
мышленности — одной из ведущих отраслей народного хозяйства.
Эффективность работы автомобильного транспорта влияет на про-
изводительность труда всех отраслей промышленности и сельского
хозяйства. Большое значение приобретают разработка и создание
более прогрессивных моделей автомобильной техники, совершен-
ствование конструкции агрегатов автотранспортных средств, улуч-
шение их эксплуатационных качеств.
Успехи, достигнутые за последние десятилетия в фундаменталь-
ных и прикладных науках, открывают новые возможности для раз-
вития автомобильной техники.
Важнейшими направлениями дальнейшего повышения техниче-
ского уровня автомобильной техники являются уменьшение расхода
топлива и масла, снижение трудоемкости технического обслужива-
ния, расхода материалов на изготовление автомобиля, понижение
уровня шума и токсичности отработавших газов, повышение надеж-
ности и безопасности конструкции.
Высоких показателей топливной экономичности можно достичь
в результате дальнейшего уменьшения массы автомобиля, установки
дизелей, улучшения аэродинамических показателей, совершенство-
вания конструкций трансмиссий и других узлов, а также расшире-
ния применения электронных устройств, позволяющих поддерживать
оптимальные режимы движения. Масса автомобиля может быть
уменьшена при широком использовании легких сплавов, пластмасс,
высокопрочных сжалей, а также при рациональном конструировании
сборочных единиц и деталей с помощью ЭВМ.
При конструировании необходимо в первую очередь определить
требования, предъявляемые к автомобилю, учитывающие условия
его эксплуатации, производственные возможности и т. п. Однако
полностью удовлетворить все предъявляемые требования невозможно.
Поэтому конструктор в каждом конкретном случае отдает предпочте-
ние наиболее важным требованиям, предъявляемым к данному
автомобилю или проектируемому агрегату.
Единая система конструкторской документации (ЕСКД) уста-
навливает для всех предприятий и организаций СССР единый поря-
док, последовательность и организацию проектирования новых
изделий, а также единые правила оформления и выполнения кон-
структорской документации. Введение ЕСКД способствует коопе-
рированию производства и позволяет устранить изменения в техни-
1* 3
ческой документации при ее передаче с одного предприятия на другое.
В настоящее время особенно актуальной является проблема обес-
печения высокого качества проектных работ, выполняемых в течение
ограниченного времени.
Применение ЭВМ дает возможность ускорить конструкторские
расчеты, осуществить математическое моделирование сложных фи-
зических процессов, учитывать значительно большее число факторов
при расчетах, а следовательно, более обоснованно выбрать конструк-
тивные параметры проектируемого автомобиля.
В настоящее время внедряется система автоматизированного проек-
тирования (САПР) с применением технических средств обработки
информации и математических методов для решения основных задач
конструирования и доводки агрегатов автомобиля. Внедрение САПР
позволяет снизить продолжительность и трудоемкость конструктор-
ских работ и обеспечить взаимосвязь конструкторской подготовки
производства с подсистемами автоматизированной системы управле-
ния производством и автоматизированной системой управления тех-
нологическими процессами.
Автором первого учебника «Расчет автомобиля», вышедшего
в 1947 г., был основатель советской научной школы в области авто-
мобилестроения акад. Е. А. Чудаков. За истекший период теория
и практика конструирования и расчета автомобиля получили
дальнейшее развитие в работах коллективов научно-исследователь-
ских институтов, автомобильных заводов и высших учебных заведе-
ний. Велики в этом заслуги А. С. Антонова, Н. А. Бухарина,
Н. Ф. Бочарова, Б. В. Гольда, А. С. Литвинова, В. В. Осепчугова,
А. Н. Островцева, Р. В. Ротенберга, Б. С. Фалькевича, А. К. Фрум-
кина, И. С. Цитовича, Н. Н. Яценко и других ученых и инженеров.
При написании учебника авторы ставили перед собой задачу
изложения основных инженерных сведений, необходимых для кон-
струирования и расчета автомобиля. Большое внимание уделено
рассмотрению динамических процессов, протекающих в отдельных
агрегатах и автомобиле в целом, что дает возможность полнее оценить
влияние различных конструктивных факторов и правильно подойти
к выбору оптимальных параметров при конструировании автомобиля.
Учебник написан на основании лекций по курсу «Конструирова-
ние и расчет автомобиля», прочитанных авторами в Московском авто-
механическом институте.
Глава 1 ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
АВТОМОБИЛЕЙ
1.1. ТИПАЖ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ
КАЧЕСТВА АВТОМОБИЛЕЙ
Автомобиль можно рассматривать как машину и как транспортное
средство. Автомобиль как машина характеризуется:
1) компоновочной схемой, определяющей относительное распо-
ложение основных компонентов: двигателя, ведущих колес, пасса-
жирского салона и багажника или кабины и платформы для груза;
2) параметрами конструкции, такими, как сухая масса автомо-
биля, база, рабочий объем двигателя, передаточное число главной
передачи и т. д.;
3) характеристиками агрегатов и систем автомобиля, представ-
ляющими их выходные показатели в виде зависимостей между пере-
менными величинами (скоростная и нагрузочная характеристики
двигателя, характеристики гидротрансформатора и т. д.).
Систематизированные значения параметров автомобилей, которые
необходимы народному хозяйству, населению и которые должна вы-
пускать промышленность, сгруппированные по основным призна-
кам, называются типажом автомобилей. В связи с непрерывным со-
вершенствованием конструкции автомобилей и методов эксплуата-
ции типаж пересматривается каждые 10 лет.
Из общего числа указываемых в типаже параметров можно вы-
делить основные (квалификационные), по которым определяется
принадлежность автомобиля к тому или иному классу или категории.
Для легковых автомобилей, которые подразделяют на классы и
группы в пределах класса, такими параметрами являются рабочий
объем двигателя и сухая масса, а для грузовых, которые подразде-
ляют на категории, ’-максимальная нагрузка на дорогу, передавае-
мая колесами одного моста, масса перевозимого груза, колесная
формула, мощность и тип двигателя.
Если ограничиться рассмотрением автомобилей общего назначе-
ния, то примером типажа могут быть данные, приведенные в табл. 1
И 2 соответственно для легковых и грузовых автомобилей.
Автомобиль как транспортное средство характеризуется следу-
ющими свойствами: 1 — динамичностью; 2 — топливной экономич-
ностью; 3 — курсовой устойчивостью; 4 — управляемостью; 5 —
проходимостью; 6 — маневренностью; 7 — плавностью хода; 8 —
легкостью управления; 9 — надежностью; 10 — технологичностью
обслуживания и т. д.
Перечисленные свойства оценивают одним или несколькими пока-
вателями, например динамичность легкового автомобиля — тремя
показателями: временем разгона автомобиля с места до 100 км/ч,
5
Таблица 1
Класс автомобиля Груп- па Рабочий объем двигателя, л Сухая масса автомобиля, кг
Особо малый 1 До 0,849 До 649
2 0,850—1,099 650—799
Малый 1 1,100—1,299 800—899
2 1,300—1,499 900—999
3 1,500—1,799 1000—1149
Средний 1 1,800—2,499 1150—1299
2 2,500—3,499 1300—1499
Большой 1 3,500—4,999 1500—1899
2 Свыше 5,000 Свыше 1900
Высший — Не регламентированы
Таблица 2
Катего- рия автомо- биля Максимальная нагрузка йа дброЬ£, переда- ваемая колесами одного моста, кН Масса перево- зимого груза, т Колес- ная фор- мула автомо- биля Мощность двигателя, кВт
карбюра- торного дизеля
I 0,5 4X2 44—66 33—51
II 1,0 4X2 55—73 48—59
III До 60 включительно 1,5 4X2 55—74 48-59
IV 3,3 4X2 55—63 59
V 4,5 4X2 88 92
VI 8,0 6X4 — 154
VII 1 Свыше 60, до 80 вклю- 6,5 4X2 129, НО 136, 118
VIII / чительно 11,0 6X4 — 191
IX 1 Свыше 80, до 100 вклю- 9,3 4X2 — 176—265
X I чительно 15,3 6X4 — 176—265 или 294—309
максимальной скоростью и показателем приспособляемости двига-
теля. На стадии проектирования показатели свойств могут быть
рассчитаны на основе компоновочной схемы автомобиля, параметров
его конструкции и характеристик агрегатов или систем по аналити-
ческим зависимостям или оценены на основании прежнего опыта,
а при наличии опытного образца или серийного автомобиля — опре-
делены экспериментально. В некоторых случаях могут быть заданы
показатели свойств, тогда аналитические зависимости используют
для определения соответствующих параметров автомобиля.
Содержание показателей, характеризующих различные свойства
автомобиля и методы их аналитического и экспериментального
определения, рассмотрены в курсах по теории, испытанию и экс-
плуатации автомобиля.
Степень пригодности автомобиля для перевозки грузов или пас-
сажиров в конкретных условиях эксплуатации (транспортных, до-
рожных и климатических) является мерой качества автомобиля.
Поэтому свойства конкретного автомобиля в определенных условиях
6
эксплуатации называются эксплуатационными качествами, а пока-
затели свойств —- показателями эксплуатационных качеств.
Определяющими факторами транспортных условий эксплуатации
явтяются годовой пробег, условия хранения (безгаражное, гаражное,
е отапливаемом гараже), квалификация водителей и обслуживаю-
щего персонала и т. д.; для грузовых автомобилей, кроме того, вид
перевозимого груза, размеры упаковки, партионность (количество
груза, перевозимое на одном автомобиле) и т. д.
Дорожные условия характеризуются следующими факторами!
прочностью дорожного покрытия, мостов и других сооружений,
ровностью дорожного покрытия, продольным профилем дороги,
предельными величинами уклонов, интенсивностью движения и т. д.
Факторами, характеризующими климатические условия, яв-
ляются! средняя, минимальная и максимальная температура воз-
духа в наиболее холодные и жаркие месяцы года, продолжительность
зимнего периода и сохранения снежного покрова, влажность воз-
духа в летний период.
На практике возможны самые различные сочетания факторов,
определяющих условия эксплуатации, поэтому автомобили проек-
тируют для наиболее распространенных сочетаний этих факторов.
1.2. СТАДИИ И ЭТАПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
АВТОМОБИЛЕЙ
Проектирование охватывает весь комплекс конструкторско-экспе-
риментальных работ по созданию промышленного образца автомо-
биля — от составления технического задания и до корректирования
технической документации в соответствии с установившимся техно-
логическим процессом изготовления.
На рис. 1 указаны основные стадии проектирования автомобиля,
которые разделяются на этапы.
Техническое задание. Стадия технического задания состоит из
одного этапа — составления технического задания. Для этого пред-
варительно анализируют требования заказчика или основного по-
требителя, директивные документы, относящиеся к проектируемому
объекту, и существующие тенденции развития автомобилей данного
класса (категории).
Эскизный проект. Стадия эскизного проекта включает следую-
щие этапы: эскизную компоновку, создание поискввых макетов
внешних форм, макетирование внешних форм, макетирование вну-
треннего пространства.
К моменту утверждения технического задания общая компоновка
и поисковые макеты внешних форм должны иметь определенную
степень проработки, чтобы предварительный чертеж общего вида
автомобиля мог войти в техническое задание. Поэтому стадии эскиз-
ного проекта и технического задания перекрывают одна другую, как
показано на схеме.
Эскизная компоновка является начальным этапом разработки
общей компоновки. В ходе ее устанавливают предварительные раз-
7
Ви ди выполняемых работ
Испытания опытных образцов Испытания образцов агрегатов Испытания образцов автомобиля
Изготовление опытных образцов Изготовление образцов агрегатов Изготовление образцов автомобиля
Разработка технической документации Разработка конструк- ции агрегатов Выпуск рабочих чертежей Корректи- рование техниче- ской доку- ментации
Макетирование Макетиро- вание S □ л 2
Макетиро- вание внутрен- него про- странства
0J а: а а о и поисковых макетов Макетиро- вание внешних форм
Разработки общей компоновки Разработка эскизной компоновки Уточнение общей ком- s id m о о с
Подготови- тельные работы Составле- ние техни- ческого ол пяыыа । 1
Стадии Техническое задание Эскизный проект Техниче- ский проект Разработка рабочей доку- ментации
Рис. 1. Основные стадии и этапы проектирования автомобиля.
8
меры и относительное расположение основных агрегатов автомобиля,
положение водителя, перевозимого груза или пассажиров и ба-
гажа.
Если компоновочная схема автомобиля не установлена техниче-
ским заданием, то прорабатывают несколько вариантов схем. При
выборе варианта учитывают: массу автомобилями распределение ее
по мостам, габаритные размеры, комфортабельность посадки, удоб-
ство входа — выхода и выполнения погрузочно-разгрузочных работ,
доступность двигателя и других агрегатов для обслуживания и ре-
монта, а также технологичность конструкции и себестоимость изго-
товления.
Поисковые макеты внешних форм создают для того, чтобы найти
общую идею архитектурного решения кузова легкового автомобиля
или кабины и оперения грузового автомобиля. Исходными данными
для разработки внешних форм является выкопировка необходимых
элементов из эскизной компоновки. Макет выполняют в масштабе
1 ; 5 из пластилина. Поисковые макеты могут быть испытаны в аэро-
динамической трубе для определения коэффициента сопротивления
воздуха и положения центра бокового давления ветра и соответ-
ствующей доработки внешних форм.
Когда на поисковых макетах будет найдена и одобрена общая
идея архитектурного решения, строят пластилиновый макет внеш-
них форм кузова или кабины и оперения в масштабе 1:1. Этот макет
имеет многоцелевое назначение: его используют для уточнения внеш-
них форм, проверки впечатления, которое будет оставлять автомо-
биль, а также для решения ряда технологических вопросов; кроме
того, он является источником информации о наружной поверхности
для разработки чертежей кузова или кабины и оперения.
На макете внутреннего пространства проверяют комфортабель-
ность посадки, удобство входа и выхода, обзорность, доступность
органов управления и т. д. Макет в масштабе 1 : 1 делают из дерева
и подручных материалов. Основанием для постройки макета служит
чертеж внутренней планировки, выполненный в масштабе 1:1.
Макет должен быть дополнен панелью капота для проверки перед-
ней обзорности и стеклами из прозрачного пластика. На макете
внутреннего пространства легкового автомобиля воспроизводят также
внутреннее пространство багажника.
Технический проект. Стадия технического проекта включает
в себя следующие этапы: общую компоновку (завершение), макети-
рование шасси, разработку конструкции агрегатов.
Разработка общей компоновки, макетирование шасси и разра-
ботка конструкции агрегатов не должны задерживать работы по
экскизному проекту (макету внешних форм и макету внутреннего
пространства) и поэтому должны проводиться параллельно им, как
это показано на схеме.
После того как в процессе разработки эскизной компоновки
будут установлены предварительные размеры и относительное рас-
положение основных частей, а также найдено архитектурное
решение внешних форм, работа над общей компоновкой на ста-
9
дни технического проекта вступает в фазу уточнения относитель-
ного расположения агрегатов и согласования их размеров и пара-
метров.
Для этого разрабатывают плазовые чертежи и увязочную схему
автомобиля. Для шасси и кузова или кабины выполняют отдельные
плазовые чертежи, чтобы избежать перегрузки их изображениями.
На плазовом чертеже шасси изображают контуры всех агрегатов и
узлов, перемещающиеся части показывают в крайних положениях.
Этот чертеж позволяет наглядно представить относительное распо-
ложение всех агрегатов, узлов, тяг и шлангов, выявить зазоры,
проверить правильность расчетов и т. д. Плазовый чертеж кузова
или кабины сначала используют для доработки общей компоновки,
а затем для разработки поверхности и конструкции узлов кузова или
кабины. Плазовые чертежи шасси и кузова выполняют в масштабе
1:1, размеры не проставляют, а определяют путем непосредст-
венных замеров, для чего их снабжают координатной сеткой.
Увязочная схема содержит исчерпывающую информацию об
определяющих размерах агрегатов, размерных цепях, ходах пере-
мещающихся частей и зазорах. На ней приводят результаты всех
расчетов. Увязочную схему выполняют в масштабе 1 : 5 и снабжают
координатной сеткой.
Помимо разработки плазового чертежа шасси строят макет
шасси или по крайней мере моторного отсека, учитывая особенную
плотность размещения в нем агрегатов.
Макет, выполняемый в масштабе 1:1, позволяет проверить все
зазоры, которые не могут быть определены графически, найти пра-
вильное положение тяг, проложить трубопроводы и провода, про-
верить доступность агрегатов для обслуживания и демонтажа.
Большим достоинством макетирования шасси является возможность
легкой и быстрой проверки различных вариантов конструкции и
расположения агрегатов и узлов. Макет выполняют большей частью
из дерева, широко используют различные подручные средства и
материалы.
Главным итогом стадии технического проекта является разра-
ботка конструкции основных агрегатов.
Разрабатываемые компоновки должны быть выполнены в объеме,
достаточном для изготовления по ним полного комплекта рабочих
чертежей.
Разработка рабочей документации. Стадия разработки рабочей
документации автомобиля включает в себя следующие этапы: раз-
работку рабочих чертежей, технических условий и т. д., изготовле-
ние опытных образцов агрегатов, испытание опытных образцов
агрегатов, изготовление опытных образцов автомобиля для доводоч-
ных испытаний, доводочные испытания образцов автомобиля, кор-
ректирование технической документации.
Помимо показанных на рис. 1 этапов, стадия «Разработка рабочей
документации» также охватывает этапы предварительных, приемоч-
ных и других видов испытаний, которые выходят за пределы изла-
гаемого курса.
10
На основе технического проекта разрабатывают комплект рабо-
ч й технической документации для изготовления опытных образцов
С обиля Ее выполняют в полном соответствии с требова-
ниями Е€КД и корректируют на последующих этапах проектиро-
образцы агрегатов и автомобилей изготовляют по
обходной технологии (без использования специальных ‘станков и
инструментов), но с обязательным соблюдением всех требований
технической документации, чтобы исключить влияние качества изго-
товления и сборки на результаты испытаний, а также избежать
неправильных выводов и заключений. Опытные образцы изготов-
ляют несколькими последовательными сериями, что позволяет
в каждой последующей серии учесть опыт ранее проделанных
работ.
Испытания вновь созданных агрегатов проводят как на стендах,
так и на автомобилях.
Стендовые испытания могут проводиться для определения вы-
ходных характеристик и степени их соответствия предъявляемым
требованиям или для устранения конкретного дефекта.
Испытаниям на автомобилях обычно подвергаются агрегаты наи-
более сложные и требующие большой доводочной работы (двигатель,
гидропередача, рулевой механизм).
Экспериментальная проверка и доработка конструкции авто-
мобиля проводятся в ходе доводочных испытаний автомобилей:
лабораторных, лабораторно-дорожных и пробеговых.
Лабораторные и лабораторно-дорожные испытания предназна-
чены для определения параметров и выходных показателей авто-
мобиля. При лабораторных испытаниях выполняют обмеры, взве-
шивание, оценку обзорности и других параметров и показателей, не
связанных с пробегом. Лабораторно-дорожные иопытания включают
определение показателей динамичности и топливной экономичности,
оценку курсовой устойчивости и управляемости, эффективности
торможения и других показателей, связанных с пробегом.
Пробеговые испытания автомобилей проводят для получения
сведений о надежности, удобстве управления и обслуживания, под-
готовке материалов по срокам обслуживания и номенклатуре при-
кладываемого инструмента и для составления инструкции по экс-
плуатации, а также для выявления дефектов, подлежащих устране-
нию. Пробеговые испытания*проводят в условиях, воспроизводящих
условия реальной эксплуатации (дороги, нагрузки, режимы движе-
ния, квалификация водителя, обслуживание, хранение и применяе-
мые эксплуатационные материалы).
Для ускоренных испытаний на долговечность подвески, рулевого
управления, рамы и кабины грузовых автомобилей и специальных
автомобилей высокой проходимости пользуются такой разновид-
ностью пробеговых испытаний, как испытания на неровной дороге
(дорога с выступами разной высоты и формы, волнистая дорога,
булыжное покрытие разного качества).
11
1.3. АНАЛИЗ КОМПОНОВОЧНЫХ СХЕМ
АВТОМОБИЛЕЙ
Для современных автомобилей утвердились компоновочные
схемы, представленные в табл. 3. Ниже рассмотрены характерные
особенности перечисленных в табл. 3 компоновочных схем легковых
и грузовых автомобилей.
Для сравнения приведенных компоновочных схем принято:
все легковые автомобили оборудованы четырехдверными закры-
тыми кузовами типа седан (без перегородки) и имеют два ряда
сидений, а грузовые автомобили с колесной формулой 4X2 и сдвоен-
ными задними колесами снабжены бортовой платформой;
сравниваемые по схемам автомобили имеют одинаковые основные
геометрические параметры и параметры массы, как-то: одинаковую
планировку и размеры салона кузова, одинаковые размеры и массу
грузовой платформы, двигателя, агрегатов трансмиссии и т. д.
При этом себестоимость изготовления автомобилей, выполненных
по различным компоновочным схемам, не рассматривается из-за
отсутствия сопоставимых данных. Себестоимость изготовления авто-
мобиля определяется не только его компоновочной схемой, но и
в вначительной степени комплектностью дополнительного оборудова-
ния автомобиля, качеством его отделки, а также совершенством тех-
нологии изготовления и масштабами производства.
Таблица 3
Схема
Условное обозначение
и описание схемы
Легковые автомобили
А. Двигатель спереди, ведущие
колеса — задние (классическая
схема)
Б. Двигатель спереди, ведущие ко-
леса — передние.
Ось двигателя может располагать-
ся: вдоль или поперек автомобиля,
впереди или над осью передних
колес
В. Двигатель сзади, ведущие ко-
леса — задние.
Ось двигателя может располагать-
ся: вдоль или поперек автомобиля,
позади или над осью задних колес
12
Продолжение табл. 3
Схема
Условное оГозначе е
и описание схемы
Грузосые автомобили
К. Двигатель над осью передних
колес, кабина за двигателем
Л. Двигатель над осью передних
колес, кабина надвинута на дви-
гатель
М. Двигатель над осью передних
колес, кабина над двигателем
Н. Двигатель сзади оси передних
колес, кабина перед двигателем
Легковые автомобили. Схема А. Для автомобилей, выпол-
ненных по этой схеме, характерна относительно большая габаритная
Длина, а при использовании двигателей большого рабочего объема,
которые не могут быть установлены впереди оси передних колес, —
большая база. Последняя, однако, может быть несколько уменьшена
при размещении масляной ванны с маслоприемником в передней
части двигателя, что позволяет расположить двигатель впереди по-
перечины несущего основания или рамы, используемой для крепле-
ния передней подвески. Сухая масса автомобиля из-за наличия кар-
13
данной передачи и туннеля в полу для нее, а также большей габарит-
ной длины оказывается больше, чем при других компоновочных
схемах. Распределение массы между передними и задними колесами
при полной нагрузке (примерно 48/52 %) и при одном водителе
(примерно 52/48 %) позволяет обеспечить автомобилю нейтральную
или небольшую недостаточную поворачиваемость, а также высокую
и стабильную курсовую устойчивость. Наиболее полно можно ис-
пользовать эти свойства в том случае, если автомобиль имеет задний
мост с неразрезной балкой, при которой крен подрессоренной части
не сопровождается изменением положений колес относительно опор-
ной поверхности, а высота центра крена практически не меняется.
В связи с относительно большой нагрузкой, приходящейся на
задние колеса, автомобиль достаточно хорошо преодолевает подъемы
и скользкие участки дороги. Однако на автомобилях обычных про-
порций, чтобы избежать возможности блокировки задних колес при
торможении и возникновения заноса, особенно при одном водителе,
требуется устанавливать регулятор давления в приводе к задним
тормозным механизмам или применять противоблокировочную си-
стему. Объем багажника (заштрихован на эскизах табл. 3) может
быть сделан большим. Доступность к двигателю для его обслужива-
ния и ремонта хорошая. Недостатком схемы является обязательное
наличие туннеля в полу салона для карданной передачи.
Преимущественная область применения этой компоновочной
схемы — автомобили среднего, большого и высшего классов.
Схема Б. Достоинства этой компоновочной схемы особенно
четко проявляются при поперечном расположении двигателя неболь-
шого рабочего объема впереди оси передних колес, что позволяет
сократить базу примерно на 10 % и уменьшить сухую массу авто-
мобиля примерно на 8 % сравнительно с классической компоновоч-
ной схемой. Двигатель, коробка передач и главная передача при
такой компоновочной схеме образуют единый компактный легко-
сменный узел, что удобно и в производстве, и в эксплуатации. Затраты,
связанные с применением четырех карданных шарниров в приводе
к передним колесам, при поперечном расположении двигателя
частично компенсируются тем, что сложная в изготовлении зубчатая
коническая или гипоидная главная передача заменяется более
простой передачей с цилиндрическими зубчатыми колесами.
Распределение массы между передними и задними колесами при
одном водителе в среднем составляет 60/40 %, что обеспечивает авто-
мобилю недостаточную поворачиваемость и высокую курсовую
устойчивость при любых нагрузках. Однако при движении авто-
мобиля по скользкой дороге, особенно на подъеме, сила тяги на
передних колесах может стать равной силе сцепления, вследствие
чего возможна потеря управляемости. С другой стороны, из-за не-
большой.- массы, приходящейся на задние колеса, особенно при
одном водителе, в результате уменьшения нагрузки на задние колеса
при торможении возможны блокировка задних колес и занос авто-
мобиля. Чтобы избежать этого, обязательно следует устанавливать
регулятор давления в приводе к задним тормозным механизмам или
14
применять противоблокировочную систему. На автомобилях с перед-
ним приводом занос может возникнуть также и при очень эффек-
тивном торможении двигателем.
Недостатком схемы, особенно при поперечном расположении
двигателя, является «теснота» в моторном отсеке и затрудненный
доступ к двигателю для его обслуживания и ремонта.
Из-за небольшой нагрузки на задние колеса масса перевозимого
в багажнике багажа может быть принята большей, чем при других
компоновочных схемах, объем багажника ограничивается только
задним свесом. Большими достоинствами схемы являются отсутствие
туннеля в полу салона и возможность создания полноценных моди-
фикаций кузовов типа универсал и фургон.
Данная компоновочная схема применяется преимущественно на
автомобилях малого класса.
Схема В. При такой схеме двигатель обычно размещают вдоль
автомобиля, за осью задних колес. Это связано со стремлением
иметь примерно такую же величину заднего свеса, как и при дру-
гих компоновочных схемах, и одновременно обеспечить хорошую
доступность к двигателю для его обслуживания и ремонта. При
такой схеме обязательно применение независимой подвески задних
колес. Двигатель, коробка передач и главная передача, как и при
схеме Б, образуют единый компактный легкосменный узел.
Значения базы и сухой массы автомобиля примерно такие же,
как и для автомобилей, выполненных по компоновочной схеме Б
Распределение массы между передними и задними колесами при
полной нагрузке в среднем составляет 42/58 %, что приводит к пере-
грузке задних колес и, как следствие, вызывает склонность авто-
мобиля к избыточной поворачиваемости и обусловливает недостаточ-
ную курсовую устойчивость.
Большая нагрузка, приходящаяся на задние колеса, позволяет
автомобилю легко преодолевать подъемы и скользкие участки до-
роги .
При обычной длине переднего свеса объем багажника, разме-
щенного между большими кожухами управляемых колес, не может
быть достаточно большим. Расположенный сзади двигатель не
обеспечивает защиты водителя и пассажиров при наездах. Другими
недостатками этой схемы являются длинные коммуникации, тяги
и тросы управления и наличие туннеля в полу салона для их разме-
щения, недостаточно эффективный обогрев ветрового стекла, повы-
шенный уровень шума в салоне и, как следствие, потребность в до-
полнительной шумоизоляции стенки задка, невозможность создания
полноценных кузовов типа универсал и фургон с дверью в задней
стенке.
Возможная область применения этой компоновочной схемы —
автомобили особо малого класса, обладающие низкой максималь-
ной скоростью и снабженные двигателями небольшого рабочего
объема.
Анализ распространения компоновочных схем на новых моделях
легковых автомобилей обнаруживает тенденцию: переднеприводная
15
схема вытесняет схему с задним расположением двигателя в особо
малом и малом классах автомобилей и получает распространение
в среднем и даже большом классах.
Грузовые автомобили. Схема К. Автомобили, выполненные
по данной схеме, отличаются большими базой и габаритной длиной,
ограниченной передней обзорностью при хорошей доступности
к двигателю и удобством входа и выхода.
Схема Л. Позволяет несколько уменьшить базу и габаритную
длину (на 200—400 мм), однако при этом колесные ниши и двига-
тель, выступая за плоскость перегородки моторного отсека, сокра-
щают располагаемый объем в зоне размещения педалей и затрудняют
их компоновку, вследствие чего требуется поднимать пол кабины.
К недостаткам автомобилей, выполненных по этой схеме, относятся:
еатрудненный доступ к задней части двигателя, малая ширина проема
двери, повышенный уровень шума, нагрев перегородки моторного
отсека.
В автомобилях, выполненных по схемам К и Л, в нагруженном
состоянии на передние колеса приходится 27—30 % массы, что яв-
ляется оптимальным при движении по плохим дорогам; без нагрузки
на задние колеса приходится более 50 % массы, что также является
Ьоложительным фактором.
Компоновочные схемы К и Л, которые могут быть отнесены
к классическим, имеют преобладающее распространение на выпускае-
мых в массовых масштабах автомобилях общего назначения неза-
висимо от их грузоподъемности, а также на специальных автомо-
билях, создаваемых на их базе.
Схема М. Позволяет получить минимальные базу и габарит-
ную длину.
К недостаткам автомобилей, выполненных по этой схеме, отно-
сятся: большая высота пола кабины и неудобный вход и выход,
наличие кожуха над двигателем, что делает невозможным размеще-
ние в кабине трех человек, а также затрудненный доступ к двигателю
через капот, расположенный внутри кабины, который не исключает
возможности попадания в кабину отработавших газов. Поэтому
вместо применения поднимаемого капота кабину иногда выполняют
откидывающейся вперед, что приводит к усложнению приводов
управлений и коммуникаций.
Схема Н. Позволяет получить промежуточные значения базы
и габаритной длины. Размещение сидений над колесными нишами
создает такие преимущества, как промежуточное значение высоты
пола кабины, очень хорошая передняя обзорность, удобство входа
и выхода (подножка расположена впереди колес) и ровный пол
кабины.
К недостаткам рассматриваемой схемы следует отнести затруд-
ненный доступ к двигателю через люк в полу, который не исключает
возможности попадания в кабину отработавших газов. Поэтому
вместо применения закрываемого люка кабину иногда выполняют
откидывающейся. Другим решением этой проблемы может быть
Применение двигателя Q горизонтальным или противолежащим рас-
16
положением цилиндров, установленного под рамой и доступного
для обслуживания снизу.
На автомобилях, выполненных по схемам ЛА и Н, в нагруженном
состоянии на передние колеса, приходится 33—35 % массы, что
благоприятно для движения по дорогам с твердым покрытием;
без нагрузки на задние колеса приходится менее 50 %, что совер-
шенно недопустимо для движения по бездорожью. В сравнении
с автомобилями, выполненными по схемам К и Л, база меньше на
900—1200 мм, а габаритная длина — на 700—1000 мм. Это обеспе-
чивает высокую маневренность и минимальную потребную площадь
для стоянки. Сухая масса автомобиля меньше на 100—150 кг.
К числу недостатков схем М и Н по сравнению со схемами К и Л
следует отнести расположение сидений далеко от зоны наибольшей
комфортабельности, вследствие чего экипаж будет подвергаться
воздействию больших вертикальных ускорений при продольных
колебаниях автомобиля.
Преимущественная область распространения компоновочных
схем М и Н — грузовые автомобили V категории и выше грузо-
подъемностью от 4,5 т, чаще всего снабженные специальными ти-
пами кузовов и используемые для монтажа различного оборудова-
ния; тягач, самосвал, цистерна, автокран и т. д.
1.4. ОБЩАЯ КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЯ
Наибольшее распространение на легковых и грузовых автомо-
билях имеет так называемая классическая компоновочная схема
(см. табл. 3). На примере этой схемы рассмотрен процесс разработки
эскизной компоновки — начального этапа общей компоновки авто-
мобиля.
На чертеже общей компоновки автомобиля, выполняемом
в масштабе 1 : 5, изображают вид сбоку, вид сверху и необ-
ходимые поперечные сечения. Автомобиль показывают движу-
щимся влево, в его проектном положении, когда горизонтальная
базовая плоскость отсчета (поверхность полок лонжеронов рамы
или продольных балок основания несущего кузова) располагается
на проектной высоте параллельно поверхности дороги.
Для того чтобы начать общую компоновку, необходимо распо-
лагать габаритными чертежами основных агрегатов. Для прибли-
женного определения размеров агрегатов применяют метод пропор-
ционального пересчета размеров существующих агрегатов прежней
модели или автомобилей-аналогов. На этом этапе работы над общей
компоновкой широко используют рисунки и схемы из журналов
и проспектов, а также патенты.
Шаблон фигуры человека. Компоновка начинается с планировки
салона легкового автомобиля или кабины грузового автомобиля.
Для этого используют шаблон, воспроизводящий фигуру человека
(рис. 2).
Шаблон состоит из элементов торса, бедра, голени и стопы, шар-
нирно соединенных между собой. Используют три шаблона для
Рис. 2. Шаблон фигуры человека
Рис. 3. Размещение водителя
10-, 50-и 90 %-ного уровня репрезентативности (представительности),
различающихся длиной элементов бедра и голени, но не элемента
торса, длина которого несущественна для последующих построений.
Уровень репрезентативности представляет собой величину в про-
центах, соответствующую части взрослых мужчин при сплошном
их отборе, у которых численное значение [длины голени (бедра)
меньше или равно его заданной величине.
Ниже приведены значения переменных величин различных
уровней репрезентативности.
Уровень репрезентативности, % ..............................‘. . .
/г, мм ... ”.......................................................
/б, мм ............................................................
10 50 90
390 417 444
408 432 456
Шарниры, соединяющие отдельные элементы шаблона, снабжены
угловыми шкалами для измерения углов между осями элементов
и фиксаторами. На элементе торса шарнирно укреплена линейка
с фиксатором и угловой шкалой для установки оси элемента торса
под необходимым углом к вертикали.
Положение шаблона на сиденье (рис. 3) задается координатами а
и в оси тазобедренных шарниров (точка Н), углом наклона а оси
элемента торса к вертикали и углами |3, у и 6 между осями отдельных
элементов.
Шаблоны выполняют из листового дюралюминия или органи-
ческого стекла.
Размещение водителя. Чтобы определить положение водителя,
вначале строят линии внутренних границ пола, его наклонной части
и перегородки моторного отсека (поверхность ковра или обивки),
которые используют в качестве базы для координирования размеров,
определяющих посадку. При этом длина наклонной части пола
должна быть не менее 306 мм.
Затем наносят линию уровня подушки сиденья, сжатой под дей-
ствием силы тяжести водителя. Ее высоту над уровнем пола выби-
18
рают на основании прежнего опыта и изучения автомобилей-анало-
гов, на которых посадка водителя была признана удобной, но эта
высота не должна быть менее 100 мм.
Сиденье водителя должно иметь устройство для регулирования
его положения относительно органов управления и кроема ветрового
окна в продольном и вертикальном направлениях, чтобы приспо-
собить сиденье к индивидуальным особенностям телосложения
каждого водителя. Перемещение сиденья водителя для грузовых
автомобилей в продольном направлении должно быть не менее 100 мм,
а в вертикальном — не менее 80 мм (ГОСТ 12.2.023—76).
Сначала сиденье принимают установленным в крайнее заднее
нижнее положение и используют 90 %-ный шаблон. Выбирают угол
наклона а оси элемента торса к вертикали, в обычных случаях он
равен 20—30°. Под этим углом устанавливают и фиксируют линейку,
укрепленную к элементу торса. Когда стопа находится на линии
наклонной части пола, нижняя точка бедра лежит на уровне сжатой
подушки сиденья, а линейка располагается вертикально, шаблон
занимает «свое» положение. Посадка признается удовлетворитель-
ной, если углы между осями отдельных элементов не выходят из
определенных указанных ниже пределов.
Автомобили...........................................
Угол между осями элементов, °:
торса и бедра 0......................................
бедра и голени у ....................................
голени и стопой б ...................................
Грузовые1 Легковые
95—120 60—110
95—135 80—170
90—110 75—130
1 ГОСТ 12.2.023—76.
Найденное положение шаблона фиксируют на чертеже, затем
наносят траекторию перемещения сиденья и проводят проверку
для среднего и крайнего переднего и верхнего положения сиденья,
используя соответственно 50- и 10 %-ный шаблоны. Для найденного
крайнего заднего и нижнего положения сиденья водителя строят
контурную линию задней стороны сиденья (предполагается, что его
конструкция уже разработана или заимствована). Эта линия опре-
деляет положение задней стенки кабины грузового автомобиля или
используется при размещении пассажира, сидящего на заднем
сиденье легкового автомобиля.
Процесс размещения пассажира, сидящего на заднем сиденье,
аналогичен с той лишь разницей, что в этом случае необходимо обес-
печить зазор между элементом голени пассажира и контурной линией
задней стороны сиденья водителя.
Контурная линия крыши. Эта линия для легкового автомобиля
(рис. 4) определяется по положению высшей точки F головы во-
дителя (а также пассажира, сидящего на заднем сиденье); минималь-
ный зазор от головы до внутренней стороны обивки должен быть
100—135 мм. К этой величине следует прибавить общую толщину
крыши 15—20 мм и размер, учитывающий стрелу поперечного вы-
гиба крыши и то, что сиденье располагается не в плоскости симме-
трии автомобиля (20—40 мм).
19
Рис. 4. Построе-
ние контурной
линии крыши
кузова легкового
автомобиля
двигателя
Высшую точку F головы водителя
легкового автомобиля независимо от
ранее выбранного угла наклона оси
элемента торса принимают расположен-
ной на прямой, проходящей через
точку Н под углом 8° к вертикали для
сиденья, установленного в среднее по-
ложение по длине и высоте, на рас-
стоянии 765 мм от точки Н, что соот-
ветствует 50 %-ному шаблону.
Для грузовых автомобилей расстоя-
ние от точки Н для сиденья, установ-
ленного в крайнее заднее и нижнее
положение, до обивки крыши должно
составлять не менее 1000 мм вдоль
прямой, наклоненной под углом 8°
к вертикали (ГОСТ 12.2.023—76).
Чтобы установить положение двигателя
вместе с коробкой передач и сцеплением, предварительно наносят
линию наружных поверхностей перегородки моторного отсека, пола
и его наклонной части, для чего от принятых ранее линий их внутрен-
них поверхностей откладывают толщину теплошумоизоляции и
обивки перегородки моторного отсека или ковра пола, а также
толщину металла панелей, что всего составляет до 40 мм (рис. 5).
Для определения положения двигателя относительно найденных
границ перегородки моторного отсека, пола с его наклонной частью
контур двигателя, вычерченный на прозрачной кальке, наклады-
вают на чертеж салона или кабины так, чтобы расстояние от задней
части блока цилиндров до перегородки моторного отсека допускало
снятие головки блока без демонтажа двигателя с автомобиля; кон-
турная линия переднего карданного шарнира была расположена
ниже уровня пола кабины грузового автомобиля, или туннель в полу
для карданной передачи легкового автомобиля не был бы чрезмерно
высоким. С этой же целью ось коленчатого вала двигателя наклоняют
назад на 5—7°. Выбирая угол наклона оси коленчатого вала, надо
помнить, что уровень масла в картере при преодолении автомобилем
максимального подъема должен быть выше сетки маслоприемника»
Рис. 5. Размещение двигателя
20
Положение двигателя на чертежах задают точкой пересечения оси
коленчатого вала с плоскостью переднего торца блока цилиндров
и углом наклона оси коленчатого вала.
Положение осей колес. После размещения двигателя может быть
установлено положение осой колес. Проектное положение осей
колес по высоте относительно уровня пола салона или кабины для
легковых автомобилей зависит в первую очередь от габаритной вы-
соты, а для грузовых автомобилей — от погрузочной высоты. Для
грузовых автомобилей существуют дополнительные ограничения,
обусловленные наличием неразрезных балок переднего и заднего
мостов и тем, что верхние полки лонжеронов рамы по всей ее длине
лежат в одной горизонтальной плоскости.
Уточненное положение осей колес по высоте относительно лон-
жеронов рамы или продольных балок основания несущего кузова
(а следовательно, и пола кабины или салона) устанавливают при
компоновке подвесок с учетом принятых значений динамических
ходов. Положение колес по длине в первую очередь зависит от
заданного или выбранного распределения по мостам массы авто-
мобиля с полной нагрузкой и без нагрузки с одним водителем и
от размещения кожухов колес в кузове или кабине. Для грузовых
автомобилей предварительно должны быть установлены размеры
платформы.
Кожухи передних колес не должны выступать назад за линии
перегородки моторного отсека и наклонной части пола, чтобы не
ухудшать условия размещения педалей и комфортабельность по-
садки пассажира, сидящего рядом с водителем. Помимо этого, надо
учитывать необходимость достаточного зазора между масляным
картером двигателя и тягой рулевой трапеции, положение которой
связано с положением оси передних колес.
Расположение оси задних колес на легковом автомобиле выби-
рают так, чтобы кожухи колес размещались за спинкой сиденья и
не вызывали уменьшения его ширины.
Линия осей карданной передачи. После того как будет установ-
лено относительное положение двигателя и оси заднего моста, строят
линию осей карданной передачи. Ниже рассмотрены простейшие
случаи: один карданный вал с двумя карданными шарнирами
(рис. 6), отличающимися углами между осями вилок.
В легковых автомобилях, для того чтобы получить минимальную
высоту туннеля в полу, желательно как можно ниже расположить
линию осей карданной передачи, не выходя за пределы заданных
дорожных просветов, причем углы между осями вилок не должны
превышать определенных значений. Указанные требования легче
всего удовлетворить при 67-образной схеме расположения валов.
Однако при этой схеме по мере перемещения заднего моста из проект-
ного положения при изменении нагрузки разница в углах между
осями вилок переднего и заднего карданных шарниров увеличи-
вается. Это может быть причиной вибраций в трансмиссии и вынуж-
дает принимать специальные меры, например, выбирать соответ-
ствующие геометрические параметры направляющего устройства
£1
Рис. 6. Схемы карданных передач:
а — U-образная; б — Z-образная
задней подвески, применять несимметричные рессоры, а также
использовать карданные шарниры равных угловых скоростей.
В грузовых автомобилях, где не требуется максимально снижать
линию осей карданной передачи, а полный ход задней подвески от
положения сжатия до отбоя относительно велик, предпочитают
Z-образную схему расположения валов. При этой схеме в отличие
от {/-образной схемы во время перемещения заднего моста из проект-
ного положения углы между осями вилок переднего и заднего кар-
данных шарниров остаются примерно одинаковыми.
При большом расстоянии от двигателя до заднего моста приме-
няют карданную передачу с двумя карданными валами, тремя
карданными шарнирами и промежуточной опорой. В этом случае
стремятся к тому, чтобы в переднем карданном шарнире угол между
осями вилок был минимальным. При этом схема преобразуется
в одну из простейших, показанных на рис. 6.
Сдиоенные задние колеса грузового автомобиля. На рис. 7 и
в табл. 4 приведены рекомендуемые значения ширины рамы, разме-
ров ободьев колес, ширины рессорных листов, размеров стремянок,
Рис. 7. Основные размеры поперечного сечения по оси заднего моста со сдвоенными
колесами грузового автомобиля (табл. 4)
Рис. 8. Выбор положения рулевого колеса, педалей и панелей приборов
22
Таблица 4
Размеры Ct означение ширины мрпфиля шины
220 (7.50) 240 (8.25) 260 (9.00) 280 (10.00) 300 (11.00) 320 (12.00)
д 865 865 865 865 865 865
В, не менее 13 13 13 13 13 16
С 13 13 13 16 16 18
D М20Х1.5 М20Х1.5 М20Х1.5 М22Х1.5 М22Х 1,5 М27Х2
Е 65 75 75 90 90 100
F 1000 1010 1010 1031 1031 1051
G, не менее 56 56 59 59 59 59
И 1177 1197 1203 1239 1239 1269
J 152 (6.0) 165 (6.5) 178 (7.0) 190 (7.5) 203 (8.0) 216 (8.5)
К 216 235 255 277 296 313
L 260 284 310 330 350 370
М 1653 1716 1768 1846 1885 1952
N 2129 2235 2333 2453 2531 2635
Примечания: 1) размер Е см. ГОСТ 7419.4—78* «Сталь горячеката-
ная рессорная пружинная»; 2) размеры J и К см. ГОСТ 17393—82 «Шины пневма-
тические среднегабаритные»; 3) размер L см. ГОСТ 10409—74 «Колеса автомобиль-
ные с разборным ободом».
а также зазоров между перемещающимися одна относительно другой
частями в зависимости от условной ширины профиля диагональной
шины.
Исходя из соображений унификации, ширина рамы А принята
одинаковой и равной 865+18 мм для автомобилей всех категорий.
Расстояние F между осями рессор достаточно для того, чтобы
при относительно мягкой подвеске обеспечить минимально необ-
ходимую угловую жесткость и уменьшить крен подрессоренной
части. Расстояние L между центральными плоскостями сдвоенных
колес позволяет установить цепи противоскольжения. Размер G от
контура внутреннего колеса до рессоры включает зазор для цепи
противоскольжения, а также толщину хомута рессоры и головку
болта хомута.
Используя данные, приведенные в табл. 4, можно найти анало-
гичные значения для других сочетаний ободьев и шин, в том числе
и радиальных.
Рулевое колесо, педали и панель приборов. Перед выбором поло-
жения рулевого колеса рассчитывают его диаметр, исходя из допу-
стимого усилия на ободе рулевого колеса. Положение рулевого колеса
на виде сбоку задают углом наклона оси рулевой колонки к гори-
зонтали и расстояниями с и d нижней кромки его обода соответ-
ственно от точки Я и оси элемента бедра 90 %-ного шаблона (рис. 8).
При этом сиденье должно быть установлено в крайнее заднее нижнее
положение. Угол наклона а оси рулевой колонки и положение
нижней точки обода колеса выбирают, исходя из соображений удоб-
ства управления на основе опыта и изучения автомобилей-аналогов,
23
а также учитывая рекомендации и нормативные документы. Рекомен-
дуется, чтобы прямая линия, касательная к линиям контура капота
и верхней части обода рулевого колеса, проходила ниже глаз води-
теля, чтобы рулевое колесо не ограничивало зону обзорности снизу.
При размещении рулевого механизма между лонжероном рамы
или продольной балкой основания несущего кузова и двигателем
может возникнуть необходимость сместить двигатель вправо или
повернуть относительно продольной плоскости автомобиля. В связи
с тем, что положение рулевой колонки в нижней части является
вынужденным, а в верхней определяется необходимостью обеспече-
ния достаточного зазора между рулевым колесом и ближайшими
частями кузова (не менее 80 мм), центр рулевого колеса может быть
расположен не в средней продольной плоскости сиденья, а ось ру-
левой колонки повернута относительно этой плоскости. В таком
случае для соблюдения требований ГОСТ 12.2.023—76 может потре-
боваться установка одного или двух карданных шарниров на валу
рулевого колеса.
После выбора положения рулевого колеса могут быть установлены
положения площадок педалей и осей их вращения на виде сбоку
на основе имеющегося опыта и результатов изучения автомобилей-
аналогов. Положение площадок педалей задают по высоте расстоя-
нием / от пола, а по длине кратчайшим расстоянием g от точки И
при крайнем заднем нижнем положении сиденья.
Положение педалей сцепления и тормозной в отпущенном состоя-
нии должно обеспечивать достаточное для размещения ног расстоя-
ние до рулевого колеса. Оптимальное значение расстояния от пло-
щадок педали сцепления и тормозной педали до рулевого колеса а
указано на рис. 8. Положение нажатой педали ограничивается
перегородкой моторного отсека или наклонной частью пола.
Поэтому, устанавливая положение свободной педали, нужно
учитывать величину ее полного хода. Следует отметить, что при
современном двухконтурном гидравлическом тормозном приводе
нарушение одного из контуров вызывает дополнительное увеличение
хода педали на 30—40 %.
Управление педалью подачи топлива требует непрерывного на-
жатия, поэтому нога должна постоянно пяткой опираться на пол,
а управление педалью должно осуществляться только путем изме-
нения угла в голеностопном суставе. В положении педали, соответ-
ствующем холостому ходу двигателя, элемент стопы шаблона дол-
жен быть перпендикулярен к оси элемента голени. Оптимальное
значение расстояния от конца площадки педали управления подачей
топлива до рулевого колеса b показано на рис. 8.
Выбранные положения педалей в свободном и нажатом до упора
состояниях должны быть проверены с помощью 10, 50 и 90 %-ных
шаблонов при соответствующем изменении положения сиденья.
Во всех случаях нога не должна полностью выпрямляться в ко-
ленном суставе, чтобы сохранить некоторый запас хода и усилия.
Положение площадок педалей в поперечном направлении (по
ширине) регламентировано директивными документами для грузовых
24
Кройт заднее \ \ ,
/оишее /Ту \_________________ Кою задних долее
ом
Рис. 9. Эскизная компоновка легкового автомобиля
26
и легковых автомобилей (см. ГОСТ 12.2.023—76 и ГОСТ 24350—80).
Панель приборов должна быть расположена так, чтобы она не
мешала водителю управлять педалями и не требовалось изменять
положение головы при наблюдении за показаниями приборов.
При небольшом угле наклона оси рулевой колонки к горизонтали
прямая, соединяющая высшие точки щитка приборов и внутренней
кромки обода рулевого колеса, должна проходить выше глаз во-
дителя, а прямая, соединяющая низшую точку щитка приборов и
точку верхней кромки ступицы рулевого колеса, — ниже глаз
водителя.
Рама и основание несущего кузова. После того как на чертеже
будет нанесены контуры перегородки моторного отсека и пола
кабины или салона, установлены положения двигателя со сцепле-
нием и коробкой передач, карданной передачи и осей колес, а также
сделаны предварительные компоновки передней и задней подвесок
с местами их крепления, можно наметить контуры и сечения рамы
или основания несущего кузова на видах сбоку, сверху и на попе-
речных сечениях.
Топливный бак, запасное колесо и багажник. Затем выбирают
места расположения топливного бака и запасного колеса, а для
легкового автомобиля определяют также контуры багажника,
который должен быть компактным, чтобы допускать укладку боль-
ших чемоданов и других вещей. С позиций пожарной безопасности при
наездах топливный бак целесообразно располагать в пределах базы.
Завершая эскизную компоновку автомобиля, можно построить
линию крыши, линию капота, огибающую контуры двигателя, ли-
нии крышки багажника, ветрового стекла и стекла заднего окна
в плоскости симметрии автомобиля, нанести границы переднего и зад-
него свесов, а также построить контуры поперечных сечений (рис. 9).
После этого может быть сделан расчет массы и распределения ее
между передним и задним мостами для нагруженного и ненагружен-
ного автомобиля.
Полученные в результате разработки эскизного проекта габа-
ритные параметры и параметры массы создаваемого автомобиля
должны отвечать значениям, установленным техническим заданием.
Для легковых автомобилей габаритные параметры и параметры
массы не ограничиваются директивными документами.
Для грузовых автомобилей, предназначенных для работы на
дорогах общей сети СССР, можно рекомендовать следующие значе-
ния габаритных размеров:
по длине для одиночного автомобиля 12 м, для тягача с одним
прицепом 20 м, для тягача с двумя и более прицепами 24 м;
по ширине 2,5 м; за этот габарит могут выступать резиновые
накладки кузова и брызговики (крылья), зеркала, которые при
умеренном-нажатии могут отклоняться в обоих направлениях, и т. п.;
по высоте 4 м.
Нагрузки, передаваемые на дорогу колесами одного моста, не
должны превышать 60, 80 или 100 кН в зависимости от категории
дорог, на которых должен эксплуатироваться грузовой автомобиль.
Глава 2 НАГРУЗОЧНЫЕ И РАСЧЕТНЫЕ
РЕЖИМЫ. МЕТОДЫ РАСЧЕТА
2.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В процессе эксплуатации автомобиля на его узлы и детали дей*
ствуют нагрузки, величина и характер которых обусловлены взаи-
модействием колес с дорогой, воздействием водителя на органы
управления, режимами работы двигателя и другими факторами.
Детали трансмиссии автомобиля вместе с вращающимися частями
двигателя, колесами и массой всего автомобиля образуют многомас-
совую колебательную систему, в которой при определенных усло-
виях возможно возникновение резонансных колебаний, снижающих
долговечность трансмиссии.
Механизмы и узлы автомобиля в условиях эксплуатации должны
быть надежными в работе и обладать заданной работоспособностью
(ГОСТ 13377—75).
Надежность — свойство автомобиля, при котором он способен
выполнять заданные функции, сохраняя во времени значения уста-
новленных эксплуатационных показателей в заданных пределах,
соответствующих заданным режимам и условиям использования,
технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортиро-
вания.
Работоспособность — свойство автомобиля, при котором он спо-
собен выполнять заданные функции, сохраняя значения заданных
параметров в пределах, установленных нормативно-технической до-
кументацией.
Безотказность — свойство автомобиля непрерывно сохранять
работоспособность в течение некоторого времени или некоторой
наработки.
Долговечность — свойство автомобиля сохранять работоспособ-
ность до наступления предельного состояния при установленной
системе технического обслуживания и ремонтов. Таким образом,
безотказность характеризует непрерывную работу автомобиля без
каких-либо вмешательств для поддержания его работоспособности,
а долговечность — работу автомобиля за весь период его эксплуата-
ции и учитывает, что длительная работа автомобиля невозможна
без ремонтных и профилактических мероприятий, восстанавлива-
ющих работоспособность в процессе эксплуатации.
Надежность автомобиля зависит от фактических нагрузок, дей-
ствующих на него во время эксплуатации. Автомобиль является наи-
более сложным объектом в отношении определения нагрузочного
режима. Условия эксплуатации автомобиля чрезвычайно разнооб-
разны и непостоянны во времени. Переменные факторы сочетаются
27
различным образом; значения и характер распределения напряжений
в деталях изменяются в широких пределах. Усилия, вызывающие
эти напряжения, могут быть постоянными (от веса, усилия,
возникающие при начальной затяжке деталей во время мон-
тажа и т. п.), и переменными (усилия при трогании и торможении,
усилия, вызванные погрешностями при изготовлении деталей, изме-
нениями режимов работы, наличием сил сопротивления и динамиче-
ских воздействий, и т. п.).
Долговечность механизмов, деталей и агрегатов автомобиля за-
висит от величины и времени действия часто повторяющихся нагру-
зок в характерных для данного автомобиля условиях эксплуатации.
Часто повторяющимися нагрузками называют такие, которые за
срок службы механизма повторяются не менее 1000 раз. Долговеч-
ность автомобиля обусловлена также жесткостью конструкции, так
как деформации картеров, валов и опор вызывают перекосы, нару-
шающие точность расположения сопряженных деталей, что может
привести к повышенной концентрации напряжений и сокращению
Срока службы деталей.
Рациональная форма деталей, исключающая повышенную кон-
центрацию напряжений, а также оптимальные размеры сечений
создают условия для достижения необходимой долговечности. Улуч-
шенная обработка рабочих поверхностей, применение высококаче-
ственных материалов (легированных сталей, полимеров и др.),
различных упрочняющих способов обработки поверхностей, обра-
ботка антикоррозионными покрытиями, использование надежных
уплотнений, высококачественных смазочных материалов способствуют
повышению долговечности. Выбор соответствующих мероприятий
определяется расчетной себестоимостью автомобиля и типом про-
изводства.
Различают статическую прочность, т. е. способность детали со-
противляться разрушению под действием кратковременных макси-
мальных нагрузок, и усталостную прочность — способность детали
сопротивляться разрушению под влиянием многократно повторя-
ющихся нагрузок. Усталостное разрушение возможно при сжатии
и растяжении, изгибе и кручении, при их раздельном или совмест-
ном действии.
Разновидностью усталостной прочности является контактная
прочность — способность рабочей поверхности сопротивляться раз-
рушению под действием контактных напряжений сжатия или сдвига,
многократно возникающих в процессе эксплуатации (на поверхности
Зуба зубчатого колеса, шарика и беговой дорожки подшипника и т. п.).
Детали и агрегаты автомобиля должны обладать износостой-
костью, т. е. способностью сопротивляться изменению размеров
и формы под действием нагрузок, возникающих в процессе экс-
плуатации.
Изнашивание в зависимости от характера происходящих процес-
сов бывает механическое, включающее в себя й усталостное
изнашивание, молекулярно-механическое и коррозийно-механиче-
бкое, куда входит и фреттинг-коррозия.
£8
Прочность и износостойкость деталей автомобиля оценивают при
испытаниях опытных образцов автомобилей, а также расчетным
путем. В обоих случаях учитывают условия эксплуатации автомо-
биля.
Определение расчетных нагрузочных режимов для оценки проч-
ности деталей автомобиля осложняется тем, что в процессе его экс-
плуатации изменяются не только дорожные условия, но и скорости
движения, интенсивность разгона и торможения, величины полезной
нагрузки в кузове автомобиля, усилия на крюке и т. п.
2.2. НАГРУЗОЧНЫЕ РЕЖИМЫ МЕХАНИЗМОВ
АВТОМОБИЛЯ
Наиболее наглядное представление о характере нагружения
механизмов автомобиля можно получить при помощи тензометриро-
вания (рис. 10).
Крутящие моменты могут значительно превышать максимальный
момент двигателя и статический момент сцепления.
На основании испытаний автомобилей различных типов при
трогании с места в тяжелых дорожных условиях с использованием
кинетической энергии маховика и резком включении сцепления
установлено, что максимальный момент на ведущем валу коробки
передач превышает максимальный момент двигателя и момент сцеп-
ления соответственно в 3—3,5 и 1,5—2 раза.
В трансмиссии автомобиля могут возникать большие моменты
инерции при торможении колес без выключения сцепления и осо-
бенно при торможении трансмиссионным тормозом. Между послед-
ним и ведущими колесами с большим моментом инерции нет
предохраняющего звена в виде фрикционного элемента, поэтому
большие моменты инерции при резком торможении могут привести
к разрушению деталей трансмиссии. Из рисунка видно, что при
торможении центральным тормозом при v = 15 км/ч момент на
карданном валу превышает момент по сцеплению колеса с дорогой
Рис. 10. Осциллограммы нагружения деталей автомобиля на переходных режимах'
° ы выезд нз глубокой колеи методом «раскачки»; б — торможение трансмиссионным тормо-
зом; в — движение по разбитой дороге; 1 и 2 — крутящие моменты соответственно на кардан-
Ном валу и полуоси; 3;—перемещение педали сцепления; 4 —усилие на рычаге стояноч-
ного тормоза; 5 и 6 =- напряжение кручения и изгиба в коренном листе рессоры
29
Рис. 11. Изменения крутящего момента на полуосях автомобилей:
а — при трогании автомобиля; б — при переезде через единичное препятствие; I н II —
трогание соответственно резкое и плавное; — — —---------с механической трансмиссией;
— с гидротрансформатором
в 2,6 раза. Введение в трансмиссию гидротрансформатора или
гидромуфты обусловливает разрыв жесткой связи значительных
инерционных масс двигателя, колес и поступательно движущейся
массы автомобиля и вызывает заметное снижение динамических
нагрузок в трансмиссии автомобиля (рис. 11, а).
Установлено, что во всех случаях эксплуатации пиковые на-
грузки при наличии гидротрансформатора вместо механической
трансмиссии снижаются в 2—2,5 раза. Максимальный крутящий
момент автомобиля с механической трансмиссией при переезде
единичной неровности со скоростью 9 км/ч превышает в 2,7 раза
крутящий момент автомобиля с гидротрансформатором (рис. 11,6).
Большое влияние на динамические нагрузки как в трансмиссии
автомобиля, так и в механизмах и узлах его ходовой части оказывают
неровности дороги. Движение автомобиля по любой дороге харак-
теризуется непрерывным изменением сил взаимодействия колес
с поверхностью дороги. Эти изменения обусловлены формой и раз-
мерами неровностей. При движении автомобиля по дороге с неров-
ностями напряжения в коренном листе рессоры изменяются по вре-
мени, не подчиняясь какой-либо определенной закономерности
(рис. 10, в).
Практика эксплуатации автомобилей показала, что в транс-
миссии автомобиля могут возникать резонансные крутильные коле-
бания, возбуждаемые главным образом поршневым двигателем
30
Рис. 12. Изменение крутящего момента трансмиссии легкового автомобиля':
а _ одиоузловая форма колебаний; б — амплитудно-частотная характеристика; 1 — резо-
нансный пик с гармоникой i = 0,5; 2 н 3 — резонансный пнк тре.хузловых форм колебаний
соответственно с гармониками i = 4,0 н i = 2,0
внутреннего сгорания (ДВС). Эти колебания оказывают отрицатель-
ное влияние на долговечность и уровень шума работы трансмиссии
(рис. 12).
2.3. КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ
В ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ
Резонансные явления в трансмиссии автомобиля обусловливают
увеличение нагрузки на валы, зубчатые колеса, корпусные детали,
подшипники, а также вызывают дополнительные вибрации и повы-
шают уровень шума в кузове. Сдвиг резонансов при эксплуатацион-
ных скоростях возможен при соответствующем подборе масс и же-
сткостей трансмиссии автомобиля. Если подбор невозможно осу-
ществить, то необходимо установить гасители колебаний, которые
уменьшают амплитуду колебаний при резонансных явлениях.
Для математического описания процессов, протекающих в транс-
миссии автомобиля, рассмотрим динамическую систему. При выборе
оптимальных параметров системы необходимо обеспечить достаточ-
ную точность и простоту расчета. Установлено, что наибольшее
воздействие на трансмиссию оказывают одно-, двух-, трехузловые
формы колебаний, что дает основание рассматривать систему с огра-
31
ниченным числом масс. При анализе одноузловой формы колебаний,
в систему должно быть введено реактивное звено (ведущий мост
с рессорами), которое оказывает большое влияние на величину
первой частоты колебаний и максимальные динамические нагрузки.
Массы и жесткости системы обычно приводят к оси коленчатого
вала двигателя и поэтому называются приведенными. При таком
приведении моментов инерции и жесткостей системы используется
принцип равенств кинетической К и потенциальной П энергий
реальной и приведенной систем, т. е.
П = 0,5срфр = 0,5сПфгь
К — 0,5Jpq)p = 0,5Jn<Pn,
где ср и сп, Jp и Jn, фр и <рп — соответственно жесткости, моменты
инерции и углы поворота реальной и приведенной систем.
Поступательно движущаяся масса автомобиля может быть за-
менена приведенным моментом инерции Ja с помощью соотношения
(Ga/g) 0,5t>? = Ja (0,5ti4).
Выразив через va = (юегк/г/о^к), получим
Ja = (Ga/g)ii/(ulu2K),
где гк — радиус качения колеса; и0 и ик — передаточные числа
главной передачи и коробки передач; G.Jg — масса автомобиля;
сое — угловая частота вращения коленчатого вала двигателя; va —
Скорость движения автомобиля.
Как следует из равенства кинетической и потенциальной энергий
реальной и приведенной систем, при приведении моментов инерции
и жесткостей необходимо их действительные значения разделить на
квадрат передаточных чисел тех агрегатов, которые расположены до
оси приведения. Так, жесткость полуосей с3 и момент инерции ко-
лес J4, приведенные к оси коленчатого вала,
сз = 2сп/(Ио«к);
Л = -М/(«!«к),
где сп — действительная жесткость одной полуоси; JK — действи-
тельный момент инерции одного колеса; п — число ведущих колес.
На рис. 13 представлены действительная и приведенная системы
трансмиссии автомобиля типа 4X2. В приведенной системе демпфи-
рование не принято во внимание; считаем, что моменты инерции колес,
жесткости шин и полуосей на левой и правой стороне автомобиля
одинаковы. При определении собственных частот колебаний демпфи-
рованием в системе можно пренебречь, так как в реально суще-
ствующих трансмиссиях оно не оказывает существенного влияния.
Ha-рисунке приведены следующие моменты инерции: — вра-
щающихся масс двигателя и ведущих деталей сцепления; J2 — дета-
лей коробки передач, половины массы карданного вала и барабана
трансмиссионного тормоза; J3 — второй половины карданного вала
32
Рис. 13. Схемы действительной и приведенной систем трансмиссии автомобиля и
формы колебаний на частотах (Oj, <о2> <о3
и главной передачи с дифференциалом; J4 — ведущих колес; Js —
автомобиля и ведомых колес, а также сг — — жесткости соответ-
ственно пружин демпфера сцепления и валов коробки передач,
карданного вала, полуосей, шин ведущих колес.
В приведенных системах А и В имитируют фрикционную связь
в сцеплении и контакте колес с дорожным покрытием, и при опре-
делении собственных частот колебаний системы предполагается, что
скольжение в этих связях отсутствует.
Для определения собственных частот колебаний приведенной
системы составим дифференциальные уравнения движения масс,
применяя принцип Даламбера. Уравнения равновесия всех дей-
ствующих на каждую массу моментов примут вид:
JiVi + С. (<Pi — <рг) — 0; /2ф2 — сг (ф! — ф2) + С2 (ф2 — Фз) = 0; J3<h — (ф2 — Фз) + С3 (фз — ф4) = 0; Лф4 — Сз (фз — Ф4) + С4 (ф4 — фБ) = 0; ЛФб —С4(ф4 —фБ) = 0. (1)
Решение системы уравнений (1) можно записать в виде
<Pi — sin (юг^ + аг),
(2)
где — максимальная амплитуда i-й массы; а,- — фазовый угол;
со, — угловая частота.
2 Лукин П. П. и др. 33
Подставляя значения (2) и их вторые производные в уравне-
ния (1), получаем
— 'l-i (Ci ~ Л®2) — Cjkz = 0;
— 4" Z2 (Ci -j- С2 — J2®2) — V?2 = 0;
— Х2С2 4~ ^з (^2 4* Сз — *^з®2) — СДХ4 — С3Хр = 0;
^зСз ~Ь ^4 (С3 + — J 4<о2) СдХр — С4ХБ = 0;
-Х4С4 + Х5(С4- Лй2) = 0.
(3)
Система уравнений (3) является однородной. С помощью этой
системы можно определить собственные частоты и относительные
перемещения масс системы.
Для каждого корня частотного уравнения могут быть определены
значения амплитуд, если систему (3) представить в следующем виде:
Х2 = — (co2/Ci) J
Z;( = Z2 — (<о2/С2) (JjXj: -f- J2X2);
X4 = z3 (co2/C3) (J jXj 4~ J2x2 4* J;Л3):
Z5 ~ ^4 (®2/C4) (JAl + 2^2 4* J3^3 4- J4^-4)-
Подставляем в эти уравнения найденные значения собственных
частот и, принимая условно = 1,0, получим относительные пере-
мещения каждой массы на соответствующих частотах.
Амплитуды для каждой собственной частоты колебаний образуют
строго определенную совокупность величин, называемую формой
колебаний. В силу линейности дифференциальных уравнений их
общее решение получим как сумму
k
Ф(- = JjZ, sin (О;/,
1
где I — порядковый номер собственной частоты колебаний.
Из общего решения следует, что каждая из масс совершает слож-
ное колебательное движение, которое является наложением главных
колебаний разных частот. Вывод о независимости и наложении
главных колебаний имеет большое теоретическое и практическое
вначение. Поэтому теория линейных колебаний строится как теория
главных колебаний, что исключает необходимость одновременного
рассмотрения всей совокупности колебаний и дает возможность изу-
чать главные колебания обособленно с последующим использованием
принципа наложения.
Одним из возбудителей резонансных явлений в трансмиссии
автомобиля является двигатель с его периодически меняющимся
крутящим моментом. На основании теоремы Фурье почти каждая
периодическая функция с частотой соь может быть разложена в ряд
и представлена как сумма бесконечного числа отдельных моментов,
34
Рис. 14. Гармонический анализ кривой
крутящего момента четырехтактного
двигателя
изменяющихся по . гармониче-
скому закону с частотами, крат-
ными низшей частоте суммар-
ного момента (рис. 14).
В многоцилиндровых двига-
телях значения гармонических
коэффициентов сдвинуты одно
относительно другого на вели-
чину угла между коленами ко-
ленчатого вала и чередуются
в зависимости от порядка ра-
боты двигателя. Векторы мо-
ментов находятся в различных
плоскостях, так как вспышки
в разных цилиндрах происходят
не одновременно, а чередуются
коленчатого вала.
через определенные углы поворота
Векторные диаграммы моментов носят названия фазовых диа-
грамм (рис. 15).
Угол между смежными векторами гармоник
ф = <рА,
где k — номер гармоники; <р — угол между коленами коленчатого
вала.
Векторные диаграммы, у которых все векторы находятся в одной
фазе, называются мажорными (сильными) гармониками, а в раз-
ных фазах — минорными (слабыми). Мажорные гармоники кратны
числу вспышек за один оборот коленчатого вала и создают наиболее
опасные резонансные явления. Скорости движения автомобиля,
на которых возникают резонансные явления с возмущением от
двигателя
— Q « лм»гк
«K.nWefti >
где о,- — собственная угловая частота системы; kt — номер резо-
нирующей гармоники; гк — радиус качения колеса.
Рис. 15. Фазовые диаграммы гармоник шестицилиндрового однорядного двигателя
(порядок работы 1—5—3—6—2—4)
2* 35
При проектировании трансмиссий необходимо стремиться исклю-
чить возникновение опасных резонансных режимов в диапазоне
эксплуатационных скоростей движения автомобиля.
2.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАКСИМАЛЬНЫХ
МОМЕНТОВ В ТРАНСМИССИИ
АВТОМОБИЛЯ
Практика эксплуатации автомобилей показала, что в трансмиссии
автомобиля возможно возникновение крутящих моментов, значи-
тельно превышающих моменты, определенные из статического рас-
чета. Это связано с упругими и инерционными свойствами транс-
миссии как колебательной системы.
Максимальные динамические нагрузки обычно возникают при
резком трогании автомобиля с места и резком его торможении. Их
величины в значительной степени определяются конструкцией и па-
раметрами сцеплений и тормозной системы.
Для получения максимальных динамических нагрузок рассмотрим
случай торможения автомобиля без выключения сцепления. При
таком нагружении трансмиссии могут не учитываться массы с ма-
лыми моментами инерции. Поэтому рассмотрим динамическую си-
стему с заделкой, включающую два момента инерции (рис. 16).
Входящее в систему реактивное звено — ведущий мост с моментом
инерции Jp и рессоры с жесткостью ср — оказывает значительное
влияние на динамическую нагруженность и низкие частоты колебаний.
Дифференциальные уравнения движения масс такой нецепной
системы получим, используя уравнение Лагранжа. Кинетическая
и потенциальная энергии системы
К = 0,5J i<pi + 0,5/p(fp;
П = 0,5спр (ф! — фр)2 + 0,5срфр,
где сПр — приведенная жесткость, которая определяется из выра-
жения 1/спр = 1/сг 4- 1/с2 4- 1/с3.
Подставляя производные от этих выражений в уравнение Ла-
гранжа, получаем
Лфх 4- спР (фх — фр)=0; 1
Jpi&p ^пр (Фх Фр) + ^рфр == 0- J
Решение данной системы запишем в следующем виде!
Ф! == Ar sin at 4- Вг cos со/;
Фр = Ap sin со/ 4- Bp sin <o/.
Подставляя эти значения и их вторые производные в уравнения
(5) и приравнивая нулю коэффициенты при sin at и cos at, получим
уравнение собственных частот
/х/рС04 СО2 (/рСцр 4~ /1Сдр 4- *Л^р) 4* ^р£*пр == 0,
„2 __ (/р 4~ А) еир + / 1ер . I f Г (/р + А) спр 4~ / 1ер ]2 _ спрср
*•2 ~ 2JiJp V L 2JxJp J JtJp *
36
Рис. 16- Приведенная система для определения
максимальных динамических нагрузок при тормо-
жении
Общее решение для определения на-
груженности системы имеет вид
фХ = Лх sin сох/ + Вх cos <ох/ -J-
+ Di sin o)2Z 4- Ex cos co./ (6)
и
ФР = Ap sin сох/ + Bp cos (oj +
+ Dp sin eV + Bp cos <o2/. (7)
Подставив уравнения (6) и (7) и их вторые производные в систему
уравнений (5) и приравняв нулю сгруппированные коэффициенты
при sin aj, sin a2t, cos и cos co2t, получим
Ap~ cnp
Bp =----
D _ %n
p~ cov
E _ E
p ]
Для определения постоянных коэффициентов используем на-
чальные данные. При начале торможения t = 0; фх = <о0; Тг =;
= спр (Ф1 — фр) =0; Фр = 0; Тр = Срфр = 0. При этом счи-
таем, что трансмиссия не нагружена моментом до начала тормо-
жения. Тогда согласно уравнениям (6) и (7) получим
Ai = — [<оо(спр — «^i<i^)]/[<oi</| (со2 — <*>?)]; В{ = 0;
О — Ю° [] I Cnp~Jla2 ].
1 “2 L гли-ь>нг
Ех = 0.
Общее уравнение движения масс системы
Фх = Лх sin (Hjt + Di sin со2/;
(j 2 \ / r 2 \
Cnp~ 1<rtl ) Лх51пшх/4-(Спр7 1(02 DxSln^.
Тогда момент в трансмиссии
Bl — Спр (Ф1 Фр) =
= [(^1^ — Спр) (01 Sin (Olf — (J1G)? — СПр)(02 81ПИ2Л. (8)
Момент в трансмиссии автомобиля может в 4 раза превышать
максимальный момент двигателя. В трансмиссии установлена фрик-
37
ционная муфта—сцепление, которое предохраняет ее от больших
инерционных нагрузок. Через сцепление может передаваться мо-
мент, превышающий статический, вследствие инерционности системы,
значительной скорости приложения момента к ведомому диску,
увеличения коэффициента трения при больших скоростях танген-
циального нагружения поверхностей трения, а также дополнитель-
ного инерционного усилия нажимного диска при резком включении
сцепления. Пробуксовка колес не может предохранить трансмиссию
от значительных нагрузок вследствие большого момента инерции
колес со ступицами и тормозными барабанами, что представляет
особую опасность для сохранения прочности деталей трансмиссии
автомобиля (особенно при торможении трансмиссионным тормозом).
2.5. НАГРУЖЕННОСТЬ ХОДОВОЙ ЧАСТИ
АВТОМОБИЛЯ ОТ ВОЗДЕЙСТВИЯ
НЕРОВНОСТЕЙ ДОРОГИ
Движение автомобиля характеризуется непрерывным измене-
нием сил взаимодействия колес с дорожным покрытием. Эти измене-
ния обусловлены формой и размерами неровностей, инерционными
и упругими характеристиками элементов автомобиля.
Для определения переменных нагрузок при движении двухосного
автомобиля по дорожному покрытию составим приведенную колеба-
тельную систему (рис. 17). При конструировании автомобиля стре-
мятся обеспечить примерно одинаковые частоты колебаний передней
и задней подвесок и свести значение коэффициента связи колебаний
передней и задней частей к минимальному (см. гл. 9). Это дает воз-
можность при практических расчетах двухосных автомобилей инер-
ционную связь колебаний передней и задней частей подрессоренных
масс mn.n и считать незначительной и рассматривать их
автономно. Тогда приведенные подрессоренные массы
та. п = тв [Ь/(а ф- ft)];
mD. 8 = та \а/(а + ft)],
где та — подрессоренная масса автомобиля; а и ft — координаты
центра тяжести автомобиля.
Если считать, что колеса не отрываются от поверхности дороги,
то дифференциальные уравнения колебаний системы, эквивалентной
передней или задней подвескам двухосного автомобиля, можно за-
писать в следующем виде:
тп. а2 ср1(г — X) = 0; (9)
ти, пх — ср1(г — х) 4- - q (/)] = 0.
Демпфированием в системе пренебрегаем, так как 6Р1 и 6Ш1
оказывают незначительное влияние при определении максимальных
нагрузок. Введем обозначения:
400 = CpiljTln. п, 40д = Сш1/^н. п> М == ^и. а/^п. п«
38
Рис. 17. Колебательная система:
а — двухо-ного грузового автомобиля; б — двухмассовая модель при отсутствии инерцион-
ной связи между передней и задней частями автомобиля
Тогда уравнения (9) примут вид
z + йог — ио* = 0;
*-^z + x(-^-+4)=<o&(0, (Ю)
где q (/) — функция возмущения от дороги.
Для определения характера движения масс системы, а следова-
тельно, и динамических нагрузок в элементах подвески при воздей-
ствии на колеса неровностей дороги в функции q (t) воспользуемся
преобразованием Лапласа. После преобразования системы уравне-
ний (10) при нулевых начальных условиях имеем
?Z(s) + o)U(s) - (s) = 0; |
Z (s) [S2 ©о! — X (s) coo = о J
39
и
s2X (s) - -J- Z (s) + (4- + ®’x) X (s) = <&q (s);
f*' \ I* r
x («) P+-V+“M - 7 <s> -?=
L F J F
(12)
где Z (s), X (s), q (s) — изображения по Лапласу в координатах
Z (t), X (f), q (t); s = о + но — комплексная частота.
Динамические нагрузки на упругий элемент определяются по его
прогибу, т. е. у ~ z — х. Закономерность изменения величины у,
принимая во внимание свойство линейности изображений,
Y(s) = Z(s)-X(s).
Z(s) =
Тогда из уравнений (11) и (12) имеем
<°к
Юр
й
cog <og q («);
Й (s2 + юо)
-«К®2
S2 + og
X(S) =
У(5) =----------
S4 + s2
<7(s)
или
Y (s) = W (s)q(s),
где W (s) — передаточная функция.
Передаточная функция определяется как отношение изображения
по Лапласу выходной величины к входной при нулевых начальных
условиях, т. е.
2 2
г -------(13)
’w .<+^[^(1+2.)+^]+»^
В рассматриваемом случае за выходную величину принимается
динамический прогиб упругого элемента.
В качестве возмущающего воздействия может быть взята любая
кусочно-непрерывная функция q (t), выраженная аналитически (обо-
собленная синусоида, непрерывный синусоидальный профиль, пря-
моугольный выступ и т. п.).
Рассмотрим случай наезда колеса на прямоугольный выступ.
При проезде авомобилем выступа с большой скоростью сила дей-
ствует непродолжительное время и носит характер ударного им-
пульса. Преимуществом рассмотрения такого возбуждения является
то, что изображение по Лапласу такой функции или 6-функции равно
единице, т. е. q (s) = 1.
40
Исследование колебательной системы с помощью реакции ее на
единичный импульс целесообразно из-за простоты и соответствия
такого возмущения характеру воздействия часто встречающихся
неровностей на поверхности дорожного покрытия.
Решение уравнения в случае возмущения единичной импульсной
функцией при q (s) = 1 имеет следующий вид:
— <ф2
У ® = -—ГГТ/--------ГЛ----И-----— • <14)
S + S [®0 (1 +-J-) + + “к<°0
Найдем оригинал этого изображения. Используя метод неопре-
деленных коэффициентов, выразим уравнение (14) через простые
дроби. Тогда
s4 + s2 |®Ц1 + _L) + + ©^
Л , В s>(A + В) + + Bal
~ S2+©2 S24-<l)i “ (S2 + 0)|) (S2 + ©j) ’
где со? и со® — собственные угловые частоты системы, полученные
при равенстве знаменателя уравнения (14) нулю, и в комплексной
частоте s = о + Г(о при о = 0; А и В — постоянные коэффициенты,
которые определяются из уравнения (15).
Приравнивая в числителе коэффициенты с одинаковыми степе-
нями при s, получаем
А В — —- (Ок; Л(02 + B(0i = 0.
После решения этих уравнений имеем
2 9 9 9
©2 — * (0)2 — ’
Тогда
2
й)2 —©2 [“1 S2+<O2 И2 fi2 -|- ©I
По таблицам оригиналов имеем
<01 . .
—S-:----я-» SIH (ОН.
S2 + О)( *•
Тогда
У (*) = 7^—sln — ®2 sin (о2П.
Динамическое усилие Сд, действующее на упругий элемент,
/ — ©к \
= (Тй—дг / [®isln ~ ®2 sin (02Z] ср. (16)
41
2.6. РАСЧЕТ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ
ПОДРЕССОРЕННОЙ МАССЫ ПРИ СЛУЧАЙНОМ
ВОЗДЕЙСТВИИ
При движении по дорогам автомобиль испытывает вынужденные
колебания от неровностей дороги, высота и распределение которых
носят случайный характер. Для оценки реакции упругого элемента
на случайное воздействие необходимо использовать методы статисти-
ческой динамики, которые позволяют определять динамические на-
грузки в ходовой части, ускорения'подрессоренной массы и частоты
их появления.
При рассмотрении случайной функции, описывающей параметры
неровностей дороги, принимается, что функция стационарна, т. е.
все ее вероятностные характеристики не зависят от времени t.
Основной вероятностной характеристикой случайного стацио-
нарного процесса является корреляционная функция Rq (х8), ко-
торая соответствует основным свойствам воздействия — характеру
и частотному составу неровностей дорожного покрытия (высота,
форма, длина) и скорости движения автомобиля.
Допущение стационарности функции микропрофиля дороги зна-
чительно упрощает определение корреляционной функции; она ста-
новится зависимой только от одной величины ха и не зависит от уча-
стка, на котором эта величина взята. Корреляционная функция ми-
кропрофиля есть смешанный момент второго порядка случайных
ординат, взятых на различных расстояниях одна от другой:
L
7?o(xs) = lira -т-[ q (х) q (х + xs) dx, (17)
L о
где L — протяженность рассматриваемого участка; q (х) — значе-
ние функции микропрофиля; q (х + xs) — значение функции микро-
профиля при смещении на xs значения аргумента.
Из формулы (17) видно, что при нулевом сдвиге х = 0 значение
корреляционной функции равно дисперсии микропрофиля ос2, т. е.
L
Oc = T?9(0) = lim -J-[ q'i(x)dx.
L~°° о
Если отнести ординаты корреляционной функции к дисперсии, то
получим нормированную корреляционную функцию (рис. 18)
р<7 (Xs) = Rq (Xs)/Rq (0) = Rg (Xs)/O?. (18)
Нормированные корреляционные функции микропрофиля обычно
удовлетворительно аппроксимируются выражением вида
р9 (х,) = Д1е-“1 + A2e~a* Ы cos (U, (19)
где а.! и а2 — коэффициенты, характеризующие затухание функции;
Л] и Л2 — коэффициенты, определяющие общий уровень высот
42
Рис. 18. Характеристика дорожного покрытия:
с — нормированная корреляционная функция разбитой грунтовой дороги; б — спектр аль*
на» плотность воздействия микролрофиля при скорости движения автомобиля = 30 км/ч;
/ — дорога с покрытием из крупного булыжника; 2 — разбитая грунтовая дорога; 3 и 4 —*
булыжная мостовая соответственно с изношенным и удовлетворительным покрытиями
неровностей, причем А± + = 1; ро— коэффициент, характери-
зующий периодическую составляющую микропрофиля.
Коэффициенты аппроксимации корреляционных функций микро-
профиля дорог приведены в табл. 5.
Возмущающее воздействие микропрофиля дороги на автомобиль
как на динамическую систему должно быть выражено в виде измене-
ния ординат поверхности не в функции расстояния от начала отсчета,
а в функции времени. Такой переход основан на том, что при скорости
движения, равной единице, численное значение аргументов совпа-
дает для обеих функций и соответствует выражению х8 = пат. При
скоростях движения, отличных от единицы, корреляционная функ-
ция воздействия получается путем формальной замены коэффициен-
тов
а.' = а<Ца; Ро = Pova.
Обычно расчеты подрессоренных систем проводятся в частотной
области. Поэтому для определения воздействий на автомобиль более
целесообразно использовать другую основную статическую характе-
ристику стационарного случайного процесса в частотной области —
спектральную плотность, которая является изображением Фурье
Таблица 5
Тип дорожного покрытия Коэффициенты
«„ 1/м (Х?, 1/м Ро, 1/М
Цементно-бетонное 1,00 0,00 0,15
Асфальтированное 0,85 0,15 0,2 0,05 0,6
Ровное булыжное 1,00 0,00 0,45 — __
Изношенное бетонное 0,85 0,15 0,5 0,2 2,0
Разбитая грунтовая дорога 0,55 0,45 0,085 0,08 0,235
43
корреляционной функции и связана между собой следующими со-
отношениями:
оо
Rq (т) = — J $q (°) COS CDT
О
ос
Sq (со) = 2 j Rq (т) cos сот dr.
о
(20)
В статистической динамике доказано, что с помощью амплитудно-
частотной характеристики (АЧХ) можно вычислить статистические
характеристики реакции колебательной системы, когда воздействие
является случайным процессом. Для линейной динамической системы
через АЧХ связь спектральных плотностей стационарного случай-
ного возмущения на входе Sq (со) и реакции на выходе So (со) в об-
щем виде выражается следующей формулой:
•S0(co) = |r(ico)pS?(co). (21)
Изменение вертикальной нагрузки, действующей на упругий эле-
мент в результате случайного воздействия дороги, является случай-
ным стационарным процессом. Передаточная функция для исследуе-
мой динамической системы (рис. 19) характеризуется формулой (13).
Для вычисления квадрата амплитудно-частотной характеристики
перейдем от комплексной переменной (s) к действительной перемен-
ной подстановкой в уравнение s = ко. Тогда квадрат этого уравне-
ния, полученный без учета демпфирования, примет вид
|R7(ico)|2 =
со4 — со2
(22)
Спектральная плотность выхода Sa (со) может быть получена
аналитическим расчетом. Для этого из формул (18) и (19) найдем
значение Rq (xs), которое подставим в формулу (20) с заменой ар-
гумента xs на т. После интегрирования уравнения (20) спектральная
плотность входа
\(<й) = Д,(0) А
«1 л со2 + а2 + р2
со2а2 2 ( со2 — — Рд) 4-4ajP2
(23)
Подставляя выражения (22) и (23) в формулу (21), получим спектраль-
ную плотность на выходе.
На рис. 19 представлен графический метод определения энерге-
тического спектра нагруженности рессоры. Перемножая ординаты
графика спектральной плотности Sq (со) на ординаты квадрата ам-
плитудно-частотной характеристики | W (/со) |2, получим кривые энер-
гетического спектра So (со) прогиба упругого элемента. Так как дис-
44
Рис 19- Графоаналитическое определение
спектральной плотности перемещений под-
рессоренной массы автомобиля
Персия случайного процесса равна
корреляционной функции при зна-
чении аргумента, равном нулю, то
оо
а2 = Ro — J (со) da.
о
Геометрически этот интеграл пред-
ставляет собой площадь между кри-
вой спектральной плотности и осью
асбцисс.
Определение дисперсии прогиба
по спектральной плотности при нор-
мальном законе распределения дает
возможность рассчитать число мак-
симумов прогибов в единицу вре-
мени, число циклов прогибов раз-
ного уровня на 1 км пробега в при-
нятых при расчете условиях дви-
жения.
Таким образом, спектральная плотность позволяет определить
вероятность возникновения заданных нагрузок в упругом элементе
и может служить основой для расчета на сопротивление усталости.
2.7. УСТАНОВЛЕНИЕ НАГРУЗОЧНОГО
РЕЖИМА ПРИ РАСЧЕТЕ ТРАНСМИССИИ
НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ
Из всего разнообразия нагрузок следует выбрать расчетные,
которые в значительной степени характеризуют статическую проч-
ность деталей. При проведении анализа нагрузочных режимов не-
обходимо рассмотреть три расчетных режима.
Первый расчетный режим — по максимальному мо-
менту двигателя, когда
Тр = Re max^x,
где Тр — расчетный момент на валу трансмиссии; Тета — макси-
мальный момент двигателя; us — суммарное передаточное число
До рассчитываемой детали.
Расчет трансмиссии по первому режиму дает условные величины
напряжений. Эти напряжения меньше напряжений, возникающих
при пиковых нагрузках, но превышают напряжения, наблюдаемые
при эксплуатационных нагрузках. Такой расчет может быть исполь-
зован для сравнительных поверочных расчетов. Данные о значениях
напряжений, подсчитанных по первому расчетному режиму, много-
численны для автомобилей, находящихся в эксплуатации. Эти дан-
45
ные можно сопоставить с данными проектируемого автомобиля.
Коэффициент запаса прочности пе — 2,04-3,0:
= Отд/Оэ = ОтЕт^т/Оэ,
где от и отд — пределы текучести соответственно для стандартного
образца (d = 10 мм) и рассчитываемой детали; оэ — напряжение,
полученное по расчетному моменту; ет — коэффициент, учитываю-
щий размер детали; Лг — коэффициент концентрации напряжений.
При расчете на максимальную статическую несущую способность
образца или детали из пластического материала коэффициент кон-
центрации напряжений значительного влияния не оказывает и мо-
жет быть принят равным единице. При пластическом деформирова-
нии распределение напряжений более равномерное, пластическая
область занимает весьма малую долю сечения детали.
Второй расчетный режим — по максимальному сцеп-
лению ведущих колес с дорогой.
При расчете раздаточных коробок, карданных валов и ведущих
мостов многоприводных автомобилей определение моментов по дви-
гателю является трудоемкой операцией, что обусловлено значитель-
ной разницей в жесткостях приводов к ведущим колесам от разда-
точной коробки. Момент полуоси ведущего моста
= 0,57?гх.фтахГд,
где — нормальная реакция дороги на колеса соответствующих
мостов; <praax — максимальный коэффициент сцепления шины с до-
рогой (фпих = 0,8); гд — динамический радиус колеса.
Коэффициент запаса в указанном режиме пе = 2,04-3,0. Такой
расчетный режим целесообразно применять и для автомобилей с вы-
сокой удельной мощностью, когда расчетная сила тяги выше,
чем сила тяги по сцеплению на низших передачах.
Третий расчетный режим — по максимальным ди-
намическим нагрузкам, наблюдающимся при переходных режимах
движения автомобиля. Расчетный момент
Т р ~ 'е max
где kn — коэффициент динамичности, равный отношению макси-
мально возможного момента на первичном (ведущем) валу к макси-
мальному моменту двигателя.
Большое влияние на величину динамических нагрузок в транс-
миссии автомобиля с фрикционным сцеплением оказывает темп
включения при трогании с места и разгоне, при резком торможении
Трансмиссионным тормозом. Снижение, динамических нагрузок при
установке гидротрансформатора или гидромуфты в трансмиссии
обусловлено отсутствием жесткой связи между двигателем и транс-
миссией.
Коэффициент динамичности Ад в этом случае может быть принят
равным единице. Применение в трансмиссии упругих муфт обуслов-
ливает некоторое снижение динамических нагрузок. Для вновь
проектируемых автомобилей составление эквивалентной динамиче-
46
ской системы и аналитическое определение коэффициента динамич-
ности трудоемко. В этом случае коэффициент динамичности опреде-
ляют по результатам испытаний существующих моделей автомоби-
лей. Значения коэффициента динамичности для легковых и грузо-
вых автомобилей и автомобилей высокой проходимости соответ-
ственно равны 1,5—2,0; 2,0—2,5 и 2,5—3,0. Коэффициент запаса
прочности пе — 1,254-1,5.
2.8. МЕТОДИКА РАСЧЕТА
НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ
Большинство деталей автомобиля в процессе работы подверга-
ются воздействию напряжений, переменных во времени. Если ве-
личина переменных напряжений превосходит определенный пре-
дел, то в материале деталей происходит процесс постепенного накоп-
ления повреждений, которые приводят к образованию субмикроско-
пических трещин. Трещина, постепенно развиваясь и ослабляя се-
чение, вызывает в некоторый момент времени внезапное разруше-
ние детали. Дефекты, заложенные в деталях при их изготовлении
(трещины, неметаллические включения и т. п.), могут представлять
начальные трещины. Указанный процесс постепенного накопления
повреждений в материале детали под действием переменных напря-
жений, приводящих к изменению свойств, образованию трещин, их
развитию и разрушению детали, называют усталостью материала.
Сопротивление усталости зависит от вида деформации (изгиб или кру-
чение) и характера изменений напряжений во времени.
Для определения характеристик сопротивления усталости лабо-
раторных образцов или деталей из определенного материала прово-
дят их испытания, регламентированные ГОСТом (рис. 20, а).
47
Для характеристики цикла напряжений вводят коэффициент
асимметрии, под которым понимают отношение минимального на-
пряжения цикла к максимальному, т. е.
== ^mln/^niax-
Частным случаем асимметричного цикла является отнулевой
(пульсирующий) цикл, у которого коэффициент асимметрии равен
нулю. Этот цикл характерен для работы зубчатых зацеплений.
На рис. 20, б и в показаны кривые усталости для симметричного
цикла на равномерной сетке и в системе координат с логарифмиче-
скими шкалами. Амплитуды напряжений ст_ы, при которых детали
Не разрушаются до базового числа циклов Ко, называются пределом
выносливости при симметричном цикле. Однако детали автомобиля
Испытывают не симметричные, а асимметричные колебания нагрузки.
Таким образом, при проведении расчетов на сопротивление уста-
лости деталей автомобилей невозможно непосредственно пользо-
ваться значениями пределов выносливости симметричных циклов о х
и т_!, полученными при испытании образцов. Необходимо пере-
водить к пределам выносливости асимметричных циклов ord и xrd.
На рис. 20, г сопоставлены кривые усталости в логарифмических
координатах для различных циклов: симметричного (г = —1),
пульсирующего (г = 0) и асимметричного (0 < г < 1). Связь между
величинами напряжений для образцов при симметричном цикле с на-
пряжениями для детали при асимметричном цикле определяется
при рассмотрении диаграммы предельных напряжений и выражается
формулой
Ord = 2<J—1/[(1 — г) Kod фа (1 + г)],
где Фа = (2О-, - Go); Kod = + Ко - 1) / Ку,
а0 — предел выносливости при г = 0; Ко и Ку — коэффициенты,
учитывающие параметры шероховатости и упрочнения детали;
Ко = o_i/(O-id)— эффективный коэффициент концентрации напря-
жений; — предел выносливости детали; еа — масштабный фак-
тор, учитывающий абсолютные размеры детали. Для деталей, под-
вергнутых цементации, фо 0,6.
Зависимость между напряжением а и числом циклов нагруже-
ния до разрушения N имеет вид
o1,Nl = o2iM; = Ci = const,
где а, — текущее напряжение; т — угловой коэффициент кривой
усталости в логарифмической системе координат при симметричном
цикле нагружения; —текущее значение числа циклов, при ко-
тором наступает разрушение при напряжении ог; о_х — предел вы-
носливости образцов.
Соответственно для асимметричного цикла для рассчитываемой
детали кривая усталости может быть представлена формулами
а^дг. = o'rnr No = с' = const, (24)
48
Рис. 21. Кривая усталости и распределение на-
пряжений в эксплуатационном нагрузочном ре-
жиме
где ord — предел выносливости детали,
с учетом размеров деталей, концентра-
ции напряжений, параметров качества
поверхности и поверхностного упроч-
нения.
На основании результатов испыта-
ний с различными коэффициентами
асимметрии цикла зависимость пока-
вателя тг и показателя т имеет вид
Пг = 0,5т i’/ 4(1— г).
Горизонтальный участок кривой усталости, соответствующий не-
ограниченной долговечности, отмечается у малопрочных сталей.
В других случаях кривая усталости не имеет горизонтального уча-
стка и непрерывно снижается (легкие сплавы, высокопрочные леги-
рованные стали и т. п.). Поэтому допущение о том, что предел вынос-
ливости есть величина постоянная, не зависящая от числа циклов
является приближенным.
Расчет на сопротивление усталости деталей автомобиля основы-
вается на гипотезе линейного суммирования (накопления) относи-
тельных усталостных повреждений (рис. 21). Кривая усталости,
полученная при испытании детали на стенде, характеризуется урав-
нением Nt = f (oj. Эксплуатационный нагрузочный режим пред-
ставлен дискретно в виде числа циклов пг с напряжением ог. Пред-
положим, что в эксплуатации деталь испытывает напряжение о,,
повторяющееся nt раз.
Возможность детали выдержать число циклов до разрушения
обозначим через 7Уг. Очевидно, что в этих условиях деталь исполь-
зует только nJNi срока службы и будет иметь дополнительный
запас сопротивления усталости. Если деталь работает с напряже-
ниями olt о2, ..., ait повторяющимися соответственно nlt п2, ..., пг
раз, то для обеспечения установленного срока службы детали необ-
ходимо соблюдать условие
n1fN1-}-n2/N2-{-...-[-ni/Nt=sa или = (25)
где а — степень повреждаемости материала, зависящая от материала
детали и уровня его нагружения, В первом приближении можно
принять а = 1,0.
Умножая числитель и знаменатель уравнения (25) на и при-
нимая во внимание уравнение кривой усталости (24), получаем
V Ф S'».”?
«1 oJV o’/yyv.
49
Приведенное напряжение опр установившегося режима, экви-
валентное данному неустановившемуся режиму,
Запас прочности
®rd ®rd
В случае непрерывного изменения амплитуд напряжений условие
суммирования повреждений
КН0' <26)
О
При ступенчатом изменении амплитуд напряжений п; = NzPn
где pt — относительное число амплитуд цикла; Nz — общее число
циклов изменения напряжений при работе детали. При непрерывном
изменении последних dn,- = N^f (oj do,, где f (Oj) — функция плот-
ности распределения амплитуд напряжений о,.
Значение /V; определим из уравнения кривой усталости. Тогда
Подставим значение dn; и N, в формулу (26). После преобразова-
ний приведенное напряжение при эквивалентном установившемся
режиме
mr / «max
<>»=^1/ < J <7 (°.,)<<(«.)• т
V а Г «rd
Наибольшую сложность при определении напряжения эквива-
лентного установившегося режима в формуле (27) представляет
вычисление интеграла
«max
J o^(o()d(o<).
«rd
Заменим указанный интеграл произведением K’no”r. Тогда
«max
. «.,»? = J <7(о,)*,.
°/d
где — коэффициент пробега, учитывающий отношение долго-
вечности при действительном нагрузочном режиме, характеризую-
50
рис. 22. Зависимость коэффициентов
Кцр И Кш1 0Т Рк^ср
щемся кривой распределения
f (о,), к долговечности детали
при действии расчетного кру-
тящего момента Тр и соответ-
ствующего ему напряжения ор.
Для механических транс-
миссий в качестве расчетного
момента на ведущем валу ко-
робки передач принимают мень-
ший из двух моментов (макси-
мальный момент двигателя 7\П1ах
или момент по сцеплению ве-
дущих колес с дорогой, при-
веденный к оси коленчатого
вала, подсчитанный с учетом коэффициента сцепления <р = 0,8).
Следует отметить, что такой расчетный момент превышает средний
момент, действующий за время эксплуатации автомобиля. Проведен-
ные экспериментальные исследования показали, что средний момент
на ведущем валу коробки передач составляет (0,50—0,65) Тетах,
а коэффициент Кп корректирует завышенный расчетный момент.
На основании математической обработки экспериментальных данных
по нагруженное™ трансмиссии_автомобиля построены графики коэф-
фициентов пробега /Сп в зависимости от отношения расчетного тяго-
вого усилия к среднему рк!рср. Кривая распределения уровней цик-
лических напряжений в деталях трансмиссии идентична кривой рас-
пределения удельных тяговых сил; поэтому последняя взята за ос-
нову при оценке нагруженности трансмиссии и определении коэф-
фициента пробега /(п.
На рис. 22 приведены графики коэффициентов пробега Кпн для
расчета на контактную прочность и КЛР — на сопротивление из-
гибу. Расчеты этих коэффициентов проведены с учетом показателей
степеней соответственно тт = 3 и тт = 9. Принимая во внимание
коэффициент пробега, уравнение кривой усталости можно записать
в следующем виде:
л
где Nz = У ДГ.— суммарное число циклов переменных напряжений
на всех интервалах нагрузок.
Причем
Na = бОЛнрКц;
здесь Ts — время работы на соответствующей передаче; пр — рас-
четная частота вращения;
пр = 0,5пг,
51
Таблица 6
Автомобили Средние удельные сопротивления
₽lfcp ^соср P/ср
Легковые 0,018 0,7V2p/Ga 0,2 (Ррк — рфср — Раср)
Грузовые (кроме самосвалов) 0,030 2.5V?pi/Ga 0,3 (ррк— рфср — Раср)
Самосвалы 0,050 3,0VcP,/Ga 0,2 (Ррк — Рфср — Раср)
где пе — частота вращения коленчатого вала при максимальной
мощности двигателя.
Влияние коэффициента пробега учитывают при определении до-
пускаемого напряжения [сг ] при ограниченном числе циклов Na.
Тогда
[о] = [o]F0”J/
где [ст]г0 —допускаемое напряжение изгиба при длительном пре-
деле сопротивления усталости.
Коэффициент пробега зависит от параметров кривой распреде-
ления и соотношения между расчетными и средними удельными тя-
говыми усилиями pui/pcpi- Удельное и среднее удельное тяговые
усилия рк и рср определяются на каждой передаче, исходя из расчет-
ного момента на первичном валу, т. е. рк = ТрикпЮагк и
Рср = А|,ср + Раср + Р/Ср, (28)
где А|)ср, рОср, — средние удельные сопротивления соответст-
венно дороги, воздуха и при разгоне.
Полученные экспериментальные данные по замеру крутящих
моментов в трансмиссии при движении в различных эксплуатацион-
ных условиях показали, что для однотипных автомобилей кривые
распределения величин удельных тяговых сил достаточно стабильны.
В табл. 6 приведены выражения для определения средних
удельных сопротивлений.
2.9. ВЕРОЯТНОСТНЫЕ МЕТОДЫ РАСЧЕТА
ДЕТАЛЕЙ АВТОМОБИЛЯ
Нагрузки, действующие на детали автомобиля в эксплуатацион-
ных условиях, являются случайными функциями времени. Харак-
теристики сопротивления разрушению деталей машин являются
также случайными величинами, которым свойственно существенное
рассеивание. Рассеивание характеристик несущей способности де-
талей обусловлено нестабильностью механических свойств металла,
отклонением в режимах термической обработки, а также размеров
52
Рис. 23. Вероятностное представле-
ние расчета на надежность
деталей в пределах допусков
(особенно радиусов кривизны
в зоне концентрации).
Надежная оценка проч-
ности деталей, основанная
на сопоставлении двух слу-
чайных величин, должна
осуществляться методами
теории вероятности и мате-
матической статистики.В ре-
зультате применения этих
методов определяют вероятность разрушения детали, являющуюся
мерой надежности ее по условиям прочности. Расчеты мо!*утбыть
выполнены с помощью детерминированных и вероятностных ме-
тодов.
При применении детерминированного метода за расчетную
принимают величину, характеризуемую одним реальным числом.
В результате определяют время работы детали до выхода из строя
(при поверочном расчете) или размер детали (при проектном расчете).
При использовании вероятностного метода получают кривую рас-
пределения пробегов машин до выхода из строя рассчитываемой
детали (при поверочном расчете) или кривую распределения разме-
ров детали для обеспечения необходимого пробега в заданных экс-
плуатационных условиях.
Наиболее простой расчет вероятности разрушения по напряже-
ниям получается при использовании нормального закона распре-
деления пределов выносливости и амплитуд эксплуатационных
напряжений.
На рис. 23 представлены кривые нормального распределения
несущей способности детали f (аг) и эксплуатационных напряже-
ний / (о.) с соответствующими математическими ожиданиями ат
и <т3. Несмотря на то, что коэффициент запаса п, определенный как
отношение математических ожиданий <тг и оэ, больше единицы,
возможны случаи разрушения детали в малой области Ill между
кривыми. Для обеспечения полного неразрушения детали можно
увеличить условный коэффициент запаса, что приводит к повыше-
нию стоимости детали и ее массы.
Определим вероятность разрушения при заданных законах рас-
пределения от и оэ. В этом случае условие разрушения примет
Вид
М = ат — аэ < 0. (29)
Для оценки вероятности разрушения построим кривую надеж-
ности по данным несущей способности и эксплуатационной нагру-
Женностн детали.
Если две случайные величины независимы одна от другой и спра-
ведлив закон нормального распределения, то, согласно теории ве-
53
роятности, для новой величины М также будет справедлив закон
нормального распределения с математическим ожиданием М и сред-
ним квадратическим отклонением ом. Причем
М = от — оэ; ом = Оог + Оо8.
По этим параметрам построим кривую распределения f (М),
площадь под которой характеризует надежность детали. В соответ-
ствии с формулой (29) вертикальная ось разделяет эту площадь
на две части. Область / характеризует вероятность разрушения
детали, а область // — вероятность неразрушения. Определим ве-
роятность разрушения по данной кривой распределения. Кривая
распределения надежности
f (М) =----^=г ехр — . (30)
ом / 2л 2о2м
Площадь под этой кривой
F(M) =-----| ехр Г__________
' ом/2л J F 2o2j
—со
Введем новую переменную
(М^ — М)/ам = г.
Тогда
—оо
Обозначим координату, определяющую вероятность разрушения
детали, через ир. Эта координата называется квантилем. Уравнение
квантиля
(Mt — M)/GM = ир.
Следовательно,
= + иром.
Значение Mi = 0 разграничивает области отрицательных и по-
ложительных величин М. При этом
ир = ~ (м/°м) = — (от — Оот + Оод-
Введем в формулу коэффициенты вариации va^ и
voT — °от/от', vOe = аОв/оэ.
После преобразований имеем
Up — 0 ~ П2< + Оо8-
64
Таким образом, зная коэффициенты вариации по.г, Ц<т3 и коэф-
фициент запаса п, можно определить квантиль ир и вероятность раз-
рушения Р. Зона разрушения соответствует интегралу кривой рас-
пределения надежности (30) в пределах от —оо до квантиля ир, т. е.
| f(z)=vfe- i
Функция F (г) определяется по таблицам. С помощью этой функции
можно определить вероятность разрушения детали.
Можно решить и обратную задачу: задавшись величинами va ,
и вероятностью разрушения Р, по таблицам определить кван-
тиль цр, соответствующий этой вероятности. Затем по уравнению
(31) находим коэффициент запаса прочности п, т. е.
Л (1 — UpU^) — 2tl -ф (1 — ПрПаэ) = 0. (31)
Глава 3 СЦЕПЛЕНИЕ
3.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Сцепление предназначено для плавного трогания автомобиля,
кратковременного разъединения двигателя и трансмиссии при
переключении передач и предотвращения воздействия на транс-
миссию больших динамических нагрузок, возникающих на переход-
ных режимах и при движении по различным дорогам.
При конструировании фрикционных сцеплений в соответствии
с их назначением помимо основных требований (минимальная соб-
ственная масса, простота конструкции, высокая надежность и т. п.)
необходимо обеспечить следующее:
надежную передачу крутящего момента от двигателя в транс-
миссию при любых условиях эксплуатации;
плавное трогание автомобиля с места и полное включение сцеп-
ления;
необходимую «чистоту» выключения, т. е. полное отъединение
двигателя от трансмиссии с гарантированным зазором между по-
верхностями трения;
минимальный момент инерции ведомых элементов сцепления,
позволяющий осуществить более легкое переключение передач и
снижение износа поверхностей трения в синхронизаторе;
необходимый отвод теплоты от поверхностей трения;
предохранение трансмиссии автомобиля от динамических нагру-
зок;
удобство и легкость управления, оцениваемые усилием на пе-
дали и ее ходом при выключении сцепления; возможность автома-
тизации управления сцеплением.
По способу передачи крутящего момента сцепления подразде-
ляются на фрикционные, гидравлические, электромагнитные. По
способу управления различают сцепления с принудительным управ-
лением, приводимым в действие водителем, с усилителем и без уси-
лителя, а также сцепление с автоматическим управлением.
При автоматическом управлении из органов управления исклю-
чается педаль сцепления, что упрощает и облегчает управление.
По способу создания давления на нажимной диск фрикционные сцеп-
ления подразделяют на пружинные (с цилиндрическими, кониче-
скими и диафрагменными пружинами), полуцентробежные (давле-
ние создается одновременно пружинами и центробежными силами)
и центробежные.
В центробежных сцеплениях для создания давления на нажим-
ной диск используется или центробежная сила, или сила пружин.
В последнем случае при неработающем двигателе сцепление выклю-
Бб
чено, и центробежная сила при включении сцепления освобождает
нажимные пружины. По форме поверхностей трения сцепления бы-
вают дисковые, конусные и барабанные (колодочные). Конусные И
барабанные сцепления обладают повышенным моментом инерции ведо-
мых элементов и поэтому используются в качестве вспомогательных
фрикционных устройств.
Дисковые сцепления по числу ведомых дисков классифици-
руются на одно-, двух- и многодисковые. Последние имеют мень-
шие диаметры дисков, неупругие ведомые диски и малые зазоры
между дисками в выключенном сцеплении. В многодисковых сцеп-
лениях обеспечение «чистоты» выключения является трудоемкой
операцией. Многодисковые сцепления имеют значительную длину,
большой ход выключения, значительные моменты инерции ведомых
деталей и т. п. Поэтому многодисковые сцепления применяются
в основном в автоматических трансмиссиях.
3.2. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ СЦЕПЛЕНИЙ
На современных автомобилях обычно устанавливают одно- или
двухдисковые сцепления трения без смазочного материала с пери-
ферийным расположением цилиндрических пружин или с центрально
расположенной конической или диафрагменной пружинами с прину-
дительным управлением. Такие конструкции сцепления сравни-
тельно легко позволяют обеспечить выполнение основных требова-
ний.
Однодисковые сцепления просты в изготовлении и обслужива-
нии, надежны, отличаются достаточной «чистотой» выключения,
обеспечивают хороший отвод теплоты от пар трения. Они имеют
небольшую массу, отличаются высокой износостойкостью.
Если передаваемый момент значителен, повышение момента тре-
ния сцепления возможно при увеличении диаметра фрикционных
колец или числа ведомых дисков. Рост диаметра колец ограничен
габаритными размерами маховика двигателя и усилием выклю-
чения сцепления. Увеличение диаметра диска приводит также к воз-
растанию его линейной скорости, что может вызвать разрушение
дисков под действием центробежной силы.
На рис. 24 приведены типичные конструкции дисковых сцепле-
ний, применяемых на автомобилях отечественного производства.
В сцеплениях с периферийно расположенными пружинами
(рис. 24, а и 6) при быстроходных двигателях возможно выпучивание
пружин под действием центробежной силы. Это приводит к сниже-
нию нажимного усилия, пробуксовыванию поверхностей трения
в сцеплении, к повышению температуры и росту износа поверх-
ностей трения. Кроме того, в таких сцеплениях невозможно осу-
ществить регулирование нажимного усилия, уменьшающегося по
мере износа фрикционных колец. Это необходимо учитывать при
выборе коэффициента запаса сцепления 6. В сцеплении с централь-
ной конической пружиной (рис. 24, в) передача усилия осуществ-
ляется рычагами выключения, обеспечивающими равномерное рас-
пределение усилия на нажимной диск.
57
Рис. 24. Типовые конструкции дисковых сцеплений:
1 — упругие пластины; 2 — регулировочная гайка; 3 — механизм положения среднего
внжная втулка; 8 — диафрагменная пружина; 9 =— опорные проволочные кольца; 10 —*
Сцепления с диафрагменными пружинами (рис. 24, г) имеют ряд
преимуществ перед сцеплениями, рассмотренными выше. Примене-
ние таких пружин позволяет сократить габаритные размеры сцеп-
ления и его массу вследствие совмещения функций нажимной пру-
жины и отжимных рычагов, а также обеспечить равномерное распре-
деление усилия на нажимной диск. Характеристика диафрагменной
пружины имеет участки с отрицательной жесткостью (возрастание
прогиба происходит при уменьшении нагрузки), что благоприятно
для работы сцепления. На рис. 25 представлены конструкция и ха-
рактеристики рабочих пружин, на которых точка А соответствует
включенному сцеплению, а точки и А3 — выключенному.
Как видно из сопоставления характеристик, в случае применения
диафрагменной пружины уменьшается усилие на педаль, необхо-
димое для удержания сцепления в выключенном положении.
Износ поверхностей трения не приводит к уменьшению нажим-
ного усилия в сцеплении. Сцепления с диафрагменной пружиной
нашли применение на легковых и грузовых автомобилях малой
грузоподъемности.
58
диска; 4 — рычаги выключения; 5 ** опорный фланец; 6 — коническая пружина; 7 — под-
пружина; 11 >— шарики
К недостаткам диафрагменного сцепления относится трудоем-
кость изготовления пружин по заданной характеристике на большие
осевые усилия при малых габаритных размерах сцепления. Повы-
шение момента трения при увеличении числа ведомых дисков в двух-
дисковых сцеплениях не вызывает принципиальных изменений в
схеме сцепления. Однако конструктивно они становятся более слож-
ными, чем однодисковые сцепления, масса их возрастает, необхо-
димо принудительное перемещение среднего нажимного диска для
обеспечения «чистоты» выключения.
Двухдисковые сцепления вызывают необходимость использова-
ния повышенного усилия для преодоления трения в скользящих
соединениях ведущих дисков с маховиком. Они имеют большую
длину и значительный момент инерции ведомых деталей, а также
увеличенный ход выключения.
На рис. 26 приведены различные варианты обеспечения гаран-
тированного зазора между поверхностями трения среднего ведущего
Диска двухдискового сцепления. В момент выключения средний диск
отталкивается пружиной в пределах зазора 6 до упора в болт,
59
fe
йеиная, конйчёская и
ДричёСКая
Рис. 26. Рабочие пружины
сцеплений и их характеристи-
ки:
а — конструкция: б — упругие
карактернстикй; 1 и 3 — Пру.
жины соответственно днафраг,
------ ----------- - ЦИЛИВч
*3
ввернутый в кожух сцепления (рис. 26, а), или до установления рав-
новесия между силами от пружин (рис. 26, б, в). В варианте, приве-
денном на рис. 26, а, использовано Действие двуплечего рычага /,
нагруженного закрученной пружиной 2. Двуплечий рычаг одним
концом упирается в маховик, а другим — в первый нажимной диск.
При выключенном сцеплении двуплечий рычаг с пружиной позво-
ляет установить средний диск на одинаковом расстоянии от поверх-
ностей трения маховика и первого нажимного диска.
На некоторых автомобилях установлены автоматические сцеп-
ления, которые должны обеспечить выполнение следующих основных
функций:
отсоединение двигателя от трансмиссии при частоте вращения
холостого хода (двигатель должен продолжать работать в случае
Торможения автомобиля до полной остановки);
быстрое отсоединение двигателя от трансмиссии при переключе-
нии передач;
Рис. 26. Варианты
конструкции меха-
низмов, обеспечи-
вающих чистоту
выключения двух-
дисковых муфт
сцепления
60
рис. 27. Центробежное сцеп-
ление:
г — для трогания; II •— для пере-
ключения передач
включение сцепления
при трогании автомобиля
с места и переключении
передач с различной ин-
тенсивностью в зависи-
мости от положения пе-
дали управления дрос-
сельной заслонкой;
возможность пуска дви-
гателя буксировкой;
торможение автомо-
биля двигателем при дви-
жении и на стоянке.
Для выполнения ука-
занных функций совре-
менные конструкции сцеп-
ления иногда имеют два
автономных сцепления:
одно для трогания (/), а
второе для переключения
передач (//). Это сцеп-
ление выполняет также
функции ограничителя
передаваемого крутящего
момента (рис. 27). Два
одноцисковых сцепления
установлены последова-
тельно. Центробежное сцепление автоматически включается при
трогании автомобиля под действием центробежных сил от роли-
ков 1, перемещающихся по внутренней конусной поверхности ко-
жуха 2 маховика и нажимного диска 3. Для обеспечения торможе-
ния автомобиля двигателем в сцеплении установлен специальный
роликовый механизм 4 свободного хода. Такое сцепление трудоемко
в изготовлении; кроме того, при движении в тяжелых дорожных ус-
ловиях возможно пробуксовывание.
Использование быстроходных двигателей вызывает необхо-
димость принимать во внимание влияние центробежных сил и
осуществлять балансировку как собственно сцеплений, так и их
отдельных деталей. Допустимый дисбаланс при динамической балан-
сировке сцеплений в сборе в зависимости от их размеров составляет
0,2—0,8 И-см, а дисбаланс ведущего диска 0,10—0,25 Н-см. Уравно-
вешивание обычно достигается снятием металла на большом радиусе
или креплением балансировочных пластин.
61
3.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
СЦЕПЛЕНИЯ
Габаритные размеры сцеплений выбирают из обеспечения усло-
вий полной передачи через сцепление максимального момента дви-
гателя Гешах- Основным параметром фрикционного сцепления яв-
ляется наружный диаметр ведомого диска.
В качестве расчетного момента сцепления принимается
Тс~ РГсщах»
где Р — коэффициент запаса сцепления, представляющий собой от-
ношение момента трения сцепления к максимальному моменту дви-
гателя.
Момент, который передается через сцепление, наблюдается при
взаимодействии ведомого диска с фрикционной накладкой (рис. 28).
Элементарная сила трения на накладку
dF — ррв dS — ррор dp da,
а элементарный момент
dT = РРоР2 dp da',
здесь р — коэффициент трения; р0 — давление между поверхно-
стями трения.
Момент трения всей накладки
R 2Л
Г — рРо J J р2 dS da = 2лрр0 j .
г О
При силе Рх, действующей на ведомый диск, давление
Ро = Г’2/[л(7?2-7-2)1.
Для сцепления, имеющего i пар трения, момент трения сцеп-
ления
Тс = P£pi (2/3) (R3 - r3)/(R2 - г2). (32)
2 D3__ г3
Значение Rc = -у _-f2 - представляет собой средний радиус при-
ложения результирующей касательной силы трения. Средний ра-
--------------Диус с достаточной степенью точности
уч может быть определен также по прибли-
\ женной формуле
\ Rc = 0,5(R + r).
I Одним из факторов, определяющих
г" V- / / габаритные размеры сцепления и износо-
\ х. у' / стойкость фрикционных колец, является
Рис. 28. Схема для определения среднего радиуса
ведомого диска сцепления
62
давление на их поверхность. Определим диаметр ведомого диска,
выразив нажимное усилие в формуле (32) через давление. Тогда
Tc = n^-r^P^-^Li^Tem^. (33)
Внутренний радиус фрикционного кольца г в зависимости от
наружного радиуса R лежит в пределах г = (0,55ч-0,65) R. Заме-
нив значение радиуса г через радиус R (г 0,6 R), получим формулу
диаметра ведомого диска
D = 2R = 2,5 (34)
В существующих конструкциях сцеплений принимается р0 —
в= 0,154-0,25 МПа; причем меньшее значение имеют сцепления,
предназначенные для автомобилей большой грузоподъемности или
автомобилей, работающих в тяжелых дорожных условиях. Величину
наружного радиуса фрикционного кольца определяют по окружной
скорости при максимальной частоте вращения коленчатого вала.
Для нажимных дисков, изготовленных из чугуна марок СЧ 18 и
СЧ 25, окружная скорость, ограниченная прочностью под действием
центробежных сил, не должна превышать 65—70 м/с.
В соответствии с ГОСТ 1786—80 наружные диаметры фрикцион-
ных колец для сцеплений автомобиля лежат в пределах 180—420 мм.
Расчетный коэффициент трения при проектировании сцеплений р =
= 0,30. Его значение зависит от материала поверхностей трения,
их состояния и обработки, относительной скорости скольжения
дисков, давления и температуры.
Фрикционные свойства накладок обусловливают качество сцеп-
лений, их размеры и несущую способность, поэтому ведутся работы
по созданию новых фрикционных материалов с повышенными фрик-
ционными и прочностными свойствами. В процессе эксплуатации изме-
нение максимального момента трения сцепления связано с измене-
нием скорости скольжения и температуры, физико-механических
свойств накладок, зависящих от полимеризации и старения компо-
нентов, а также с падением усилия нажимных пружин и т. п. С уве-
личением коэффициента запаса сцепления повышается момент тре-
ния сцепления, уменьшается работа буксования. С другой стороны,
увеличение р приводит к возрастанию динамических нагрузок в транс-
миссии и увеличению усилия, необходимого для управления сцеп-
лением.
На основании ГОСТ 1786—80 коэффициент запаса сцеплений
с ткаными фрикционными накладками для автомобилей транспорт-
ного типа принимается равным 1,8, а со спиральнонавитыми
1,25—1,34. Сила сжатия фрикционных дисков сцепления
Р РГе max/fRcl^O- (35)
Для фрикционных сцеплений с периферийным расположением пру-
жин
Рх = PDna,
63
где Р„ — рабочее усилие одной пружины; п„ — число пружин;
па должно быть кратным числу рычажков выключения сцепле-
ния.
При центральном расположении пружины и наличии нажимных
рычагов
Р Z ~ ^п^р»
где — передаточное число нажимных рычагов.
3.4. БУКСОВАНИЕ ФРИКЦИОННОГО
СЦЕПЛЕНИЯ И ЕГО ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ
Выше был описан метод определения основных размеров сцеп-
ления, обеспечивающих возможность передачи необходимого мо-
мента. Коэффициент запаса сцепления Р оценивает возможность
этого механизма в отношении передачи момента, а значение давле-
ния р0 между поверхностями трения — надежность механизма в от-
ношении его износостойкости. Однако р0 лишь косвенно оценивает
способность механизма противостоять изнашиванию и нагреву, наблю-
дающимся в процессе буксования при включении сцепления.
Сцепление представляет собой теплообъемное устройство, пре-
образующее в теплоту часть мощности при его включении. Полу-
ченная теплота вызывает повышение температуры поверхностей
трения, которое оказывает влияние на коэффициент трения и ско-
рость изнашивания. Нагрев деталей, а значит, и износостой-
кость фрикционных элементов обусловлены не только работой
буксования, но и значением массы тех деталей, которые восприни-
мают выделенную теплоту.
На рис. 29 приведен рабочий процесс трогания автомобиля.
Точка А соответствует началу его движения, когда момент сцеп-
ления Тс становится равным приведенному моменту сопротивления
дороги Та. Таким образом,
Та = (ma + тпр) МЛЯИтПт).
где ma — масса автомобиля; нт — передаточное число трансмиссии;
П2Пр — масса прицепа; гк — радиус колеса; % — КПД трансмис-
сии; ф— коэффициент сопротивления движению; ф = 0,10.
Рис. 30. Приведенная система расчета работы и время буксования
64
В зависимости от отношения момента двигателя и момента тре-
ния сцепления в процессе включения угловая скорость коленчатого
вала вначале возрастает до точки В, а затем падает до точки С,
что соответствует прекращению буксования. Время трогания авто-
мобиля, в течение которого сое становится равной угловой ско-
рости и>о ведомого вала сцепления, называется временем буксования
t6. Момент трения сцепления Тс в период включения сцепления tB
возрастает приблизительно пропорционально времени его включе-
ния. Таким образом, Тс = Kt. Коэффициент К характеризует бы-
строту включения сцепления.
Для определения основных параметров, соответствующих ра-
боте сцепления, рассмотрим модель двигатель-автомобиль, пред-
ставленную на рис. 30.
Для определения работы буксования составим дифференциаль-
ные уравнения движения масс этой системы:
(36)
+ (37)
где Je — момент инерции вращающихся масс двигателя и ведущих
деталей сцепления.
Приведенный момент инерции поступательно движущейся массы
автомобиля и прицепа
+ М„)(г’/и*).
Работа буксования
L= J Tcda,
о
где da — элементарный угол буксования сцепления.
Выразим da через частоту буксования <об. Тогда
da = d>cdt = (<ос — <оа) dt.
В то же время
'б
L “ j Тс (<ос — (о„) dt. (38)
о
Сложность решения этих уравнений относительно <ое и <оа за-
ключается в том, что моменты Те, Тг и Та являются переменными
величинами по времени и, как правило, нелинейны. Так, момент
двигателя зависит от частоты вращения; момент трения сцепления —
от темпа включения, коэффициента трения, температуры нагрева
поверхностей трения. Для сравнительной оценки конструкций сцеп-
лений исключим влияние водителя и представим, что сцепление
включается мгновенно и момент трения сцепления при трогании
8 Лукин П. П. и др. 63
Рис. 31. Изменение частот вращения ведущих
и ведомых элементов сцепления при постоян-
ных величинах Т’.Т'с и Та
постоянный, т. е. Тс — const. Для
упрощения задачи и решения урав-
нений (36) и (37) примем, что при
буксовании сцепления Тс и Та также
постоянны. При принятых допуще-
ниях в уравнениях можно разде-
лить переменные и после интегрирования получить зависимости
изменения угловой скорости ведущих <ов и ведомых <oQ элементов
системы от времени. Таким образом, для ведущих элементов
г “с
J <Te-Te)dt= J Jedu.
1 ->0
(Л — Tc)t = — ш0):
для ведомых
I <“а
\(TC-Ta)dt=\ Juda.
о
lTc — TJt — Ju4)a;
. __ Тс — Та .
(0u . t •
J Q
(39)
(40)
Процесс буксования заканчивается, когда значения сое и юо
будут равны между собой. Приравняв уравнения (39) и (40), опреде-
лим время буксования
, ___ ___________J rd е^о_________
6 “ je (Тс ~ тя) - (Те - Тс) Ja ’
(41)
Изменение угловых скоростей ведущих и ведомых элементов си-
стемы при принятых допущениях прямо пропорционально времени
(рис. 31). Интеграл в формуле (38) соответствует площади, заключен-
ной между осью ординат и прямыми линиями, характеризующими
изменения угловых скоростей коленчатого вала двигателя и пер-
вичного вала коробки передач. Площадь этого треугольника по
величине соответствует углу буксования Таким образом,
L = 7cO,5(oote. (42)
В 'соответствии с формулой (42) и, принимая во внимание, что
®0 = лпо/ЗО, имеем
66
Как видно из уравнения (43), работа буксования резко возра-
стает, если трогание начинается при высоких значениях п0 двига-
теля и на высоких передачах коробки передач. Известно, что момент
инерции Ja зависит от квадрата передаточного числа wT и пропорцио-
нален массам автомобиля и прицепа. Поэтому при эксплуатации ав-
томобиля с прицепом условия работы сцепления значительно ухуд-
шаются. Кроме того, при движении автомобиля с прицепом частота
выключения и включения сцепления увеличивается, что приводит
к повышенным износам фрикционных накладок. Работа буксова-
ния, подсчитанная по уравнению (43), является минимально возмож-
ной, не зависящей от плавности включения, и пригодна для сопостав-
ления работы сцеплений различных марок автомобилей. Оценку
износостойкости сцепления можно проводить по величине удельной
работы буксования q, т. е. по работе буксования, отнесенной к пло-
щади трения ведомых дисков
q — L/F^.
Удельная работа буксования определяется при трогании автомо-
биля с места на первой передаче при ф = 0,1. В этом случае допу-
стимое значение q для однодисковых сцеплений составляет 196—
245 Дж/см®, а для двухдисковых 147—167 Дж/см®.
При определении теплового режима сцепления рассчитывают
температуру ведущих дисков. Маховик имеет значительно большую
массу, чем ведущие диски, температура нагрева его сравнительно
невелика. При расчете условно принимаем, что не происходит тепло-
отдачи в окружающую среду. Тогда уравнение теплового баланса
у£ = тасх,
где Щд — масса нагреваемых деталей сцепления; у — доля теплоты,
приходящаяся на рассчитываемую деталь (для однодискового сцеп-
ления у = 0,5); т — перепад температур; с — теплоемкость.
Следовательно,
т = yL/m^c.
Допустимый перепад температур за одно включение для одиноч-
ного автомобиля не должен превышать 10 °C, а для автомобиля
с прицепом 20 °C. Снижение перепада температур возможно при
увеличении массы ведущих дисков и создании необходимой цирку-
ляции воздуха во внутренней полости корпуса сцепления. Получен-
ная расчетная температура является условной (определение ее про-
ведено при одном трогании автомобиля) и используется при сравне-
нии конструкций сцеплений различных типов. В действительности
процесс нагрева дисков значительно сложнее. В условиях город-
ского движения транспорта число включений сцепления для оди-
ночных грузовых автомобилей составляет 300—600, а для автомоби-
лей с прицепом 400—700 на 100 км пройденного пути. Поэтому тем-
пература деталей сцепления в процессе работы автомобиля значи-
’’ельно выше. Для формованных накладок сцепления допускаемая
э* 67
температура при длительном воздействии равна 200 °C, а при кратко-
временном воздействии (не более 1 мин) — до 350 °C (в пограничном
слое).
3.5. ГРАФОАНАЛИТИЧЕСКИЙ МЕТОД
ИССЛЕДОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
СЦЕПЛЕНИЯ
При выводе формулы по определению работы буксования были
сделаны определенные допущения (в процессе трогания автомобиля
с места остаются постоянными моменты Те, Тс и Та). В реальных
условиях, как указывалось выше, эти моменты являются переменными
и нелинейными. Аналитическое решение уравнений (36)—(38) очень
трудоемко. При использовании графоаналитического метода (рис. 32)
из уравнений (36) и (37) определим ускорения ведущих и ведомых
элементов системы. Тогда
d^e/dt = (Те - Tr)/Je
(44)
duafdt = (Te-To)/Ja.
(45)
В верхнем левом квадранте нанесена кривая АВ изменения кру-
тящего момента двигателя при полном открытии дроссельной за-
слонки в зависимости от а>е (см. рис. 32). В верхнем правом квад-
ранте нанесем кривую CD изменения момента трения сцепления,
характер которой зависит от интенсивности и времени включения
сцепления, а также момент со-
противления движению EF.
Используя кривые моментов
АВ, CD и EF, а также урав-
нения (44) и (45), можно по-
строить кривые изменения угло-
вой скорости ведущих и ведо-
мых элементов сцепления.
Разобьем шкалу времени на
интервалы, равные А/, и про-
ведем через них вертикальные
прямые. Выберем ®0, с кото-
рой осуществляется начало
трогания автомобиля (точка А).
При полностью открытой дрос-
сельной заслонке двигатель
развивает момент Те1 при Тс = 0.
Подставив эти значения момен-
тов в уравнение (44), получим
значение ускорения массы с мо-
ментом инерции Je. Из точки К
Рис. 32. Графоаналитическое определе-
ние работы и времени буксования
68
проведем прямую до пересечения с вертикальной прямой под углом,
тангенс которой соответствует ускорению da>eldt. Пересечение в вер-
тикальной прямой дает возможность получить новое значение а>е,
а она, в свою очередь, — новое значение момента Те. Подставив зна-
чения Те и Тс в уравнение (44), можно получить новое значение
ускорения (или замедления). После аналогичных действий для по-
следующих точек, а также после построения огибающей к ломаной
линии получим кривую изменения <ое в зависимости от времени.
Таким же образом строим кривую изменения <оа. Согласно уравне-
нию (45) начало трогания (точка N) соответствует равенству Та
и Та. Пересечение кривых <ое и <о0 (точка Р) соответствует полному
времени буксования сцепления ts.
В нижнем правом квадранте представлена угловая скорость бук-
сования сцепления, построенная по зависимости юб = <ое — сов.
Кривые изменения угловой скорости буксования <об и момента тре-
ния в сцеплении Тс дают возможность определить работу буксо-
вания. Таким образом,
L = J Tc^dt. (46)
*б
Интеграл J <o6d/ уравнения (46) может быть заменен суммой
о
произведений текущего значения момента сцепления Тс при данной
величине t на произведение <о6Д/, соответствующее элементарной
площади Ft под кривой со0/(/), т. е.
Ft =“= е)бА/.
Тогда полная работа буксования
'б
Д = (T^Fj -|- Tc2F2 + ...)= 2 TctFt.
о
Графоаналитический метод дает возможность проанализировать
влияние на работу буксования скорости включения сцепления,
коэффициента запаса сцепления, передаточных чисел в главной
передаче и коробке передач, массы автомобиля.
3.6. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ И РАСЧЕТ
ТИПОВЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ФРИКЦИОННЫХ
СЦЕПЛЕНИЙ
Рабочие пружины. В сцеплениях применяются цилиндрические,
конические и тарельчатые (диафрагменные) пружины, изготавли-
ваемые из стали марок 65Г, 85 (см. рис. 25). При периферийном рас-
положении пружин их число должно быть кратным числу рычаж-
ков выключения для исключения возможности перекоса нажимного
69
диска при выключении сцепления и составлять 6—24. При опреде-
лении числа пружин следует учитывать, что усилие, приходящееся
на одну пружину, обычно не должно превосходить для автомобилей
малой и средней грузоподъемности 600—700 Н, а для автомобилей
большой грузоподъемности — 1000 Н Средний диаметр пружины £)ср
и диаметр проволоки d выбирают из условии прочности при действии
максимальной силы при выключенном сцеплении. Тогда
_ 7ьр ________ 0,5£)cp/Jnlax I/
W'kp Лп~ (оиЯ)/16 “ nd3 Лп’
где Ка — коэффициент, учитывающий влияние на прочность кри-
визны витков, зависящий от соотношения с — Dcp/d.
К 4с — 1 0,615
Лп ~ 4 (с — I) с~ '
Допускаемые напряжения при кручении не должны превышать
700—750 МПа. Число рабочих витков оказывает влияние на жест-
кость пружины и выбирается в зависимости от необходимого усилия
для управления сцеплением. При выключенном сцеплении усилие
на пружину не должно превышать усилия во включенном состоя-
нии боле чем на 20 %.
Для определения числа рабочих витков воспользуемся зависи-
мостью деформации
АХ = 8D?P •0,2/’nnp/(Gd)\
где АХ — дополнительная деформация пружины при выключении
сцепления; ОД^п — увеличение суммарного нажимного усилия
в выключенном сцеплении; пр — число рабочих витков; G — мо-
дуль упругости второго рода; для стали G = 8-104 МПа.
Полное число витков пружины
По = Пр 4-(1,5-г-2,0).
При выключенном сцеплении зазор между витками должен быть
не менее 1 мм. Для предохранения пружин от влияния нагрева
между нажимным диском и пружиной устанавливают теплоизоли-
рующие шайбы. Конические пружины обычно имеют прямоуголь-
ное сечение и hit = 2Д-4-2.6; здесь t и h — ширина и высота сече-
ния витка.
Витки спирали конической пружины навивают таким образом,
чтобы при полном сжатии пружины все витки были совмещены
в одной плоскости. Этим обеспечивается минимальная высота пру-
жины, которая определяет длину спирали. Прямоугольное сечение
по сравнению с круглым дает возможность получить большую
жесткость при одинаковых малом и большом диаметрах витков. На-
пряжение в конической пружине
т = P^^tht).
Прогиб
, 2РпД«₽('’2+'’1)Н + ''1)
А~~ СЛ*
70
Жесткость пружины
Ри __W___________________
с == ~^ 2Дпр(г2 + г,) (4 + г|) ’
где ft и га — радиусы наименьшего и наибольшего витков пружины;
обычно rjrt 0,5.
Число рабочих витков обычно принимают п0 = 3-5-5. Ниже при-
ведены значения коэффициентов, зависящих от соотношения hit.
hit........... 1.5 2,0 2,5 3,0
v ............ 0,231 0,246 0,258 0,267
д............. 2,67 1,713 1,256 0,995
При расчете конических пружин необходимо иметь в виду, что
радиус rt основания пружины по мере ее осадки уменьшается и ее
характеристика становится нелинейной и имеет параболическую
форму.
Центральные пружины диафрагменного типа, для которых спра-
ведливо неравенство уЛ2 < (Hlh) < 2, имеют характеристику, со-
держащую участки с отрицательной жесткостью (см. рис. 25, б).
Пружины такого типа широко используются в автомобильных сцеп-
лениях.
Расчет пружины диафрагменного типа может быть проведен
по формулам, выведенным в предположении недеформированности
сечения пружин. Нажимное усилие на ведомый диск
р‘-1п4 [(« -ч fel) (н - мч {=?•)+*]. <«)
где Е' = Е/(1 — р.2); здесь Е — модуль упругости первого рода;
р — коэффициент Пуассона; — деформация пружины; Н —
высота сплошной части пружины; h — толщина; а, Ь, с — гео-
метрические размеры.
Формула (47) дает возможность построить характеристику пру-
жины.
Сплошные диафрагменные пружины имеют большую жесткость.
Для уменьшения жесткости используются пружины с радиальными
прорезями. Образованные при этом «лепестки» служат рычагами
включения сцепления. Окна у основания лепестков предназначены
Для прохода заклепок, удерживающих опорные кольца.
Опасным расчетным сечением является сечение, проходящее
по малому торцу пружины (см. рис. 25, а). Наиболее нагруженным
является основание лепестка. Наибольшего значения напряжения
Достигают в момент выключения сцепления, когда пружина стано-
вится плоской. Эквивалентное напряжение аэ в опасной точке по
теории максимальных касательных напряжений состоит из нормаль-
ных напряжений в окружном направлении ot и напряжения из-
гиба ои. Таким образом,
_ __п < _ ^г.вын । Е' (d — а) а- Ла .. „.
71
Рис. 33. Типы соединений ведущих дисков с маховиком и кожухом сцепления по-
средством:
а — выступов нажимного диска; б ** пальцев, запрессованных в маховик! в зубьев;
г *- пальцев, ввернутых в маховик; д упругих пластин
где tj — коэффициент полноты лепестка; т} = 5лп/|п (а + е)1; п —
число лепестков; 5Л — ширина лепестка на радиусе 0,5 (а 4- е);
а — угол подъема пружины; На — полная высота пружины.
Причем
d = (b — а)/(1п-у-}; е).
Напряжение в пружинах, выполненных из материала 60С2А, со-
ставляет примерно 1000 МПа.
Ведущие диски. Их обычно изготовляют из серого чугуна ма-
рок СЧ21 иСЧ24 (с перлитной структурой), обладающих хорошими
фрикционными и противозадирными свойствами при работе в соче-
тании с фрикционными кольцами. Размеры дисков определяются
размерами фрикционных колец. Ведущие диски поглощают и рас-
сеивают значительную часть теплоты, возникающей в процессе бук-
сования сцепления, и являются наиболее нагреваемыми деталями
муфт сцепления. Для поглощения большого количества теплоты
ведущие диски изготовляют массивными, а также достаточно жест-
кими для получения повышенного сопротивления короблению и обес-
печения более равномерного давления на ведомый диск. Для лучшей
циркуляции охлаждающего воздуха иногда в дисках выполняют
радиальные вентиляционные каналы. Ведущие диски должны вра-
щаться совместно о маховиком и иметь возможность в момент выклю-
чения и включения сцепления перемещаться в осевом направлении
относительно корпуса сцепления.
Различные варианты соединения ведущих дисков о маховиком
приведены на рис. 33. При применении соединения нажимного диска
посредством его выступов возникает трение в зоне соприкосновения
прилива с кожухом при включении муфты сцепления. На преодоле-
ние этого трения затрачивается определенное усилие. Кроме того,
72
в этих зонах отмечается износ, приводящий к возникновению зади-
ров и скрипов.
г В настоящее время получила широкое применение передача мо-
мента на нажимной диск посредством пружинных пластин, каждая
из которых одним концом прикреплена к кожуху, а другим — к на-
жимному диску. Пластины размещены по окружности с одинаковым
шагом. Поэтому их деформация не влияет на концентричность рас-
положения нажимного диска и не нарушает балансировку сцепле-
ния. Передача усилия через пластинчатые пружины исключает воз-
можность возникновения скрипа вследствие отсутствия поверхно-
стей трения между нажимным диском и кожухом сцепления.
В ведущем диске элементы, соединяющие диск с маховиком, рас-
считывают на смятие, а пластины на растяжение. Напряжение смя-
тия
Осм = yTen}ax/(RzF),
где у — коэффициент, учитывающий распределение крутящего мо-
мента на ведущих дисках (для однодискового сцепления у = 0,5);
/? — радиус элемента; z — число работающих элементов; F — пло-
щадь контакта.
В выполненных конструкциях при расчете по Гетах осм =»
в= (10-ь 15) Л1Па.
Ведомые диски. Включение сцепления должно происходить
плавно, не вызывая повышенных нагрузок в трансмиссии и чрез-
мерно высоких ускорений автомобиля, оказывающих отрицательное
влияние на пассажиров и транспортируемые грузы. Плавность вклю-
чения сцепления и нарастание момента в трансмиссии автомобиля
зависят от упругих свойств ведомого диска и деталей привода. В раз-
личных типах сцепления могут применяться упругие и неупругие
ведомые диски.
Применение упругих дисков вызывает необходимость увеличе-
ния хода нажимного диска для обеспечения заданной «чистоты»
выключения, что может быть получено при том же ходе педали сцеп-
ления уменьшением передаточного числа привода. Однако это при-
водит к увеличению усилия на педали сцепления. Поэтому в двух-
дисковых и многодисковых сцеплениях, а также в случаях, когда
необходимо обеспечить повышенную прочность связи фрикционных
колец с ведомым диском (при работе автомобиля и исключительно
тяжелых условиях), обычно не применяют упругие ведомые диски.
Повышение эластичности ведомого диска достигается приданием
ему определенной формы или размещением специальных деталей
типа пластинчатых пружин между ним и фрикционными кольцами.
В первом случае сплошной диск делят радиальными прорезями на
Ряд секторов, которые через один отгибают в разные стороны. К сек-
торам приклепывают фрикционные кольца. Недостатком таких дис-
ков является трудность получения одинаковой жесткости сек-
торов.
Применение ведомых дисков с приклепанными к нему пластин-
чатыми пружинами дает возможность получить более равномерную
73
Рис. 34. Ведомый диск с сегментами, имеющими волнообразную форму:
1 — ступица; 2 *— стальной диск; 3 — сегмент; 4 ~~ отверстие для установки балансировоч-
ных пластин
упругость по окружности! одну фрикционную накладку крепят
непосредственно к диску, а вторую — к пластинчатым пружинам,
причем последняя направлена к нажимному диску. Однако пластин-
чатые пружины способствуют увеличению момента инерции ведомого
диска.
Более совершенной конструкции ведомый диск с прикреплен-
ными к основному стальному диску тонкими сегментами, имеющими
волнообразную форму (рис. 34). Фрикционные кольца приклепаны
к сегментам и в свободном состоянии удерживаются на определен-
ном расстоянии одно от другого. Таким образом, применение упру-
гих сегментов меньшей толщины позволяет снизить массу диска,
уменьшить момент инерции и получить диск с заданными упругими
свойствами.
Ведомый диск изготовляют из стали, обладающей повышенной
упругостью. Ступицу ведомого диска устанавливают на шлицевом
конце первичного вала с сопряжением, обеспечивающим свободное
перемещение по валу. Длина ступицы для нормальных условий ра-
боты обычно равна наружному диаметру шлицев ведущего вала, а
74
для тяжелых условий — примерно 1,4 наружного диаметра. Напря-
жения среза и смятия в шлицевом соединении
_ ______4Тегпах
ср~ ’
где £>ш и 4 - наружный и внутренний диаметры шлицев; z — число
шлицев; I и b — длина и ширина шлицев.
Учитывая, что шлицевое соединение обеспечивает свободное пере-
мещение ступицы, напряжение на смятие должно быть не более
30 МПа, а напряжение на срез — до 15 МПа. Материал ступицы —
сталь марки 40 или 40Х. Фрикционные кольца сцеплений изготов-
ляют из асбофрикционных материалов в виде колец, размеры кото-
рых приведены в ГОСТ 1786—80. Асбофрикционный материал со-
стоит из асбеста, металлических или минеральных наполнителей и
связующего вещества. Асбест обладает хорошей термической и
химической стойкостью. В качестве связующего вещества приме-
няют синтетические смолы, бакелит, каучук. Правильный выбор
связующего вещества оказывает существенное влияние на работу
сцепления.
Наиболее распространенными наполнителями являются медь,
цинк, графит. Наполнители обеспечивают равномерное распреде-
ление температуры по поверхности трения и толщине диска, ста-
билизируют фрикционные свойства, повышают износостойкость
накладок. Иногда на поверхности фрикционных колец наносят ра-
диальные канавки для удаления продуктов износа с их поверхностей
и улучшения охлаждения. Фрикционные кольца должны обла-
дать заданной прочностью на разрыв, так как под действием
большой окружной скорости создаются значительные центробежные
силы. При выборе материала фрикционных колец необходимо обра-
щать внимание на зависимость коэффициента трения от скорости
скольжения. Изменение коэффициента трения от скорости скольже-
ния может привести к возникновению релаксационных колебаний
при трогании автомобиля с места.
В качестве фрикционного материала применяют также спечен-
ную керамику. Кольца из спеченной керамики обладают большей
износостойкостью и допустимыми давлениями, лучшей теплопровод-
ностью, большей прочностью. Такие кольца хорошо работают в мас-
ляной среде. Из-за большой износостойкости они имеют меньшую
толщину. Значение коэффициента трения в зависимости от изменения
температуры практически не изменяется. Основными недостатками
колец из спеченной керамики являются сложность производства и
Ремонта ведомых дисков, чувствительность к ударным нагрузкам,
Увеличение момента инерции ведомого диска, а также большой из-
кое сопряженных пар.
Рычаги выключения сцепления. Они соединены с нажимным
Диском и кожухом сцепления шарнирно. Сцепления обычно имеют
тРи (четыре) рычага. Под действием центробежной силы рычаги
75
Рис. 35. Конструктивные схемы рычагов выключения сцепления
могут уменьшить нажимные усилия пружин. Для предотвращения
этого явления конструкция рычагов выключения должна быть такой,
чтобы их центр массы располагался ближе к оси поворота. Для ком-
пенсации кинематического несоответствия движения конца рычага
и нажимного диска конструкция опоры в корпусе сцепления должна
предусматривать возможность некоторого радиального перемещения
рычага. На рис. 35 представлены различные способы установки от-
жимных рычагов. На рис. 35, а несоответствие движению компенси-
руется перекатыванием ролика 1 по лыске оси 2 рычага выключе-
ния. На рис. 35, г для уменьшения потерь на трение применена опор-
ная пластина 3, которая одновременно позволяет рычагу вместе с осью
отжимного рычага 5 перемещаться по плоскости в отверстии цапфы 6.
Опорные пластины постоянно зажаты между отжимными рычагами
и нажимным диском пружиной. В конструкции, представленной на
схеме (рис. 35, в), рычаг выключения установлен свободно на оттяж-
ном пальце 4 в корпусе сцепления. Наиболее технологичной является
установка рычага выключения на игольчатых подшипниках
(рис. 35, б). В такой конструкции потери на трение минимальны.
При этом положение оси подшипника 7 в корпусе сцепления может
изменяться вследствие наличия гайки с шаровой опорой. Такие кон-
структивные особенности компенсируют несоответствие кинемати-
ческих схем.
Рычаги, передающие усилие на нажимной диск, в сцеплениях
с центральной пружиной, называются нажимными. Нажимные
рычаги выполняют упругими и жесткими. Упругие рычаги несколько
увеличивают плавность включения и применяются в тех случаях,
когда Невозможно установить упругий ведомый диск. В средней части
упругие рычаги имеют отогнутые лопасти для обеспечения вентиля-
ции. Рычаги выключения рассчитывают на изгиб (рис. 36)i
„ - Nl P^fl
а“ Wa ~ егрФи •
76
где N — сила, действующая на внутренний конец рычагов при вы-
ключенном сцеплении; I, е — расстояния от точки приложения силы
соответственно до опасного сечения и до центра опоры; гр — число
рычагов выключения; W„ — момент сопротивления изгибу в опас-
ном сечении; РШ!<Х — суммарная сила от нажимных усилий пру-
жин при выключенном сцеплении.
Рычаги выключения, их оси и опорные вилки обычно изготовляют
из мало- или среднеуглеродистой стали и подвергают цианированию
для придания рабочим поверхностям высокой твердости (НRС 56—62).
В выполненных конструкциях сцеплений в рычагах выключения на-
пряжение изгиба составляет 300—400 МПа.
Кожух сцепления. Его изготовляют холодной штамповкой из
листовой стали 08 или стали 10 толщиной 2,5—4 мм и центрируют
относительно оси маховика с помощью центрирующих штифтов,
буртиков или болтов. Форма и размеры кожуха сцепления зависят
от конструкции сцепления. Для сцеплений с центральной пружиной
кожух должен обладать повышенной жесткостью, так как небольшое
перемещение опор рычагов под действием силы пружины при выклю-
чении может привести к уменьшению рабочего хбда педали. Для
таких сцеплений корпус отливают из серого чугуна.
Наиболее эффективным конструктивным мероприятием, значи-
тельно повышающим работоспособность муфты сцепления, является
₽ис- 36. Схема для расчета нажимного диска и рычага выключения!
и ~ проушина; 2 — ось; 3 — опорная вилка; 4 — регулировочная гайка; 5 — колпачковая
"“Сленка; 6 — передняя крышка коробки передач; 7 — вилка выключения! 8 — муфта
ыключення сцепленяя; 9 упорный шарикоподшипник
77
Ряс. 37. Схема циркуляции воздуха
внутри кожуха сцепления:
/ и 3 — окна для засасывания п отвода воз-
духа; 2 — устройство для создания на-
правлен u or о ротона воздуха; 4 — воздуш-
ный поток
снижение температуры поверх-
ностей трения с помощью си-
стемы охлаждения. Одно из
требований, предъявляемых
к кожуху сцепления, — обе-
спечение вентиляции для охлаж-
дения рабочих поверхностей
трения и удаления с них про-
дуктов износа. Поэтому в ко-
жухе предусмотрены вырезы
и окна при условии обеспече-
ния необходимой жесткости.
Воздушная система охлажде-
ния осуществляется созданием
интенсивной циркуляции воз-
духа внутри кожуха сцепле-
ния и обеспечением направлен-
ного движения его по поверх-
ностям трения (рис. 37).
3.7. ГАСИТЕЛИ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ
Для снижения колебаний в трансмиссии автомобиля применяют
обычно включенные последовательно гасители колебаний. Они уста-
новлены, как правило, в ведомом диске сцепления. Гаситель коле-
баний представляют собой муфту, упругость которой суммируется
с упругостью основной крутильной системой, что изменяет собствен-
ные частоты и может позволить вывести наиболее опасные резонанс-
ные режимы из зоны эксплуатационных скоростей. В реальных
конструкциях трансмиссий осуществить это не удается. Главная
функция гасителей крутильных колебаний — снижение до мини-
мальной величины инерционных моментов при возникновении резо-
нансных режимов. Различия в конструктивных схемах гасителей
колебаний (рис. 38) зависят от типа применяемых упругих элементов
(пружина, резина) и устройств, создающих момент трения.
Наибольшее распространение получили гасители с цилиндриче-
скими пружинами и фрикционными элементами (см. рис. 34). Необ-
ходимый момент трения в гасителях создается посредством фрикцион-
ных элементов, расположенных между ступицей и ведомым диском.
Давление между ними обусловлено деформацией дисков при их скле-
пывании (см. рис. 38, а). Такие гасители с нерегулируемым моментом
трения более просты по своей конструкции, но не обладают стабиль-
ным моментом трения.
78
д-и
79
При износе фрикционных колец момент трения может быть на-
столько уменьшен, что гаситель колебаний будет работать как обыч-
ная упругая муфта. Для обеспечения большей стабильности нажим-
ного усилия в системе гасителя устанавливают тарельчатые пру-
жины, которые дают возможность обеспечить постоянство момента
трения при износе фрикционных колец (рис. 38, б).
На рис. 38, в представлен ведомый диск с гасителем колебаний,
в котором нажимное усилие сжатия обеспечивается центральной
пружиной малой жесткости, упирающейся в отбортовку упорной
шайбы, зафиксированной в канавке ступицы ведомого диска.
В гасителях колебаний с резиновым упругим элементом, обла-
дающим большим внутренним трением (рис. 38, г), нет необходимо-
сти устанавливать специальные фрикционные элементы. Однако,
несмотря на простоту конструкции, гасители колебаний с резино-
вым упругим элементом не получили широкого применения вслед-
ствие значительного момента инерции ведомого диска. Кроме того,
тепловой режим в муфте сцепления обусловливает применение спе-
циальной резины.
Общим недостатком приведенных выше конструкций является
то, что они эффективно работают лишь на одном нагрузочном режиме
(обычно при максимальном моменте двигателя). В настоящее время
существуют гасители с более сложной конструкцией, позволяющие
эффективно гасить колебания и при нагрузках в других диапазонах.
Такие гасители имеют переменные упругие и гистерезисные харак-
теристики (рис. 38, д, е). Переменная упругая характеристика обес-
печивается последовательным включением в работу пружин гаси-
теля за счет разности размеров окон ступицы и ведомого диска сцеп-
ления и /2. Изменение момента трения осуществляется включением
в работу различного числа фрикционных колец посредством набора
специальных пластин.
Главными параметрами гасителя являются момент замыкания,
относительный угол перемещения поверхностей трения, определяе-
мый жесткостью гасителя, а также момент трения гасителя. Малая
жесткость упругих элементов обеспечивает возрастание относитель-
ного перемещения поверхностей трения и дает возможность увели-
чить работу трения. Момент замыкания, определяемый максималь-
ной деформацией пружин гасителя, выбирают с таким расчетом, чтобы
гаситель не выключался из работы при движении автомобиля в раз-
личных дорожных условиях.
Момент замыкания
ТВ = Тешах + ЛТ;= (1,2 -т-1,4) Тешах,
где ДТ/ — амплитуда крутильных колебаний при наиболее опасном
резонансе [(0,2—0,4) Т„ тях].
Момент трения Тт в гасителе может быть определен на основании
равенства работы от гармонической составляющей возмущающего
момента двигателя 1ГВ и работы момента трения гасителя Wc. При
этом условии амплитуды колебаний масс системы наименьшие.
80
Работа
и7в = лТЛ; U7r = 47'TAr.
Приравняв эти уравнения, получим момент трения в гаси-
теле, т. е.
7т = лТвА1/(4Аг), (49)
где Тъ — амплитуда возмущающего момента при расчетной гармо-
нике; Аг — амплитуда относительного перемещения в гасителе ко-
лебаний.
Наиболее опасными колебаниями в трансмиссии, возникающими
на эксплуатационных скоростях, являются резонансные колебания
с угловой частотой <о3, при которой возникают наибольшие амплитуды
в трансмиссии автомобиля (см. рис. 15). Поэтому расчет гасителя ко-
лебаний обычно проводят на эту частоту. Из приведенной формы
колебаний следует, что
Аг = А] — А2.
В системе уравнений (4) были определены зависимости между
Ах и А2. Тогда
А, = 7^
ci
Подставив это выражение в формулу (49), получим
Тт = лТвС1/(4Л©з)-
Заменив возмущающий момент через коэффициент m гармоник
и момент двигателя Те, имеем
Тт = лтТ ec\l(4J\ы1), (50)
где соз — собственная угловая частота, на которую рассчитывается
гаситель.
Формула (50) выведена в предположении, что собственная частота
и форма колебаний не зависят от момента трения в гасителе. Однако
теоретические и экспериментальные исследования показали, что
введение в систему гасителя со сравнительно большим трением без
смазочного материала приводит к некоторому изменению собствен-
ной частоты и формы колебаний.
Для более точного расчета необходимо учитывать значение тре-
ния без смазочного материала, что приводит к большой сложности
при решении задачи вследствие значительной нелинейности системы.
Расчеты и эксперименты показали, что момент трения в зависи-
мости от максимального момента двигателя для современных авто-
мобилей
Тт = (0,10 4-0,15)Те тах.
3.8. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ СЦЕПЛЕНИЕМ
Основными требованиями, которые предъявляют к приводу, яв-
ляются: удобство и легкость управления, высокий КПД, наличие
следящего действия, надежность, долговечность, простота обслужи-
вания. Удобство управления определяется ходом педали и величиной
усилия, прикладываемого водителем к педали.
81
Рис. 39. Механический привод сцепления с корректирующей пружиной:
а — конструкция привода; б — характеристика изменения усилия иа педали; / — серво-
пружина: 2— шток; 3 — гильза; 4 — рычаг; 5 — ось педали
Приводы управления сцеплением автомобиля подразделяются на
механические и гидравлические. Для грузовых автомобилей большой
грузоподъемности применяют приводы с усилителями.
Механический привод сцепления прост в изготовлении и надежен
в эксплуатации (рис. 39). Однако чем дальше расположено место
водителя от сцепления, тем сложнее конструкция механического
привода и ниже КПД. Это приводит к уменьшению его жесткости и
увеличению свободного хода педали, обусловленных упругими де-
формациями и зазорами в шарнирных соединениях. При механиче-
ском приводе сложнее выполнять уплотнения пола кузова и осущест-
влять передачу усилия от педали к сцеплению, так как двигатель
установлен на упругих опорах.
Гидропривод (рис. 40) имеет более высокий КПД и обладает
большей жесткостью, что приводит к уменьшению свободного хода
педали. Основную податливость в гидроприводе создают резиновые
шланги. Такой привод хорошо приспособлен для дистанционного
управления, дает возможность улучшить герметизацию кузова,
удобен для автомобилей с опрокидывающейся кабиной. Гидропри-
вод позволяет ограничить скорость перемещения нажимного диска
при резком включении сцепления, что дает возможность уменьшить
нагружение трансмиссии автомобиля динамическим моментом. Ги-
дропривод сложнее в изготовлении и эксплуатации. Расчетные схемы
механического и гидравлического приводов представлены на рис. 41.
Передаточное число и полный ход педали механического привода
«мп = (alb)(cld) (e/f).
«2
Рис. 41. Схемы приводов механизма выключения сцеплении;
я v меха и н ческого ,6 — г идра влр ческ ого
(обычно 1/мп — 304-45)
S„ = SuMn + Д-j- —,
гидравлического
*rn = (a/b) (c/d) (e/f) (dl/d^);
Sn = Surn + Д (a/b) (c/d) (df/dl).
где Sn — полный ход педали; S — ход нажимного диска; Д — зазор
между рычагами и муфтой выключения сцепления; Д = 2-4-4 мм.
Ход нажимного диска
S = «6 -|- т,
где 6 — зазор между поверхностями трения в выключенном сцепле-
нии; I — число поверхностей трения; т — деформация ведомого
диска [во [включенном состоянии; для упругого диска т = 1,0—
1,5 мм, а неупругого т — 0,154-0,25 мм; для однодисковых сцепле-
ний рекомендуется принимать 6 = 0,754-1,0 мм, а для двухдисковых
6 в 0,54-0,6 мм.
Наибольший полный ход педали должен быть не больше 150—
180 мм. Усилие на педали при полном выключении сцепления
Q = Р tnax/f^n^n)»
где Рщах — максимальное усилие нажимных пружин при выключен-
ном сцеплении; т|п — КПД привода; для механического привода
Пмп =• 0,7-4-0,8, а для гидравлического т]гп — 0,8-4-0,9.
Величина усилия на педали сцепления не должна превышать
150 Н при наличии усилителя и 250 Н — без усилителя.
Если усилие, необходимое для выключения сцепления, велико,
то привод может быть снабжен усилителем. В некоторых приводах
сцепления вводят корректирующую пружину, которая не является
усилителем, так как не обеспечивает увеличение работы, передавае-
мой механизму сцепления. Однако сцепление может до 30 % умень-
шить максимальное усилие, прикладываемое к педали водителем
(см. рис. 39, а). При перемещении педали сцепления в пределах
свободного хода /х происходит дополнительное сжатие сервопружины
и некоторое повышение усилия на педаль, что соответствует линии
О—d. При дальнейшем перемещении педали ось пружины переходит
через центр поворота педали, и усилие F «помогает» водителю в вы-
ключении сцепления.
Изменение усилия на педаль с сервопружиной происходит по
линиям О—d—а—b—е, а без нее — по линиям О—а—b—с. Отрезок
се характеризует снижение усилия на педаль, а отрезок Оа — де-
формацию оттяжных пружин привода. Характеристика построена
без учета упругих деформаций деталей привода.
Обычно на большегрузных автомобилях устанавливают усили-
тели. На рис. 42 представлен гидропривод с пневматическим усили-
телем. При нажатии на педаль 9 сцепления рабочая жидкость из
главного цилиндра 10 по каналу А под давлением поступает в полость
цилиндра поршня 1 выключения сцепления и одновременно к порш-
ню 2, который при своем перемещении сжимает пружину 3 диа-
фрагмы, закрывает выпускной клапан 4 и открывает впускной кла-
пан 5 подвода воздуха. Сжатый воздух из системы поступает в над-
поршневое пространство и поршень 7, сжимая пружину, перемещает
поршень'/ выключения сцепления. Одновременно часть сжатого воз-
духа через отверстие 6 поступает в полость диафрагмы. Поршень 2
испытывает действие двух усилий: с одной стороны, рабочей жид-
кости, стремящейся переместить поршень и открыть впускной кла-
84
пан, а с другой — пружины и давления сжатого воздуха на диа-
фрагму. При увеличении усилия на педаль возрастает давление
рабочей жидкости и увеличивается давление на диафрагму, что при-
водит к повышению давления воздуха в надпоршневом пространстве
S и обеспечивает следящее действие пневмогидроусилителя. Размеры
t пневматического и следящего поршней, диафрагмы и пружины под-
бирают таким образом, чтобы усилие на педаль сцепления не превы-
шало 150 Н. При выходе из строя пневмосистемы управление сцеп-
лением не нарушается.
В общем случае работа, совершаемая при выключении сцепле-
ния,
W — 0,5 (Рп -|- Рщах) ^S/T]n,
где 0,5 (Рп + Рщах) — среднее значение силы упругости пружины
выключения сцепления; S — ход нажимного диска; т)п —
КПД привода; z — число пружин.
Работа, выполняемая водителем
при выключении сцепления, не
должна превышать 30 Дж при допу-
стимом усилии на педаль и ее ходе.
Снижение работы при выключении
сцепления может быть достигнуто
уменьшением зазоров между дисками
и повышением КПД привода.
в процессе
Рис. 42. Привод выключения сцепления с пневмогидроусилителем автомобиля КамАЗа
а — гидравлический привод; б — пневмогидравлический усилитель; / и 2 — поршни выклю*
чения соответствен и о сцепления и следящего механизма; 3 — пружина диафрагмы; 4 и5 —
клапаны соответствен и о выпускной и впускной; 6 — отверстие; 7 —- поршень пиевмоцилин-
Дра; 8 — иадпоршневое пространство; 9 — педаль сцепления; 10 главный цилиндр; Ц «—
усилитель; 12 рычаг вилки выключения сцепления
10 9
85
Рис. 43. Вакуумный привод сцепления с электромагнитным управлением:
1 ‘—электромагнитный клапан; 2— диффузор; 3 — всасывающая труба двигателя; 4 — рычар
переключ ей и я передач; 5 — ресивер; 6 — рабочая камера; 7 — клапан включения сцепле-
ния; Я — жим лер; 9 — дополнительная сервокамера; 10 — обратный клапан
В городских условиях с интенсивным движением транспорта
водители выполняют до 600 выключений сцепления на 100 км пути.
Применение сцеплений с автоматическим управлением полностью
освобождает водителя от затраты физических усилий. При установке
подобных механизмов педаль сцепления обычно отсутствует. По-
этому такое управление называют двухпедальным (тормозная педаль
и педаль управления дроссельной заслонкой).
На рис. 43 представлена схема системы управления центробеж-
ным сцеплением. Система управления содержит рычаг 4 переклю-
чения передач, на котором расположены электрические контакты
выключателя, управляемого электромагнитным клапаном 1. При
помощи клапана ресивер 5 сообщается с рабочей камерой 6,
управляющей сцеплением. Для обеспечения заданных режимов
включения сцепления служат клапан 7 и жиклер 8. Разрежение,
необходимое для работы системы управления, поддерживается в ре-
сивере, который соединен со всасывающей трубой 3 двигателя об-
ратным клапаном 10. Дополнительная сервокамера 9 позволяет обес-
печить коррекцию включения сцепления после переключения пере-
дач в зависимости от разрежения в диффузоре 2 карбюратора, опре-
деляемого степенью открытия дроссельной заслонки и угловой ско-
ростью коленчатого вала двигателя. При полностью открытой дрос-
сельной заслонке включение сцепления после переключения передач
происходит за 0,10^0,15 сив зависимости от режима движения авто-
мобиля, темпа и величины нажатия иа педаль управления дроссель-
ной заслонкой может возрастать до 2—3 с.
Глава 4 КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Коробка передач предназначена для преобразования крутящего
момента и частоты вращения, развиваемых коленчатым валом двига-
теля для получения различных тяговых усилий на ведущих колесах
при трогании автомобиля с места и его разгоне, при движении авто-
мобиля и преодолении различных дорожных препятствий. Необхо-
димость преобразования определяется характером изменения крутя-
щего момента ДВС, особенностью которого является относительно
малая приспособляемость к изменениям внешней нагрузки. Коэффи-
циент приспособляемости двигателя, представляющий отношение
максимального крутящего момента двигателя к моменту при макси-
мальной мощности, равен 1,15—1,25.
Коробка передач дает возможность двигаться с малыми скоро-
стями, которые не могут быть обеспечены ДВС, коленчатый вал ко-
торого развивает невысокую минимально устойчивую частоту вра-
щения. Коробка передач должна обеспечить возможность движения
задним ходом и длительное отсоединение двигателя от трансмиссии
при его пуске, на стоянке или при движении автомобиля накатом.
Коробки передач по способу изменения передаточного числа
подразделяют на ступенчатые, бесступенчатые и комбинированные.
Ступенчатые коробки передач по числу ступеней переднего хода
делятся на трех-, четырех-, пяти- и многоступенчатые, а по поло-
жению осей — на коробки передач с неподвижными осями валов
с вращающимися осями валов (планетарные) и комбинированные.
Коробки передач с неподвижными осями валов подразделяют на
двух-, трех- и многовальные. По способу управления коробки пере-
дач могут быть с автоматическим, полуавтоматическим, преселек-
торным, командным и непосредственным управлением.
К коробкам передач предъявляют следующие требования:
обеспечение необходимых динамических и экономических качеств
автомобиля путем правильного выбора передаточных чисел и числа
передач;
создание условий для возможности длительного отсоединения дви-
гателя от трансмиссии при нейтральном положении;
обеспечение простоты и удобства управления;
создание условий для бесшумной работы;
обеспечение высокого КПД.
Кроме того, к коробкам передач предъявляют требования, общие
Для большинства механизмов автомобиля, — надежность работы,
простота обслуживания, малые габаритные размеры и масса, а также
невысокая стоимость.
87
Ступенчатые коробки передач имеют высокий КПД и при передаче
полной мощности т] «= 0,96 ч-0,98. Ступенчатые коробки передач
отличаются простотой конструкции и меиыцей стоимостью по сравне-
нию с бесступенчатыми. Поэтому они получили широкое применение
на автомобилях различных типов.
В соответствии с требованиями обеспечения необходимых дина-
мических и экономических качеств автомобиля определяются диа-
пазон передаточных чисел, число передач и передаточные числа.
Диапазон — это частное от деления передаточных чисел низшей
и высшей передач. Чем разнообразнее дорожные условия, в которых
будет работать автомобиль, и чем меньше удельная мощность дви-
гателя, тем ббльшим должен быть диапазон его коробки передач.
Диапазон современных коробок передач составляет 3,0—4,5 для
легковых автомобилей, 5,0—8,0 для грузовых автомобилей общего
назначения и автобусов и 10—20 для автомобилей высокой проходи-
мости и тягачей.
В настоящее время обычно применяются трех-, четырех- и пяти-
ступенчатые коробки передач. У грузовых автомобилей большой
грузоподъемности и автомобилей высокой проходимости распро-
странены также многоступенчатые коробки передач с числом ступеней
6—16.
Увеличение числа ступеней приводит к повышению степени ис-
пользования мощности двигателя, топливной экономичности, сред-
ней скорости движения и как результат — к повышению производи-
тельности автомобиля, снижению себестоимости перевозок. С другой
стороны, увеличение числа передач усложняет и утяжеляет конст-
рукцию коробки передач; возрастают ее размеры, стоимость, услож-
няется управление.
При ручном механическом приводе быстрое и безошибочное пере-
ключение более пяти передач на прямом ходу осуществлять трудно.
Поэтому верхним пределом числа передач с ручным переключением
принято считать пять передач. Дальнейшее повышение числа пере-
дач вызывает необходимость в усложнении привода или установке
дополнительной коробки передач со своим независимым приводом,
который используется только на определенных режимах движения.
В ряде коробок передач легковых и грузовых автомобилей приме-
няют ускоряющую передачу с передаточным числом, меньшим еди-
ницы (0,7—0,8), используемую на хороших дорогах и при порожних
рейсах. Применение ускоряющей передачи позволяет полнее исполь-
зовать мощность двигателя, снижает суммарное число оборотов колен-
чатого вала на 1 км пути, что способствует уменьшению износа дви-
гателя и снижению расхода топлива. Однако применение в кинемати-
ческой схеме коробки передач ускоряющей передачи приводит к
к уменьшению КПД по сравнению с коробками передач с высшей пря-
мой передачей.
К числу важнейших факторов, оказывающих влияние на КПД
ступенчатых коробок передач, относятся правильный Выбор кинема-
тической схемы, от которой зависит число пар зубчатых колес, на-
ходящихся в зацеплении при передаче момента, а также частота
68
г вращения, передаваемая мощность, эффективность смазочной си-
г стемы, точность изготовления зубчатых колес и деталей картера.
; Наибольшее распространение получили трех-и двухвальные коробки
I передач.
Основным преимуществом трехвальных коробок передач является
наличие прямой передачи, получающейся непосредственным соеди-
( пением первичного и вторичного валов (рис. 44 и 45). Зубчатые ко-
леса, подшипники и промежуточный вал практически не восприни-
мают нагрузки, а первичный и вторичный валы передают только кру-
тящий момент. В этом случае износ и уровень шума коробок передач
I минимальны. Другим преимуществом трехвальной конструкции ко-
, робки передач является относительная простота получения большого
передаточного числа на первой передаче при малом межосевом рас-
стоянии во время работы двух пар зубчатых колес, включенных
последовательно. Недостатком таких коробок является некоторое
I снижение КПД на промежуточных передачах.
Двухвальные коробки передач (рис. 46) имеют более простую кон-
I струкцию, низкий уровень шума и повышенный КПД на промежу-
. точных передачах. Одним из важных преимуществ таких коробок
Е передач являются удобство компоновки, а также простота конструк-
’ ции трансмиссии при заднем расположении двигателя переднепри-
водной и полноприводной конструкциях автомобилей.
Переднеприводная конструкция получает все большее
странение вследствие компактности силового агрегата,
управляемости и возможности снижения массы автомобиля
10 %.
Особенностями конструкции коробки передач (рис. 47),
щейся в одном корпусе с цилиндрической главной передачей, яв-
ляются возможность включения четвертой передачи через муфту сво-
бодного хода и обеспечение наката без выключения сцепления. Это
дает возможность понизить частоту вращения коленчатого вала дви-
гателя на единицу пройденного пути, а следовательно, уменьшить
расход топлива и износ двигателя. Торможение двигателем осущест-
вляется только на низших передачах.
К недостаткам двухвальных коробок передач следует отнести
отсутствие прямой передачи. Поэтому зубчатые колеса и подшипники
и на высшей передаче работают под нагрузкой, что приводит к допол-
нительному изнашиванию, повышению уровня шума.
; Следует отметить значительные ограничения и в получении боль-
шого передаточного числа на низшей передаче («г = 4,0-е-4,5).
Этот недостаток может быть устранен путем уменьшения передаточ-
ных чисел на высших передачах с одновременным увеличением пере-
I Даточного числа главной передачи.
Развитие конструкций ступенчатых коробок передач идет по пути
увеличения числа зубчатых колес постоянного зацепления, что дает
ВОЗМОЖНОСТЬ выполнять их косозубыми.
Косозубые зубчатые колеса долговечнее прямозубых; они имеют
о°лее низкий уровень шума. Несмотря на несколько большую слож-
ность в изготовлении и наличие осевых сил при работе, косозубые
89
распро-
лучшей
на 6 —
находя-
s
Блок заднего кода
Рис. 44. Трёхвальная коробка
передач грузового автомобиля
ЗИЛ-130:
1—3 — валы соответственно
промежуточный, первичный н
вторичный; 4 — внлки ftepe«
ключейия; 5 — фиксаторы
Рис. 45. Трехвальная коробка
передач с удлинителем легко-
вого автомобиля ГАЗ-24:
1—3 — вала соответственно
промежуточный, первичный и
вторичный; 4 н 5 — синхрониза-
торы; 6 — удлинитель коробки
передач; 7 — маслоотражатель-
ная шайба
г
Ряс. 46. Двухвальная коробка передач легкового автомобиля при продольном расположении двигателя:
I >2 <- первичный и вторичный валы; 3 и 4 — синхронизаторы
02
Рис. 47. Двухвальная коробка передач и глав-
ная передача (расположение двигателя попе-
речное)!
1 и 3 — первичный и вторичный вялы; 3 >*- конуа
с нанесенными на поверхность винтовыми канав-
ками для смазывания; 4 — главная передача;
4 »• синхронизатор; 6 — муфта свободного хода
[зубчатые колеса практически вытеснили прямозубые, которые при-
меняются лишь на низших передачах и при заднем ходе. Однако уве-
личение числа зубчатых колес постоянного зацепления приводит
к возрастанию приведенного момента инерции коробки передач.
Исходя из требований экономичности, максимальное число сту-
пеней в коробках передач обычно не превышает 16 для грузовых и
пяти для легковых автомобилей (наибольшее число ступеней ис-
[пользуется на автомобилях с дизелями, имеющими меньший коэффи-
циент приспособляемости по сравнению с бензиновыми двигателями).
> На рис. 48, а—г представлены схемы трехвальных полностью син-
хронизированных коробок передач. В приведенных схемах первая
передача и передача заднего хода размещены в непосредственной
близости от опор. Такое расположение зубчатых колес является наи-
более рациональным, так как максимальные радиальные силы, вы-
93
зывающие прогиб валов, и углы поворота сечений соответствуют
включению этих передач. Часто используемые передачи распола-
гаются в зоне наименьших углов поворота сечений вала (ближе к се-
редине вала), где условия работы зацепления лучше. Это приводит
к уменьшению уровня шума и износа зубьев колес. В схеме, приве-
денной на рис. 48, в, передача заднего хода расположена дальше от
опоры, чем зубчатое колесо первой передачи. Передача заднего хода
включается на весьма короткое время. Несколько повышенный уро-
вень шума и износ зубьев на этой передаче непродолжительны.
В то же время снижение уровня шума и износа зубьев на первой пере-
даче весьма желательно. На схеме рис. 48, г представлена пятисту-
пенчатая коробка передач с ускоряющей передачей, которая вместе
с передачей заднего хода расположена в дополнительном картере.
Применение пятиступенчатых передач на легковых автомобилях
в настоящее время находит все большее распространение. Это выз-
вано желанием повысить скорость автомобиля при его модернизации
без изменения главной передачи.
На рнс. 48, д—з приведены схемы двухвальных коробок передач,
конструктивные особенности которых видны из рисунка. Как и
в трехвальных коробках передач, шестерни первой передачи и зад-
него хода расположены вблизи опор. Для повышения жесткости ва-
лов передача заднего хода (рис. 48, ж) вынесена в дополнительный
корпус, а валы коробки передач (рис. 48, з) имеют дополнительные
94
Л)
Рис. 49. Схемы коробои
передач грузовых автомо-
билей:
а—б — четырехступевча-
тых; в—г — пятиступенча-
тых с тремя вилками управ-
ления; д—е — пятиступен-
чатых с четырьмя вилками
управления; эл — с развет-
вленным силовым ПОТОКОМ
опоры, которые обусловливают меньший износ зубьев зубчатых
колес и снижение уровня шума.
В ряде конструкций двухвальных коробок передач синхрони-
заторы одновременно установлены как на первичном, так и на вто-
ричном валу, что дает возможность несколько сократить длину ко-
робки передач (рис. 48, е и з).
На рис. 49 а, б даиы схемы четырехступенчатых коробок передач
стремя и пятью рядами зубчатых колес постоянного зацепления для
грузовых автомобилей. На рис. 49, а зубчатые колеса передают на-
грузки как при движении на первой передаче, так и при движении
задним ходом, что увеличивает напряженность их работы. Кроме
того, зубчатое колесо первой передачи на промежуточном валу под-
вержено двустороннему торцовому износу при переключении пере-
дач. В схеме на рис. 49, б с пятью рядами зубчатых колес постоян-
ного зацепления устранены торцовые износы. При этом распределе-
ние нагрузки на первой передаче и при движении задним ходом вос-
принимается разными зубчатыми колесами. Это повышает долговеч-
ность зубчатых колес. Однако в этом случае увеличены число
зубчатых колес и приведенный момент инерции вращающих масс
коробки передач, что ухудшает условия работы синхронизаторов.
В данной коробке передач применено одновенцовое промежуточное
зубчатое колесо, которое имеет неблагоприятный для работы знако-
переменный симметричный цикл напряжений изгиба. Кроме того,
одновенцовое зубчатое колесо по сравнению с двухвенцовым блоком
имеет меньшее значение передаточного числа заднего хода. Сравни-
вая схемы, приведенные на рис. 49, виг, следует отметить различное
исполнение передач заднего хода. Наличие скользящего зубчатого
колеса на вторичном валу, используемого на первой передаче и зад-
нем ходу, повышает продолжительность его работы и приводит
к снижению надежности. Такая особенность имеет значение для ав-
томобилей с большой продолжительностью работы на этих передачах
(например, для самосвалов). Условия работы зубчатых пар заднего
хода (рис. 49, г) являются более благоприятными, что обусловлено
установкой на вторичном валу зубчатого колеса большого размера.
На рис. 49, д, е приведены схемы пятиступенчатых коробок пере-
дач с четырьмя вилками управления. Такие варианты связаны со
стремлением сократить длину коробки передач (см. рис. 49, д) или
создать пятиступенчатую коробку передач на базе четырехступен-
чатой при наименьших ее изменениях (см. рис. 49, е). При проекти-
ровании коробки передач большое значение имеют ее габаритные
размеры и масса. Стремление уменьшить межосевое расстояние дает
возможность получить малую массу, наименьшие окружные скорости
зубчатых колес, что позволяет снизить уровень шума, динамические
нагрузки и моменты инерции, а следовательно, облегчить управление
автомобилем.
В настоящее время широкое распространение находят конструк-
ции с применением внутреннего разделения потока мощности путем
установки двух или трех промежуточных валов взамен одного с по-
следующим объединением их на зубчатых колесах каждой передачи
(рис. 49, ж). Однако отмеченные качества достигаются при услож-
нении конструкции, увеличении числа деталей и необходимости вы-
равнивания распределения нагрузок, связанных с различными жест-
костями в параллельных ветвях потока.
В передачах с постоянно зацепленными зубчатыми колесами при-
меняются синхронизаторы, которые создают лучшие условия для
переключения передач, ускоряют процесс выравнивания угловых
скоростей. На некоторых грузовых автомобилях с многоступенча-
тыми передачами применяются и зубчатые муфты. Коробки передач
с зубчатыми муфтами более просты в изготовлении, имеют минималь-
ные осевые размеры, меньшие массу и стоимость. Однако для их
применения необходимы более легкие и стабильные условия экс-
плуатации автомобиля (движение на магистральных дорогах высо-
кого качества, когда нет необходимости в частом переключении пере-
дач); квалификация водителей, работающих на таких автомобилях,
должна быть более высокой.
Для эффективного использования автомобилей на дальних пере-
возках предусмотрены тяжелые автопоезда, удельная мощность кото-
68
« 5
соотвёт-
первич-
Рис. 50. Коробка
передач с перед-
ним делителем:
/ и 2 — валы де-
лителя ------"
ственйо _______
ный и промежу-
точный; 3 и 4 —
зубчатые колеса
первичного н
промежуточного
валов делителя;
5—7 — валы кб«
робки передач со<
ответственно пер-
вичный, проме-
жуточный н вто-
ричный; 8 —син-
хронизатор дели-
теля
В рых (по отношению к одиночным автомобилям) меньшая. Снижение
! удельной мощности компенсируется уменьшением шага передаточ-
L ных чисел, увеличением числа передач. В настоящее время приме-
г няются многоступенчатые коробки передач, состоящие из основной
f и дополнительной коробок, выполненных в одном агрегате. Допол-
I нительный редуктор может быть установлен впереди основной ко-
, робки передач, он служит для деления интервалов между переда-
I чами основного ряда и называется делителем. Коробка передач с де-
лителем (рис. 50) позволяет получить удвоенное число передач при
I обеспечении высокого КПД, так как число пар зацеплений мини-
I мально и равно двум. Преимуществом коробок передач с передним
I делителем является значительная степень унификации, так как воз-
можно использовать основную коробку передач автономно. Делитель
I перед основной коробкой передач располагают в случаях, когда необ-
ходимо увеличить скорость (обычно для автомобилей, снабженных
дизелями) или незначительно повысить тяговые усилия на колесах.
В этом случае предусмотрены одна прямая передача (нр = 1,0) и
5,. одна непрямая передача. При этом ир = qcp, если передача выпол-
нена понижающей, или ир = 1/(?ср — если передача ускоряющая.
Причем <7ср«=:Т'/<7сР.о> где Яср — среднее значение шага всего ряда
| передаточных чисел многоступенчатой коробки передач; qcp.o—
.среднее значение шага передаточных чисел основной коробки пере-
J Дач, входящей в состав многоступенчатой коробки передач.
4 Лукин П. П. НДР. 97
Рис. 51. Коробка передач с задним дополнительным редуктором планетарного типа:
7 и 3 — солнечная и коронная шестерни; 2 сателлиты; 4 — выходной вал делителя; 5 —*
механизм переключения; 6 — вторичный вал основной коробки передач
Многоступенчатые коробки передач с задним расположением
дополнительного редуктора (рис. 51) применяют при необходимости
обеспечения значительного повышения тяговых качеств на ведущих
колесах. Заднее расположение дополнительного редуктора обуслов-
ливает возможность получения большого диапазона передаточных
чисел. В этом случае редуктор выполнен с понижающей передачей
с передаточными числами ир= 1,0 и up = qCVt о- Дополнительные
редукторы с неподвижными осями валов в многоступенчатых короб-
ках передач имеют значительную массу. Этот недостаток можно
устранить, если дополнительный редуктор выполнить в виде плане-
тарного механизма (см. рис. 51).
Основным недостатком коробки передач с делителем, установ-
ленным перед коробкой передач, является необходимость иметь от-
98
Рис. 52. Ряды передаточных чисел многоступенчатых коробок передач:
с — 2X5 с передним делителем; б — 2X4 с задним двухступенчатым редуктором
носительно большое межцентровое расстояние, так как на выходе
основной коробки действует большой крутящий момент. При втором
варианте межцентровое расстояние основной коробки передач не-
большое из-за действия на выходе незначительного крутящего мо-
мента. Однако при этом снижается степень унификации, так как
основная коробка передач имеет небольшой диапазон передаточных
чисел (и = 2-4-2,5 на понижающей передаче при и = 3-4-4 в допол-
нительном редукторе) и не может быть использована автономно без
замены зубчатых колес для расширения диапазона.
На рис. 52 представлен вариант построения ряда передаточных
чисел многоступенчатых передач, в котором незаштрихованные стол-
бики соответствуют передаточным числам основной коробки (ОКП),
а заштрихованные—включенному дополнительному редуктору (ДР).
4.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Передаточные числа и число ступеней, обеспечивающие опти-
мальные тяговые и топливно-экономические качества автомобиля,
выбирают согласно методике, рассматриваемой в курсе «Теория авто-
мобиля». После выбора схемы коробки передач приступают к ее кон-
струированию (определяют межосевое расстояние, модуль зубчатой
передачи, ширину венцов, угол наклона зубьев).
Определение межосевого расстояния. Для трехвальных коробок
передач межосевое расстояние (мм) приближенно можно определить
по формуле, выведенной по статистическим данным существующих
коробок передач, когда
®ь> == max, (51)
где Д.,Пах — максимальный крутящий момент двигателя, Н м; а —
= 14,5-4-16,0 для легковых автомобилей; а = 17,0-н19,5 для грузо-
вых автомобилей.
Минимально допустимое межосевое расстояние определяется
из условий обеспечения необходимой контактной прочности зуба.
В основу расчета положена зависимость Герца—Беляева для наи-
4* ВУ
больших нормальных напряжений в зоне контакта, возникающих
при сжатии двух цилиндров:
°н = V 2л (/— ц2) V ’ (52)
где qH — удельная нагрузка по нормали к профилю; р — коэффи-
циент Пуассона; для стальных зубчатых колес р = 0,3; Е =
= 2Е±Ег1(Е1 + Е2) — приведенный модуль упругости пары; Ел и
Е2 — модули упругости зубчатых колес; р — приведенный радиус
кривизны, причем
1/р = 1/р! ± 1/р2;
здесь рх и р2 — радиусы кривизны рассчитываемых шестерен; знак
плюс — для внешнего контакта, знак минус — для внутреннего.
Расчеты зубчатых передач проводят в соответствии
с ГОСТ 21354—75*. Расчетная удельная нагрузка по нормали к про-
филю
9н == ЛнДтШ-
Суммарная длина контактной линии в процессе зацепления из-
меняется. Наименьшая длина
^mln === ^2^соГа/С05 Рь,
где — коэффициент изменения суммарной длины контактной
линии; еа — коэффициент торцового перекрытия; Ьа — рабочая
ширина зубчатого венца; 06 — угол наклона зуба на основном ци-
линдре.
Для косозубых передач ks = 0,9ч-1,0, а коэффициент торцового
перекрытия еа = 1,6.
Нормальная сила на зуб
р _ FHt ______________2TpfcH
нп cos ао cos Рь cos аш cos Рг, ’
где аш — угол зацепления в торцовом сечении; Тр — расчетный
момент; dai — начальный диаметр рассчитываемой шестерни; k„ —
коэффициент нагрузки;
здесь k„a, km — коэффициенты, учитывающие соответственно
распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распре-
деления нагрузки по длине контактной линии, динамическую на-
грузку, возникающую в зацеплении.
Порядок нахождения этих коэффициентов определен
ГОСТ 21354—75*.
Таким образом,
a 2T?k«
^еЕа COS «о
Для косозубых передач радиус кривизны
sin аш
Р1~ 2 cos рь ’
100
Тогда
1 = 1 1 __ 2cosflft / 1________।___ 2 cos Рь / ц ± 1 \
Р Pi Ра sinau \ du, du, / du, sincco\, и )
уде и = daJdat — передаточное число.
Подставив все значения в формулу (52), получим
1/( Е \ ( 1 ( cos( 2Trka > (и± Ц
Г \ л (1 — р.2) / \ keea ) \51паисозаш/ \ tfdd^ ) \ и /
Заменив коэффициент материала через zM =
фициент контактной линии через ге = у —g -
/м'Лр2) > К0ЭФ-
а коэффициент,
учитывающий форму рабочих поверхностей, через
г 1/ C0SP*
а г sin ао cos ао ’
имеем
Г 2Т pk„ / и ± 1 \
°н — гм2нге ' U ’
где ф^ = bjdw — коэффициент ширины зубчатого венца; фй ==
= 0,154-0,35 (большие значения рекомендуется брать для более на-
груженных зубчатых передач).
Из уравнения (53)
Так как
аы = 0,5 (do, + 4),) = 0,5dO1 (и + 1),
то межосевое расстояние
t O„ = 0,5(U+ (54)
Как было указано в гл. 2, в качестве расчетной величины прини-
мают меньший из двух моментов (максимальный момент двигателя
Те max, приложенный к первичному валу или момент по сцеплению
ведущих колес с дорогой, приведенный к оси коленчатого вала).
Принятие таких моментов в качестве расчетных, превышающих
средние значения и действующих в реальных условиях эксплуата-
ции, вызывает необходимость введения не действительных, а экви-
валентных циклов нагружения. Эквивалентное число циклов нагру-
жения при принятом расчетном моменте
7УЭ = 6О7>,ЛП.Н, (55)
где Т8 — время работы на соответствующей передаче, ч; пр — рас-
четная частота вращения, равная половине частоты вращения при
максимальной мощности двигателя; kn. н — коэффициент пробега,
характеризующий отношение долговечности детали при расчетном
моменте Тр и действительном нагрузочном режиме.
101
Таблица.7
Типы автомобилей н автобусов Чи- сло пере- дач ыкпв Относительное время работы на передачах vo> %
I и in IV V VI VII VIII
Легковые:
малого 3 1 1 30 69
класса 4 1 0,5 3 20 76,5
4 <^1 1 8 23 68
среднего 3 1 1 22 77
и большее 4 1 0,5 2 10,5 87
го класса 4 1 0,5 3 20 76,5
5 1 0,5 2 4 18,5 75
5 <5 1 0,5 2 15 57,5 25
Грузовые 4 1 1 3 21 75
общетранс- 4 1 4 35 60 75
портного 5 1 1 3 5 16
назначения 5 1 3 12 64 20
6 1 1 2 4 8 15 70
6 1 1 2 4 8 70 15
8 <5* 1 0,5 1 3 5,5 10 15 45 20
Самосвалы и 4 <^1 5 15 55 25
автомобили 5 1 3 12 30 40 15
высокой 6 1 3 5 20 40 20 12
проходимости Автобусы:
городские 4 1 1 5 25 69
4 1 1 8 40 51
5 1 1 4 10 20 65
5 1 1 4 15 60 20
6 1 1 3 6 15 15 60
6 1 1 3 6 15 60 15
между го 4 1 1 3 21 75
родные 4 1 1 4 35 60 75
5 1 1 3 5 16
5 1 1 3 12 64 20
6 1 1 2 4 8 15 70
6 1 1 2 4 8 70 15
8 1 0,5 1 3 5,5 10 15 45 20
Значения коэффициентов продолжительности работы автомобиля
на разных передачах приведены в табл. 7. Эквивалентное число цик-
лов учитывается при определении допускаемого напряжения
[п]н/ = Ино V No/N,„
где No — базовое число циклов.
Для зубчатых колес с твердостью поверхности Н HRC 56 Nn —
= 12-107 циклов.
В соответствии с ГОСТ 21354—75* допускаемые напряжения
для стали марок 18ХГТ, 20ХНЗА, ЗОХГТ, 15ХГН2ТА с цементацией
рекомендуется выбирать по соотношению
1°1но = 23ННЛ;сМПа.
При этом твердость поверхности HRC 57—63, а твердость сердце-
вины HRC 32—45,
102
Проверка на статическую контактную прочность он. пик произ-
водится .по максимальной нагрузке Ттт1:
Оц. ПИК = 1°)в ст>
где сг„ — контактное напряжение при расчетном моменте Тр;
1° 1н. ст — допускаемое контактное напряжение по условиям стати-
ческой прочности.
Определение модуля зубчатой передачи. Модуль определяется
из условий изгибной прочности на усталость или статической проч-
ности при действии максимального момента. При выборе модуля
необходимо учитывать, что его уменьшение при увеличении ширины
зубчатого венца приводит к уменьшению уровня шума. Для умень-
шения массы коробки передач следует увеличивать модуль путем
уменьшения ширины венцов (при том же межцентровом расстоянии).
Для грузовых автомобилей уменьшение уровня шума имеет меньшее
значение, чем для легковых автомобилей, и следует большее
внимание уделять уменьшению массы зубчатых передач.' С техноло-
гической точки зрения целесообразно выбирать один модуль для всех
передач.
При расчете зубьев на усталостную прочность расчетное напря-
жение
= (56)
где Ft — исходная расчетная окружная сила; kF = kFakFe,kFv —
коэффициент нагрузки, учитывающий соответственно распределение
нагрузки между зубьями, неравномерность распределения по длине
контактной линии, динамическую нагрузку, возникающую в зацеп-
лении; yF — коэффициент формы зуба, устанавливаемый по экви-
валентному числу зубьев; znp = z/cos3 р,„; — коэффициент, учи-
тывающий изменение плеча действия нагрузки по линии контакта
косозубого колеса; = 1 — ро/14О. Для Р 42° = 0,7.
Заменив в формуле (56)
получим
Модуль
Ft = ^T’ и =
UOJf L.UB Pq)
= 2TpyFytikFcos P^/G^Wr)-
m = 3p/r 2TpyFy^kFcos^a
* HrtWi
(57)
где Zj — число зубьев рассчитываемого колеса; -фт — коэффициент
ширины; фт = 4,4-4-7,0 для зубчатого венца с прямыми зубьями;
= 7,0-4-8,6 для зубчатого венца с косыми зубьями.
Расчетный момент Тр выбирают аналогично расчету на контакт-
ную прочность.
Допускаемое напряжение изгиба
= (58)
где [а ]Г(/ — допускаемое напряжение изгиба при расчете на уста-
лостную прочность детали, учитывающем концентрацию напряжений,
размеры детали, упрочнения и асимметрии цикла; Na— приведенное
число циклов Na = 60TsnpknF.
Входящие в последнюю формулу значения Ts, пр и knF рассчиты-
ваются так же, как и при определении контактной прочности. Зна-
чение knF находят из графика (см. рис 22). Базовое число No —
= НО’ циклов. Рассчитываемая передача должна быть проверена
на статическую прочность под действием максимального момента
[°1/?стат ~ Мг Дпах/^р-
Для сталей, применяемых для зубчатых передач, [о ]р стат
«=« 0,6 ов, где сТц — предел прочности материала. Межцентровое рас-
стояние
a(e = mz1/(2cos ри).
При этом принимается наибольшее значение аа, полученное
при расчете на контактную и изгибную прочность. Зубчатые колеса,
выполненные из хромистых сталей (типа 35Х, 40Х), подвергают циа-
нированию. Они имеют удовлетворительную прокаливаемость и
хорошие прочностные показатели. Однако из-за высокого содержа-
ния углерода глубина цианированного слоя незначительная (0,2—
0,4 мм), что лимитирует контактную прочность. Зубчатые передачи
из хромистых сталей нашли применение в трансмиссиях легковых
автомобилей с модулем, не превышающим 3,0—3,75 мм. Хромо-мар-
ганцево-титановые стали (18ХГТ, 25ХГТ, ЗОХГТ) рекомендуются
для среднемодульных зубчатых передач грузовых автомобилей сред-
ней грузоподъемности. Для крупномодульных зубчатых колес реко-
мендуется применять стали 25ХГМ, 20ХНМ, 12ХЗА 6 последую-
щей цементацией и закалкой.
Диаметр шестерни первой передачи, расположенной на проме-
жуточном валу, выбирают минимальный, что обусловливает приме-
нение шестерни первичного вала с достаточно большим диаметром
(для размещения в ней подшипника вторичного вала). Минимальное
число зубьев без подрезания у основания zmln — 17; для корригиро-
ванных шестерен можно принимать z = 12-4-14. При выборе числа
зубьев необходимо учитывать, что нечетное число суммы зубьев пере-
дачи предпочтительнее, так как уменьшается возможность получе-
ния суммы чисел зубьев с общим множителем, что обусловливает не-
равномерность износа контакта зуба.
Угол наклона зуба косозубых передач 0И выбирают из следующих
условий.
1. Степень перекрытия в осевом сечении 8О должна быть не менее
единицы для обеспечения плавности работы соприкасающихся
зубьев:
sin рш = matnlba.
2. Осевые силы, действующие от косозубых шестерен на проме-
жуточный вал, должны уравновешиваться. Направления винтовых
линий зубьев всех зубчатых венцов промежуточного вала должны
104
Гь одинаковыми (обычно правыми), а углы косозубых зубчатых
нов каждой передачи должны удовлетворять уравнению
tg Mg = ГШ/ГШ1.
Это равенство получено из условия Fr = Frl,
. где
где FTl = Fti tg = -£- tg ршг;
гш
т
В этих формулах параметры без индекса относятся к зубчатым
I колесам промежуточного вала, приводимого в движение от первич-
I ного вала, а с индексом i — к остальным косозубым зубчатым коле-
|| сам, расположенным на этом валу. Однако на ряде автомобилей ис-
пользуется один и тот же угол наклона зуба, что обусловливает
некоторые технологические преимущества.
В коробках передач угол наклона зуба для легковых автомоби-
' лей = 30ч-45о, а для грузовых pw = 20-т-30°.
Повышение сопротивления усталости может быть осуществлено
► при изменении исходного контура зацепления и использовании ин-
струмента нестандартного профиля, в основе которого лежит не-
стандартный исходный контур зубчатой рейки, а также при установ-
лении зуборезного инструмента с некоторым смещением в радиаль-
ном направлении относительно заготовки при нарезании колес пере-
г дачи.
Повышение контактной прочности смещением инструмента при-
водит к возрастанию угла зацепления аш, что обусловливает увели-
чение радиуса кривизны пары и вынесение полюса зацепления в зону
» работы двух пар зубьев.
Наибольшей контактной прочностью обладают цементованные
шестерни с высокой поверхностной твердостью при достаточно вы-
I сокой прочности сердцевины. Во избежание хрупкости зуба толщину
| цементованного слоя выбирают равной 10—15 % толщины зуба по
начальной окружности (0,8—1,5 мм).
Повышение изгибной прочности может быть осуществлено уве-
личением модуля с одновременным уменьшением числа зубьев при
условии отсутствия подрезания зуба, изменением геометрии зацеп-
ления смещением, что влияет на толщину зуба в расчетном опасном
I сечении, а также увеличением радиуса кривизны переходной кривой
у основания зуба, что снижает концентрацию напряжений, и приме-
нением поверхностного упрочнения этой зоны.
Момент сопротивления изгибу зуба пропорционален квадрату
толщины зуба в этом сечении, и с помощью смещения можно сущест-
венно повысить прочность на изгиб. При этом толщина вершины
[ зуба не должна быть меньше 0,3m, а степень перекрытия ео^1,2.
105
4.3. ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ КОРОБКИ
ПЕРЕДАЧ
Валы коробки передач. Они передают крутящий момент и испы-
тывают изгиб под действием сил, действующих в зубчатых зацепле-
ниях. Эти силы можно разложить на три составляющие;
окружную силу
Ft = 27>/<(ю;
радиальную силу
Ft = 27> tg aj(da cos 0U);
осевую силу
Pa = tg
где и — передаточное число до рассчитываемой шестерни диаме-
тром du', Те — крутящий момент, приложенный к первичному валу;
здесь Те — Техпах.
Валы автомобильных коробок передач изготовляют из сталей
тех же марок, что и зубчатые колеса, и рассчитывают на прочность и
жесткость. Наибольший диаметр вала dB предварительно может
быть определен по отношению к длине вала /в для ведущего и проме-
жуточного вала: dBD/ZBn = 0,16-^0,18 и вторичного вала =
= 0,18-^0,21.
Прочность валов коробки передач проверяют при совместном
действии изгиба и кручения. Определяют составляющие опорных
реакций и соответствующие им изгибающие моменты в вертикальной
Л4В и горизонтальной Мг плоскостях. При расчете вал рассматривают
как балку, лежащую на шарнирных опорах. Результирующее на-
пряжение от действия кручения и изгиба
__ Мрез _ 32Мрез
Ре“ W изг ’
причем
мрез = + /ИЦ- пР.
В выполненных конструкциях на низших передачах през < 400 МПа.
При расчете шлицевых валов за расчетный диаметр принимают
внутренний диаметр шлицев. В практике эксплуатации усталостное
разрушение валов коробок передач не наблюдается, так как они
имеют большие запасы прочности, необходимые для получения до-
статочной жесткости валов.
Жесткость валов коробки передач обусловливает правильность
зацепления зубчатых колес. При недостаточной жесткости наблю-
дается значительный прогиб валов, что оказывает отрицательное
влияние как на прочность и износостойкость зубчатой передачи,
так и на уровень шума их работы.
Наибольшее влияние на работу зубчатых передач оказывают
прогиб в вертикальной плоскости (что приводит к изменению расстоя-
ния между центрами зубчатых колес и искажению их зацепления)
106
н
al
Рис. S3. Схемы расчета валов коробок передач:
и •— силы, действующие на зубчатые колеса и валы; б и 6 -г схемы деформации в плоскостях
соответственно ZOX a XOY
JU'l: ‘
и угол поворота сечения вала в горизонтальном плоскости. Углы
наклона валов вызывают перекашивание шестерни по отношению
к колесу, что приводит к неравномерному распределению давления
по длине зуба (рис. 53). Прогиб первичного вала в вертикальной пло-
скости
h = (Frl+в;) Fal e
Угол наклона сечения вала
.. _/z? । d'\ (2°i + 3^0 p Пн (fli + 36,)
Ti-^n+^в) —J al 377Y------------
Прогиб вторичного вала в вертикальной плоскости
г __ р ______________а4Ьч_____р Qf — bj (bi — ал) гtt4
'4 г4 3(fl4J-*4)£J4 Га4 3(с4 + *4) EJ, *
Угол наклона сечения вала
_ р atbt (bi - д4) р («I - яД + bl) 'м
74 м 3 (fl4 + *4) EJt Га4 3(с4 + й4)£/4
где л01 и roi — радиусы начальных окружностей соответствующих
зубчатых колес; Jt и Д— моменты инерции площади поперечного
сечения.
При расчете шлицованного вала расчетный диаметр dp = 1, ldB;
здесь dB — внутренний диаметр шлицев. Углы наклона сечений вала
не должны превышать 0,002 рад. Допустимые значения прогибов
[валов /в = 0,05-4-0,10 мм; /г = 0,10-4-0,15 мм.
107
Суммарный прогиб
/ = У7в + /г « 0,20 мм.
Валы имеющие большую длину, проверяют на скручивание по
формуле
<p = 7,ItpL/GJp.
Допустимый угол скручивания на 1 м длины вала <р = 0,25-^-0,35°.
Зубчатые колеса вторичного вала, находящиеся в постоянном
зацеплении с зубчатыми колесами промежуточного вала, обычно
устанавливают на бронзовые втулки или игольчатые подшипники.
В настоящее время в ряде коробок передач колеса устанавливают
непосредственно на валу, что позволяет увеличить диаметр вала,
а следовательно, и его жесткость. Обычно принимают в среднем се-
чении вторичного вала d — (0,54-0,6) аи.
Для обеспечения надежной работы предусматривается обильное
смазывание поверхностей трения. Поверхность вала для обеспечения
стойкости против задира и хорошей приработки фосфатируют или
сульфидируют. При конструировании таких опор важно обеспечить
свободный подвод смазочного материала к поверхностям трения по
канавкам или лыскам. В коробках передач большегрузных автомо-
билей опоры свободно установленных колес на вторичном валу сма-
зывают принудительно.
Выбор подшипников. Оценка долговечности подшипников каче-
ния коробки передач автомобиля производится по контактной вынос-
ливости поверхностей тел качения и беговых дорожек. Основной
характеристикой подшипника является динамическая грузоподъем-
ность. Подшипники коробки передач работают при переменных ре-
жимах нагружения, описываемых кривыми распределения крутя-
щего момента. Поэтому, так же как и при расчете зубчатых передач,
в качестве расчетного момента Тр на первичном валу принимают
наименьший из двух моментов — максимальный момент двигателя
или приведенный момент по сцеплению ведущих колес с дорогой.
Разница расчетных нагрузок на подшипники от действительных
компенсируется заменой действительной частоты вращения подшип-
ника эквивалентной, т. е.
f Tmf(T)dT
т
Пэ1 — ni
1 Р
где tit — действительная частота вращения подшипника, подсчитан-
ная по средней скорости движения автомобиля; kaii — коэффициент
пробега, равный отношению долговечности подшипника при дейст-
вии расчетного крутящего момента к его долговечности при действи-
тельном нагрузочном режиме, характеризуемом кривой распределе-
ния крутящего момента.
Определение коэффициента knn производится таким же образом,
как при расчете зубчатых передач на контактную прочность (см.
108
| рис. 22). Выбор подшипников производится по коэффициенту дина-
мической грузоподъемности в соответствии с ГОСТ 18855—82.
Номинальная долговечность
L = (С/Р)р,
где С — динамическая грузоподъемность (определяют по каталогу);
р — степенной показатель (для шариковых подшипников р == 3,
а для роликовых р = 3,3); Р — эквивалентная динамическая на-
Ггрузка на подшипник.
Долговечность может быть определена по общему пробегу S
автомобиля до капитального ремонта и средней скорости паср дви-
[ жения автомобиля:
“= 5/va Ср.
Средняя скорость автомобиля
ср *** шах*
Связь между долговечностью Lh в часах и числом циклов L
L = 60^/10е.
Эквивалентная динамическая нагрузка, воспринимаемая радиаль-
ными или радиально-упорными шариковыми подшипниками, для
’ каждой передачи
Р = (ХУГг) + УГ0)Мт при
Р — FTVk^ при ур- <е,
где X, Y—коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; е— пара-
метр осевого нагружения; Fr и Fa — радиальная и осевая нагрузки,
подсчитываемые по расчетному моменту Тр\ — коэффициент безо-
пасности, учитывающий влияние динамических нагрузок от неров-
ностей дорожного покрытия (для коробок передач /гб = 1,0); V —
коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V = 1,0,
внешнего— V = 1,2); — температурный коэффициент.
Коэффициенты X, V, е определяются по каталогу.
Эквивалентное число циклов подшипника на каждой передаче
,, 60WnHini
z ~ 10е
Фактическое число циклов подшипников
60£,1Tint
* = 10е
гДе щ — частота вращения кольца подшипника на i-й передаче
(«I = Пм/Uj); пм — частота вращения первичного вала, соответ-
ствующая средней скорости движения; ut — передаточное число от
черничного вала до рассчитываемого вала; уг — доля работы на /-й
передаче (см. табл. 7); kmil — коэффициент пробега для i-й передачи.
109
За весь срок службы подшипника
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипнике, учитывая
долю работы коробки передач на всех передачах,
_ у/ ^+^ii + -- + pgt; _ 7 %P‘L'<
3 \ ^-1 4-+ • • • + ^-п 1/ JL
Т S Li
1
Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника
1
C — PoL”.
Знание С дает возможность подобрать подшипник по каталогу.
Для предохранения подшипников от попадания механических
частиц устанавливают защитные или маслоотражательные шайбы.
В зоне зубчатого зацепления ведущего и ведомого валов происходит
интенсивное выдавливание масла в осевом направлении. Если эта
зона расположена против кольцевой щели подшипника первичного
вала, в этом случае возможно интенсивное проникновение масла за
подшипник к сцеплению. Шайба, установленная в подшипнике пер-
вичного вала, позволяет снизить возможность попадания масла
в картер сцепления.
Задней опорой промежуточного вала обычно служит однорядный
радиальный шариковый подшипник, воспринимающий и осевые
усилия, а передней опорой — роликовый подшипник (обычно без
внутреннего кольца), что позволяет увеличить диаметр опорной
шейки вала. Эта опора допускает удлинение промежуточного вала
от нагрева в процессе работы. Для задней опоры вторичного вала
в большинстве случаев используют однорядный шариковый подшип-
ник. В последнее время в коробках передач стали использовать ко-
нические роликовые подшипники, обладающие повышенной жест-
костью. Однако они вызывают необходимость осуществления допол-
нительной регулировки и применения эффективной смазочной си-
стемы.
4.4. МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
Механизмы переключения передач по принципу действия под-
разделяют на механические, гидравлические, пневматические и элек-
трические. Управление механизмами переключения может быть осу-
ществлено как по избирательному принципу, который допускает
включение передачи в любой последовательности без перехода через
промежуточные передачи, так и без избирательности (возможно
только «последовательное переключение передач от низшей до выс-
шей и обратно).
Применение синхронизаторов в коробках передач облегчает
управление автомобилем и способствует повышению долговечности
НО
(Рис. 54. Принципиальная схема автоматического управления коробки передач
переключаемых передач. При этом ударные нагрузки в соединяемых
муфтах отсутствуют, зубья подвижных муфт изнашиваются меньше,
чем зубья скользящих колес, вследствие большего числа соприка-
сающихся поверхностей, одновременно воспринимающих нагрузки.
Однако применение зубчатых колес постоянного зацепления вызы-
вает увеличение приведенного момента инерции вращающихся масс.
Использование механизмов автоматического управления ступен-
чатыми коробками передач обусловливает хорошие динамические
качества при разгоне и высокую экономичность. Момент переключе-
ния передач определяется двумя параметрами, характеризующими
режим работы автомобиля, — скоростью его движения и нагрузкой
двигателя. Необходимо исключить цикличность переключения пере-
дач, т. е. обеспечить устойчивое движение автомобиля на данной
передаче без периодически чередующихся переключений, вызывае-
мых небольшими изменениями сопротивления движению или ско-
1 Вести автомобиля.
Автоматическое управление главным образом используется в ги-
дромеханических передачах. Принципиальная схема автоматического
Управления переключением передач показана на рис. 54.
Управление состоит из силового 5 и скоростного 7 регуляторов
п переключателя 9 передач. Силовой регулятор изменяет давление
Н1'
жидкости в зависимости от угла открытия дроссельной заслонки 8, а
регулятор 7 — от частоты вращения вторичного вала коробки передач.
Пружина регулятора 5 создает усилие, уравновешиваемое регулируе-
мым давлением жидкости pz, действующим на площадях ft и f5. При
повышении частоты вращения регулятора возрастает центробеж-
ная сила и увеличивается входное дросселирующее отверстие а
с одновременным уменьшением дросселирующего отверстия б, соеди-
ненного со сливом.
В результате регулируемое давление рв возрастает и восстанав-
ливается равновесное состояние между силой давления жидкости,
действующей на золотник с площадями f2 и f3, и центробежной силой
груза. Таким образом, на золотник переключателя 9 действуют две
силы. Первая сила Ев создается давлением р0 регулятора силового
воздействия, действующего на торцовую поверхность /9 правого поя-
ска золотника, а вторая сила Ez — давлением pz регулятора сило-
вого воздействия, действующего на торцовые поверхности fi и /8 двух
левых поясков золотника.
При определенной скорости движения сила Ев превышает силу
Ez. В результате золотник перемещается в крайнее левое положе-
ние, обеспечивая включение второй передачи. При этом жидкость
будет подаваться к цилиндру сцепления 3, а бустер ленточного тор-
моза соединится со сливом 4. После переключения с первой передачи
на вторую (клапаном 2) и перемещения золотника переключателя в
крайнее левое положение давление pz будет действовать только на
площадь ft крайнего левого пояска золотника.
Поэтому при заданном угле г обратное переключение со второй
передачи на первую произойдет при меньшей скорости движения
автомобиля, чем переключение при том же угле г о первой передачи
на вторую. Для принудительного переключения на первую передачу
при необходимости получения большего ускорения при разгоне
предусмотрен клапан 6. При нажатии на педаль 1 дроссельной за-
слонки до упора перемещается золотник клапана 6. При этом увели-
чивается сила Ez, и переключение на первую передачу произойдет
при более высокой скорости.
В полуавтоматическом режиме управления для упрощения и
снижения стоимости конструкции переключение часто используемых
передач осуществляет автомат, а менее употребительных — водитель
через командное управление. Командное управление облегчает
работу водителя; в этом случае водитель дает команду к переклю-
чению нажатием на соответствующую кнопку командного управле-
ния. Переключение же осуществляется посторонним источником
энергии (гидронасосом, электродвигателем и др.).
При наличии предселекторного управления водитель предвари-
тельно выбирает передачу. Однако самовключение осуществляется
только, после дополнительного нажатия на специальную педаль,
котора'я может быть совмещена с педалью сцепления.
При непосредственном управлении рычаг переключения уста-
навливают на коробке передач. Это самый простой вариант, однако
он возможен только при расположении коробки передач вблизи си-
‘ 112
Рис. 55. Дистанцион-
ный привод:
а — конструктивные уз-
лы; б — кинематическая
схема; J — рычаг; 2 —
опора рычага переклю-
чения коробки передач;
3 и 4 — шаровые опору
передней и промежуточ-
ной тяг; 5*-рычаг на-
конечника
денья водителя. Когда коробка удалена от сиденья водителя, при-
меняется дистанционное управление, которое вызывает необходи-
мость введения специальной системы рычагов (рис. 65).
В дистанционном приводе имеются значительные зазоры, на-
личие которых усложняет управление коробкой передач и повышает
вероятность возникновения вибрации деталей привода. Для умень-
шения зазоров применяют подпружиненные шарики и устанавливают
их в точках привода, имеющих наибольшие заборы (сечение Б—Б).
'! ИЗ
В настоящее время в ступенчатых коробках передач для переклю-
чения передач применяются и зубчатые муфты. Отказ от синхрони-
заторов и возвращение к менее совершенному методу переключения
передач продиктованы стремлением создать сравнительно простую
конструкцию трансмиссии, уменьшить длину и массу трансмиссии,
стоимость ее изготовления.
Возможность использования обычных зубчатых муфт на много-
ступенчатых коробках передач обеспечивается малыми отношениями
передаточных чисел на смежных ступенях, что позволяет уменьшить
разность между угловыми скоростями соединяемых инерционных
масс.
При включении передач с помощью синхронизаторов или зубча-
тых муфт величина хода меньше, чем при включении непосредствен-
ным перемещением зубчатых колес (первая передача, задний ход).
Особенно заметна эта разница в коробках передач, имеющих широ-
кие колеса. Для удобства управления величины исполнительных
ходов рычага управления при включении разных передач должны
быть примерно одинаковыми. Поэтому применяют дополнительный
рычаг, расположенный между ползуном и вилкой или основным ры-
чагом и вильчатой втулкой. Для обеспечения четкого фиксирования
положения выключенной передачи применяют фиксаторы. Усилие
пружин фиксаторов должно быть таким, чтобы сила, приложенная
к рукоятке, не превышала 50—100 Н.
Для предотвращения возможности одновременного включения
двух передач устанавливают блокирующее устройство (рис. 56),
состоящее из шариков и ползуна или только ползунов.
В современных конструкциях зубчатых муфт против произволь-
ного самовыключения передач кроме установки фиксаторов преду-
смотрены следующие мероприятия (рис. 57). В варианте а зубья
муфт по длине выполнены с перекрытием 1, и после некоторого износа
на площадках контакта образуется своеобразный замок. В варианте
б зубья запирающего венца 2 несколько толще зубьев муфты, что
препятствует выключению скользящей муфты под нагрузкой. В ва-
риантах виг зубья муфт выполнены конусными по длине или имеют
уступы на боковой поверхности.
Синхронизаторы. Наибольшее распространение получили инер-
ционные конусные синхронизаторы, которые не допускают включе-
ния передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяе-
мых деталей.
Конструкции инерционных конусных синхронизаторов разно-
образны, но все они имеют дополнительные элементы, выравни-
вающие скорости соединяемых деталей, а также элементы, препят-
ствующие соединению зубчатых муфт до полного выравнивания их
скоростей.
На рис. 58 приведены конструктивные схемы различных синхро-
низаторов, а на рис. 59—расчетная схема инерционного синхрониза-
тора.
Сущность инерционного синхронизатора любой конструкции
заключается в использовании инерции соединяемых деталей JB для
114 н
Рис. 56. Крышка коробки передач с фиксаторами и замками автомобилей:
а — ГАЗ-52; б — ЗИЛ-130; 1 — замок; 2 и 5 — внлки переключения; 3 — фиксатор; 4 **
промежуточный рычаг включения первой передачи н заднего хода; 6 — шарики замке
предотвращения преждевременного включения передачи. Процесс
включения передачи состоит из трех этапов. На первом этапе синхро-
низатор перемещается из нейтрального положения до сближения
поверхностей трения. Под действием момента трения Т? корпус 1
синхронизатора (см. рис. 59) поворачивается на некоторый угол от-
носительно ступицы до соприкосновения блокирующих поверхностей
Рис. 57. Конструктивные варианты зубчатых муфт, предотвращающие самовыклю-
чение передач
1№
Рис. 58. Конусные инер-
ционные синхронизато-
ры коробки передач авто-
мобилей:
а — ЗИЛ; б — ЯМ3.236:
е — ГАЗ; г — ВАЗ; 1-111 —
положения блокировок
4, которые препятствуют зубчатой муфте 2 переместиться в сторону
включаемой передачи. После синхронизации ускорение включае-
мого зубчатого колеса равно нулю; соответственно инерционный
момент также станет равным нулю. На втором этапе происходит раз-
блокировка синхронизатора путем возвращения корпуса 1 в перво-
начальное положение под действием осевой силы Q. Третий этап со-
стоит из процесса зацепления зубьев скользящей муфты 2 с соответ-
ствующим зубчатым венцом 3 соединяемого зубчатого колеса.
Целью расчета синхронизатора является определение углов
наклона конуса и блокирующих поверхностей, обеспечивающих со-
блюдение условия невключения передачи до полного выравнивания
угловых скоростей соединяемых деталей, а также момента трения
Рис. 59. Расчетная схема инерционного синхронизатора
1161
и времени синхронизации. При расчетах синхронизатора пренебре-
гаем влиянием сопротивления масла на снижение частоты вращения
зубчатых колес, так как оно при нормальных температурных усло-
виях не оказывает существенного влияния на процесс синхрониза-
ции.Предполагаем также, что скорость автомобиля за время синхро-
низации не изменяется. Такое допущение правомерно прн дорожных
сопротивлениях, не превышающих Ф = 0,15, и времени синхрониза-
ции /с < 1 с. Составим уравнение движения инерционной массы Jb:
Jb dw/dt = Тт. (59)
После интегрирования уравнения (59) получаем
Jb («ь — <ou) = MTtc. (60)
Откуда
_ Jb (ОД, — 03а)
1с ~ М-с
где Л4Т — момент трения, действующий на запирающее звено; Jb —
приведенный момент инерции ведомого диска сцепления, первич-
ного вала и зубчатых колес, кинематически связанных постоянным
зацеплением с первичным валом.
Принимая во внимание, что угловые скорости о>ь и <оа отличаются
между собой на передаточное число переключаемых передач, можно
записать
== а>е/нк+1шоц = юе/ык;
/ = -----(61)
Мт \ /
где <ое и <оь — угловые скорости соответственно ведущего и ведомого
валов двигателя.
Заменив в уравнении (61) Л4Т через усилие Q, прикладываемое
водителем, имеем
лпе Jbsmy I 1 1 \ „ .
с 30 \«к+1 «к/’
где пе — частота вращения вала двигателя.
При переходе с низшей передачи на более высокую можно при-
нять частоту вращения при максимальной мощности, а с высшей на
низшую — частоту вращения при максимальном крутящем моменте;
и Щ!+1 — передаточные числа переключаемых передач; р — коэф-
фициент трения.
Работа буксования на поверхностях трения синхронизатора
t
Lt = J Мт (соь — Ma)dt.
о
Заменив выражение (<oft — coQ) на М^^ь из формулы (60) и под-
ставив значение tc из формулы (61), получим
г ... ( пп> Y / 1______LY
1 \ 30 J 2 \ им1 ик ] •
117
Удельная работа трения
где Ат — площадь поверхности трения.
Для синхронизаторов высших передач удельная работа трения не
должна превышать 0,2 МДж/м2, а для низших (0,3—0,5) МДж/м2.
Для предотвращения преждевременного включения передачи до вы-
равнивания угловых скоростей необходимо выполнить условие
К > S, (63)
где К — усилие, создаваемое моментом трения в синхронизаторе и
препятствующее включению передачи; S — усилие от скосов блоки-
рующих поверхностей.
Таким образом,
/< = —= -^-; (64)
Гб Гб sin у ' '
s = Q tg Р, (65)
где Q — осевая сила, прикладываемая водителем при включении
передачи; гс и гб — средние радиусы трения конуса и блокирующих
поверхностей; у — половина угла конуса; Р — угол наклона блоки-
рующих поверхностей.
Подставив уравнения (64) и (65) в неравенство (63), получим
Qttre >Qtg р.
Гб sin у ’
Условие, при выполнении которого обеспечиваются блокировка и
невозможность дальнейшего перемещения скользящей муфты, сле-
дующее:
Одним из важнейших конструктивных параметров синхрониза-
тора является угол конусности поверхностей. Чем меньше этот угол,
тем больше момент трения. Низший предел этого угла составляет
7—12°. Из-за возможного заклинивания поверхностей трения поло-
вина угла конусности поверхностей должна быть всегда больше угла
трения р, который связан с коэффициентом трения зависимостью
tg р = р. Угол р равен 25—40°.
Давление на конусных поверхностях трения для пары бронза—
сталь составляет 1,0—1,5 МПа, а р = 0,1. Быстрота выравнивания
угловых скоростей существенно зависит от коэффициентов трения
между коническими поверхностями. Для повышения коэффициента
трения на внутренней конусной поверхности предусмотрены винтовые
канавки, предназначенные для разрушения масляной пленки, что
увеличивает коэффициент трения.
Благоприятные условия для охлаждения и удаления продуктов
износа е поверхности трения обусловлены дополнительными канав-
ками, расположенными параллельно оси.
На большегрузных автомобилях на низших передачах и в раз-
даточных коробках, где моменты инерции деталей значительны, иногда
118
5 6 7
в
Рис. 60. Синхронизатор:
а — многоконусиый; б — многодисковый; / и 3 — конусные кольца соответственно ведущие
и ведомые; 2 — блокирующее кольцо; 4 — зубчатое колесо; 5 и 6 — фрикционные диски
^Соответственно ведущие и ведомые; 7 — блокирующие пальцы; 8 — стакви фиксатора
применяются синхронизаторы с увеличенным числом поверхностей
’трения (рис. 60) В таком синхронизаторе осевые силы действуют по
р-рем концентрично расположенным поверхностям трения. Между
двумя главными конусами блокирующего кольца 2 и зубчатого ко-
леса 4 расположены концентрические конусные кольца 1 и 3. Конус-
ное кольцо 3 имеет шипы В, которые входят в соответствующие пазы
блокирующего кольца 2. Конусное кольцо 1 соединяется шипами А
с зубчатым колесом, в конусном выступе которого профрезерованы
пазы. Таким образом, в синхронизаторе образуются три поверхности
трения, и момент трения увеличивается по сравнению с обычным од-
ноконусным синхронизатором приблизительно втрое.
4.5. КАРТЕР КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Габаритные размеры коробки передач предварительно опреде-
ляются по диаметрам зубчатых колес и по расположению механизма
переключения. Габаритные размеры картера в среднем составляют
(2,8—3,2) аа. Приведенная масса синхронизированных трехвальных
коробок передач при числе ступеней пс — 4 ч-7
GKn = 1,47’maxD (nc — 2)/(nc — 1),
где D — диапазон передаточных чисел, равный отношению макси-
мального передаточного числа к минимуму; — максимальный
Момент, передаваемый через коробку передач.
Надежность конструкции коробки передач в большой мере зави-
сит от жесткости картера, валов, подшипников и точности установки
вубчатых колес на валу. Картеры коробок передач выполняют из
серого чугуна марки СЧ 15 или алюминиевого сплава (для снижения
Массы). При конструировании картера следует обращать внимание
Ма необходимость обеспечения достаточного зазора, равного 5—8 мм,
“ заданных объемов между стенками и вращающимися деталями.
° противном случае возникают шум и чрезмерный нагрев коробки
14#
передач из-за повышенного гидравлического сопротивления масла.
Зазор между вершинами зубьев и днищем коробки передач должен
быть не менее 15 мм. Картер коробки передач должен при минималь-
ной массе обладать высокой жесткостью (для исключения возможно-
сти перекоса валов и подшипников). Чтобы повысить жесткость
коробки передач, предусмотрены ребра жесткости, которые направ-
лены вдоль линии действия максимальных усилий на опоры валов.
Стенки картера не должны иметь больших плоских поверхностей,
которые могут резонировать и создавать шум. На картере коробки
предусмотрены люки для установки коробки отбора мощности. Их
размеры определены ГОСТом.
Долговечность работы поверхностей трения деталей коробки пере-
дач определяется способом смазывания и качеством смазочного мате-
риала. Поэтому для большегрузных автомобилей все большее рас-
пространение получает принудительное смазывание. При применении
смазывания разбрызгиванием уровень масла лежит на 35—45 мм
выше оси промежуточного вала. Количество масла в коробке передач
(в л) для грузовых автомобилей
<2 = (3,5-1-4,5) 10-Wen,
а для легковых автомобилей
Q = (1,25-4-1,90) 10-8ЛГеп,
где Ne — передаваемая максимальная мощность; п — общее число
зубчатых колес в коробке передач.
Отверстие для сливной пробки расположено в самой нижней части
картера. Заливное отверстие должно быть на уровне масляной ванны.
Его можно использовать в качестве контрольного. Пробки отверстий
картера имеют коническую резьбу, что исключает необходимость
использования прокладок и замковых приспособлений.
Картер, кроме реактивного скручивающего момента, испытывает
большие нагрузки от трансмиссионного тормоза, если он расположен
на выходном фланце коробки передач, а также вибрацию. Двигатель,
сцепление, коробка передач образуют многомассовую колебательную
систему, в которой может возникать резонанс с возбуждающим воз-
действием главным образом от двигателя и карданной передачи. По-
этому при проектировании необходимо, чтобы собственные частоты
системы находились за пределами эксплуатационных скоростей. Это
особенно важно для переднеприводных автомобилей, у которых
большие массы, включающие главную передачу и коробку передач,
связаны с блоком двигателя через картер сцепления, обладающего
в некоторых случаях малой жесткостью.
4.6. РАЗДАТОЧНЫЕ КОРОБКИ
Раздаточные коробки служат для передачи и распределения
крутящего момента нескольким ведущим мостам миогоприводных
автомобилей. Обычно раздаточную коробку объединяют в одном ме-
ханизме с дополнительной коробкой, имеющей, как правило, две
120
I передачи. Причем обычно обе ступени понижающие или одна прямая,
К другая понижающая. Применение дополнительных ступеней рас-
I ширяет диапазон использования тяговых и скоростных качеств авто-
» мобиля в различных дорожных условиях.
К конструкции раздаточных коробок предъявляют следующие
требования.
1. Распределение крутящего момента между ведущими мостами
должно обеспечить высокую проходимость автомобиля; при этом
циркуляция мощности должна быть исключена.
2. Увеличение тяговых усилий на ведущих колесах, необходимое
для преодоления сопротивлений при движении автомобиля по пло-
хим дорогам и бездорожью.
3. Возможность движения автомобиля с минимальной скоростью
(fmin = 2,5-4-5,0 км/ч) при работе двигателя на режиме с максималь-
ным моментом.
Раздаточные коробки могут быть выполнены с блокированным и
дифференциальным приводами. У первых коробок все выходные валы
|имеют одинаковую скорость, а крутящий момент распределяется
пропорционально сопротивлению ведущих колес и жесткостям при-
водов. Такой привод с периодическим включением переднего моста
используется в раздаточных коробках автомобилей, у которых перед-
ний управляемый мост выполнен ведущим лишь для повышения про-
ходимости на грунтах с малой несущей способностью и скользких
дорогах, и в то же время не требуется использования всей массы в ка-
честве сцепной на дорогах с твердым покрытием. У раздаточных
коробок с дифференциальным приводом ведомые валы могут вра-
щаться с разными скоростями, а распределение моментов опреде-
ляется передаточным числом дифференциала. Такой тип привода
применяется для автомобилей, у которых передний мост выполнен
ведущим не только для повышения проходимости на грунтовых и
•Скользких дорогах, но и для получения повышенной тяги на дорогах
1е твердым покрытием при использовании всей массы в качестве сцеп-
кой. Это обеспечивает и более равномерную нагрузку ведущих мостов
на всех режимах работы. Установлено также, что сила сопротивления
(качению колеса автомобиля нелинейно зависит от передаваемого мо-
|Мента. Поэтому для уменьшения суммарных потерь мощности и сни-
жения расхода топлива при движении многоприводиых автомобилей
подводимый от двигателя крутящий момент выгодно распределять на
абольшее число колес, используя дифференциальный привод. На
Рис. 61 приведены кинематические схемы раздаточных коробок, а на
Рис. 62 и 63 конструкции с блокированным и дифференциальным при-
водами.
Блокированный привод обеспечивает полное использование силы
Лепления колес переднего и заднего мостов почти во всех случаях
Движения, но в трансмиссии может возникнуть циркуляция мощ-
ности. Циркулирующая мощность создает дополнительные нагрузки
'-'а механизмы трансмиссии и шины, увеличивает их износ. Отключе-
ние привода переднего моста исключает возможность такой цирку-
*иции. Оно осуществляется принудительно или автоматически с
121
<>}
В)
Рис. 61. Кинематические схемы раздаточ-
ных коробок передач автомобиля:
а — ЗИЛ-131; б — ZF. модель 275; в —
ГАЗ-66; е — КрАЗ-214; д — Мерседес Бенц;
е — Рио; ВХ — вход; ПМ — передний мост;
СМ и ЗМ — мосты соответственно передний р
задний; 1 — дифференциалы; 2 -* муфты сво-
бодного хода
Рис- 62. Раздаточная коробка с блокированным приводом:
1 и s — м\,лты переключении; 2, 4 и 6 — валы соответственно первичный, вторичный н Про'
межугп»м«ы4; >6 — л;ранс1Л<ссион«ый тлрмоз
Ш2'
Рис. 63. Раздаточная коробиа с межосевым дифференциалом:
/ — вал дифференциала; 2 — муфта блокировки дифференциала; 3 и 8 — выходные валы;
4 и 5 — валы соответственно первичный и вторичный; 6 — муфта переключения передач;
7 •— межосевой дифференциал
помощью муфт свободного хода и кинематического рассогласования
в приводе (см. рис. 61, д, ё).
£ Ведомый элемент муфт закреплен на валу привода переднего
моста, обусловливает выключение муфты свободного хода. При дви-
жении автомобиля с частичной пробуксовкой ведущих колес заднего
•иста муфта свободного хода включает в работу передний мост. При
движении задним ходом включается другая муфта свободного хода.
Кинематическое рассогласование составлят 3—8 % и может осущест-
вляться за счет передаточного числа как в главной передаче, перед-
*> моста, так и в приводе к нему (см. рис. 61, е), где ztlz1 > z4/t6.
J Распределение крутящих моментов между мостами определяется
Иедаточным числом дифференциала и должно относиться как зна-
*мия нагрузок на эти мосты. Дифференциал имеет принудительную
•кировку.
[Раздаточные коробки могут выполнять функции понижающей
‘Ьедачи. Диапазон передаточных чисел большинства раздаточных
123
коробок, имеющих в своем составе двухступенчатый редуктор, со-
ставляет 1,7—2,0 (высшая передача принимается близкой к единице).
Основные параметры раздаточных коробок передач (межцентро-
вое расстояние, модуль, диаметры валов и др.) определяются по тем же
формулам, что и для основной коробки передач. Передаточное число
первой передачи раздаточной коробки обычно выбирают из условий
обеспечения минимальной скорости движения при максимальном мо-
менте двигателя, что необходимо при движении по грунтам с малой
несущей способностью. Поэтому раздаточные коробки целесообразно
рассчитывать на статическую прочность по моменту, определяемому
сцепным весом каждой из ведущих осей, задаваясь коэффициентом
сцепления ф = 0,7. Расчет зубчатых колес и подшипников на долго-
вечность проводится по среднему эквивалентному моменту Тр на вход-
ном валу раздаточной коробки, причем
л.=V ’Т' (-£-)+(»+• (-Й-).
где Tlt TIIt ..., Tt —моменты на ведомом валу коробки передач;
Afi, Nn, Nt — приведенное число циклов работы на каждой пере-
даче с учетом времени работы и коэффициента пробега;
Nt = 60Ttbntkn;
здесь mr — показатель кривой выносливости; Na — суммарное
число циклов нагружения за весь период эксплуатации автомобиля;
Т1Ь — время работы на передаче (см. табл. 7).
Расчетная частота вращения подшипников определяется по
средней скорости оср движения автомобиля. При расчете необходимо
принимать во внимание, что 92—95 % времени автомобиль работает
на высшей передаче в раздаточной коробке.
Валы и зубчатые колеса раздаточных коробок выполняют из стали
марок 40Х, 18ХГТ, ЗОХГТ, 15ХГНТА.
4.7. ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Планетарные передачи используют в трансмиссиях автомобилей
в качестве основной коробки, дополнительной коробки к передаче
с гидротрансформатором (рис. 64), дополнительного редуктора
к коробкам передач.
Планетарные передачи обладают рядом преимуществ по сравне-
нию с коробками, имеющими неподвижные оси. Переключение
передач в планетарных коробках осуществляется с помощью фрик-
ционов и тормозов, что дает возможность переключать передачи
на ходу автомобиля без разрыва потока мощности, подводимой
к ведущим колесам, и легко автоматизировать управление.
Срок службы и бесшумность работы планетарной передачи
при одинаковых условиях эксплуатации выше, чем у коробки передач
с неподвижными валами, вследствие менее напряженной работы
зубчатых колес. Число параллельных ветвей общего потока мощ-
ности равно числу одноименных сателлитов в планетарном меха-
124
126
Рис. 65. Схемы планетарных рядов и кинематические схемы планетарных передач
гидромеханических трансмиссий:
а и б — однорядные смешанные механизмы соответственно с одинарными и двойными сател-
литами; в и г — двухрядные механизмы с блочными двухвенцовыми сателлитами со смешан-
ным н внутренним зацеплениями; д — коробка передач автомобиля МАЗ-535; е — коробка
передач фирмы Аллисо МТ-30 (США); ми — коробкв передач автомобиля «Чайка»; з — ко-
робка передач автомобиля ЗИЛ-114
низме, что позволяет уменьшить нагрузки на зуб с одновременным
сокращением габаритных размеров зубчатой передачи. Таким обра-
зом обеспечивается необходимая жесткость конструкции и исключа-
ется возможность неполного контакта зуба. Кроме того, внутреннее
зацепление обладает повышенной прочностью, так как имеет больший
приведенный радиус кривизны в зацеплении. Вследствие уравнове-
шенности системы большинство подшипников разгружены от ра-
диальных сил, что дает возможность применять малогабаритные
подшипники скольжения. По сравнению с обычной коробкой передач
планетарная может обладать более высоким КПД. Однако планетар-
ные передачи конструктивно и технологически сложнее. Для них
характерно наличие трубчатых соосных валов, сложных в изготовле-
нии многодисковых фрикционов и тормозов, увеличивающих габарит-
ные размеры коробок. Подшипники сателлитов нагружены значи-
тельными центробежными силами вследствие больших переносных
скоростей. Потери на трение в выключенных фрикционах и тормозах
в многоступенчатых коробках заметно снижают КПД.
Основу планетарных передач составляют планетарные ряды,
которые могут быть выполнены с внешним и смешанным зацеплением
зубчатых колес. Наибольшее распространение получили ряды со
смешанным зацеплением типа 2K-h, так как они дают возможность
при небольших размерах получить большие передаточные числа.
В трехзвенный механизм 2K-h включаются два центральных колеса
а—в и водило h (рис. 65, а—г) Подбирая сочетания планетарных
126
| Рис. 66. Расчетная схема планетарного ряда
рядов, можно получить сложные коробки передач с различным
числом передач.
Кинематические схемы некоторых планетарных коробок передач
приведены на рис. 65, д—з. Коробка передач (см. рис. 65, <5) состоит
из двух однорядных трехзвенных механизмов с четырьмя фрикцио-
нами. Принятая схема дает возможность получить три передачи перед-
него и одну передачу заднего хода. В схеме (рис. 65, ё), состоящей из
четырех однорядных механизмов, можно получить шесть передач
переднего и две передачи заднего хода.
На схеме (рис. 65, ж) представлена коробка передач, состоящая
из двух условных трехзвенных механизмов 2K-h,имеющих общее
водило и коронную шестерню. Коробка передач позволяет получить
три передачи переднего и одну передачу заднего хода.
В планетарных передачах проводится кинематический и силовой
расчет. При кинематическом расчете определяются передаточные
I числа, относительные скорости отдельных звеньев и дисков разомкну-
тых фрикционов.
При силовом расчете определяются номинальные значения окруж-
ной силы в зубчатых зацеплениях, усилия на подшипники сателли-
тов, моменты на тормозных и блокирующих фрикционах, значения
КПД редуктора.
Кинематическую связь между элементами планетарного ряда
можно определить графически или аналитически. Графический спо-
соб, основанный на построении плана скоростей элементов ряда,
Удобен для исследований структурных схем планетарных передач,
нб дает приближенные результаты при определении передаточных
Отношений системы (рис. 66).
При аналитическом методе передаточное отношение, связывающее
Угловые скорости центральных колес при неподвижном водиле,
Uab = — (<0а — <Oft)/(Wfe — <0Л).
(66)
Г27
Знак минус показывает, что солнечная и коронная шестерни
вращаются в разные стороны. Определение передаточного отношения
«аь производится по известным соотношениям для передач с непод-
вижными осями через радиусы начальных окружностей или через
число их зубьев:
ra га
Параметр р является величиной алгебраической и во всех зависи-
мостях должен представляться с учетом знака. При одинаковом
направлении вращения звеньев и остановленном водиле параметр р
положителен, а при вращении в разные стороны — отрицателен.
Заменив в уравнении (66) uhab = —р, получим основную зави-
симость трехзвенного механизма
«а — рыь == (1 — Р) «й.
По этому выражению можно определить угловую скорость одного
из основных звеньев по заданным частотам вращения двух других
ввеньев и внутреннему передаточному числу.
Силы и моменты, действующие на элементы планетарного ряда,
рассчитывают из условия равновесия внешних моментов. Если для
передачи с тремя основными звеньями можно пренебречь потерями
на трение, то при установившемся движении справедлива зави-
симость
Ta + Tb-Th = 0, (67)
где Та, Ть и Th — моменты, действующие на звенья а, b и Л.
Внешние моменты имеют направления, обратные направлениям
внутренних сил Fa, Fb и Fh, приложенных к соответствующим
звеньям. Значение Fh в однорядном механизме определяется геоме-
трическим сложением сил, действующих в зубчатых зацеплениях
сателлитов:
+ Fa = Fb, Fa — -^—,
*аПр
где — число сателлитов в зацеплении.
Рассмотрим условия равновесия сателлита (см. рис. 66). Зави-
симость моментов на звеньях
Tb = -pTa- Th = (\-p)Ta.
В планетарных передачах опоры сателлитов нагружаются также
центробежными силами, которые при значительных <ой могут пре-
высить нагрузки от усилий в зацеплении:
Fy = mc<i>lrh,
где mc — масса сателлита, вращающегося относительно водила.
Для'трехзвенного механизма уравнение моментов с учетом потерь
Ть = — рТат\ь и Та = — TbHjn\0),
где1 т]0 — КПД механизма при неподвижном водиле.
128
Подставив это выражение в уравнение (67), получим
Т. — Th — pTfto = 0.
Откуда
Л = Т— PT]U) = —Tb/lp^o).
Силовое передаточное число ис при заторможенной коронной
шестерне
мс = Th/Ta = 1 — /л]0.
Кинематическое передаточное число ик согласно уравнению (66)
при <оь = 0
®а = (1 - р) <оЛ;
«К = = 1 — р.
КПД ряда при остановленной коронной шестерне
П = (1 — РЛо)/(1 — Р)-
КПД планетарного ряда при неподвижном водиле учитывает
потери в полюсах зацепления зубчатых колес.
"По = ЛаЛь.
где т)а и т)Ь — КПД зубчатых колес соответственно с внешним и
внутренним зацеплением; т]а = 0,98 и т]ь = 0,99.
При определении КПД ц0 принимались во внимание потери
только в относительном движении звеньев и не учитывались в пере-
носном движении (потери в подшипниках), гидравлические и диско-
вые в разомкнутых фрикционах.
Расчет на прочность планетарных передач проводится по такой же
методике, что и расчет основных коробок передач. В качестве расчет-
ного момента при установке гидротрансформатора принимается
меньшей из двух моментов на колесе турбины: по двигателю Ттр
или по сцеплению ведущих колес с дорогой Tv:
^тр — Т'е tnaxKjJ
Т'ф = /?г<рГ^/(нтцт),
где 7"стах — максимальный момент двигателя; и т]т — передаточ-
ное число и КПД на участке от ведущих колес до турбины; —
коэффициент трансформации; Кр = 0,7/Спшх; Ктах — максимальный
коэффициент трансформации.
Выбор числа зубьев сателлита и других звеньев трехзвенного
механизма основан на заданном параметре р, по которому устанавли-
вается звено (сателлит или солнечная шестерня), имеющее наимень-
ший относительный размер. Минимально допустимое число зубьев
для нормального зуба солнечной шестерни zmln = 17, для корреги-
рованного гт)п = 14, а для сателлитов zmln = 10. Задавшись числом
зубьев наименьшего по размеру зубчатого колеса, а также числом
сателлитов и параметром Р, определяют числа зубьев остальных
колес. Полученные расчетом числа зубьев округляют до целых значе-
ний и проверяют на соответствие условиям соосности, сборки и со-
Б Лукин П. П. н др. 129
седства. Для обеспечения условия соосности необходимо, чтобы
гь = га ‘2гч, где га и гь — число зубьев соответственно солнечной
и коронной шестерен; zq — число зубьев сателлита.
Условие сборки обеспечивается совпадением головок зубьев
сателлитов с впадинами центральных и описывается уравнением
г0 + ?ь = *«₽>
где лр — число сателлитов; х — коэффициент кратности (целое
число).
Условие соседства (размещения) определяет величину зазора
между зубьями соседних сателлитов. Для обеспечения зазора между
сателлитами сумма радиусов окружностей выступов соседних сател-
литов должна быть меньше расстояния между их осями / (см. рис. 66),
т. е. dc < /, причем
Z = 2«oSln(^),
где dc — диаметр сателлита по выступам; а(Л — межцентровое рас-
стояние между сателлитом и солнечной шестерней.
Минимальное допустимое значение разности (/—dc) определя-
ется потерями на вентиляцию и барботаж масла; и может быть
принято равным примерно 0,5т (т — модуль зубчатого колеса). При
симметричном расположении сателлитов подшипники центральных
зубчатых колес не испытывают воздействие радиальных нагрузок от
передаваемого момента, поэтому подшипники выбирают из конструк-
тивных соображений. Подшипники сателлитов являются сильно
нагруженными элементами, их рассчитывают по приведенному
моменту, как и подшипники коробок передач.
Глава 5 БЕССТУПЕНЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
5.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Бесступенчатые передачи обеспечивают плавное и непрерывное
изменение силового и кинематического передаточных отношений
трансмиссии автомобиля. Это облегчает управление автомобилем,
позволяет получить близкую к идеальной тягово-скоростную ха-
рактеристику, уменьшить динамические нагрузки в трансмиссии,
а также улучшить проходимость автомобиля, так как непрерывный
и плавный подвод крутящего момента двигателя к ведущим колесам
вначительно уменьшает возможность их буксования.
Бесступенчатые передачи разделяют на саморегулируемые, принцип
работы которых позволяет автоматически изменять силовое переда-
точное отношение в соответствии с изменением внешних условий
(сопротивление движению и положение педали управления подачей
топлива), и несаморегулируемые, автоматизировать которые можно
только применяя специальные регулирующие устройства. Передачи
второго типа при всех возможных условиях позволяют двигателю
работать на наиболее выгодном режиме.
Бесступенчатые передачи, применяемые в трансмиссиях автомо-
билей, разделяют по принципу действия на гидродинамические,
объемные гидропередачи, фрикционные и электрические. Их общими
недостатками по сравнению с зубчатыми передачами являются слож-
ность конструкции, громоздкость, большие энергетические потери.
Поэтому перспективной можно считать только бесступенчатую
передачу, масса, размеры и КПД которой лишь немного уступают той
части трансмиссии, которую заменяет бесступенчатая передача.
Бесступенчатая передача независимо от принципа ее действия
должна удовлетворять следующим требованиям:
обеспечивать необходимый диапазон силовых передаточных отно-
шений;
иметь высокий КПД в области преобладающих режимов работы;
обладать минимальной массой и минимальными размерами при
гарантированной долговечности;
иметь необходимый уровень технологичности и низкую стоимость
изготовления.
Из всех типов бесступенчатых передач широкое распространение
получили только саморегулируемые гидродинамические передачи,
поэтому при рассмотрении им уделено наибольшее внимание.
5.2. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Гидродинамическая передача, которую обычно называют гидро-
трансформатором, представляет собой совокупность двух лопастных
гидромашин — центробежного насоса и центростремительной тур-
5 * 131
Рис. 67. Гидротрансформатор;
а <— схема; б—изменение направления потока жидкости; 1 “реактор; г —турбинное ко-
лесо; 3 — насосное колесо; 4 — муфта свободного хода; 5 — уплотнительное устройство
бины. Вал насоса соединяют с коленчатым валом двигателя, а вал
турбины — с механизмами трансмиссии, расположенными за гидро-
трансформатором. Таким образом, при перетекании рабочей жидкости
из насоса в турбину гидротрансформатор осуществляет перенос энер-
гии от двигателя к трансмиссии.
Схема гидротрансформатора изображена на рис. 67. Насосное 3
(насос) и турбинное 2 (турбина) колеса предельно сближены, имеют
тороидальную форму, обеспечивающую замкнутый контур (круг)
циркуляции жидкости, и размещены в едином корпусе, герметизиро-
ванном уплотнительным устройством 5. На пути движения жидкости
в круге циркуляции располагают неподвижное лопастное колесо
(реактор), выполняющее функции направляющего аппарата — обес-
печивающее необходимое направление потока жидкости при ее входе
в насосное колесо.
Способность гидротрансформатора изменять подведенный к нему
крутящий момент двигателя объясняется следующим. При входе
потока в насосное колесо средняя струйка, изображенная штриховой
линией, обладает абсолютной скоростью внБ, которую можно разло-
жить на составляющие: окружную (переносную) инБ и относитель-
ную шнБ; векторы скоростей лежат в плоскости Б'—Б'. Лопасти
насосного колеса захватывают жидкость что способствует ее движению
по кругу циркуляции от входных участков межлопастных полостей
колеса к выходным. Вследствие этого на выходе из насоса поток
обладает увеличенными скоростями цнд, ц>нА и пнл, векторы которых
лежат в полости А—А. На виде В плоскости А—А и Б’—Б' сов-
мещены с плоскостью рисунка. На рассмотренной части круга
циркуляции энергия потока увеличивается за счет момента, переда-
ваемого валу насоса от коленчатого вала двигателя, а разность
моментов количества движения жидкости относительно оси вращения
колес при выходе из насосного колеса и входе в него представляет
собой противодействующий вращению момент
Ти = т (RavhA cos а — RevbE cos Р), (68)
132
где т — секундный массовый расход жидкости через колеса гидро-
трансформатора; аир — соответственно углы между абсолютной и
окружной скоростями на выходе из насоса и входе в него; /?А и У?Б —
соответственно радиусы траектории средней струйки на выходе
из насоса и на выходе из турбины (входе в насос).
Абсолютные скорости потока и углы между ними и направлением
движения колеса на выходе из насосного колеса и входе в турбинное
одинаковы. При движении жидкости от входа к выходу межлопаст-
ных полостей турбинного колеса ее абсолютная скорость изменяется
по величине и направлению, в результате чего на это кблесо действует
момент
ТТ = т (RbVTz cos у — #линл cos а), (69)
где у — угол между абсолютной и окружной скоростями на выходе
из турбины.
Жидкость, протекающая через неподвижный реактор, нагружает
его моментом, совпадающим по направлению с моментом Тн и равным
7Р = m (/?б^нб cos Р — Т?БотБ cos у). (70)
При почленном сложении уравнений (68)—(70) видно, что алгеб-
раическая сумма моментов, действующих в гидротрансформаторе,
равна нулю, следовательно, Тт = —(Тн + Тр).
Если бы направляющий аппарат отсутствовал, то существовали
равенства цтБ = онБ и у = р. Тогда, сложив почленно уравнения
(68) и (69), получили бы Тт = —Тн, т. е. при таком устройстве
совокупность насоса и турбины образовала бы гидродинамическое
сцепление (гидромуфту).
Неподвижный направляющий аппарат — реактор — отклоняет
поток, вытекающий из турбины, в направлении вращения насоса, что
способствует его вращению; в результате для вращения насосного
колеса требуется подводить извне момент Те < Тт. Таким образом
осуществляется преобразование момента. Благодаря своим свойствам
гидротрансформатор изменяет момент не только бесступенчато, но и
автоматически в зависимости от изменения нагрузки на выходном
валу.
При постоянной частоте вращения вала насоса увеличение на-
грузки на валу турбины приводит к уменьшению его частоты враще-
ния. Вследствие этого, во-первых, уменьшается противодавление
со стороны турбины, что приводит к возрастанию расхода m жидкости
в круге циркуляции, во-вторых, увеличивается скорость цтБ и умень-
шается угол ут. В итоге, как следует из уравнения (69), момент Тт
увеличивается до наступления равновесия с моментом полезной
нагрузки. Если, наоборот, нагрузка на вал турбины понижается, то
это приводит к увеличению частоты вращения вала турбины и умень-
шению момента Тт до тех пор, пока не наступит новое равновеснее
состояние.
Оценочные параметры гидротрансформатора. Ими являются коэф-
фициенты моментов Хн и Хт соответственно ведущего и ведомого валов,
силовое К и кинематическое I передаточные отношения и КПД т].
133
Рис. 68. Внешняя характеристика гнппгтранс-
форматора
В соответствии с установившейся
практикой в гидротрансформаторах
в отличие от других видов передач
под кинематическим передаточным
отношением i понимают отношение
угловой скорости ведомого вала
(вала турбины) к угловой скорости
ведущего вала (вала насоса).
Коэффициенты момен-
тов ведущего и ведомого
валов отражают зависимость
этих моментов от параметров круга
циркуляции, углов наклона кромок
лопаток колес и их скоростных
режимов. Из курса гидравлики и гидравлических машин изве-
стно, что
= 7’„/(рп„О5);
k, = Ty/(pn2ylf),
(71)
(72)
где р — плотность рабочей жидкости; пн — частота вращения насоса;
лт — частота вращения турбины; D — активный диаметр гидротранс-
форматора, соответствующий наружному диаметру круга цирку-
ляции.
Силовое передаточное отношение К оценивает преобразующие
свойства гидротрансформатора. Поэтому К называют еще коэффи-
циентом трансформации. Он, а также кинематическое передаточное
отношение и КПД равны соответственно:
К = Гт/Т,,; 1 = пТ/па-,
т) == AfT/A(H = 7’тпт/(Тнпп) = Ki, (73)
где /Ун и (VT —мощность, соответственно подведенная к насосу и
отведенная от турбины.
Характеристики гидротрансформатора. О свойствах и возмож-
ностях гидротрансформатора судят по нескольким его характеристи-
кам: внешней, безразмерной, нагрузочной и выходной.
Внешняя характеристика, которую получают
экспериментально, представляет собой зависимость моментов Тп,
Ту и Тр от кинематического передаточного отношения i при постоян-
ной частоте вращения вала насоса. Так как КПД гидродинамических
машин также зависит от г, то характеристика включает кривую зави-
симости т]т (i), вычисленную по формуле (73).
Внешняя характеристика изображена на рис. 68. Она состоит из
двух зон. Зона А является рабочей и соответствует работе гидротранс-
форматора в режиме бесступенчатого преобразователя момента.
В этой зоне коэффициент трансформации изменяется от Ктя1 при
134
i = 0 до К = 1 при iM — 0,64-0,8. Зона Б является нерабочей, так
как вследствие возросшей частоты вращения турбины происходит
такое изменение направления выходящей из него жидкости, при
котором момент Тр приобретает отрицательное значение.
КПД гидротрансформатора изменяется по закону, близкому
к квадратичной параболе. Для сравнения на внешней характеристике
приведен также закон изменения КПД гидромуфты i]M. Так как для
него К = 1, то, как следует из (73), т]м = i, что отражено на рис. 68
штриховой линией, проведенной из начала координат. Из сравнения
вытекает важный для практики вывод: до тех пор пока К > 1,
Т)т > Чм- Следовательно, гидротрансформатор по сравнению с гидро-
муфтой на рабочем режиме обеспечивает автомобилю лучшие не
только тягово-скоростные качества, но и топливную экономичность.
Изменение КПД гидротрансформатора определяется энергети-
ческими потерями в круге циркуляции. Наиболее существенными
являются потери на удар при входе потока жидкости в рабочие ко-
леса, зависящие от угла между направлением потока и входными
кромками лопастей (угла атаки). Лопасти профилируют таким обра-
зом, чтобы на расчетном режиме работы гидротрансформатора, когда
КПД должен быть максимальным, угол атаки был близок к нулю.
В таком случае поток жидкости обтекает лопасти плавно (безударно),
и потери энергии минимальны. Помимо этого, для расширения рабо-
чей зоны внешней характеристики гидротрансформатора и повышения
его КПД прибегают к следующим мерам.
1. Реактор связывают с корпусом гидротрансформатора не непод-
вижно, а при помощи муфты свободного хода 4 (см. рис. 67). В таком
случае в начале зоны Б, когда момент Тр меняет свой знак, реактор
освобождается и, вращаясь свободно, перестает воздействовать на
поток. С этого момента и при дальнейшем увеличении кинематиче-
ского передаточного отношения гидротрансформатор работает в ре-
жиме гидромуфты. Такой гидротрансформатор называют комплекс-
ным.
2. Реактор выполняют двухступенчатым, состоящим из двух
отдельных лопастных колес, каждое из которых установлено на
отдельной муфте свободного хода (рис. 69, а). При малых значениях
i, когда жидкость входит в реактор в направлениях, лежащих в пре-
делах угла а (рис. 69, б), оба лопастных колеса неподвижны. Одно
колесо дополняет другое, при этом образуется единый реактор,
сильно закручивающий поток. В результате при малых значениях I
достигаются высокие значения коэффициента трансформации К
и КПД. Если бы при i > tB оба лопастных колеса работали как один
реактор, то переход на режим гидромуфты происходил при меньшем
значении i (i = iMB) с ощутимым снижением КПД.
Прн средних значениях i, когда движение потока происходит
в пределах угла Р, первая ступень реактора под действием потока
освобождается и свободно вращается в направлении стрелки Л, не
воздействуя на поток. Вторая ступень реактора продолжает изменять
направление движения жидкости. При этом из-за меньших потерь
максимум КПД смещается в зону средних значений кинематического
135
Рис. 69. Гидротрансформатор с
двухступенчатым реактором
передаточного отношения на место возможного снижения (рис. 69, в).
При дальнейшем увеличении i до «мВ отключается вторая ступень
реактора, и тогда гидротрансформатор переходит на режим гидро-
муфты.
Опыт производства и эксплуатации гидротрансформаторов по-
казал, что выигрыш от повышения КПД при невысоких значениях
Кта* современных гидротрансформаторов (около 2,0) не оправдывает
усложнения конструкции. Гидротрансформаторы с двумя реакторами,
широко распространенные ранее, в настоящее время не применяются.
3. Применяют блокировку гидротрансформатора с помощью
фрикционной муфты, встроенной в гидротрансформатор и жестко
соединяющей насос и турбину. Блокировочную муфту включают
обычно при i = imax, и тогда КПД скачком достигает единицы (если
пренебречь механическими потерями в гидротрансформаторе).
Безразмерная характеристика представляет
собой зависимость от кинематического передаточного отношения i
коэффициентов моментов и 7iT, являющихся сложной функцией
пк Ее получают перестроением моментной характеристики с исполь-
зованием выражений (71) и (72). Для суждения об энергетических
потерях и преобразующих свойствах гидротрансформатора эту
обобщенную характеристику дополняют кривыми зависимости от i
коэффициентов полезного действия ц и трансформации К- Учитывая
зависимости (71) и (72), величину К определяют как отношение
к=тт/тя=)^г/кв.
Характеристика, представленная на рис. 70, а, не зависит от
абсолютных значений р, п и D и справедлива для гидротрансформа-
тора любого размера, если его колеса геометрически подобны колесам
прототипа; для которого экспериментально была определена исход-
ная внешняя характеристика.
График Хн (t) позволяет, используя зависимость (71) для каждого
значения частоты вращения вала насосного колеса пн и соответствую-
136
Рис. 70. Характеристики гидротрансформатора:
а — безразмерная; б — нагрузочная; в — выходная;
А и Б — зоны работы в режиме соответственно тран-
сформатора и гидромуфты
| щего момента 7Н, определить величины I и К, например, при расчете
скорости автомобиля и силы тяги на колесах при заданном значении
частоты вращении вала двигателя и полном нажатии педали подачи
топлива (полном открытии дроссельной заслонки карбюратора или
ходе рейки топливного насоса).
График Хт (i) позволяет, используя зависимость (72) для каждого
значения частоты вращения вала турбинного колеса |ггт и соответ-
ствующего момента Тт, определить величины i и Д, например, при
расчете расхода топлива при заданной постоянной скорости движе-
ния автомобиля.
Нагрузочная характеристика представляет собой
зависимость крутящего момента Тн, необходимого для вращения
насосного колеса, от частоты вращения пн этого колеса. Используя
формулу (71), эту зависимость можно описать выражением
7’н = ХнрО5Пн-
Свойство гидротрансформатора нагружать двигатель характери-
зуется прозрачностью и оценивается коэффициентом прозрачности П.
Он показывает, как изменяется момент, необходимый для вращения
насосного колеса, с изменением скоростного режима работы турбин-
ного. Коэффициент П равен отношению Тн при i — 0 и при Д = 1
(nH — const)
П= Тк (1=о)/Тн <к=1).
Так как при постоянном значении пн момент Тн пропорционален
коэффициенту момента Хн, то коэффициент прозрачности может быть
представлен следующей зависимостью:
77 = Хн Ц=0)Ан (/<=!)•
Величина П может быть больше, равна или меньше единицы.
Различают гидротрансформаторы непрозрачные (77 = 1),с прямой
(П > 1) и обратной (77 < 1) прозрачностью.
137
У непрозрачного гидротрансформатора = const при всех
значениях i. Поэтому его нагрузочная характеристика изображается
одной параболой, а условия совместной работы двигателя с гидро-
трансформатором при различных положениях педали характеризуются
точками, геометрическим местом которых является кривая функции
Тк (п„). В этом случае двигатель будет работать с постоянной часто-
той вращения коленчатого вала независимо от изменения положения
педали и крутящего момента на валу турбины, т. е. исключается
возможность использования приспособляемости двигателя к полез-
ной нагрузке на ведомом валу гидротрансформатора.
У прозрачного гидротрансформатора Хн зависит от i, поэтому его
нагрузочная характеристика изображается семейством парабол.
Каждая линия соответствует зависимости Тп (пк) для одного опре-
деленного значения коэффициента Хн, соответствующего конкретной
величине i. На рис. 70, б приведена нагрузочная характеристика
гидротрансформатора, обладающего прямой прозрачностью, а также
внешняя скоростная характеристика двигателя. Зона А соответствует
работе гидротрансформатора в режиме преобразователя момента,
зона Б — гидромуфты. Этот график показывает, что прозрачность
гидротрансформатора значительно расширяет возможные режимы
совместной работы двигателя и гидротрансформатора.
При прямой прозрачности достигается использование приспо-
собляемости двигателя. Действительно, предположим, что в данных
условиях движения автомобиля совместная работа его двигателя и
гидротрансформатора характеризуется координатами точки а. С уве-
личением сопротивления движению станет уменьшаться I, и двигатель
при неизменном положении педали автоматически будет последова-
тельно переходить на режимы работы, характеризующиеся точками
б, в, г и т. д., с соответствующим увеличением крутящего момента.
Гидротрансформатор с обратной прозрачностью, естественно,
не имеет практического значения для автомобилей.
Нагрузочная характеристика гидротрансформатора позволяет
определить режим его совместной работы с тем или иным двигателем.
Выходная характеристика представляет собой
совокупное графическое изображение зависимостей 1\ и rj от пт и
необходима для определения тя! ово-скоростных возможностей авто-
мобиля. При ее построении исходят из того, что точки пересечения
кривых нагрузочных характеристик с кривой крутящего момента
двигателя соответствуют ряду режимов совместной работы двигателя
с гидротрансформатором, обусловленных взаимосвязанными значе-
ниями величин Хн, К и г]. Поэтому, используя нагрузочную и безраз-
мерную характеристики, определяют для каждого из этих режимов
К и i. При этом
7Т ~ ТеК\ пт — nei.
Затем по полученным результатам строят выходную характери-
стику, изображенную на рис. 70, в. Падающий характер кривой
Тт (пт) отражает основную положительную особенность гидротранс-
форматора — возможность получить тяговую характеристику авто-
138
Режим Включенные элементы
Первая передача Вторая » Третья » Нейтральная» Задний ход Торможение дви- гателем Ф1 Ф1 Фг © & © о к to to ta Фз А Лз •П2 Ла Jig Л2 МСХ МСХ МСХ МСХ
Рис. 71. Схема и безразмерная характеристика трехступенчатой гидромеханической
передачи:
Л — ленточные тормоза; Ф—фрикционные муфты; МСХ— муфта свободного хода
мобиля, близкую к идеальной, т. е. к гиперболической зависимости
силы тяги от скорости автомобиля.
Гидромеханическая передача. Эффективная работа автомобилей,
снабженных гидротрансформаторами, возможна при двух условиях:
1) трансформатор используется на режимах, при которых его КПД
не ниже 0,8; 2) при этих режимах диапазон изменения крутящего
момента на карданном валу соответствует заданному по результатам
тягового расчета автомобиля. Выполнить эти условия возможно,
установив за трансформатором ступенчатую коробку передач (с тремя- -
четырьмя передачами для легковых автомобилей и тремя — пятью
передачами для грузовых). Совокупность этих агрегатов называют
гидромеханической передачей.
В качестве примера на рис. 71, а показана схема трехступенчатой
гидромеханической передачи автомобиля ЗИЛ-4104, а на рис. 71, б
ее безразмерная характеристика.
Высшую передачу механической части гидромеханической пере-
дачи делают прямой, как на рис. 71, а, или ускоряющей. Если
высшая передача прямая, то передаточное число низшей (первой)
139
Рис. 72. Параметры проточной части гидротрансформатора МАЗ и внешняя характе-
ристика:
D — активный диаметр; г — число лопаток; Р, и В, — углы наклона входных и выходных
кромок лопаток колес
передачи щ определяют из отношения Д!Д0$, где в числителе указан
диапазон силового передаточного отношения, заданный тяговым
расчетом, а в знаменателе коэффициент трансформации при т] = 0,8
(см. рис. 71, б). При высшей ускоряющей передаче это значение щ
должно быть еще умножено на передаточное число этой передачи.
Пусть для показанной на рис. 71, а передачи диапазон силового
передаточного отношения Д = 2,8. Согласно рис. 71, б Ктах = 2,05,
а ТС0,8 = 1>4. При этом = 2,8/1,4 = 2,0, а общее передаточное
отношение гидромеханической передачи в момент трогания автомо-
биля с места составит 2,05-2,0 = 4,1.
Выбор и расчет гидротрансформатора. Создание лопастной си-
стемы, обладающей желаемой характеристикой, требует весьма
трудоемких расчетно-конструкторских и экспериментальных работ.
Поэтому в практике проектирования гидротрансформаторов значения
параметров проточной части колес обычно получают путем пересчета
аналогичных показателей ранее созданных образцов (прототипов)
с соблюдением подобия. В качестве прототипа берут хорошо зареко-
мендовавший себя в производстве и эксплуатации тип гидротрансфор-
матора, обладающий необходимыми свойствами. Используют угловые
и относительные линейные размеры его проточной части, а также
внешнюю характеристику (рис. 72), по которой строят безразмерную,
а затем нагрузочную характеристику.
Для автомобилей, снабженных дизелями, считают целесообраз-
ным применение малопрозрачных комплексных гидротрансформато-
ров (П = 1,254-2,0), преобразующие свойства которых достаточно
высоки, что компенсирует низкий (1,05—1,25) коэффициент приспо-
собляемости дизеля. Для автомобилей с карбюраторными двигате-
лями, коэффициент приспособляемости которых равен 1,25—1,35,
считают целесообразным применять комплексные гидротрансформа-
торы с высокой прозрачностью (77 = 1,94-2,2).
140
Рис. 73. Основные элементы конструкции
гидротрансформатора:
1 — внутреннее торовое кольцо: 2 — лопатка;
3 — наружное торовое кольцо; 4 — ступица; 5 —
неподвижная труба; 6 — уплотнение; 7 — муфта
свободного хода
Из рис. 72 видно, что определя-
ющим размером круга циркуляции
является его наружный диаметр D
(активный диаметр), который на-
ходят из зависимости
D = Vх Тнр/(рХнр«нр),
где подстрочный индекс р указывает
на принадлежность параметров к
расчетному режиму (см. рис. 70, б).
Выбор входящих в эту формулу величин является сложной зада-
чей, требующей компромиссного решения. На основании опыта
можно рекомендовать за расчетный режим совместной работы транс-
форматора с двигателем принимать режим трогания автомобиля
с места. В соответствии с этим из безразмерной характеристики
прототипа берут Х„р = Хнтах. Расчетное значение частоты вращения
насосного колеса принимают равным: для легковых автомобилей
пнр = (0,34-0,45) nN; для грузовых автомобилей и городских авто-
бусов, снабженных карбюраторными двигателями, пнр = (0,504-
-^-0,75) nN, снабженных дизелями пНр — (0,754-0,85) nN. Расчетное
значение момента Тир определяют по внешней скоростной характе-
ристике двигателя для соответствующего значения пир.
Окончательное заключение о правильности выбора параметров
гидротрансформатора и определения его активного диаметра можно
сделать лишь после построения динамической и экономической
характеристик автомобиля.
Конструктивные особенности гидротрансформатора. Основными
частями гидротрансформатора являются: лопастные колеса, их
опоры, муфты свободного хода, уплотнительные устройства, системы
подпитки и охлаждения.
Лопастные колеса состоят из четырех элементов
(рис. 73): наружного торового кольца, лопастей, внутреннего торо-
вого кольца и ступицы. Реактор комплексного трансформатора
обычно выполняют без отдельной ступицы и устанавливают на непод-
вижной трубе, используя муфты свободного хода.
Для высокомоментных сравнительно низкоскоростных гидро-
трансформаторов, применяемых на грузовых автомобилях и авто-
бусах, лопастные колеса изготовляют литыми из алюминиевых спла-
вов АЛ4 или АЛБ. Эти материалы отличаются хорошими литейными
качествами, малой усадкой, высокой прочностью и коррозионной
стойкостью. К преимуществам литых колес относится возможность
придания сечению лопастей формы (см. рис. 67), способствующей
повышению КПД гидротрансформатора. Недостатками литых колес
при литье в почву являются большая шероховатость рабочих поверх-
141
ностей, неизбежное искажение формы лопастей вследствие усадочных
явлений при литье и сложность механической обработки.
Для высокоскоростных гидротрансформаторов, применяемых на
легковых автомобилях, реактор делают литым, а насосное и турбин-
ное колеса собирают из отдельных частей, изготовленных штампов-
кой из листовой стали 08. Соединяют между собой торовые кольца и
лопасти пайкой, точечной сваркой, гибкой или развальцовкой.
Преимуществом таких колес является высокая чистота поверхности,
малая масса и высокая технологичность. Существуют также кон-
струкции, в которых наружное торовое кольцо, являющееся базовой
частью колеса, выполняют литым из алюминиевого сплава.
После изготовления лопастные колеса балансируют. Дисбаланс
не должен превышать 20 г-см.
Литое колесо реактора современного гидротрансформатора (см.
рис. 73) в осевом сечении имеет вид узкого прямоугольника, а осевые
зазоры между лопастями реактора, насосного и турбинного колес
намного больше, чем в гидротрансформаторах с кругом циркуляции
«классической» формы, показанных на рис. 67 и 69, а. Хотя это
несколько уменьшает КПД гидротрансформатора, но во много раз
понижает стоимость изготовления недолговечных пресс-форм и упро-
щает процесс отливки реакторов.
Опоры лопастных колес должны обеспечивать их
строгую соосность и воспринимать осевые и радиальные нагрузки.
В качестве опор используют бронзовые и сталебронзовые втулки
с упорным буртиком или подшипники качения.
Муфта свободного хода обычно роликового типа,
состоит из четырех частей: внутреннего и наружного колец; роликов
и пружин, удерживающих ролики в постоянном контакте с кольцами.
Рабочую поверхность одного из колец выполняют цилиндрической,
другого — профилированной. В результате этого между ними обра-
зуются клиновые ячейки для роликов.
Кольца изготовляют из стали 20Х или 12Х2Н4А, а ролики выби-
рают по сортаменту свободных тел качения, выпускаемых подшипни-
ковыми заводами. Твердость рабочих поверхностей колец
HRC 61—65, для чего их цементируют на глубину не менее 1,5 мм
и затем подвергают закалке и отпуску. Кольца соединяют с реакто-
ром заклепками, а с корпусной деталью — неподвижной трубой
посредством шлицевого сопряжения. Иногда мелкошлицевое сопря-
жение используют также для соединения наружного кольца муфты
свободного хода с реактором, как показано на рис. 73.
На рис. 74 приведена схема роликовой муфты свободного хода.
В точках А и Б контакта с кольцами на ролик действуют нормальные
Fn и касательные Fx силы. Поскольку равнодействующая этих сил
F = ТУ(га) = ТрЦгКг sin ф),
"то Fx = Fsinip; FN = F cos ф = Tvl(zRi tg ф);
где Tv — расчетный крутящий момент, передаваемый муфтой;
z — число роликов.
>42
Рис. 74. Схема для расчета роликовой муфты свободно-
го хода
Чтобы ролики надежно удерживались
в заклиненном состоянии, необходимо соб-
людение условия, при котором сила не
превосходит силу трения,
F sin ф с pF cos тр, т. е. tg ф < р. (74)
Коэффициент трения р зависит от вяз-
кости масла и обычно лежит в пределах
0,11—0,13. Поэтому на основании соотно-
шения (74) принимают ф = 6°.
Зависимость между крутящим моментом
Тр и основными размерами муфты свобод-
ного хода обусловливается контактными
напряжениями в точке Б рабочей поверхности
о„ = 0,418 ^P/(zFitgip)]£/(/pB),
где Е — модуль упругости первого рода (для стали Е = 2-105 МПа);
I — длина ролика; рБ — приведенный радиус кривизны контакти-
рующих в точке Б поверхностей;
рв = Rzr/(R2 + г).
Условие выносливости следующее: [ок] с 2000 МПа.
При конструировании муфты свободного хода рекомендуют
принимать: I = (1,54-3,0) г; Ri = (8-^ 10) г; R2 = Ri — 2г; г =
= 84-20. Радиус окружности, на которой располагаются центры О2
профилированных участков, определяют по следующей формуле:
/?ц = 2 (Rj, — г) sin ф.
Уплотнительные устройства служат для пре-
дотвращения утечки рабочей жидкости из полости гидротрансформа-
тора. С этой целью применяют следующие виды уплотнений; между
неподвижными одна относительно другой деталями — прокладки,
резиновые кольца и шнуры; между подвижными — лабиринтные
уплотнения, маслосгонные резьбы, самоприжимные манжетные
уплотнения и металлические кольца, подобные поршневым компрес-
сионным кольцам.
Подпитка и охлаждение гидротрансформатора
обеспечивают его длительную нормальную работу. Подпитка необ-
ходима для компенсации утечек из рабочей полости и поддержания
в ней избыточного давления большего, чем давление насыщенного
пара рабочей жидкости. Подпитка предупреждает кавитационные
явления, возникающие в зонах пониженного давления и приводящие
к эрозии поверхностей лопастей, их вибрации, а также снижению .
КПД гидротрансформатора.
Обычно понижение давления возникает в круге циркуляции на
входе рабочей жидкости в насосное колесо. Поэтому целесообразно
143
Рис. 75. Схема двухпоточной гидромеханической передачи и ее характеристика:
а — схема; б — план скоростей планетарной передачи; в — безразмерные характеристики
гидротрансформатора (сплошные линии) и двухпоточной гидромеханической передачи (штри-
ковые линии)
осуществлять подпитку на стыке между колесами реактора и насос-
ным. Она производится насосом управления гидромеханической
передачей, при этом необходимое давление поддерживается редук-
ционным клапаном.
Охлаждение рабочей жидкости необходимо для поддержания ее
температуры в пределах t с 704-110 °C. С этой целью в гидросистеме
трансформатора предусматривают радиатор, аналогичный применяе-
мым в смазочных системах двигателей, в который рабочая жидкость
поступает под избыточным давлением в гидротрансформаторе, созда-
ваемым подпиткой.
Двухпоточная передача. Гидротрансформатор и планетарный
механизм могут быть установлены не последовательно, как было
показано выше, а параллельно. Схема такой передачи представлена
на рис. 75, а. При этой схеме крутящий момент двигателя разделя-
ется на две части, одна из которых поступает в гидротрансформатор
для бесступенчатого преобразования и далее в планетарный меха-
низм, а другая — непосредственно в планетарный механизм, где
обе части складываются.
Таким образом, только часть мощности двигателя подвергается
преобразованию в гидротрансформаторе, КПД которого в среднем
относительно невысок, поэтому суммарная потеря будет сравни-
тельно меньше, чем в полнопоточном гидротрансформаторе. Гидро-
трансформатор двухпоточной передачи может иметь меньшие размеры
и массу, чем гидротрансформатор для передачи полного момента.
Ниже выведены зависимости, связывающие коэффициент транс-
формации, передаточное отношение и КПД двухпоточной передачи
с такими'же параметрами полнопоточного гидротрансформатора.
Потери в планетарной передаче не учтены.
Пусть 7\ и — соответственно момент и частота вращения веду-
щего вала передачи; Тя и п2 — соответственно момент и частота
144
вращения ведомого вала; F — окружная сила на сателлитах; va
и vb — соответственно окружная скорость солнечной и коронной
шестерен; vk — окружная скорость осей сателлитов; К — коэффи-
циент трансформации трансформатора; i — передаточное отношение
трансформатора.
Из условия равновесия сателлитов
Т2 = 2Frh.
Из разделения потока на ведущем валу
Л = т„ + Fra.
Так как Тк = TJK, а Тт = Frb, то Тн = Frb/K>
поэтому
7\ = Frь/Д" 4- Fra — F (rb/K 4* га).
Таким образом,
TJT, = = 2rhl(rbIK 4- ra) = (гь 4- ro) К/(гь 4- гак). (75)
Из плана скоростей планетарной передачи (рис. 75, б) следует, что
Vb = 2vh — va,
Где vk = (лп2/30) rh\ va = (лпх/30) re; vb — (лит/30) гь.
Таким образом,
Гьлт = 2rhn2 — гопх.
Заменяя в этом выражении rft, получим
гьпт = (га 4- гь) п2 — гап±. (7 6)
Откуда
п2 = (гьпт 4- гапг)1(га 4- гь).
Разделим это выражение почленно на пх = пн. При этом
Mh = Г = (гьпт/пн 4- га)/(га 4- гь) = (rbi 4- ra)/(ra 4- rb). (77)
Заменяя в выражениях (75) и (77) значения начальных радиусов г
соответствующими числами зубьев z, имеем
К' — (гь 4- za) K/(zb 4- Kza)t
i' = (zbi + za)/(zb-j-za);
T]' = K"t'.
На рис. 75, в приведены безразмерные характеристики гидро-
трансформатора и двухпоточной гидромеханической передачи.
Как следует из графика, двухпоточная передача повышает макси-
мальное значение КПД на 4—6 %, перемещает точку, соответствую-
щую пику КПД, в сторону больших значений i, а также повышает
коэффициент трансформации К в области больших значений i.
Принцип разделения потока находит применение на промежуточ-
ных ступенях сложных гидромеханических передач. Двухпоточные
передачи также могут быть осуществлены на базе других типов
бесступенчатых передач.
145
5.3. ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ
В простейшем исполнении объемная гидропередача представляет
собой совокупность однотипных объемных гидромашин (рис. 76):
одного насоса и одного или нескольких гидродвигателей. Насос
приводится в действие от двигателя автомобиля, а гидродвигатели,
реализуя гидростатическую энергию потока, приводят во вращение
его колеса.
Поток рабочей жидкости от насоса 4 к двигателю 8 поступает по
напорной магистрали 5 и возвращается к насосу по возвратной
магистрали 3. Поскольку в гидрообъемных машинах происходит
некоторая внутренняя утечка жидкости через зазоры, насос и гидро-
двигатели подпитывают насосом 2 через клапан 1 подпитки и возврат-
ную магистраль. Применяемые в объемной гидропередаче машины
(насос и двигатели) являются обратимыми, вследствие чего при тор-
можении автомобиля двигателем магистраль 5 становится возврат-
ной магистралью, а 3 — напорной. Поэтому от насоса подпитки
жидкость подводят как к магистрали 5, так и к магистрали 3.
Подобная передача позволяет раздельно размещать на автомобиле
насос и гидродвигатели. Достоинствами такой передачи являются
сравнительно простое бесступенчатое изменение передаточного отно-
шения, реверсирование и торможение автомобиля. Объемные гидро-
передачи не являются саморегулируемыми и поэтому позволяют
изменять передаточное отношение по любому выбранному закону.
Обозначив: V — рабочий объем гидромашины, т. е. теоретиче-
ская подача насоса или расход рабочей жидкости гидродвигателем за
один оборот вала; Q' — секундную теоретическую подачу (расход)
рабочей жидкости; п — частота вращения вала; р = р± — р2 — пе-
репад давлений в напорной и возвратной магистралях системы без
учета потерь в трубопроводах; z — число гидродвигателей; г]0 и
Ли — КПД гидромашин соответственно объемный, учитывающий
внутренние утечки жидкости, и механический, учитывающий сово-
купность различных внутренних энергетических потерь; индексами
н и д — величины, относящиеся соответственно к насосу и гидродви-
гателю, действительную подачу и расход жидкости в объемной гидро-
передаче можно представить
Qh = Qh'Hoh = Книнт]он; 8)
Сд = Сд/'Чон — КдПд/т]Од. (79)
Исходя из того, что Q„ = zQn, и принимая во внимание выраже-
ния (78) и (79), получим кинематиче-
ское передаточное отношение объемной
гидропередачи
i= ип/Пд = 2Ид/(Инт)онт)Од). (80)
Рис. 76. Схема объемной гидропередачи:
1 — клапаны подпитки; 2 — насос подпитки; 3 — воз-
вратная магистраль; 4 — насос; 5 — напорная маги-
страль; 6 — дренажная магистраль; 7 — кран ревер*
снрования двигателя; 8 — гидродвигатель
146
Мощность, необходимая для привода насоса и суммарная на
валах гидродвигателей,
«1 = = Фн/’Д^ОИ^Мн) = ^Н^нР/ЛмП’
Мд = ПаТп = (?дгрТ]ОдТ]Мд = ИдПдгрт]мд.
Откуда моменты на валах насоса и двигателей
= Ид^/ЛмН' (®1)
= У дгР’Чмд- (82)
Тогда силовое передаточное отношение объемной гидропередачи и ее
КПД равны соответственно
К = Тп/Ти = (Идг/Кп)т)ын11мд; (83)
Л = ЛМЛДи) = M/t.
Для существующих конструкций гидромашин 1]он = 1]од = 0,94 ч-
4-0,98; т]М1| = т]мд = 0,92-ь0,96. Поэтому (если не учитывать потери
в магистралях) КПД объемной гидропередачи равен 0,74—0,88.
Из выражений (80) и (83) видно, что если в качестве насоса и
гидродвигателя использовать машины с равными и постоянными
рабочими объемами, то они составят гидровал. Подобную передачу
целесообразно применять для привода ведущих колес активного
прицепа. Чтобы получить объемную гидропередачу, необходимо
применить машины с изменяемым рабочим объемом. Эту их особен-
ность характеризуют параметром регулирования, равным отношению
текущего значения рабочего объема к максимальному: £=V/VmaxX
X (^mln 9, 1).
Возможны три варианта изменения (регулирования) рабочих
объемов гидромашин, образующих передачу. При их рассмотрении
потери можно не учитывать и считать, что объемная гидропередача
непрозрачна, т. е. при nH = const момент на валу насоса постоянен.
Вариант I: Ин = var; пн = const; Va = const. В этом случае
из формулы (80) следует, что частота вращения пд прямо пропор-
циональна параметру регулирования £н:
«п = «ЛУп гаах/(гКд), (84)
а из выражений (81) и (82) следует, что перепад давления в системе
и момент на валу гидродвигателя (гидродвигателей) обратно пропор-
циональны величине £н:
Р = ^п/(?нИ|1 тах)>
= (85)
Из равенств (84) и (85) можно заключить, что при регулировании
варианту I достигаются в зависимости от линейное изменение
частоты вращения вала гидродвигателя и гиперболическое изменение
момента на том же валу (рис. 77, а). Это позволяет, во-первых,
плавно трогаться с места и разгонять автомобиль, и, во-вторых,
получить идеальную тяговую характеристику.
147
Рис. 77. Графики регулирования объемной
гидропередачи изменением рабочего объе-
ма:
а — насоса; б ** двигателе
Вариант II: V„ = const;
п„ = const; Vn = var. В этом
случае, как следует из зависимо-
стей (80)—(82),
Яд === ЯнГн/(^д?Уд max).
— £,azV я тахТН/У н,
т. е. достигаются в зависимости от £д гиперболическое изменение
частоты вращения вала гидродвигателя и линейное изменение мо-
мента на том же валу (рис. 77, б). Очевидно, что для начала движения
автомобиля момент Тя должен достигнуть величины момента сопро-
тивления движению Д. Это возможно лишь при конечном значении
Пд частоты вращения вала гидродвигателя. Следовательно, регулиро-
вание рабочего объема по варианту II не обеспечивает плавного тро-
гания автомобиля с места, поэтому нежелательно.
Вариант III: Ун = var; пн = const; Уд = var имеет смысл
при последовательном регулировании рабочих объемов машин. При
трогании автомобиля с места и в начале его разгона необходимо изме-
нять Уд от Гддпп до VB тах> а рабочий объем гидродвигателей поддер-
живать максимально возможным. Затем изменять Уд до Удт|П.
В этом случае, во-первых, расширяется диапазон регулирования
объемной гидропередачи, а во-вторых, оиа свободна от недостатка
варианта II.
В качестве насоса и двигателей объемной гидропередачи приме-
няют поршневые гидромашины с радиальным или осевым располо-
жением цилиндров. Схема радиально-поршневой гидромашины
изображена на рис. 78, а. В роторе 4, который расположен эксцен-
трично относительно статора 2, имеются цилиндрические отверстия,
в них помещаются поршни 3. При вращении ротора поршни, скользя
по внутренней поверхности статора, совершают возвратно-поступа-
тельное движение. Цилиндры через радиальные отверстия сообща-
ются попеременно то с напорной, то с возвратной полостью неподвиж-
Рис. 76. Схемы поршневых гидромашии:
— радиально-поршневой; б — аксиально-поршневой; I -я распределительная цапфа; 2 аа
статор; 3 поршень; 4 — ротор; б — распределительная шайба; 6 »» приводной диск
148
ной распределительной цапфы 1. Регулирование рабочего объема
осуществляется изменением эксцентриситета е. Эти машины имеют
небольшие осевые размеры и значительные диаметральные, поэтому
их лучше применять в качестве гидродвигателей для компоновки типа
мотор—колесо.
Схема аксиально-поршневой гидромашины изображена на
рис. 78, б. Цилиндры в роторе 4 расположены параллельно оси вала,
а поршни 3 совершают возвратно-поступательное движение в резуль-
тате взаимодействия с наклонным приводным диском 6. Распредели-
тельное устройство представляет собой неподвижную распредели-
тельную шайбу 5, к которой ротор плотно прилегает торцом. Шайба
имеет два дугообразных окна, одно из которых сообщается с напор-
ной, а другое с возвратной магистралью. Регулирование рабочего
объема машины осуществляется изменением угла а наклона привод-
ного диска. Эти машины отличаются меньшими радиальными и боль-
шими осевыми размерами и могут быть использованы как в качестве
насоса, так и в качестве гидродвигателя.
Максимальное давление, создаваемое или реализуемое такими
гидромашинами, достигает 30 МПа.
5.4. ФРИКЦИОННЫЕ БЕССТУПЕНЧАТЫЕ
ПЕРЕДАЧИ
Фрикционные бесступенчатые гидропередачи являются несамо-
регулируемыми. Из большого числа разработанных фрикционных
передач практическое применение получила только клиноременная
бесступенчатая передача.
Клиноременная передача (рис. 79) имеет простую и надежную
конструкцию и снабжена автоматическим регулирующим устрой-
ством, однако является громоздкой, может преобразовывать неболь-
шой крутящий момент и обладает узким диапазоном силовых переда-
точных отношений. Передача этого типа применяется на легковом
автомобиле малого класса Вольво 343 (Швеция) и ряде мопедов и
снегоходов, в том числе на отечественном снегоходе «Буран».
Перед передачей устанавливают автоматическое сцепление, кото-
рое разъединяет двигатель и трансмиссию во время холостого хода
и за счет пробуксовки позво-
ляет двигателю при трогании
автомобиля с места работать в
режиме наибольшего крутящего
Рис. 79. Клиноременная передача:
а — принципиальная схема; б — схема
для расчета межосевого расстояния; П —
полость регулирующего устройства; / —
неподвижная половина ведущего шкива;
2 — подвижная половина ведущего шки-
ва; 3 — ось вращения груза центробежно-
го механизма; 4 — центробежный меха
низм; 5 — уплотнение; 6 — корпус регу-
лирующего устройства; 7 — суппорт;
8 — компенсационная пружина; 9 — кли-
новой ремень
7 7 3 9 5 6
149
момента, что компенсирует узкий диапазон передаточных отно-
шений передачи.
Одна половина ведомого шкива подвижна в осевом направлении
и нагружена пружиной. Благодаря этому и постоянству межосевого
расстояния а с изменением диаметра dr ведущего шкива авто-
матически и противоположно изменяется диаметр d2 ведомого
шкива.
Для изменения d, предусмотрено регулирующее устройство,
корпус 6 которого связан с подвижной половиной 2 ведущего шкива.
Внутри корпуса размещен суппорт 7, закрепленный на валу, несу-
щем уплотнение 5 и центробежный механизм 4. Полость П между
суппортом и корпусом соединена с впускным газопроводом двигателя.
На подвижную половину ведущего шкива действуют осевые силы:
одна -— от разрежения во впускном газопроводе двигателя, прило-
женная к корпусу регулирующего устройства, и другая, создаваемая
центробежным механизмом.
Пружина 8 служит для увеличения усилия, сжимающего поло-
вины ведущего шкива при трогании автомобиля с места, когда ча-
стота вращения коленчатого вала двигателя и усилие, развиваемое
центробежным механизмом, относительно невелики. Кроме того, она
компенсирует осевое усилие, создаваемое клиновым действием
ремня.
Таким образом осуществляется автоматическое изменение диа-
метра dlt а следовательно, передаточного отношения в зависимости от
двух параметров, характеризующих силовой и скоростной режимы
двигателя.
Описанное регулирующее устройство обеспечивает автоматиче-
ское плавное изменение передаточного отношения. Работа этого
регулирующего устройства основана на принципах, которые поло-
жены в основу работы регулирующих устройств ступенчатых коробок
передач.
Ремень рассчитывают для наиболее тяжелого условия — работы
на шкиве малого диаметра. Поэтому для достижения необходимой
долговечности ремня принимают Kmln Яй 1; /Стах = ДЛт1п> где Д —
диапазон силового передаточного отношения, определяемый при
тягово-скоростном расчете автомобиля. Затем по ОСТ 38.5.17—73
выбирают сечение и длину L ремня. Далее определяют наименьший
расчетный диаметр ведущего шкива и наибольший диаметр ведомого
шкива:
^imin = (5,5-г-6,0) Л;
max == Amax^l mln >
где h — высота сечеиия ремня.
Межосевое расстояние а определяется из формулы
т —‘ 2а 0,5л (d2 max 4* di min) 4* 04 max ^1 mln)2/(4o).
150
5.5. АВТОМАТИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ
БЕССТУПЕНЧАТОЙ НЕСАМОРЕГУЛИРУЕМОЙ
ПЕРЕДАЧЕЙ
Бесступенчатая несаморегулируемая передача, имеющая высокий
КПД и широкий диапазон силовых передаточных отношений, обору-
дованная регулирующим устройством, позволяет получать тягово-
скоростные и топливно-экономические показатели, не доступные для
автомобилей со ступенчатыми и бесступенчатыми саморегулируемыми
передачами.
Для этого регулирующее устройство должно автоматически под-
держивать наиболее выгодный для данных условий движения режим
работы двигателя во всем диапазоне изменений сопротивления движе-
нию при скорости, устанавливаемой водителем. Передача должна
функционировать в диапазоне рабочих условий, ограничиваемых
предельными случаями: 1) разгона с наибольшей интенсивностью;
2) движения с постоянной скоростью при наибольшей топливной
экономичности и 3) движения с низкой постоянной скоростью при
небольшом внешнем сопротивлении.
Принципиальная схема регулирующего устройства, обеспечиваю-
щего выполнение этих требований при использовании карбюратор-
ного двигателя, представлена на рис. 80. При таком регулирующем
устройстве на основных рабочих режимах двигатель будет работать
при полном открытии дроссельной заслонки карбюратора, что при-
мерно соответствует минимальному расходу топлива, а для увеличе-
ния или уменьшения скорости автомобиля водитель воздействует на
педаль управления, изменяя передаточное отношение передачи.
При неизменном положении педали управления частота вращения
коленчатого вала двигателя поддерживается постоянной центробеж-
ным регулятором устойчивого типа, размещенным между педалью
управления и бесступенчатой передачей. Изменение положения пе-
дали, связанной с пружиной регулятора, сопровождается соответ-
ствующим изменением его настройки. Чтобы предупредить возмож-
ность остановки и неустойчивой работы двигателя при медленном
Рис. 80. Схема регулирующего устройства бесступенчатой несаморегулируемой
передачи:
1 — двигатель; 2 — бесступенчатая передача; 3 — ведущий мост; 4 — привод центробеж-
ного регулятора; 5 — центробежный регулятор; 6 — пружина регулятора; 7 — педаль
управления передачей; I — замедление; II — ускорение; III — i -> min; IV — i -> max
151
движении автомобиля и малом сопротивлении движению при неболь-
шом перемещении педали, настройка центробежного регулятора оста-
ется постоянной и режим работы двигателя регулируется изменением
открытия дроссельной заслонки карбюратора. При увеличении
перемещения педали заслонка открывается полностью, и начинает
меняться настройка центробежного регулятора.
По соображениям экономии топлива экономайзер карбюратора —
устройство для обогащения рабочей смеси, вступает в действие только
при полностью открытой дроссельной заслонке и частоте вращения
коленчатого вала двигателя, соответствующей максимальной мощ-
ности.
До настоящего времени еще не создано образца бесступенчатой
передачи с регулирующим устройством, способным функционировать
в широком диапазоне возможных дорожных условий.
5.6. ЭЛЕКТРОПЕРЕДАЧИ
Проектирование электропередачи является специальной электро-
технической задачей, выходящей за рамки настоящего курса. По-
этому остановимся лишь на некоторых вопросах ее оценки.
Электропередача состоит из двух или более главных электриче-
ских машин постоянного тока и устройств управления ими. Одна
из машин выполняет функции генератора, а остальные — тяговых
двигателей.
Из моментных характеристик (рис. 81) видно, что тяговый электро-
двигатель постоянного тока с последовательным возбуждением имеет
коэффициент приспособляемости, достигающий 4—5, в то время как
для асинхронного электродвигателя переменного тока он не превы-
шает 2,5, для газовой турбины — 2,5, а для поршневого ДВС — 1,2.
Кроме того, электродвигатель постоянного тока позволяет простыми
средствами осуществлять плавный пуск (трогание автомобиля
с места), реверсирование, использование электродвигателя в качестве
тормоза-замедлителя, а также дистанционное питание и управление.
Наряду с этими положительными особенностями электропередаче
присущи значительные недостатки: большие размеры и масса, необ-
ходимость для
изготовления дорогостоящих материалов (медь),
низкий КПД, который даже на опти-
мальных режимах не превышает 75 %.
Областью применения электропередач
являются многоприводные автомобили
и многозвенные автопоезда с активными
прицепами. В этих случаях электропе-
редачи сравнимы с механическими и
объемными гидропередачами.
152
Рис. 81. Моментные характеристики:
I — электродвигателя постоянного тока с последовав
тельным возбуждением; 2 — асинхронного электро-,
двигателя переменного тока; 3 — газовой турбиныЗ
4 — поршневого двигателя внутреннего сгорания
Глава 6 КАРДАННАЯ ПЕРЕДАЧА
6.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Карданная передача служит для передачи крутящего момента
к агрегатам трансмиссии, валы которых при движении автомо-
биля расположены несоосно. Карданная передача (рис. 82) состоит из
карданных шарниров, валов и промежуточных опор. Условия работы
карданных передач определяются в первую очередь углами наклона
их валов; чем больше углы, тем условия эксплуатации карданной
передачи тяжелее.
Угол между валами зависит в основном от того, каким механизмам
передает крутящий момент карданная передача. Например, для
коробки передач и раздаточной коробки или промежуточной опоры
необходимо, чтобы угол наклона карданного вала не превышал 3—5°.
Указанные углы вызваны неточностями при монтаже агрегата и де-
формациями рамы во время движения автомобиля. В особо тяжелых
условиях работает карданная передача ведущих управляемых колес,
в которой угол может быть до 40°, изменяясь по величине и направ-
лению.
Работа карданной передачи сопровождается изменением расстоя-
ния между агрегатами. Это необходимо учитывать при конструирова-
нии передачи и применять подвижные шлицевые соединения.
Требования к карданным передачам зависят от их назначения.
Общими требованиями для всех передач являются следующие:
осуществление надежной передачи крутящего момента и создание
условий для равномерного вращения вала механизма, приводимого
в движение карданной передачей;
обеспечение отсутствия резонансных явлений в зоне эксплуата-
ционных скоростей; вибрационные нагрузки и уровень шума при
работе карданной передачи должны быть минимальными;
обеспечение высокого КПД малым трением во всех соединениях
(в том числе и шлицевых);
создание условий для надежной работы передачи с большим пе-
риодом технического обслуживания.
Основным элементом карданной передачи является карданный
шарнир. Тип шарнира определяет кинематическую схему карданной
передачи и максимально допустимые углы наклона валов.
Карданные шарниры подразделяются на шарниры неравных и
равных угловых скоростей. Шарниры неравных угловых скоростей
(асинхронные) при наличии угла между валами характеризуются
периодическим неравенством угловых скоростей ведущего и ведомого
валов. При установке шарниров равных угловых скоростей (синхрон-
153
Рис. 82. Карданная передача автомобиля::
а — с двумя валами и промежуточной опорой; б — с одним валом и удлинителем на коробке
передач; 1 — промежуточная опора; 2 — резиновая втулка; 3 — скользящая вилка; 4 —
наконечник трубы; 5 — карданный шарнир
ных) угловые скорости соединяемых ими валов равны при любом их
угловом перемещении. Они применяются главным образом в при-
водах ведущих управляемых колес.
По конструктивным признакам шарниры делятся на жесткие и
мягкие (упругие). В жестких шарнирах передача крутящего момента
обеспечивается шарнирным соединением деталей, а в мягких — дета-
лями с большой податливостью.
Разрушение карданных шарниров происходит в результате
разрушения (бринеллирования) и выкрашивания шипов крестовины,
рабочих поверхностей стаканов игольчатых подшипников, а также
износа рабочих поверхностей из-за недостаточного слоя смазочного
материала. Выкрашивание рабочих поверхностей шипов крестовины
и стаканов подшипников является следствием усталостного разруше-
ния, вызванного возникновением значительных контактных напря-
жений при неравномерном распределении нагрузки по длине рабо-
чих игл.
Бринеллирование шипов крестовины также является результатом
неравномерного распределения нагрузки по длине игл при их сдвиге
относительно оси рабочих поверхностей шипов крестовин и стаканов
подшипника. Бринеллирование возникает обычно в карданных
шарнирах, имеющих малую жесткость вилок, или при недостаточной
твердости рабочих поверхностей шипа, а также при больших суммар-
154
Рис. 83. Схема фиксации игольчатого подшипника:
Д — зазор между торцом сальника и обоймой; а — фаска для посадки сальника; 1 -—гр язе-
отражатель; 2 — кольцо; 3 — стопорное кольцо; 4 — игольчатый подшипник
ных круговых зазорах. Следует отметить, что применение подшип-
ника с иглами, имеющими сферические или плоские конусы, по
сравнению с коническими увеличивает нагрузочную способность
подшипника и уменьшает силы трения на торцах игл, а следовательно,
снижается возможность их перекоса.
Конструкция карданного шарнира должна свести к минимуму
появление меняющегося дисбаланса карданной передачи вследствие
самопроизвольного устранения осевых зазоров в карданных шарни-
рах под действием центробежных сил. Поэтому к осевым зазорам
в шарнирах и к точности фиксации центра крестовины относительно
продольной оси карданного вала предъявляются особые требования.
Фиксирование игольчатых подшипников в вилках с помощью
стопорных колец, разделенных при сборке на несколько групп по
толщине (рис. 82 и 83), позволяет более жестко ограничивать само-
произвольное смещение деталей карданных шарниров по сравнению
с фиксацией подшипников посредством стопорных пластин.
Смазочная система игольчатых подшипников, конструкция уплот-
нения а также качество применяемого смазочного материала оказы-
вают значительное влияние на долговечность подшипников. Попада-
ние пыли, грязи в подшипники вызывает разрушение иголок и
стаканов подшипников, изготовленных с высокой степенью точности.
Поэтому особое внимание необходимо уделять конструкции сальни-
ковых уплотнений.
В настоящее время в карданных передачах для игольчатых
подшипников широко применяются одноразовая и бесклапанная
(проточная) смазочные системы. При одноразовом смазывании при
|сборке в подшипники закладывают высококачественный консистент-
ный смазочный материал. Проточная система предусматривает замену
смазочного материала без разборки карданного шарнира с удалением
отработавшего смазочного материала через уплотнения в подшипни-
гках (рис. 83). При этом сальник в подшипниках установлен таким
155
Рис. 84. Карданная передача с роликами:
1 — ролики; 2 н 3 — карданные трубы соответственно с наружными и внутренними канавками
образом, что во время смазывания шарнира отработавший смазочный
материал и продукты износа могут выходить из подшипника, отгибая
кромки сальника при достаточно большом давлении смазочного мате-
риала. В этом случае отпадает необходимость в установке предохрани-
тельного клапана на крестовине, который не обеспечивает надежного
смазывания всех четырех подшипников шарнира.
Для компенсации изменения длины карданной передачи во время
движения применяются подвижные шлицевые соединения (см.
рис. 82). При перемещении шлицев карданного вала, нагруженного
крутящим моментом, возникает осевая сила трения Fa:
Fa = (Тр/Г) f,
где Tp — передаваемый карданным валом крутящий момент; / —
коэффициент трения; г — средний радиус боковой рабочей поверх-
ности шлица.
Наличие больших осевых сил из-за малой рабочей поверхности
шлицев способствует интенсивному износу шлицевых соединений,
что приводит к увеличению дисбаланса и возникновению вибраций.
Для уменьшения осевых усилий и изнашивания скользящие концы
карданного вала целесообразно располагать не вблизи заднего моста,
а около промежуточной опоры или коробки передач. Уменьшение
осевых усилий связано со снижением коэффициента трения в шлицах
путем улучшения смазывания, повышения твердости и чистоты обра-
ботки поверхностей шлицев. Значительное снижение осевой нагрузки
возможно при замене трения скольжения на трение качения за счет
установки шлицев с шариками или роликами (рис. 84). Такая кон-
струкция представляет особый интерес, если карданное сочленение
установлено в приводе к ведущим колесам, передающим крутящий
момент. Соосность осей шлицевой втулки и вала шлицевого соедине-
ния обеспечивается центрированием поверхностей соединения. При
этом для снижения давлений между поверхностями трения и их
износа соотношение рабочей длины шлицев /ш к их наибольшему
диаметру-'должно быть не менее 2. Для передачи момента при
углах, не превышающих 5°, взамен жестких шарниров предусмотрены
резиновые муфты (рис. 85), которые позволяют компенсировать
небольшую несоосность валов. Если осевая податливость таких муфт
166
достаточна, то компенсирующее шлицевое соединение не применяют.
Упругие податливые сочленения не вызывают необходимости приме-
нения смазывания вследствие отсутствия поверхности трения, а также
уменьшают крутильную жесткость передачи, что приводит к сниже-
нию динамических нагрузок при переходных режимах. Упругая
муфта вызывает необходимость применения специального центри-
рующего устройства для уменьшения дисбаланса карданного вала.
К резине, из которой выполнены упругие муфты, предъявляются
повышенные требования по прочности на разрыв, относительному
удлинению и твердости (резина должна быть морозостойкой и тепло-
стойкой).
Карданные шарниры равных угловых скоростей (рис. 86) исполь-
зуют преимущественно при передаче момента на ведущие и управляе-
мые колеса. В этих случаях обеспечивается равномерное вращение
колес при больших меняющихся углах между валами. Наибольшее
распространение на автомобилях высокой проходимости получили
карданные шарниры равных угловых скоростей с делительными канав-
ками (рис. 86, а) и с делительным рычажком (86,6). В таких шарнирах
центры их рабочих шариков всегда расположены в биссекторной
плоскости шарнира. Таким образом обеспечивается равенство угло-
вых скоростей входного и выходного валов.
Усилия в карданных шарнирах с делительными канавками
передаются через шарики, которые перемещаются по криволинейным
канавкам, расположенным симметрично в вилках. Оси канавок при
вращении образуют две сферические поверхности, пересекающиеся
одна с другой по окружности, которая и является траекторией дви-
жения шариков.
Вследствие симметричного расположения канавок в обеих вилках,
при смещении валов на угол у, центры шариков всегда находятся
в биссекторной плоскости. Валы устанавливают в подшипники, кото-
157
Рис. 86. Карданные шарниры равных
угловых скоростей:
а — шариковый с делительными канавка-
мн; б — с делительным рычажком; 1 и 5 —
вилки; 2 н 4 — канавки вилок; 3 — шари-
ки; 6 — центрирующий шарик; 7 — дели-
тельный рычаг; 8 — направляющая чашка;
9 — сферический корпус; 10 — сепаратор;
11 — внутренняя обойма
В)
рые воспринимают радиальные и осевые усилия. Вилки карданных
валов должны центрироваться одна относительно другой. Для этого
между торцами вилок предусмотрен установочный шарик. Сборка
шарниров селективная, что осуществляется специальным подбором
размеров шариков в пределах жесткого допуска. Шарнир может
работать при углах у до 35°.
При передаче крутящего момента в вилках шарнира возникают
высокие контактные напряжения, так как при работе в одном на-
правлении одновременно участвуют только два шарика из четырех.
Поэтому к качеству материала вилок и шариков предъявляются по-
вышенные требования. Кроме того, при работе шарнира появляются
значительные осевые нагрузки, которые должны восприниматься
картером ведущего моста. Вилки изготовляют обычно из стали
15НМ с последующей цементацией и закалкой, а шарики — из стали
ШХ15 (ГОСТ 801-78).
Стремление уменьшить контактные напряжения путем увеличе-
ния числа шариков, одновременно участвующих в работе, привело
к созданию более сложных карданных шарниров. Карданный шарнир
с делительным рычажком имеет шесть меридиональных канавок
полукруглой формы, центры которых совпадают с центром шарнира.
Для того чтобы шарики были расположены в одной плоскости, они
заключены в сферической чашке. Для установки шариков в биссек-
торной плоскости применяют специальный делительный рычажок,
который имеет три сферические поверхности (концевые поверхности
входят в-гнезда ведущего и ведомого валов передачи, а средняя —
в отверстие сферической чашки).
При наклоне валов рычажок поворачивает сферическую чашку,
и шарики устанавливаются в биссекторной плоскости. Шарнир
158
12 3$ 4
Рис. 87. Шариковые шарниры:
<2 — со смещенными центрами канавок; б — с тремя шипами; 1 н 2 — наружная и внутренняя
сферические обеими; 3 — шарики; 4 — сепаратор; 5 н 9 — валы карданного сочленения;
t — цилиндрические канавки; 7 — шнпы; 8 — сферические ролики
с делительным рычажком может работать при углах до 35°. Крутящий
момент передается через все шарики шарнира, поэтому долговечность
шарнира с делительным рычажком выше, чем шарнира с делитель-
ными канавками. Шарниры с делительным рычажком рекомендуются
для применения на автомобилях средней и большой грузоподъем-
ности. Однако такой тип шарнира сложен в изготовлении, требует
специального оборудования, что повышает стоимость его изготов-
ления.
Шарниры с делительными рычажками имеют круговой профиль
рабочих канавок. С увеличением передаваемого крутящего момента
зона контакта шариков с дорожками перемещается к кромке канавок,
что может привести к смятию и выкрашиванию канавок. Применение
эллиптического профиля канавок вместо существующего кругового
дает возможность удалить зону контакта шарика с канавкой от
кромки канавки. Профиль канавок должен выполняться таким
образом, чтобы направление силы, действующей между шариком и
канавкой и проходящей через точку их соприкосновения, а также
направление окружной силы составляло угол 40—45°. При этом
радиус кривизны профиля канавки в точке контакта с шариком
должен быть на 1,5—2 % больше радиуса шарика.
В настоящее время применяют шариковые шарниры без делитель-
ного механизма, что позволяет значительно увеличить максимально
допустимый угол перекоса карданных валов. В таких шарнирах
установка шариков в биссекторной плоскости обусловлена тем, что
канавки на вилках нарезаны из центров и О2 (рис. 87, а), находя-
щихся на расстоянии а от центра шарнира О и равных 1,0—1,5 мм.
159
Рис. 88. Кинематическая схема и конструкция сдвоенного карданного шарнира
с центрирующим устройством:
/ и 4 — валы с проушинами; 2 палец; 3 — крестовина; 5 •— центрирующее устройство:
6 и 7 — сферические обойма и сухарь; 8 —= корпус шарнира;
При повороте одного из валов шарнира происходит перемещение
канавок между наружной и внутренней обоймами 1 и 2. С той сто-
роны, где пространство для шариков между канавками уменьшается,
шарики 3 выжимаются. А так как они размещены в сепараторе 4, то
на противоположной стороне при повороте обоймы шарики переме-
щаются в противоположном направлении и устанавливаются в бис-
секторной плоскости. Угол между канавками при нарезании их из
разных центров должен быть не менее 8° (для исключения заклинива-
ния шариков).
Широкое применение нашли также шарниры с тремя шипами
(рис. 87, б), которые заменяют и шлицевое соединение. Крутящий
момент передается при помощи сферических роликов, скользящих
с одной стороны на трех цилиндрических шипах, а с другой стороны
в трех открытых с одного конца цилиндрических дорожках. Кон-
струкция обеспечивает расположение роликов в биссекторной пло-
скости и допускает угол поворота до 43°. Такие шарниры в техноло-
гическом отношении проще шариковых, однако они не обеспечивают
полной синхронности в работе карданной передачи.
Кроме рассмотренных выше карданных сочленений, применяются
сдвоенные, состоящие из двух обычных асинхронных шарниров и
центрирующего устройства. На рис. 88 приведена кинематическая
схема шарнира, в котором расстояние между осями а + b является
величиной постоянной и равной длине сдвоенной вилки. При этом
для обеспечения синхронности в работе карданной передачи необ-
ходимо, чтобы вилки, соединяющие карданные сочленения, лежали
в одной плоскости и углы Vi и у2 были равны.
Равенство углов и у2 обеспечивается центрирующим устрой-
ством 5. Крестовины выполнены составными; две их цапфы
заменены пальцами 2, которые проходят через проушины валов 1 и 4.
Цапфы крестовины и пальцы установлены на игольчатых подшипни-
ках. Центрирующее устройство состоит из сферического сухаря 7,
надетого на конец вала 4, и подвижной сферической обоймы 6, уста-
новленной на конце вала 1. Недостатками сдвоенного шарнира явля-
160
1
Рис. 89. Привод переднего колеса автомобиля с кулачковым карданным шарниром:
а — общий вид; б — детали кулачкового шарнира; 1 и 6 — полуоси; 2 ~~ поворотная цапфа;
3 и 7 — вилки; 4 и 8 — кулачки; 5 — шаровая опора; 9 — диск
ются большие габаритные размеры, сложность конструкции, ненадеж-
ность уплотнения центрирующего устройства, а также неполное
обеспечение синхронности его работы.
Карданные шарниры равных угловых скоростей воспринимают,
как правило, большие крутящие моменты. Сдвоенны:* карданные
шарниры с игольчатыми подшипниками не могут передавать больших
крутящих моментов из-за ограничения напряжения смятия между
шипом и иголками. Поэтому на автомобилях средней и большой
грузоподъемности нашли применение сдвоенные кулачковые (сухар-
ные) карданные шарниры (рис. 89).В этих шарнирах вследствие боль-
ших опорных поверхностей! трения напряжения смятия невелики.
Поэтому их изготовляют из углеродистых сталей. Шарниры имеют
простую конструкцию и допускают угол поворота между валами до
50°. Однако такие карданные шарниры работают в условиях трения
скольжения, КПД их ниже, чем шарниров, работающих в условиях
с трением качения. Карданные шарниры нуждаются в обильном сма-
6 Лукин П. П. и др. 161
зывании. Для них необходимы специальные защитные кожухи. При
выполнении указанных условий срок службы таких шарниров
увеличивается.
6.2. КИНЕМАТИКА КАРДАННЫХ ШАРНИРОВ
Рассмотрим карданный шарнир, состоящий из ведущей и ведомой
вилок и крестовины. Концы вилок соединены с крестовиной шар-
нирно. Оси вращения валов вилок расположены одна к другой под
углом у (рис. 90).
Окружная скорость vc в точке С\
ц. = со1г1 = ы2г2, (86)
где fj и г2 — расстояние точки Q от осей валов шарниров;
гх = АС1 sin о^; r2 = ВС1 sin а2.
Здесь АС\ и ВСг — длина условных поводков; и а2 — углы между
поводками и осями валов вилок; оц и со2 — угловая скорость соответ-
ственно ведущего 1 и ведомого 2 валов шарнира. Из уравнения (86)
следует, что со1 и со., равны при условии равенства rv — г2, т. е. при
Л Ct sin eq = ВСг sin а2.
Так как АС\ = BCt, то для выполнения условия = со2 необхо-
димо, чтобы точка Ci лежала на биссектрисе угла между валами,
а при вращении валов и изменении угла между ними оставалась
в биссекторной плоскости.
При фиксированной шарнирной связи в карданном шарнире
неравных угловых скоростей при повороте вала на 90° крестовина,
поворачиваясь, отклоняется на угол у. Точка С2 не лежит на биссек-
трисе 00, и поэтому шарнир с крестовиной не может обеспечить
равенство угловых скоростей ведущего 1 и ведомого 2 валов шарнира.
Как известно из теории механизмов и машин, соотношение между
углами поворота tpi и <р2 простого одиночного карданного шарнира
определяется выражением
tg <₽i = tg <p2 cos у. (87)
Рис. 90. Схема работы карданного шарнира;
а — ф, = 0; < — ф . •= 90°
1«2
Продифференцировав выражение (87), получим
1 __[ cos -у \
cos2 0)1 ~ \ cos2 <р2 / Ю2‘
Откуда
(02 cos2 <р2 1
ЬД COS2 4>j cos у ’
Воспользовавшись уравнением (87), исключим из равенства угол
<ра. Тогда
gj2/gj4 = cos y/(sin2 ф] 4- cos2 дд cos2 у).
Наибольшее значение cog/cox, характеризующее неравномерность
вращения, отмечается при Ф1 = 0°, л и 2л.
Таким образом,
(Wa/Wl)max = 1/COS у. (88)
Наименьшее значение w2/coj наблюдается при ф1 = л/2; Зл/2.
Следовательно,
(w2/0J1)inln = COS у. (89)
Таким образом, для угловых скоростей карданного вала справед-
ливо неравенство cos у < со2 < сщ/cos у. Угловые смещения
(ф1—ф2) в зависимости от угла у приведены на рис. 91.
Неравномерность вращения ведомого вала характеризуется коэф-
фициентом неравномерности
К = (<0*™ — W2mln)/Wl = (1 — COS2 y)/cos у.
Неравномерность вращения выходного вала можно устранить, приме-
нив в передаче два карданных шарнира. Пользуясь формулами (88) и
(89), найдем, что угловая скорость карданного вала после первого
шарнира <о ьд/cosy, а после второго
<о2 = cucosy2 = w^cosy-j/cosyJ. Из послед-
него выражения видно, что равномерное
Рис. 91. Угловые смещения вилок карданного шарнира в зависимости от угла пово-
рота ведущей вилки
Рис. 92. Кинематические схемы карданных передач:
а — с одним карданным валом В и двумя шарнирами; б —- с двумя карданными валами соотч
ветственио В и £), четырьмя шарнирами н промежуточной опорой; в — а двумя карданными
валами В и С и тремя шапнирэми
6* 163
b .a
Рис. 93. Кинематическая схема работы карданных шарниров равных угловых ско*
ростей:
а — принципиальная схема; б конструкция; 'f *- схема для расчета делительного уст*
ройства
вращение выходного вала с помощью двух карданных шарниров мо-
жет быть получено при равенстве углов уг и у2-
На рис. 92 представлены схемы расположения карданных валов.
На схеме, представленной на рис. 92, а, оси входного и выходного
валов могут быть не параллельны, однако равенство = уг должно
сохраняться. Кроме того, необходимо обеспечить расположение
вилок карданных шарниров в одной плоскости.
В случае составной четырехшарнирной передачи (рис. 92, 6)
равномерное вращение ведомого вала обеспечивается при равенствах
Т1 — Та и Тз = Вилки шарниров со стороны промежуточного
вала должны лежать в одной плоскости. В случае трехшарнирной
карданной передачи с промежуточной опорой (рис. 92, в) компенса-
ция неравномерности вращения ведомого вала осуществляется при
условии cos у, cos у2 — cos у3. При этом вилки на промежуточном
валу должны быть развернуты на 180°.
Следует отметить, что во время движения автомобиля углы у2
и у8 могут изменяться, в то время как -ft = const. Следовательно,
полную компенсацию неравномерности вращения в трехшарнирной
передаче получить невозможно. Необходимо устанавливать первый
вал с некоторым углом, что уменьшит возможность бринеллирования
в игольчатых подшипниках.
В карданном шарнире равных угловых скоростей (рис. 93, а)
отсутствует фиксированная шарнирная связь между вилками 2 и 3.
Точка контакта Б может перемещаться по вилкам. Если в вилках
предусмотреть делительные канавки или другое конструктивное
решение, обеспечивающее движение точки Б в биссекторной пло-
скости, когда при любом положении вилок а = Ь, то можно по-
лучить равенство угловых скоростей входного 1 и выходного 4 ва-
лов. В шариковых шарнирах с делительным рычажком для более
точной установки шариков в биссекторной плоскости применяют
специальный делительный механизм, управляющий их установкой.
На рис. 93, в показано положение рычажка при смещении вала 4
на угол у относительно обоймы 2. Расстояние т от центра шаровой
поверхности, входящей в вал, до центра шарнира О — переменная
величина и зависит от угла 6 поворота сепаратора. Для обеспечения
164
синхронности необходимо, чтобы угол б поворота сферической
чашки был равен половине угла у. Из рис. 93, в вытекают следующие
вависимости:
пр
АС = т sln у; -ттг = Ь/(а 4- Ь)-
DE = [mb/(a 4- 6)] sin y;
EO = BQ — BE = m cos у -j- a cos a;
b
t О _ DE __ т
® " EO т cos у + a cos a
Однако (о ф- b) sin а = т sin у.
/ b \ .
m
Тогда tgp =------------
т cos у + а
2
Пользуясь полученной формулой, можно подобрать соотношение
плеч т, а и b таким образом, чтобы угол 6 был примерно равен поло-
вине угла у при достаточно большом диапазоне его изменения.
Особенностью сдвоенного карданного шарнира с двумя центрами
качания является возможность осевого перемещения одного из
его центров качания и неполное обеспечение синхронности его
работы. В приводе передних ведущих колес обычно центр качания
расположен со стороны корпуса главной передачи. Для получения
синхронности вращения валов А и В углы уг и у2 между валами
и промежуточным звеном должны быть равны (см. рис. 88, а). При по-
вороте левого вала относительно оси центрирующего устройства
шарнир А перейдет в положение А', а шарнир В переместится вдоль
оси правого вала и займет положение В'. Из треугольника А'СВ''
имеем
б/sin У1 = (а + 6)/sin (180 — у) = (а + 6)/sin у.
Подставив у = Уг + у2, найдем
<9°>
Считаем, что в равенстве (90) углы равны (yi — у2). Тогда
(а + b)jb = 2 cos у!.
Угол поворота колеса у с углом уг связан следующим соотношением:
sin у2 = Ь/(а 4- b) sin у.
Для определенных значений длин а и b равенство углов уг и у2
возможно только при одном значении угла поворота; при всех дру-
гих углах значения ух и у2 различаются между собой.
165
6.3 РАСЧЕТ КАРДАННЫХ ВАЛОВ
Карданный вал является элементом карданной передачи. Кон-
струкция карданного вала зависит от карданных шарниров, с кото-
рыми вал соединяется. Обычно вал состоит из центральной части и
наконечников. Центральная часть вала может быть сплошной или
трубчатой. Сплошные валы применяются только для привода шар-
ниров равных угловых скоростей, где они выполняют функции
полуосей. Трубчатые валы при меньшей массе способны передавать
значительные крутящие моменты; они имеют большие критические
частоты вращения по сравнению с частотами вращения сплошных
валов, поэтому применяются в трансмиссиях большинства автомо-
билей.
Среднюю трубчатую часть обычно изготовляют из низкоуглеро-
дистой холоднокатаной или горячекатаной ленты толщиной 1,85—
2,50 мм. Шлицевые наконечники подвижных соединений изготов-
ляют из стали типа 40Х.
Углы установки карданной передачи вследствие возможного
бринеллирования в игольчатых подшипниках шарниров не должны
быть менее 1°, а при номинальной нагрузке в статическом состоянии
не должны превышать 4—6°. При изменении угла у наклона от 4 до
16° долговечность игольчатого подшипника снижается в 4 раза.
Для повышения критической частоты вращения предусмотрены
промежуточные опоры (рис. 94), позволяющие осуществить замену
одного вала двумя. Установка промежуточной опоры вызывает
необходимость в увеличении числа карданных шарниров.
У многоприводных автомобилей карданная передача значительно
усложнена. Обычно применяется схема с индивидуальным приводом
каждого из двух ведущих мостов или схема с одновременным при-
водом по два моста (схема с проходными мостами).
а)
Рис. 64. Конструктивные схемы промежуточ-
ных опор карданных валов:
а с одним подшипником и а упругом основании;
б — жесткая^промежуточная опора с двумя под-
шипниками; — карданный вал; 2 — подшип-
ники; 3 — уплотнение; 4 — резиновая упругая Д)
втулка; б — шлицевое соединение
Рис. 95. Осциллограмма поперечных колебаний:
а — карданного вала; б — удлинителя коробки передач
Первая схема сложнее (большое число карданных шарниров,
наличие раздаточной коробки и промежуточной опоры обусловли-
вают увеличение числа точек смазывания и объем работ по техниче-
скому обслуживанию). Однако в случае применения такой передачи
при неисправности одной из карданных передач ведущего моста ра-
бота другого моста не нарушается, карданные передачи передают
примерно одинаковые крутящие моменты, достигается высокая
степень унификации мостов.
Несмотря на наличие двухступенчатого редуктора, меньшую
степень унификации и напряженного режима работы карданного
вала привода среднего моста (передача полного крутящего момента),
наибольшее распространение в многоприводных автомобилях полу-
чила схема с проходными мостами, при которой упрощается кон-
структивная схема карданной передачи, снижается металлоемкость,
уменьшается объем по техническому обслуживанию.
Длина и поперечное сечение карданного вала определяются
критической частотой вращения и передаваемым крутящим момен-
том. Вследствие неравномерности распр'еделения массы материала
по поверхности вала, а также статического прогиба от собственной
массы вала при его вращении возникает центробежная сила, вызы-
вающая изгибные напряжения, которые при определенной скорости
могут привести к поломке вала.
На рис. 95 показаны кривые изменения инерционного момента
Л17-2 при резонансном режиме на карданном валу (рис. 95, а) и удли-
нителя коробки передач М/, (рис. 95, б) (линии и 0202 — начало
отсчета этих моментов). При резонансе резко возрастает момент на
удлинителе, а карданный вал, кроме нагружения высокочастотным
моментом, теряет устойчивость, резко изменяется стрела прогиба,
возникает инерционный момент М/г. Под критической частотой вра-
щения карданного вала понимают частоту вращения, при которой
происходит потеря устойчивости вращающегося вала. Критическая
167
Рис. 96. Схемы для определения критических угловых частот карданной передачи^
а ** с жесткими опорами; б с удлинителем коробки передач; в с эластичной промежу-
точной опорой и двумя карданными валами
частота вращения зависит от размеров, конструкции вала и его опор.
Для определения критической частоты вращения рассмотрим вал,
свободно лежащий на жестких шарнирных опорах (рис. 96, а).
Допустим, что масса вала т сосредоточена в точке О, имеющей
эксцентриситет е относительно оси вращения. Центробежная сила
F — та2 (е + у), где у — прогиб вала под действием центробежной
силы F. Центробежная сила уравновешивается силой упругости
р = су,
где о — поперечная жесткость вала.
Для вала с равномерно распределенной массой и свободно ле-
жащего на шарнирных опорах
е = (384/5) (EJ/L3),
где £ —модуль упругости первого рода; Е = 2,15-10® МПа.
Момент инерции вала
J = [п (D* — d4) 1/64.
Тогда при F «в Р та3 (е + у) — су.
168
Откуда
у = пихРеЦс — тсо2).
Считаем, что при критической угловой скорости вал разрушается,
т. е. у —> оо.
Тогда
(91)
с — шсо'кр = 0 и (1)кП = К с/т.
Для трубчатого вала
т = 0,25 [л (Г>2 — d2)]L (y/g),
где D и d — наружный и внутренний диаметры сечения вала, м;
L — длина вала, м; у — плотность материала.
После подстановки в уравнение (91) значений с и т
= лпКр/30.
Тогда для трубчатого вала
««,= 12-10* 1<ВТ+;?
(92)
£2
Длина вала, свободно лежащего на опорах, соответствует рас-
стоянию между центрами карданных шарниров. Если вал по длине
имеет разное сечение (трубчатый, сплошной круглый, шлицован-
ный), то для расчета на критическую частоту вращения надо привести
его к одному расчетному диаметру. Расчетная критическая частота
вращения карданного вала обычно превосходит действительное
значение вследствие податливости опор, неточной балансировки
вала, наличия зазоров в шлицевых соединениях. Опыт эксплуатации
показал, что для удовлетворительной работы карданной передачи
необходимо вводить коэффициент запаса по критической частоте
вращения
К = Ицр/Лщах == 1,2-т- 2,0,
где nmax — максимальная частота вращения карданного вала, со-
ответствующая максимальной скорости движения автомобиля.
Минимальное значение коэффициента запаса можно допустить
при осуществлении тщательной балансировки карданной передачи,
высокой точности изготовления шлицевых соединений и минималь-
ных зазорах в шарнирах. Карданный вал подвергается динамиче-
ской балансировке. Допустимый дисбаланс не должен превышать
на каждом конце карданного вала 15 — 25-10-4 Н-м для автомоби-
лей малой и средней грузоподъемности и 100-10-4 Н-м для автомо-
биля грузоподъемностью 5 т и выше. Величина биения карданного
вала в сборе не должна превышать 0,5—0,8 мм. Из уравнения (92)
можно определить максимально возможную длину L карданного
вала. Если она будет меньше длины, определенной по эскизной ком-
поновке, то между коробкой передач и главной передачей устанавли-
вают карданную передачу, состоящую из двух (ведущего и ведомого)
валов, которые в зоне их соединения подвешивают к раме или днищу
кузова при помощи промежуточной опоры (см. рис. 85). На некоторых
169
легковых автомобилях для сокращения длины карданного вала при-
меняют коробку передач с удлинителем (см. рис. 45).
В трансмиссиях таких автомобилей могут возникать резонансные
явления при эксплуатационных скоростях. В этих случаях возни-
кают значительные знакопеременные нагрузки, опасные для кар-
данного вала и его опор (см. рис. 95).
Анализ показал, что вся система — удлинитель, картера коробки
перёдач и сцепления, а также стыки их крепления — обладает
значительной податливостью. Передний конец карданного вала
лежит на удлинителе, как на упругой опоре, и его большая податли-
вость вносит большие поправки при определении собственных частот
поперечных колебаний системы трансмиссии.
Формула (92) выведена при допущении, что карданный вал лежит
на жестких опорах. В расчетах не учитывалась также масса самих
карданных сочленений. Расчетная схема с учетом упругости перед-
ней опоры и жесткой задней опоры представлена на рис. 96, б.
Собственные угловые частоты системы определим, используя
уравнение Лагранжа. Тогда
d / дК \ дП _„
d/ у dyt J'dy.
Кинетическая К и потенциальная /7 энергии для схемы (96, б)
К = в.Ьпиу2 -f- 0,5ш2$/-;
л^о^ + о.б^-^-)2.
Тогда уравнение движения масс системы
тгУ1 + су! — -^- сг (уг — = 0; (93)
т^Уч + -у с2 — -J-) = 0- (94)
Считаем, что yt = At sin wt. Подставляя его в уравнения (93)
и (94), получаем
— А^т^ы'2 -j- Cj Л ।-g- с2 ^2-g- ) = 0’
Л2/п2со2 -|—j- сг ^2-= 9.
Из этих уравнений находим
““ / .
2^! — +
Л2 (-^--т2ю2) 4
------- или Л1 =
1 «2
где т± — масса удлинителя и карданного шарнира; т2 — масса
карданной трубы; q и с2 — жесткости соответственно удлинителя
и карданного вала.
т
После преобразования последних двух уравнений получим урав-
нение собственных угловых частот
со4 _ Лео2 + В = о, (95)
где
А — [(2q + с2)/2ту ] с2/т2,
В = с1с21т1т2.
Решение уравнения (95) дает две собственные угловые частоты,
одна из которых связана с податливостью удлинителя. При большой
податливости удлинителя система может войти в резонанс при экс-
плуатационных скоростях, что вызовет повышенный шум и вибрации
и приведет к нарушению работы карданной передачи. Повышение
жесткости удлинителя может вывести систему из резонанса на этой
частоте.
Определение собственных угловых частот при применении кардан-
ных передач с эластичной промежуточной опорой может быть про-
ведено с использованием приведенной на рис. 96, в схемы.
Кинетическая и потенциальная энергии
К = 4- (тху\ + т2у2 + т3у1\,
п=4 [(СзХз+с’ - 4У+С2 <4 - -т)2] •
Уравнения движения масс системы
nhSi ci ( У1 —тг) ~ 0;
m2ij2 + с2 (уг-у — 0;
ЗД + ЪУз - -J-) - 4г - -у-) = °-
Считаем, что yt = A, sin со/, и, решая систему, как и в предыду-
щем случае, получим уравнение для определения собственных угло-
вых частот системы
со® — Дсо4 + Всо2 + с = 0,
где mlt т2, съ с2, У1_н у2 — масса, жесткость и прогиб соответственно
первого и второго карданных валов; т3 — суммарная масса проме-
жуточной опоры и карданного шарнира; с3 и у3 —"соответственно
жесткость и перемещение промежуточной опоры.
Такая система имеет три собственные угловые частоты, совпаде-
ние одной из которых с угловой скоростью вала приводит к резо-
нансным явлениям. Одна из этих частот непосредственно связана
с промежуточной опорой и является самой низкой из трех частот.
Поэтому жесткость в большинстве промежуточных опор карданных
передач современных автомобилей должна быть такой, чтобы воз-
мущение от двигателя не приводило к возникновению резонансных
явлений на эксплуатационных скоростях движения автомобиля.
171
6.4. РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Карданный шарнир с крестовиной не обеспечивает постоянство
момента Тй на ведомом валу по углу поворота при неизменном зна-
чении ведущего момента Т\. Тогда
у. __у, sin2 (J14-COS- <pj cos2 у
2 1 cos у
Действия крутящих моментов создают соответственно танген-
циальные и осевые силы на вилках карданного шарнира:
Ft, — (Гi/2R) (sin2 <pi + cos3 <pi cos2 y)/cos y;
Fn, = (7"i/2Z?) sin ф! tg y;
Fa, = cos rfl sin V У1 + sin2 <pi Д- tg2 y,
где <pi — угол поворота входного вала; у — угол между входным и
выходным валами.
Сила Q, действующая в плоскости крестовины, является резуль-
тирующей сил и FO1, а также Ft, и Fai, лежащих в плоскости
крестовины,
Q = V 1 + sin2 <pi tg2 у.
На рис. 97 приведены схемы действия сил на детали карданного
сочленения для двух случаев поворота ведущего вала. Максималь-
ные значения сил
Стах = Л/(27? COS у);
Ft, max = Т 1/(2/?);
Fat max = (F\/2R) tg у.
Рис. 97. Схема сил, действующих на вилки и крестовину шарнира;
а — начальное положение а = р = 0; б ведущий вал повернут на угол а = 90°
172
Рис. 98. Расчетные схемы:
а - крестовины; б — вилки
В карданных шарнирах с крестовиной рассчитывают крестовины,
вилки, фланцы, подшипники цапф крестовины и крепежные детали.
Размеры карданного шарнира неравных угловых скоростей
определяются размерами крестовины. Размеры крестовины нахо-
дятся из условий, что крестовина не будет иметь остаточных дефор-
маций под действием меньшей из величин: максимального крутя-
щего момента двигателя при включенной первой передаче в коробке
передач или крутящего момента, определенного по силе сцепления
шин с дорогой при коэффициенте сцепления <р = 0,80 и полной
нагрузке автомобиля. При этом коэффициент запаса принимается
равным п — 2,0. Шипы крестовины рассчитывают на изгиб и срез
(рис. 98, а). Напряжение изгиба в сечении А—А
°из = Стах^ш/(2^иа)>
где Ц7ИЗ = ndu/32 — момент сопротивления изгибу; 1Ш — длина
шипа.
Напряжение среза
В конструкциях карданных шарниров напряжения сгиз < 2504-
4-300 МПа; та < 754-90 МПа.
Вилка шарнира под действием силы Qmax испытывает изгиб
и кручение (рис. 98, б). В сечении Б—Б
Qmaxl . _ Qmaxc
1,3 ~ №И8 ’ Т«Р- №кр ’
где №из и Ц7кр — моменты сопротивления изгибу и кручению.
Для прямоугольного сечения
Ц7ИЗ = №а/6; FKp = khb\
где k — коэффициент, зависящий от соотношения h/b сторон се-
чения.
173
Ниже приведены значения коэффициента k в зависимости от
отношения h/b.
htb......... 1,0 1,5 1,75 2,0 2,5 3,0
k ........ 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267
Напряжения в выполненных конструкциях вилок
аиз < 50 4- 80 МПа; ткр < 80 4- 160 МПа.
Вилки карданного шарнира изготовляют из среднеуглеродистых
сталей 35, 40, 45 или легированной 40ХНМА, а крестовину — из
сталей типа 12ХНЗА, 18ХГТ, 20Х с последующей цементацией
(HRC 58—65).
Игольчатые подшипники проверяют по величине допустимой
нагрузки (Н)
Стах < [р] = 7900 ,
где 2Р — число иголок в подшипнике; 1Р и dp — рабочая длина и
диаметр иголки, см; «£ — передаточное число от двигателя до шар-
нира на низшей передаче в коробке передач; пт — частота вращения
коленчатого вала двигателя при Тетг[Х.
Карданный вал работает на кручение, растяжение, сжатие и
изгиб (при поперечных колебаниях вала).
Максимальные напряжения кручения
^кр — 7'emaxWKiUpKPn/W7Kp.
При коэффициенте динамичности kR = 1 напряжения кручения тЕГ=
В= 100--300 МПа.
Угол закручивания карданного вала
0 = (TemBLXuhluphL/GJкр) (180 /л),
где G — модуль упругости при кручении; G = 85 ГПа; L — длина
карданного вала; JKp — момент инерции сечения вала при кручении.
Карданные шарниры равных угловых скоростей устанавливают
в приводе ведущих колес. Максимальный момент Т9, передаваемый
карданными шарнирами, определяется исходя из сцепного веса GK
G коэффициентом сцепления <р = 1,0:
7,<р = GbrI(<p.
При расчете шариковых карданных шарниров с делительным ме-
ханизмом число шариков должно быть четным. Для обеспечения не-
обходимой плавности работы и равномерного распределения нагрузок
устанавливают шесть шариков, равномерно расположенных по ок-
ружности (рис. 99).
При вращении в направлении стрелки А окружное усилие Р,
приложенное к шарикам на радиусе R,
Р = T9/(nR),
где п — число шариков.
174
Рис. 99. Расчетная схема карданного шарнира
с делительным рычажком
Нормальное усилие N между кон-
тактными поверхностями шарика и ка-
навками обеих обойм
N = P/cos X = Tq/(nRcosk). (96)
Размеры внутренней обоймы должны
обеспечить надежную связь с ведущим
валом, и это предопределяет радиус
расположения шариков.
Соотношение между радиусом расположения шариков и их
диаметрами для обеспечения заданного срока службы рекомендуется
определять по эмпирической зависимости
R/d =1,71.
Во избежание преждевременного износа шариков и канавок ре-
комендуется следующая зависимость между нормальной силой и
диаметром шарика: М = 2660d2. Подставив эти значения в уравне-
ние (96) и учитывая, что угол X = 40°, получим
d = Г^/21000, (97)
где d — диаметр; Т^, — расчетный момент.
Диаметр шарика позволяет определить все остальные размеры
карданного шарнира.
При передаче момента в обоймах и шариках шарнира возникают
значительные контактные напряжения. Поэтому к качеству материала
предъявляются повышенные требования. Обоймы изготовляют из
стали 15НМ с последующей цементацией, а шарики — из стали
1ИХ15. В упругих соединительных муфтах (см. рис. 85) применяют
морозостойкие и маслостойкие резиновые смеси с пределом прочности
на разрыв не менее 15 МПа и относительным удлинением не менее
35 %.
Упругий элемент рассчитывают на разрыв. Тогда
= Tmax/(iRF),
где Тщах — момент для расчета на статическую прочность; i —
число болтов одной вилки; R — средний радиус диска; F — площадь
разрыва в сечении по отверстию;
F=(RH — RB — dn) b;
здесь R„ и RB — наружный и внутренний радиусы диска; d0 — диа-
метр отверстия под болт; b — толщина диска.
Напряжение на разрыв составляет 12—15 МПа.
Напряжение на смятие
®см = 'Ftaax/(iRbdo).
Для существующих муфт 1<тсм ] = 8 МПа.
Наибольшая окружная скорость для дисковых муфт, выполнен-
ных из прорезиненной ткани, не должна превышать 15 м/с.
175
Глава 7 ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА,
ДИФФЕРЕНЦИАЛ И ПРИВОД
7.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Главная передача с дифференциалом и полуосями осуществляет
привод к ведущим колесам, принципиальная схема которого зависит
от типа направляющего устройства подвески (рис. 100).
В случае цельной балки моста (рис. 100, а) картер главной пере-
дачи может быть укреплен непосредственно к балке или являться
ее составной частью, а полуоси представляют собой валы, полностью
или частично разгруженные от поперечных усилий со стороны колес.
Такая схема получила широкое распространение из-за простоты и
малой стоимости конструкции. Однако в этой схеме отмечаются
большие неподрессоренные массы, что приводит к повышенным
инерционным нагрузкам на упругие и амортизирующие узлы под-
вески.
Картер главной передачи может быть укреплен на раме или
основании несущего кузова. Балка моста обеспечивает параллель-
ное и соосное расположение колес (рис. 100, б). Полуоси не испыты-
вают действие поперечных усилий и представляют собой валы с двумя
карданными шарнирами. Полуоси должны иметь скользящее шли-
цевое соединение для компенсации изменения расстояния между
шарнирами при относительных перемещениях моста и рамы. В таких
конструкциях при сохранении зависимой подвески снижается масса
неподрессоренных частей. Картер главной передачи может быть
укреплен на раме, а колеса перемещаются независимо одно от другого
(рис. 100, в). В зависимости от схемы подвески колесо может пере-
мещаться параллельно плоскости симметрии автомобиля или ка-
чаться по дуге относительно фиксированной оси, пересекающейся
в осью главной передачи. В первом случае полуоси не испытывают
действия поперечных сил и представляют собой валы с двумя кардан-
ными шарнирами, а во втором — полуоси обычно несут поперечную
нагрузку и имеют один карданный шарнир, центр которого располо-
жен на оси качания колеса.
Главная передача с дифференциалом и полуосями должна удо-
влетворять следующим требованиям:
обеспечивать передаточные числа, соответствующие оптималь-
ным тяговым качествам и топливной экономичности;
осуществлять кинематическую согласованность с направляющим
устройством подвески, а в случае управляемого ведущего моста —
и G рулевым приводом;
обеспечивать низкий уровень шума;
не создавать колебаний угловой скорости в трансмиссии;
176
Рис. 100. Приводы к ведущим колесам
автомобиля:
а — с жесткой балкой; б — с подрессорен-
ной главной передачей и дополнительной
жесткой осью; в — с подрессоренной глав*
ной передачей и независимой подвеской
иметь небольшие габаритные размеры для осуществления простой
компоновки и обеспечения необходимого дорожного просвета;
обладать достаточными прочностью и жесткостью при минималь-
ной массе.
7.2. ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА
Главная передача предназначена для постоянного увеличения
крутящего момента и передачи его через дифференциал и полуоси
к ведущим колесам. Основными признаками для классификации
главных передач являются число, тип и взаимное расположение
применяемых в них зубчатых передач. Главные передачи подразде-
ляются на одинарные, двойные с центральными редукторами, двой-
ные с разнесенными редукторами и двухступенчатые.
Одинарная передача (рис. 101). Такая передача обычно выпол-
няется из конических или гипоидных зубчатых колес. Передаточное
число одинарных передач и0 < 7. Такие передачи имеют минималь-
ные размеры и массу, невысокую стоимость, они относительно просты
в эксплуатации. Дальнейшее увеличение передаточного числа вызы-
вает необходимость увеличения ведомого зубчатого колеса, что умень-
шит дорожный просвет и усложнит термообработку ведомого ко-
леса. Одинарные передачи используются в легковых и грузовых
автомобилях малой и средней грузоподъемности.
Конические главные передачи со спиральным зубом просты в из-
готовлении и обслуживании. Основными недостатками передач
являются наличие значительных осевых усилий в зацеплении,
большая чувствительность к неточности зацеплений, повышенный
уровень шума в работе. При небольшом несовпадении вершин ко-
нусов передачи резко ухудшаются условия ее работы, что сопрово-
ждается повышением износа и уровня шума.
Для обеспечения правильного зацепления зубчатых пар необ-
ходимо повышать жесткость главной передачи применением предва-
рительного натяга подшипников, созданием дополнительных опор
валов и колес, увеличением жесткости картера.
177
Рис. 101- Одинарная гипоидная главная передача:
/ — шестерня; 2 — колесо; 3 — дифференциал; 4 — полуось; 5 и 6 — соответственно регу-
лировочные кольцо н прокладки; 7 и 8 — каналы соответственно подвода масла к подшип-
никам и отвода масла от сальников; Е — гипоидное смещение
Гипоидные передачи отличаются от конических передач со спи-
ральным зубом смещением осей валов на величину Е (рис. 102).
Поэтому углы наклона зубьев колеса рш, и шестерни р<0, различны.
Эта разница создает одно из основных преимуществ гипоидной
передачи — ее компактность.
Из рис. 102 видно, что нормальные силы Fn, действующие в за-
цеплении, равны между собой, а касательные силы связаны между
собой соотношением
FtjFt, = COS рю,/COS ptol.
С учетом этого соотношения передаточное число гипоидной
передачи
«0г = (Лг/п) (cos Рю,/COS ₽<,„) = u^k.
Для конической передачи передаточное число ut>K = r^jrv
Гипоидное смещение
Е = (0,1254-0,20) О2,
где — диаметр зубчатого ко-
леса (см. рис. 101).
Таким образом, при неизмен-
ном диаметре шестерни диаметр
колеса можно уменьшить в 1,25—
1,5 раза (низшее значение отно-
сится к грузовым автомобилям,
Рис. 102. Расчетная схема гипоидной пе-
редачи
178
имеющим меньшее гипоидное смещение, большее — к легковым
автомобилям).
Поэтому при одинаковых передаточных числах гипоидные пере-
дачи при прочих равных условиях имеют более высокую прочность
по сравнению с коническими передачами со спиральным зубом.
Увеличение диаметра шестерни создает благоприятные условия для
повышения жесткости ведущего вала и его подшипникового узла.
Характерным для зацеплений гипоидных колес является нали-
чие, наряду со скольжением в поперечном направлении, продольного
скольжения
sin (Рю. - Рш.)
иs = V ш---Аг-——,
ш cos
где — окружная скорость зубчатой передачи.
Продольное скольжение улучшает процесс приработки зубчатых
колес, способствует устранению изменений направления скольжения
по начальной окружности, что является одной из основных причин
бесшумной работы гипоидной передачи. Однако наличие продоль-
ного скольжения способствует увеличению потерь в передаче и
снижению ее КПД, что вызывает ограничения в смещении осей Е.
Значительное давление и большая работа трения в гипоидной
передаче могут привести к разрушению масляной пленки и заеда-
нию поверхностей трения. Поэтому применяются специальные сма-
зочные материалы с сернистыми и другими присадками для обра-
зования прочной пленки и предохранения зубьев от заедания.
Гипоидная передача дает возможность изменить расположение пола
кузова, уменьшить размеры кожуха для карданного вала, упростить
привод к ведущим колесам многоосного автомобиля при применении
проходной главной передачи.
Гипоидное смещение бывает верхним и нижним. При нижнем
смещении шестерни осевая сила в зацеплении должна быть направ-
лена к большому конусу (см. рис. 102). Осевые усилия, действующие
на шестерню, несколько выше, чем осевые усилия конической пере-
дачи со спиральным зубом.
К одинарным передачам относятся и червячные передачи, кото-
рые в настоящее время используются редко (главным образом на тя-
желых многоприводных автомобилях, автобусах, а также на неко-
торых легковых автомобилях, имеющих высокую стоимость). Чер-
вячные передачи имеют меньший уровень шума и позволяют полу-
чать большие передаточные числа при малых габаритных размерах
и массе, дают возможность упростить конструкцию привода к ве-
дущим колесам многоприводных автомобилей. К недостаткам чер-
вячной передачи по сравнению с зубчатыми передачами относятся
меньший КПД, высокая стоимость, обусловленная применением
дорогостоящих материалов (высококачественной оловянистой бронзы
для зубчатого венца червячного колеса), а также необходимость тща-
тельной обработки поверхности червяка (шлифование и полирование).
Двойная главная передача (рис. 103). Такие передачи приме-
няются для автомобилей (средней и большой грузоподъемности)
179
Рис. 103. Двойная передача^
1 — шестерня; 2 — колеси; г и 4 — цилиндрические шестерни; 5 — дифференциал; 6 и
масляные каналы соответственно входной и выходной
Рис. 104. Двойные главные передачи:
а — горизонтальная; б — вертикальна и
и автобусов. Двойная главная передача состоит из двух пар зуб-
чатых колес — конической (гипоидной) и цилиндрической. По сравне-
нию с одинарными двойные передачи имеют большие размеры,
массу, стоимость. В то же время двойные передачи дают возмож-
ность получить при допустимом значении дорожного просвета
большие значения передаточных чисел (н0 = 7-ь 12).
Двойные главные передачи могут иметь горизонтальное и верти-
кальное расположение (рис. 104). Горизонтальное расположение
позволяет получить практически любое передаточное число, но
приводит к увеличению длины агрегата, а также отрицательно
влияет на установку карданных валов, увеличивая их углы на-
клона.
При вертикальном расположении упрощается компоновка про-
ходной главной передачи в многоприводных автомобилях, умень-
шаются углы наклона карданного вала. Однако при таком располо-
жении картер главной передачи крепится к балке моста сверху,
что снижает жесткость балки и ухудшает условия работы зубчатых
пар. Применение схемы, при которой плоскость соединения картера
редуктора и балки моста расположена под углом 45°, создает более
благоприятные условия для работы.
При разделении общего передаточного числа между зубчатыми
парами большее число имеет цилиндрическая пара, а меньшее —
коническая, что дает возможность увеличить размеры конической
шестерни, уменьшить осевые силы в зацеплении и повысить надеж-
ность конической пары. В существующих конструкциях двойных
центральных редукторов передаточные числа конических пар равны
1,7—2,7.
Разнесенная двойная главная передача (рис. 105). Такая пере-
дача имеет следующие преимущества:
малые нагрузки на дифференциал, полуоси и карданные меха-
низмы равных угловых скоростей, устанавливаемых в ведущих
управляемых мостах (поэтому их габаритные размеры и масса
уменьшаются);
181
Qiiu!
Рис. 105. Разнесенная двойная главная передача:
1 — коронное колесо; 2 — сателлит; 3 — ось сателлита; 4 — солнечная шестерня; 5 — сту-
пица колеса; 6 — дополнительная опора; 7 — корпус главной передачи; 8 — регулировочная
райка
малые нагрузки на зубья при небольших размерах центральной
части моста; при этом увеличивается дорожный просвет, что позво-
ляет получить большие значения передаточных чисел.
Недостатками разнесенных двойных главных передач являются
относительная сложность конструкции в связи с увеличением числа
цилиндрических зубчатых колес и необходимость иметь дополни-
тельно два раздельных картера. Кроме того, размещение подшипни-
ковых узлов колесных редукторов затруднено.
В колесных редукторах применяются передачи с параллельными
и соосными валами. Применение передачи с параллельными валами
с расположением шестерни над зубчатым колесом позволяет иметь
наибольший дорожный просвет, но не дает возможности получить
большое передаточное число.
Передачи с соосными валами могут быть непланетарными, в ко-
торых неподвижным звеном является водило, и планетарными
(рис. 106) с неподвижным коронным колесом. Планетарный редук-
тор при одних и тех же размерах передачи по сравнению с неплане-
тарным дает возможность па единицу увеличить передаточное число,
что является существенным преимуществом:
Пип == === 1 2jZa >
где гс и za — число зубьев коронной и солнечной шестерен. Поэтому
наибольшее распространение получили однорядные планетарные
передачи, в которых число сателлитов составляет от трех до пяти.
-1S2
Рис. 106. Планетарная колесная передача с неподвижным коронным колесом;
1 — сателлит; 2 — коронное колесо; 3 — солнечная шестерня; 4 — ступица колеса.
Двухступенчатые главные передачи. Применение двухступенча-
тых главных передач позволяет увеличивать число ступеней транс-
миссии без применения сложных многоступенчатых коробок передач
и дополнительных коробок передач. Использование двухступенча-
тых главных передач целесообразно для автомобилей, работающих
в горных условиях, на тягачах и для специальных автомобилей,
создаваемых на базе стандартных автомобилей. Такая передача
дает возможность увеличить как максимальное передаточное число,
так и число передач, что необходимо для преодоления меняющихся
сопротивлений, вызванных параметрами дороги и нагруженностью
автомобиля.
Двухступенчатые передачи могут быть выполнены в виде цилин-
дрического или планетарного понижающего редуктора. На рис. 107
представлена двухступенчатая главная передача с цилиндрическим
демультипликатором.
Цилиндрические шестерни установлены на промежуточном валу
свободно (на подшипниках скольжения), а между ними на шлицах
расположена зубчатая муфта. При перемещении муфты осуще-
ствляется переход с одного передаточного числа на другое. В двух-
ступенчатой главной передаче всегда работают зубчатые пары,
поэтому потери в зацеплении такие же, как в обычных двойных
передачах, кроме потерь на разбрызгивание масла, которые зна-
чительны. Применение таких передач обусловливает увеличение
габаритных размеров и массу заднего моста.
В главной передаче (рис. 108) второй ступенью является плане-
тарный редуктор, в котором водило соединено с корпусом кониче-
ского дифференциала. Изменение передаточного числа осуще-
ствляется с помощью планетарных цилиндрических зубчатых колес,
183
Рис. 107. Двухступенчатая глав-
ная передача:
1 — промежуточный вал; 2 — зуб-»
чатая муфта переключения
расположенных между ве-
домым коническим зуб-
чатым колесом и диффе-
ренциалом. На высшей
передаче солнечная ше-
стерня блокируется ме-
ханически с корпусом
планетарного механизма.
Весь механизм вращается
как одно целое со скоро-
стью вращения ведомого
конического зубчатого ко-
леса. На низшей передаче
солнечная шестерня бло-
кируется с картером мо-
ста, благодаря чему ко-
ронное зубчатое колесо,
составляющее одно целое
с ведомым коническим ко-
лесом, вращает через са-
теллит и водило корпус
планетарного механизма,
соответственно уменьшая
частоту вращения.
Переключение пере-
дач осуществляется с по-
мощью дистанционного
привода (механического, гидравлического, пневматического, элек-
трического) с места водителя. Такой вариант расширения диа-
пазона передаточных чисел является рациональным при использова-
нии одного ведущего моста. Для многоприводных автомобилей
синхронное переключение нескольких ведущих мостов усложняет
систему управления, и поэтому широкого применения такие передачи
не получили. Из-за отсутствия синхронизации передач их переклю-
чение осуществляется до начала движения, что является недостат-
ком таких передач. К недостаткам следует отнести также сложность
конструкции, увеличение неподрессоренных масс.
Передаточное число понижающей передачи
Чов == «о Г <7ср»
где 9сР — среднее значение шага передаточных чисел ступенчатой
коробки передач, установленной на автомобиле; и0 — высшее пере-
даточное число главной передачи.
При таком выборе величины иОн передаточные числа ступенчатой
трансмиссии составят ряд, близкий к геометрической прогрессии.
134
Рис. 108. Двухступенчатая планетарная главная передача:
I — колесо; 2 — зубчатый веиец коронной шестерни; 3 — сателлит; 4 — ось сателлита?
б муфта переключения; С «— зубчатые венцы для включения низшей передачи
Жесткость элементов главной передачи. Надежная и бесшумная
работа главной передачи определяется жесткостью валов и их опор,
схемой расположения и износостойкостью подшипников, жесткостью
картера главной передачи. Для получения хорошего зацепления
необходима высокая точность изготовления и сборки передачи.
Но действующие в зацеплении силы приводят к нарушению взаим-
ного расположения шестерни и колеса. Применением ряда техно-
логических и конструктивных мероприятий можно значительно
уменьшить влияние этих сил на работу зубчатых пар.
Зубчатую пару с круговым зубом обычно изготовляют таким обра-
зом, что при их зацеплении возникает локализованный, т. е. не пол-
ный, контакт между зубьями. Радиусы кривизны зубьев шестерни
выполняют несколько меньше радиуса кривизны зубчатого колеса.
Поэтому касание зубьев происходит только в средней части. При
малых нагрузках зона контакта занимает примерно половину длины
185
Рис. 109. Предельные смещения конических зубчатых колес
зуба, а при больших нагрузках контакт распространяется на всю
его длину. Небольшое относительное смещение шестерни и колеса
вызывает лишь некоторое смещение зоны контакта от середины зуба
в ту или другую сторону без нарушения зацепления. На рис. 109
приведены установленные практикой предельные смещения в кони-
ческой паре, не вызывающие значительного ухудшения зацепления.
Наибольшее влияние на смещение оказывает конструкция опор.
Стрела прогиба вала шестерни уменьшается при его монтаже на двух
опорах, расположенных по обе стороны от шестерни (рис. 110).
Однако размещение прилива для дополнительной опоры не всегда
возможно, особенно при применении цельной (неразрезной) конструк-
ции балки ведущего моста. При использовании дополнительной
опоры усложняется механическая обработка картера главной пере-
дачи. Поэтому, несмотря на повышение жесткости главной передачи
с дополнительной опорой, широкое распространение имеют схемы
с односторонним (консольным) расположением опор (см. рис. 101,
103). Уменьшение углового прогиба шестерни достигается при
увеличении расстояния п между подшипниками, которое рекомен-
дуется выбирать не менее 2,5 большего диаметра шестерни. При
неконсольной конструкции это расстояние можно уменьшить до
0,7 диаметра шестерни.
Значительное влияние на жесткость в осевом направлении ока-
зывают конические подшипники. Увеличение угла конуса подшип-
ника повышает жесткость в осевом направлении. Однако при этом
радиальная жесткость уменьшается. Поэтому применение кониче-
ских подшипников с большим углом конуса целесообразно при
наличии дополнительной опоры. При установке шестерни на кони-
ческих подшипниках для уменьшения длины консоли и увеличения
расстояния между опорами подшипники следует располагать вер-
шинами, обращенными внутрь вала (навстречу один другому).
186
jlUUj
Рис. ПО. Главная передача с кулачковым дифференциалом:
/ и 2 — кулачковые шайбы; 3 п 7 — полуоси; 4 — сухари; 5 и 6 — корпус дифференциала;
8 •— регулируемый упор зубчатого колеса
Жесткость зубчатого колеса главной передачи зависит также
от типа подшипников и расстояния между опорами (см. рис. 101).
Для равномерного распределения усилия по подшипникам необ-
ходимо стремиться к равенству плеч а и Ь. В главных передачах
с большими передаточными числами и большими диаметрами зубча-
тых колес наиболее опасными являются угловые деформации, вызы-
ваемые действием момента осевой силы на плече, равным радиусу
зубчатого колеса. Для уменьшения этих деформаций во многих
главных передачах предусмотрены упоры, установленные напротив
зоны зацепления колес (рис. 111). Зазор между упором и зубчатым
колесом назначают с таким расчетом, чтобы упор вступал в действие,
когда перемещение зубчатого колеса под нагрузкой превысит до-
пускаемую величину. Упоры с регулируемым зазором (рис. 111, б
и в) обычно используют в тех случаях, когда предусмотрена возмож-
ность регулировки положения зубчатого колеса.
Жесткость в осевом направлении можно увеличить применением
регулировки подшипников с предварительным натягом, сущность
которого заключается в устранении зазоров и создании предвари-
тельного сжатия тел качения.
На рис. 112, а представлена схема, в которой податливости под-
шипников заменены условно пружинами 1 и //, имеющими одинако-
187
Рис. 111. Упоры зубчатого колеса:
а—в — упоры соответственно нерегулируемый, регулируемый н регулируемый с вращаю*
щимся роликом
вую жесткость с. Если установлены подшипники без предваритель-
ного натяга, то осевая сила Fx, воздействующая на вал, уравновеши-
вается силой упругости только одной пружины. Осевое смещение
вала f — FJc.
Если же пружины имели предварительную деформацию /0, то
после приложения силы Fx вал сместится на величину /, которую
можно определить из равенства Fx — с (f0 + /) + с (f0 — f) — 0.
После решения приведенного равенства относительно f имеем
/ = Fx!2c.
Таким образом, при линейном характере зависимости между
осевой силой и деформацией пружины их предварительная затяжка
уменьшает осевое перемещение вдвое.
На рис. 112, в показана зависимость осевых смещений f от ве-
личины силы Fx при отсутствии и наличии предварительного поджа-
тия пружин. При /, равном /0 (точка Л), пружина //полностью разо-
жмется и при дальнейшем увеличении силы Fx влияния на допол-
нительное смещение вала оказывать не будет. С увеличением предва-
рительного натяга уменьшается возможность нарушения зацепления
зубчатых колес, улучшается работа подшипникового узла, что обус-
ловлено более равномерной нагрузкой между телами качения.
Однако в случае превышения некоторой оптимальной величины
Рис. 112. Предварительный натя: подшипников:
а — схема; бив — влияние предварительного натяга соответственно иа долговечность под*
шипи и ков и жесткость ведущего вала главной передачи
188
Рис. 113. Схема замены конических колес эк-
вивалентными цилиндрическими и действую-
щие силы в зацеплении
предварительного натяга долговеч-
ность подшипника резко снижается.
На рис. 112, б показано влия-
ние предварительного натяга на
долговечность подшипника. Как сле-
дует из графика, предварительный
натяг до 40 % осевой нагрузки не
снижает долговечности подшипника
L* ' по сравнению с долговечностью
подшипника L без предваритель-
ного натяга.
Так как средний крутящий момент не превышает 70 % максималь-
ного момента двигателя, то за величину предварительного натяга
подшипников шестерни главной передачи можно принять 30 % осе-
вой нагрузки при полном крутящем моменте двигателя во время
движения на высшей передаче.
Величина предварительного натяга определяется или по измене-
нию расстояния между кольцами подшипников после установления
зазоров, или по величине момента трения подшипников при прово-
рачивании вала шестерни. В зависимости от грузоподъемности авто-
мобиля момент для проворачивания шестерен составляет 2—4 Н м.
Определение основных параметров главной передачи. Основными
размерами, характеризующими коническую передачу, являются
конусное расстояние Re и модуль передачи. Конусное расстояние
определяется из условий контактной прочности поверхности зуба.
В основу расчета положена зависимость Герца—Беляева
°н V 2л (1 — р2) р •
Расчет контактных напряжений цилиндрической зубчатой пары
осуществляют по формуле (53). Заменим коническую передачу
эквивалентной косозубой цилиндрической (рис. 113) с радиусами
начальных окружностей rv, и rVt и углом наклона зуба, равного
среднему углу наклона зуба конического зубчатого колеса.
Для эквивалентной передачи может быть использована зависи-
мость (53) с заменой передаточного числа и на п0 и диаметра dat
на <4,,. Установлено, что нагрузочная способность конической пары
составляет примерно 0,85 от нагрузочной способности цилиндриче-
ской с размерами эквивалентной пары. Тогда формула (53) примет вид
— гМгНге
/~ Ft 1^+1
у °-85ы®'
Начальные радиусы эквивалентной цилиндрической
rvt = (Re — 0,5Ьа) tg 61 = (Re — 0,5Ьы) (l/u)j
Г«, = (Re — 0,5Ью) tg 62 = (Re — 0,5Ьы) U.
(98)
пары
(99)
(100)
189
Используя уравнения (99) и (100), определим передаточное число
эквивалентной цилиндрической пары ии:
uv = r0!/rU1 = и2.
Выразим касательную силу Ft через расчетный момент Тр.
Тогда
Ft = 2T„KKldx,
где Кн — коэффициент нагрузки; dx — средний делительный диа-
метр конической шестерни; dx — 2 (Re — 0,55ш) sin бр
При этом
sin б, = tg tg2 б, + 1 = l/(u2 +1).
Подставив полученные значения в уравнения (98) и заменив
Ьа = получим
о -г 2 2 т/~______ТРКВ(1 + ^)3/2_ _ 10п
Он — гмгнге у 2-0,85/^(1—0,5t|>r • (1и11
Из уравнения (101) определим конусное расстояние
«•=<’+\/ |«.Г(1 <102)
Коэффициент фЯе для автомобильных передач составляет 0,25 —
0,33 (большее значение применяется при передаточном числе i >
> 4,0).
Внешний делительный диаметр шестерни
dv>l = 2Rell/T+^i.
Расчетная нагрузка
т, =У+ 7Хтг£) + • • • > <103)
где Ti, Ти... — крутящие моменты на карданном валу при вклю-
чении I, II... передач в коробке передач при максимальном моменте
двигателя; пгг — показатель степени кривой контактной выносли-
вости и для стальных колес; принимается tn, = 6,0; Nlt Nn — число
циклов при работе автомобиля на каждой передаче; определяются,
как при расчете зубчатых колес коробки передач:
^ = 60TenpKnH. (104)
Значение коэффициента Кпп определяется графически (см.
рис. 22). В соответствии с ГОСТ 21354—75* для зубчатых колес
главной передачи, изготовленных из цементированных сталей марок
18ХГТ, 20ХНЗА, 20Х2Н4А, 12Х24А, значение предела контактной
выносливости
°по = 23Hhrc.
190
Твердость зуба HRC = 554-63. Допускаемое напряжение при дли-
тельном пределе контактной выносливости
1°ц] == (Рно/$м) 2ц?иКхп>
где zR, zv, Кхп — коэффициенты, учитывающие влияние соответ-
ственно параметров шероховатости поверхности, скорости и разме-
ров. При проектировании считают, что zkzvKxn = 1.
Коэффициент безопасности для колес с поверхностным упрочне-
нием SM = 1,2.
Модуль конической передачи определяется изголовий изгибной
усталостной или статической прочности зуба. В^Ьснову расчета при-
нимается зависимость **
°F == F рК F’Kp,
где т1т — средний окружной модуль.
С окружным внешним модулем mte модулйОп(т связан зави-
симостью
mtm = mtl (Re — 0,5йш)//?е.
Заменив
FHZ = 2Tp/da)l; = и dWi — ni/mzj/cos Pi,
получим
of — 2Tp со52р1КгКгКр/0,85т/т2?ф(/;
здесь ______
V u2 + 1 /(2 — фке).
Тогда
nitm = 2TpcosPi/<fKf)zp/0,85 [o]z(»pd. (105)
Коэффициент 0,85 характеризует пониженную нагрузочную спо-
собность конической пары по сравнению с цилиндрической при
расчете на изгибную прочность. Расчетный момент Тг определяется
аналогично расчетам на контактную прочность по формуле (103).
При этом показатель степени кривой изгибной выносливости прини-
мается тг — 9. Кроме того, в формулу (104) вместо коэффициента
КПц подставляется коэффициент KDF из графика (см. рис. 22). Допу-
скаемое напряжение
[oJf — Ofl/^F-
Предел выносливости по изгибу для материалов, применяемых
в главных передачах в соответствии с ГОСТ 21354—75, лежит в пре-
делах о() = 8204-920 МПа. Обычно коэффициент безопасности SF =
= 1,55.
Коэффициенты, входящие в формулу (105), определяются, как
и для цилиндрических передач, по ГОСТ 21354—75.
Приведенное число зубьев
zv = z/(cos6 cos’ PJ.
Минимальное число зубьев шестерни для грузовых автомобилей
гш э» 5, а для легковых гш 9.
101
Напряжение при расчете по максимальной статической нагрузке
Птах = Ор (Ттах/Т^) 1°Цст>
где
Иг ст = of ct/Sp ст.
Предельное напряжение орст (ГОСТ 21354—75) для цементиро-
ванных сталей марок 18ХГТ, 12ХНЗА составляет 2100—2600 МПа.
Коэффициент безопасности SFCT = 1,754-2,2.
При проектировании главной передачи конусное расстояние Re
принимается наибольшим, полученным при расчете на контактную
или изгибную прочность. Цилиндрические передачи двойных глав-
ных передач рассчитывают по тем же формулам, что и зубчатые пере-
дачи коробки передач.
Расчет валов и подшипников главной передачи. Надежность и
жесткость валов главной передачи, а также срок службы подшипни-
ков определяются, исходя из реакций в опорах, зависящих от усилий,
действующих в зацеплении. Для определения усилий, действующих
в конических передачах, используют полученную ранее эквивалент-
ную цилиндрическую передачу (см. рис. 113), на зуб которой дей-
ствуют следующие силы:
окружная Ft = Тр!гх,
радиальная Fr — Ft tg aM/cos
и осевая Fa = Ft tg P(1),
где rx — средний радиус начального конуса шестерни;
Гх = [Гга, — (ba/2)] sin 6(;
здесь гО1 — торцевой радиус; — половина угла при вершине
начального конуса шестерни.
Проектируя силы Fr и Fa на направления, перпендикулярные
к оси шестерни и параллельные ей, получим радиальную и осевую
силы для конической передачи:
Fn = Frr =F Fra = (f f/cos (tg aa cos =F sin sin 6X);
Fai = Far T Faa = (Ft/cos PJ (tg sin ± sin Рш cos 6J.
Осевая сила в зависимости от направления вращения и направ-
ления спирали зуба может быть направлена к основанию конуса
или к вершине.
При одинаковых направлениях вращения и спирали зуба в урав-
нениях принимают знак плюс, а при разных направлениях — знак
минус. Осевая сила, направленная к основанию конуса, исключает
возможность заклинивания передачи. Поэтому в зубчатых колесах
конической передачи, имеющих обычно при движении автомобиля
вперед правое вращение, применяется левое направление спирали
зуба.
При движении задним ходом осевая сила направлена к малому
конусу и возможно заклинивание. Однако величина крутящего мо-
мента незначительна, поэтому на практике заклинивания не про-
192
исходит. Зубчатые колеса конических пар главной передачи в за-
висимости от числа зубьев имеют углы спирали рт = 304-45°.
Радиальные и осевые силы, действующие на ведомое колесо,
Fat — FTi, Fr2 — Fal- (Ю6)
В гипоидной передаче углы спирали (рШ1 =/= РШ2). Поэтому соотно-
шение (106) не сохраняется. Для гипоидных зубчатых колес необ-
ходимо определить шесть составляющих.
Соотношение между касательными силами определяется из ра-
венства
Fti/Fa = cos P^/cos Рв2.
Силы, действующие на шестерню,
Fri = (Лг/cos poi) (tg cos ± sin sin 6J;
Foi = (Fn/cos Poi)/(tg a(0 sin 62 =F sin cos
Силы, действующие на зубчатое колесо,
Fri = (^ti/cos ро1) (tg аш cos 62 ± sin р ы2 sin 62);
Fa2 = (Fti/cos ро1) (tg sin &, =F sin ри2 cos 62).
Валы главной передачи рассчитывают на прочность и жесткость
под действием максимально возможного крутящего момента. Жест-
кость должна обеспечить нормальные условия зацепления зубчатых
элементов при передаче больших нагрузок. Жесткость валов зави-
сит от их длины, момента инерции сечения, а также от типа и распо-
ложения подшипников вала.
Срок службы подшипников главной передачи определяется,
исходя из реакций, действующих на опоры. Методика расчета под-
шипников главной передачи аналогична методике расчета подшип-
ников коробки передач. Расчетный момент определяется по экви-
валентному нагрузочному режиму, используемому для расчета
зубчатых колес главной передачи на контактную прочность [(см.
формулу 103) ].
Расчетное число оборотов подшипников определяется, исходя
из средней скорости движения автомобиля.
При проектировании главной передачи и дифференциала, в ко-
торых обычно используются конические подшипники, особое вни-
мание следует обратить на их смазывание. Конический подшипник
обладает насосным действием; поэтому находящееся на нем масло
под действием центробежных сил направляется от вершины к осно-
ванию конуса, вследствие чего происходит осушение подшипника.
Этот эффект особенно проявляется в подшипниках ведущего вала,
вращающегося с большой угловой скоростью. Это явление исключает
попадание масла на подшипник из картера главной передачи через
большой диаметр подшипника, обращенного внутрь картера. Для
обеспечения непрерывного смазывания подшипников ведущего вала
в картере предусмотрен канал А (см. рис. 101). После смазывания
подшипника масло вновь возвращается в масляную ванну.
7 Лукин П. П. и др. 193
Рис. 114. Система смазыва-
ния подшипников ведущего
вала главной передачи авто-
мобиля:
1 и 3 — входной и выходной ка-
налы; 2 — подвижная трубка;
4 — фикс.,'Зующий болт; 5 —*
пружина
В некоторых кон-
струкциях (рис. 114)
предусмотрено смазы-
вание подшипников ве-
дущего вала при по-
мощи маслосъемной
трубки 2. Трубка уста-
новлена свободно в отверстии картера и прижата к наружному
торцу колеса пружиной 5. Соприкасаясь с торцом колеса, трубка
«собирает» с его поверхности масло. Затем масло по каналу 3
поступает к подшипникам. Для более эффективного смазывания
дифференциала в некоторых конструкциях автомобиля к чашкам
прикреплены черпачки, обеспечивающие обильную подачу смазоч-
ного материала к деталям дифференциала. Особенно это важно для
разнесенных главных передач (см. рис. 105), в которых возможны
высокие относительные скорости между полуосевыми зубчатыми
колесами и корпусом дифференциала.
7.3. ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Дифференциал — механизм трансмиссии автомобиля, распреде-
ляющий подводимый к нему крутящий момент между выходными ва-
лами и обеспечивающий их вращение с разными угловыми скоро-
стями. К конструкции дифференциала предъявляются следующие
требования:
осуществление пропорционального распределения крутящих мо-
ментов между колесами или осями. Для повышения проходимости
автомобиля распределение моментов по отдельным колесам и мостам
должно осуществляться пропорционально их вертикальным реак-
циям;
обеспечение различной частоты вращения ведущих колес, что
необходимо при повороте, движении автомобиля по неровной по-
верхности дороги и в других случаях;
малые габаритные размеры и массу. Строгое соблюдение габа-
ритных размеров имеет особое значение, так как дифференциал
устанавливают обычно внутри главной передачи или раздаточной
коробки.
В зависимости от места установки дифференциалы бывают меж-
осевыми (если они распределяют мощность между ведущими мостами)
и межколесными (если деление производится между ведущими
колесами).
По конструкции основных элементов дифференциалы подразде-
ляются на шестеренчатые, кулачковые и червячные. Шестеренчатые
194
дифференциалы представляют собой трехзвенный планетарный ме-
ханизм с отрицательным значением кинематического параметра
р = —Zilz2.
Кулачковые и червячные дифференциалы одновременно являются
дифференциалами повышенного трения. При введений в конструк-
цию шестеренчатых дифференциальных устройств, повышающих
внутреннее трение, можно преобразовать их в дифференциалы по-
вышенного трения.
По характеру распределения крутящего момента между выход-
ными валами дифференциалы делятся на симметричные (крутящий
момент распределяется поровну с параметром р = —1) и несимме-
тричные (крутящий момент между выходными валами распреде-
ляется в некотором отношении р, не равном единице).
Значение параметра р для несимметричного дифференциала вы-
бирается близким к значению отношения весовых нагрузок на
соответствующие ведущие мосты. Дифференциалы такого типа при-
меняются главным образом как межосевые, а по конструкции — ци-
линдрические (см. рис. 63).
Пользуясь обычными для шестеренчатых планетарных механиз-
мов методами, определим кинематические связи между его звеньями
— рыь = (1 — р) a>h.
Для симметричного дифференциала, у которого р = —1,
toe 4" toft = 2(1>Л,
где ыа, toft и соЛ — угловые скорости соответственно выходных
валов и корпуса дифференциала.
Из условия равновесия соотношение внешних моментов и мощ-
ностей, приложенных к дифференциалу,
Th = Ta-YTb-, N^ + Nb = Nh + Nr
или
Т аЮа + Т Ь(ЛЬ — Thtoh — Nr,
где Та, Тъ, Na, Nh — соответственно моменты и мощности, отведен-
ные от дифференциала; Thu Nh — соответственно момент и мощность,
приложенная к дифференциалу; Nr — мощность, затраченная на
трение в дифференциале;
NT — Тт (0)Ь — toft) = 0,5Tr (и* — (0о).
Тогда
Та — (Гьр — Тт)1{р—\)\
Tr = (Th-Tr)/(\-p).
Полуось, имеющая меньшую угловую скорость, называется от-
стающей, а с большей угловой скоростью — забегающей.
Для симметричного дифференциала (когда р — —1)
готс = %(1+4г)=4г(1+*б); (107)
’ Тзаб = 4(1 -^)=4(1-Кб), (108)
7»/
195
где Ko — коэффициент блокировки дифференциала;
<|09>
здесь Тоте и Т’ваб — моменты соответственно на отстающей и забе-
гающей полуосях.
Иногда Кб' — Тотс/Тваб- При этом Кб = (Кб------1)/(Кб' + 1).
Из формулы (107) видно, что момент трения увеличивает момент
на отстающей полуоси. Увеличение коэффициента блокировки при-
водит к оптимальному использованию силы сцепления ведущих
колес с грунтом, увеличению тяговой силы и улучшению проходи-
мости автомобиля. Однако при высоких значениях Кб ухудшается
управляемость автомобиля, возрастает износ шин, увеличивается
нагрузка на одну из полуосей, снижается КПД передачи.
Обычно коэффициент блокировки Кб — 0,34-0,5.
КПД передачи связан с коэффициентом блокировки дифферен-
циала зависимостью
____ 1 В / Трте Т^заб \ j _ & тг
% ~ 27? V70TC + Тзаб / 27? Лб’
где В — колея ведущих колес автомобиля; R — радиус поворота
центра ведущей оси автомобиля.
Таким образом, КПД передачи является величиной переменной
и зависит от радиуса поворота автомобиля. Изменение К6 от 0,1 до
0,5 соответствует изменению КПД от 0,99 до 0,95 при соотношении
B/2R = 0,1.
Следует отметить, что при повышенных значениях коэффициента
блокировки из-за большого трения в дифференциале снижаются
время и относительная скорость перемещения поверхностей трения,
что уменьшает их износ, несмотря на относительно низкий КПД
по сравнению с простым дифференциалом.
Значение Ко для шестеренчатых дифференциалов составляет
0,05—0,15, кулачковых — 0,3—0,5, а червячных — до 0,8. В ряде
ведущих мостов используются вместо дифференциала муфты свобод-
ного хода, для которых Кб = 1>0- Тяговое усилие определяется
только сцепной массой, приходящейся на небуксующее колесо.
Шестеренчатые дифференциалы. Наибольшее распространение на
автомобилях общего назначения получили дифференциалы с ко-
ническими зубчатыми колесами и малым внутренним трением
(рис. 115). Дифференциал с коническими шестернями изготовляется
с неразъемным (см. рис. 101) или разъемным (см. рис. 106) корпусом.
Плоскость разъема корпуса проходит через оси сателлитов, и две
его части центрируются при помощи буртика, а при сборке стяги-
ваются болтами.
Неразъемные корпуса применяются при двух сателлитах, и для
возможности сборки дифференциала они имеют окна. Оси сателлитов
должны быть закреплены для предотвращения самопроизвольного
смещения. Конструкция неразъемного корпуса дифференциала обла-
дает большой жесткостью. Для того чтобы сателлит мог самоустанав-
196
Рис. 115. Шестеренчатые дифференциалы:
р — цилиндрический; б — конический; 1 и 3 колеса выходных валов? 2 *=* сателлит|
4 и 5 — корпус дифференциала; 6 — зубчатое колесо; 7 н 8 выходныё валы; 9 и 10 •• шё*
стерни полуосей
ливаться, его торец часто выполняют сферическим. Корпус должен
иметь соответствующую сферическую опорную поверхность, центр
которой совпадает с вершиной конусов зубчатых колес дифферен-
циала.
Для повышения срока службы дифференциала между опорными
поверхностями сателлитов и полуосевых шестерен устанавливают
бронзовые или стальные шайбы, уменьшающие трение. Своевремен-
ная замена изношенных шайб обеспечивает восстановление хоро-
шего зацепления сателлитов с полуосевыми шестернями.
При проектировании дифференциалов в передачах с разнесен-
ными редукторами следует учитывать повышенные относительные
скорости между полуосевыми зубчатыми колесами и чашкой диффе-
ренциала и обеспечить достаточное смазывание для предотвращения
задиров поверхностей. Дифференциалы с цилиндрическими коле-
сами обычно применяются как межосевые, в которых предусмотрено
несимметричное распределение крутящего момента (рис. 115, а).
Усилие от зубчатого колеса 6 передается через коробки 4 и 5 к осям
сателлитов 2, а затем через сателлиты к зубчатым колесам 1 и 3
выходных валов 7 и 8.
Таким образом, крутящий момент распределяется пропорцио-
нально радиусам качения ведущих передних и задних колес гх и г2.
Повысить внутреннее трение в дифференциале с коническими зуб-
чатыми колесами можно при введении фрикционных элементов
(рис. 116). В этих конструкциях крестовина заменена двумя отдель-
ными осями сателлитов, которые имеют независимые осевые пере-
мещения. Концевые цапфы осей сателлитов выполняются в виде
кулачков с поверхностями 5 U-образной формы. Фрикционными
влементами для дифференциала (рис. 116, а) служат конические
поверхности промежуточных чашек 2, а для дифференциала
197
Рис. 116. Дифференциалы повышенного трения:
а — с фрикционными конусами; б — с фрикционными шайбами
(рис. 116, б) — дисковые шайбы трения 7 и 8. При прямолинейном
движении автомобиля крутящий момент передается от корпуса диф-
ференциала к осям сателлитов.
При передаче крутящего момента концевые цапфы осей сателли-
тов перемещаются по наклонной поверхности 5, создавая давление
на чашку 2. Обычно величина этих перемещений составляет десятые
доли миллиметра. Возникающие силы трения на поверхностях ра-
диуса гт и радиусом гк препятствуют относительному поворачива-
нию полуосевых шестерен 3, обеспечивая блокирующее действие диф-
ференциала. Момент трения Т'г на торцовых поверхностях промежу-
точных чашек
где гт — средний радиус торцовой поверхности трения конусных
чашек; Р — угол скоса на осях сателлита.
Промежуточные чашки, установленные на полуосях, прижимаются
к корпусу дифференциала не только усилием Qc, передаваемым от
буртика сателлита, но также осевыми усилиями <2Ш, возникающими
на зубьях полуосевых шестерен при передаче момента.
Момент трения на конических поверхностях промежуточных
чашек полуосей и суммарный момент трения определяются из сле-
дующих уравнений:
। П i 11Г" —т I —____। tgesinS А .
г (Ус Т Л \Л? tg Р г / sin У*
MfltgP +Gtgp
tg a sin б\ 1
г 7 sin у J ’
Коэффициент блокировки такого дифференциала
- к _ Тг _ цгт , / 1 tgasinfi \ |1ГК
Лб “ Th /?tg₽ \tgp7? г 7siny’
где г — средний радиус полуосевой шестерни по делительной окруж-
ности; а — угол зацепления конических зубчатых колес; б — по-
198
Рис. 117. Центральный ре-
дуктор главной передачи с
блокировкой дифференциала:
/ — зубчатая муфта; 2 — зуб-
чатые венцы; 3 — механизм
включения; 4 — корпус диффе-
ренциала
лови на угла начального
конуса полуосевых ше-
стерен; у — угол кони-
ческой поверхности
промежуточных чашек.
Варьируя углами р
и у, можно получить
желаемое значение ко-
эффициента блокиров-
ки. Для повышения
проходимости на труд-
нопреодолеваемых уча-
стках дороги приме-
няется дифференциал
с принудительной бло-
кировкой. Наиболее
является блокировка с
по
простым способом полной блокировки
мощью зубчатой муфты (рис. 117). При этом осуществляется пря-
мое соединение полуоси с корпусом дифференциала. Блокировка
зубчатой муфтой возможна или при остановке, или при прямо-
линейном движении автомобиля, когда нет относительного дви-
жения полуоси и корпуса дифференциала.
Расчет зубчатых колес дифференциалов имеет некоторые особен-
ности. Большую часть пробега автомобиля зубчатые колеса диффе-
ренциала находятся в неподвижном относительно корпуса состоянии
или имеют лишь малые перемещения, вызванные различными зна-
чениями радиусов колес. Так как отсутствует явно выраженный
циклический характер изменения напряжений в зубчатых колесах
дифференциала при действии длительных рабочих нагрузок, то
расчет их производится только на статическую прочность.
Средний модуль зубчатых колес дифференциала определяется
по формуле (105). Считаем, что для прямозубых колес cos рю = 1
й Ур = 1,0. Так как каждый сателлит передает нагрузку через
два зуба, то модуль в среднем сечении
•Л/~Те щахцкпцоцрк (1 ~Ь K(i)Y fKfKji
Г 0,85 1<jJf cT'Z'I’dZl
(ПО)
где q — число сателлитов; zx — число зубьев сателлита; Кд — дина-
мический коэффициент.
Допускаемое напряжение [o]FCT = ofct/SFCj определяется
в соответствии с ГОСТ-21354—75*. Для изготовления зубчатых
колес дифференциала используются обычно такие же материалы, что
199
Рис. 118. Расчетная схема дифференциала с коническими сателлитами
и для главной передачи (цементированные стали марок 18ХГТ,
25ХГТ). Число зубьев сателлитов равно 10—14, а полуосевых шесте-
рен 14—22 с передаточным числом 1,4—2,0.
В дифференциалах определяют Oj — давление на оси сателлитов,
а также са и <js — давление соответственно на опорных поверхностях
сателлита и полуосевой шестерни (рис. 118).
Давления на поверхности
_Те tnaxUlUg ,
01 - ГМ"’
*= ^-<tgasin6i;
•”= 18acos6“
где da — диаметр оси сателлита; dlt d2, d3 — диаметры соответственно
контактных поверхностей сателлита и полуосевой шестерни с кор-
пусом дифференциала; гг и га— радиусы действия тангенциальных
сил на ось и зуб сателлита.
Давления о2, при включенной первой передаче .в коробке
передач при максимальном моменте двигателя Т^тах и Кд = 1,0
не должно превышать 70 МПа. Напряжение изгиба в зубьях сател-
литов составляет ар ст = 7004-900 МПа.
Кулачковые и червячные дифференциалы. Кулачковый диффе-
ренциал относится к дифференциалам с повышенным внутренним
трением и- выполняется с радиальным и осевым расположением
кулачков (рис. 119, а и б).
Момент от зубчатого колеса главной передачи подводится к
обойме, в пазах ее расположены плунжеры (ползуны). Наружные и
200
Рис. 119. Двухрядные кулачковые дифференциалы:
а и б — соответственно с радиальным н осевым расположением кулачков; в в расчетная
схема; / — корпус дифференциала; 2 плунжер; 3 и 4 — кулачковые шайбы соответственно
наружная н внутренняя
внутренние концы плунжеров соприкасаются с соответствующими
поверхностями кулачковых шайб, насаженных на шлицевые концы
полуосей. При одинаковых угловых скоростях обеих полуосей
плунжеры неподвижны относительно поверхностей кулачков полу-
осевых шайб.
Если угловые скорости неодинаковы, то плунжеры, вращаясь
вместе с обоймой, одновременно перемещаются от отстающей полу-
оси к забегающей; такое перемещение обусловлено скосами кулачков
полуосевых шайб. На кулачках отстающей полуоси скорость и сколь-
жение плунжера направлены в сторону вращения ведущего элемента,
а на кулачках забегающей полуоси — в противоположную сторону.
Поэтому силы трения между плунжерами и поверхностями кулачков
способствует увеличению момента, передаваемого на отстающую
полуось, и уменьшению на забегающую.
Передача усилия к ведомым элементам возможна при условии
применения кулачков с различным шагом для каждого из ведомых
элементов (рис. 120).
Для определения углов а, при которых расстояние между по-
верхностями кулачков равно I, проведено совмещение профилей
шайб а'—а' и Ь'—Ь' (рис. 120) внизу. Зоны возможного расположе-
ния плунжеров определяется точками S, К, Т пересечения профилей.
Максимальное число ползунов, которое можно установить
в обойму дифференциала, равно сумме кулачков шайб дифферен-
циала. Различное число кулачков на шайбах вызывает пульсацию
201
Рис. 120. Последовательность построения
профиля кулачков кулачкового дифферен-
циала:
а'—а* и Ъ'—К — разве; н;тые профили кулач-
ковых шайб; I и h — высота соответственно
плунжеров и кулачков; zx и zs — число кулач-т
ков на кулачковых шайбах
момента при работе дифференци-
ала, а также повышенный износ.
Поэтому широкое применение
нашли кулачковые дифференциалы
с установкой двух рядов плунжеров со сдвигом второго ряда относи-
тельно первого на величину, равную половине расстояния от вер-
шины до впадины кулачка. На одном из ведомых элементов кулачки
также расположены в два ряда, но со сдвигом, большим в 2 раза.
Когда ползуны одного ряда занимают положение, при котором
передача усилий невозможна, ползуны второго ряда находятся
в рабочем состоянии. Профили ползунов и кулачков полуосевых
шайб обычно имеют дуги окружностей, радиусы которых подбирают
так, чтобы внутреннее передаточное число дифференциала было
постоянным и равнялось единице.
Силы Qj и Qa (см. рис. 119) действуют под углом трения р к общей
нормали рабочих поверхностей ползунов и профиля кулачка. Для
забегающей полуоси угол трения р вычитается из угла давления р,,
а для отстающей — угол давления р2 и угол трения р суммируются
(см. рис. 119, д).
Со стороны ведущей обоймы на ползун действует равнодейству-
ющая сила R под углом трения р к направлению движения. Моменты
на забегающей и отстающей полуосях
Т'заб ~ ^iri ~ Qir 1s,n (Pi р);
Д)ТС = Pir2 = Q*ri sin (Р2 -f- р),
где Г1 и г2 — расстояния от точек контакта ползуна с внутренним
и наружным кулачками до оси вращения.
Коэффициент блокировки дифференциала
iz __ Т’отс — Т’заб sin (Ра -р Р) — Qlr 1 Sin (Pf — р) fill)
6 Тотс + Т'заб sin (Ра + р) + Qtri sin (Pi — р)
Из треугольника сил (см. рис. 119, в) по теореме синусов
QJ [cos (Ра 4- 2р) ] = Qa/ [cos (Pi — 2р) I.
Тогда
Qa = Q1 [cos (Pj — 2p)/cos (Pa + 2p)L (112)
Подставив зависимость (112) в уравнение (111), получаем
д- cos (Pl — 2р) sin (Ра + р) г8 — cos (Ра + 2р) sin (Pl—р) Л1
6 cos (р! — 2р) sin (Р2 + р) r2 4- cos (Ра + 2р) sin (Рх — р) rt'
При двухрядном расположении сухарей углы р2 и ра обычно
равны между собой, что обеспечивает независимость коэффициента
202
блокировки от того, какое из колес является отстающим или за-
бегающим.
Поверхности контактов плунжеров с обоймами рассчитывают на
смятие
Он = ( 2я(1‘ 2) ) (т; ±
Гч-
где pj и р2 — радиусы кривизны соответственно плунжера и сопри-
касающегося с ним кулачка. Знак плюс относится к случаю, когда
центры окружностей соприкасающихся поверхностей расположены
по разные стороны от точки касания.
Усилие
О __ Pt
41 sin (pj — р) ’
О —
42 sin (р2 + р) ’
р _ Т' _ ^«1 <'К<Р.
1 '1 г1«
Р —
2 Г2 г2п ’
где RiK2 — вертикальные реакции соответственно правого и ле-
вого колеса; п — число одновременно работающих ползунов.
В двухрядном кулачковом дифференциале в передаче усилия
принимают участие только половина числа плунжеров, расположен-
ных в одном из рядов дифференциала. Считаем, что <р = 0,8. Кулач-
ковые шайбы выполняют из стали 15НВ, 15ХВА, а ползуны из стали
ШХ15. При расчете по максимальному моменту сцепления колес
с дорогой [о ]н = 1,54-2,5 ГПа.
Червячный дифференциал относится к дне] ф ренциалам с повы-
шенным внутренним трением и по кинематической схеме подобен
симметричному коническому дифференциалу (рис. 121). Вместо ко-
нических полуосевых шестерен у червячного дифференциала исполь-
зуются червячные колеса / и 5. Связь между ними и корпусом диф-
ференциала осуществляется через червячные сателлиты 3 и червяки 2
и 4.
Коэффициент блокировки для червячного дифференциала
^б = (1 -ЛдМ1 +Пд).
где ч]д — КПД дифференциала;
Лд = П1.2^2,3^,4114,5!
здесь т)1>2, т)з,4 — обратный КПД червячной пары при передаче уси-
лий от червячного колеса к червяку. Причем
= Пз,4 = Itg (Р - p)]/tgP,
где т)2,„ 114,6 — прямой КПД червячной пары от червяка к червяч-
ному колесу.
203
А-А
В то же время
Чгл = Т14.Б = tg ₽/tg (Р -|- р),
где р — угол подъема винтовой линии червяка; р — угол трения.
Соответствующим подбором угла р можно получить необходимый
коэффициент блокировки дифференциала. В существующих кон-
струкциях угол р = 20-г-30°; для стальных червячных пар /<б =
= 0,4ч-0,8.
Основным недостатком червячных дифференциалов является
сложность их конструкции, высокие требования к точности изго-
товления и качеству материалов. Стремление обеспечить макси-
мально возможную суммарную касательную реакцию при любом
соотношении коэффициентов сцепления ведущих колес о дорогой
обусловливает замену дифференциала муфтой свободного хода.
Обычно применяют кулачковые муфты свободного ход?» которые
имеют более простую конструкцию и более высокую дол! овечность
по сравнению с шариковыми и роликовыми муфтами (рис. 122, а).
На рис. 122, б—д показано расположение ведущих и ведомых
элементов соответственно при движении вперед, вперед накатом,
назад и назад накатом. Стрелки указывают направление вращения
элемента, выполняющего роль ведущего.
На рис. 122, е приведена схема сил, действующих в выключаю-
щем устройстве муфты свободного хода.
В начальный момент выключения (под воздействием забегающего
колеса) полумуфта действует на выпуклый профиль центрального
колеса с окружной силой Ря и осевой силой пружины Qa. Централь-
ное колесо, в свою очередь, действует на другую полумуфту с такой
204
Рис. 122. Кулачковая муфта свободного хода и схема ее работы:
1 *— ведущая муфта; 2 •— центральное опорное кольцо; 3 стопорное кольцо; 4 ** корпус
дифференциала; 5 н 8 *— полумуфты; 6 •- дистанционная втулка; 7 — пружина
же окружной силой. Последняя вызывает осевую реактивную силу Qpt
которая равна Qn. Под действием Qp полумуфта отходит от централь-
ного колеса.
При включении и выключении кулачковых муфт свободного хода
возникают динамические нагрузки, вызывающие повышенные на-
грузки в деталях трансмиссии. Кроме того, возможны затруднения
при включении ведомой муфты забегающего колеса после уравни-
вания угловых частот колес при низких температурах. Высокая
стоимость и недостаточная долговечность муфт свободного хода,
а также снижение использования сцепной массы при отклонении
забегающего колеса являются причиной ограниченного их примене-
ния.
7.4. ПРИВОД К ВЕДУЩИМ КОЛЕСАМ
Передача крутящего момента от дифференциала к ведущим коле-
сам в зависимости от типа подвески колес осуществляется с по-
мощью цельных валов полуосей или карданных передач. Полуоси
применяются в приводе ведущих неуправляемых колес; карданные
передачи с простыми карданными шарнирами — в приводе неуправ-
ляемых колес с подрессоренной главной передачей; карданные
передачи с синхронными шарнирами — в приводе управляемых
колес. Привод к ведущим колесам должен обеспечить отсутствие
205
Рис. 123. Расчетная схема действующих на полуоси неразрезных мостов;
а —е — полуоси соответственно полуразгруженная, разгруженная на три четверти н раз-
груженная полностью
пульсации момента и частоты вращения как к неуправляемым, так
и к управляемым колесам при полном ходе колеса, допускаемого
подвеской автомобиля.
Полуоси ведущего моста с жесткой балкой (рис. 123) в зависи-
мости от испытываемых полуосью нагрузок условно делятся на полу-
разгруженные (рис. 123, а), на три четверти разгруженные
(рис. 123, б) и полностью разгруженные (рис. 123, в).
Полуразгруженная полуось имеет внешнюю опору, установлен-
ную внутри балки моста (рис. 124). При этом со стороны колеса
полуось воспринимает все усилия и моменты, действующие от до-
роги. Полуразгруженные полуоси имеют наиболее простую конструк-
цию и поэтому широко применяются на легковых автомобилях.
Обычно в таких конструкциях отсутствует ступица колеса; ее за-
меняет фланец полуоси, к которому непосредственно прикреплены
диск колеса и тормозной барабан. Наружный конец полуоси опи-
206
рается на шариковые (рис. 124, а) или роликовые конические
(рис. 124, б) подшипники, которые передают как нормальные, так
и осевые усилия. При использовании шариковых подшипников для
передачи осевой силы одного из направлений на полуось запрессо-
вывается запорное кольцо 6 (рис. 124, а).
На три четверти разгруженная полуось (рис. 125) имеет внеш-
нюю опору между ступицей колеса и балкой моста. При этом изги-
бающие моменты от реакций RZk, Рк (Рт) и Rv (см. рис. 123, б)
воспринимаются одновременно и полуосью, и балкой моста через
подшипник. Доля нагрузок, приходящихся на полуось, зависит
от конструкции подшипника и его жесткости. Боковая сила Ry
нагружает подшипник моментом RyrK, который вызывает перекос
подшипника и резко снижает срок его службы. Вследствие указан-
ных недостатков полуоси такого типа имеют ограниченное приме-
нение.
Полностью разгруженная полуось имеет внешнюю опору со сту-
пицей колеса, установленную на разнесенных двух роликовых или
радиально-упорных шариковых подшипниках (рис. 126). Полуось
теоретически нагружается только крутящим моментом, передавае-
мым от дифференциала к колесам. Однако вследствие упругой де-
формации балки моста, технологической несоосности ступицы ко-
леса и полуосевой шестерни дифференциала, неперпендикулярности
207
Рис. 125. Соединения разгружен-
ной на три четверти полуоси с
колесом:
1 — полуось; 2 •— подшипник; 8 —
балка ведущего моста; 4 — фланец
полуоси
плоскости фланца к оси
полуоси возможно возник-
новение деформации из-
гиба полуоси. Напряже-
ние изгиба составляет
5—70 МПа.
На рис. 127 приведена
конструкция привода к
управляемым колесам лег-
кового автомобиля с по-
луразгруженной полуосью
и кулачковым шарниром.
Получили распростране-
ние приводы к управляе-
мым колесам неразрез-
ного моста (см. рис. 89),
в котором полуось раз-
груженного типа имеет
шарниры равных угловых
скоростей.
Расчет полуоси. В об-
щем случае движения на
колесо действуют крутя-
щий момент от тяговой
или тормозной сил Тк и
Тх‘, тяговая или тормоз-
ная сила при торможе-
нии центральным тормо-
зом Рк и Рх; боковая
сила Ry, возникающая при поворотах или заносах, и нормальная
реакция RzK (см. рис. 123, б). Одновременное возникновение мак-
симальной продольной и поперечных сил в контакте колеса с до-
рогой невозможно, так как совместное действие ограничивается
силой сцепления
^кФ = /(Р„)г + ^-
Нагрузочный режим полуосей и балок сводится к трем случаям.
1. Д в и-ж ение по прямой. Продольное усилие (Рк
или Рх) достигает максимальной величины, равной Дгкф. Максималь-
ный крутящий момент
Тк = 0,5Те “Ь ^б)»
208
Рис. 126. Соединение разгруженной полуоси со ступицей колеса:
1 — полуось; 2 балка ведущего моста; 3 ступица; 4 « подшипник; 5 крепление
ступнцы колеса
причем RZk = 0,5m'sgm,. (т),
где т'& — масса автомобиля, приходящаяся на ведущую ось;
тк (т) — коэффициент перераспределения нормальных реакций от
силы тяги (торможения);
„ _ 1 , hg<f .
тК (Т) 1 ± —>
здесь /(б — коэффициент блокировки; Лд — коэффициент динамич-
ности при передаче силы тяги; а и hg — координаты центра масс
автомобиля; <р — коэффициент сцепления; при расчете принимается
равным 0,8.
В этом случае Ry = 0.
2. Занос автомобиля. В этом случае действуют боковая
сила и нормальные реакции. Считаем, что продольная сила Рк =
= 0. Наибольшая боковая сила — центробежная сила, величина
которой ограничена сцеплением колеса с дорогой:
, 2
R/l = + Кун = Я-3,62 ~ “Ь М ф*
W9
Рис. 127. Привод к ведущим и управляемым колесам легкового автомобиля:
1 — ступица колеса 2 — подшипник; 3 — полуось; 4 — пружниа; 5 — шарнир равных
угловых скоростей
Вертикальные реакции и боковые силы внутреннего и наружного
колес
^в(н, = G,5mag(l ± 2h^>'/B);
= ^в(н)ф' = 0,5m;g(l ± 2hg<p'/B) <p',
где va — скорость автомобиля, км/ч; R — радиус поворота автомо-
биля, м; В — ширина колеи; ф' — коэффициент сцепления с доро-
гой при боковом скольжении принимается равным 1,0. Знак плюс
относится к полуоси внутреннего колеса по отношению направле-
ния заноса, знак минус — к полуоси наружного колеса.
3. Переезд ведущими колесами через пре-
пятствие. В таком случае нагружения учитывается только
вертикальное усилие
р ____ m iz
А*кд-----2~ Хдд’
210
где Кдд — коэффициент динамичности от дороги; для легковых ав-
томобилей Кдд = 1,75, для грузовых 2,50.
Размеры полуосей определяют, исходя из наиболее опасного слу-
чая нагружения. Опасное сечение для полуразгруженной полуоси
находится в зоне установки подшипника. При первом нагрузочном
режиме эквивалентное напряжение от изгиба и кручения
°и ~ 0, Id3 ’
где d — диаметр полуоси в опасном сечении.
При заносе изгибающие моменты и напряжения, действующие
на полуось,
Л4В = Rzub === “Н Кун^к*
(верхние знаки относятся к внутренней полуоси, нижние — к на-
ружной по отношению к направлению заноса).
При переезде ведущими колесами через препятствие напряжение
ои = т'^КллЬ1 (20, Id3).
Полностью разгруженная полуось рассчитывают только на кру-
чение при режиме максимальной тяговой силы
т = 7K/0,2 d3.
Полуось рассчитывают также на максимальный угол закручи-
вания
6° = (MKl/GJ) (1807л),
где I — длина полуоси; G — модуль упругости 2-го рода; J — мо-
мент инерции сечения полуосей при кручении.
Допустимый угол закручивания 0 = 8° на 1 м длины полуоси.
Полуоси воспринимают значительные переменные нагрузки. Обычно
их выполняют с утолщениями по концам, чтобы внутренний диа-
метр шлицев был не меньше основного диаметра полуоси. Для сни-
жения концентрации напряжений стремятся увеличить радиусы
переходов от одного диаметра к другому, уменьшить глубину шли-
цев, что вызывает необходимость увеличения их числа (от 10 для
легковых автомобилей и до 18 для грузовых). Значительно умень-
шается концентрация напряжений при переходе на эвольвентные
шлицы.
Полуоси изготовляют из легированных сталей марок ЗОХГС,
40ХМА, 40Х и подвергают закалке ТВЧ. Коэффициент запаса проч-
ности по текучести пт = 2,04-2,5. При длительной эксплуатации
211
автомобиля в тяжелых дорожных условиях могут возникать поломки
полуоси усталостного характера.
Выбор размеров подшипников полуосей и колес производится
для случая прямолинейного движения с учетом преобладающих
эксплуатационных нагрузок. В качестве расчетного принимают уси-
лие, соответствующее массе, приходящейся на колесо. Нагруз-
ками на подшипник от толкающего усилия (тормозной силы) и бо-
ковой силы пренебрегают, так как в условиях эксплуатации эти
силы или весьма невелики (Рк), или действуют кратковременно
(Pt, Ry). Расчетное число оборотов подшипников колес определяется,
исходя из средней скорости движения автомобиля. Выбор подшип-
ников полуосей и колес рассмотрен в гл. 10.
Глава 8 МОСТЫ
8.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Мостом называется узел автомобиля, соединяющий колеса одной
оси между собой и через подвесру с несущей системой. Мост воспри-
нимает от колес силы и реактивные моменты, возникающие в резуль-
тате взаимодействия колес с дорогой, и передает их подрессоренной
части.
Функционально мосты подразделяют на ведущие, управляемые,
управляемые ведущие и поддерживающие.
Ведущие мосты применяют в качестве заднего (и среднего) моста,
управляемые — в качестве переднего моста грузовых автомобилей,
а управляемые ведущие — в качестве переднего моста грузовых
автомобилей со всеми ведущими колесами.
Управляемые задние мосты применяют исключительно на много-
приводных автомобилях, специально предназначенных для движе-
ния по бездорожью, автомобиль с управляемыми задними колесами
не может отъехать от тротуара без того, чтобы не наехать на него.
Поддерживающие мосты используют в качестве заднего или про-
межуточного моста с целью повышения грузоподъемности автомо-
биля.
8.2. ВЕДУЩИЙ МОСТ
Ведущий мост представляет собой пустстзлую балку, в которой
размещены узлы трансмиссии: главная передача, дифференциал
и полуоси. Концы балки используются для установки подшипников
ступиц колес. Балка имеет фланцы для присоединения опорных дис-
ков или суппортов тормозных механизмов, а также площадки для
крепления рессор или кронштейны для установки подвески других
типов.
Ведущий мост воспринимает передаваемые через подшипники
ступиц колес вертикальные, боковые и продольные реакции, возни-
кающие в точках контакта колес с опорной поверхностью, а также ре-
активный тяговый момент, передаваемый через подшипники шестерни
главной передачи, и реактивные тормозные моменты, возникающие
в опорных дисках или суппортах тормозных механизмов. Ведущий
мост передает силы и моменты на подрессоренную часть через про-
дольные листовые рессоры или через натравляющие устройства и
упругие элементы подвески других типов.
Балка ведущего моста должна удовлетворять следующим требо-
ваниям:
1) надежно защищать от проникновения воды, грязи и от повреж-
дения механизмы трансмиссии, расположенные в балке;
£13
2) иметь высокую жесткость (максимальный статический про-
гиб не должен превышать 1,5 мм на 1 м колеи), для того, чтобы обес-
печить нормальные условия работы зубчатых зацеплений и не соз-
давать дополнительное напряжение изгиба в полуосях;
3) при минимальной массе обладать гарантированной прочностью
и долговечностью в пределах срока службы автомобиля;
4) обеспечивать достаточный дорожный просвет;
5) обеспечивать доступ ко всем укрепленным на балке механиз-
мам и устройствам для обслуживания и ремонта;
6) быть технологичной в изготовлении.
Конструктивные схемы балок ведущих мостов. Наибольшее
распространение получили три конструктивные схемы балок веду-
щих мостов.
1. Цельная балка, у которой средняя часть выполнена плоской,
открытой с обеих сторон. К одной из сторон болтами крепят картер
главной передачи, а отверстие с другой стороны закрывают прива-
ренной или установленной на болтах крышкой. Балки могут быть
сварными из двух половин, штампованных из листового материала,
соединенных продольными швами с цапфами или фланцами по кон-
цам (рис. 128, а), или литыми (рис. 128, б). В этом случае в балку
запрессозывают усиливающие трубы, используемые в качестве цапф
подшипников ступиц колес.
2. Балка, образованная картером главной передачи, в который
запрессованы кожухи полуосей с фланцами на наружных концах
(рис. 128, в). В этом случае картер главной переда1 и 1м~ет с зад-
ней стороны отверстие, что позволяет собирать и регулировать меха-
низм моста. Отверстие закрывают крышкой, прикрепляемой болтами.
3. Балка с поперечным разъемом, образованная картером глав-
ной передачи и крышкой картера с гнездом для подшипника диф-
ференциала, в которые запрессованы кожухи полуосей с фланцем
или цапфой на наружном конце (рис. 128, г).
При применении цельной балки заднего моста (см. рис. 128. а
и б) можно легко демонтировать главную передачу, представляющую
собой отдельный сборочный узел, не нарушая при этом регулировок
псдтипников и пятна контакта зубьев.
Сварные штампованные из листового материала балки имеют
меньшую массу и технологичнее в производстве, чем литые, поэтому
их применяют на легковых и грузовых автомобилях массового про-
изводства. Поперечное сечение таких балок изменяется по длине
от круглого у концов до прямоугольного в центральной части.
Толщина исходного материала меняется в широких пределах (от
3,5 мм для мостов легковых автомобилей до 10 мм для мостов грузо-
вых) в зависимости от нагрузки и характера работы моста.
Литые балки в меньшей мере отвечают условиям массового про-
изводства, область их применения — грузовые автомобили большой
грузоподъемности. Такие балки имеют прямоугольное по всей длине
поперечное сечение. Для повышения жесткости в балках делают
внутренние перегородки, используемые в качестве опор усиливаю-
щих труб. Литые балки имеют толщину стенок 8—10 мм.
214
Рис. 128. Балки ведущего моста:
а — сварная штампованная; б — литая; е — с кожу^амн полуосей, запрессованными в кар-
тер главной передачи; г — разъемная с кожухами полуосей, запрессоааннымн в картер и
крышку главной передачи
Балка, образованная картером гла&ной передачи, в который за-
прессованы кожухи полуосей (см. ри-с. 128, в), обладает высокой
жесткостью, что способствует снижению уровня шума при работе
моста. Крышка картера не несет нагрузки, что исключает возмож-
ность возникновения утечки масла через стык. Балки такого типа
в сочетании с полуразгруженными полуосями применяют в ряде
мостов легковых автомобилей.
215
Таблица 8
Деталь Марка материала, твердость сердцевины Метод упрочнения, твердость поверхности
Сварная штампо- ванная балка: средняя часть цапфа Литая балка Усилительная труба Кожух полуоси Листовая сталь 10, 17ГС; листовая сталь 40, НВ 187—229 Сталь 35, 40, НВ 269—321 Сталь ЗОЛ, 40Л, модифицирован- ный ковкий чугун КЧ 35-10, КЧ 37-12 Бесшовная труба, сталь 45, 40Х Бесшовная труба, сталь 45, 40Х, НВ 179—207 Закалка с нагревом ТВЧ на глубину 1,5—2,0 мм, НВ 235—321
Балка с поперечным разъемом (см. рис. 128, г) отвечает требо-
ваниям массового производства, относительно проста в изготовле-
нии и сборке, имеет небольшую массу, но не лишена недостатков.
К ним относятся невозможность регулировки предварительного на-
тяга подшипников дифференциала, ограниченная возможность ре-
гулировки пятна контакта шестерен из-за того, что нельзя отрегули-
ровать осевое положение ведомого зубчатого колеса, поэтому мосты
с такой балкой при работе создают повышенный шум. Наличие по-
перечного разъема балки, нагруженной изгибающим моментом,
вынуждает регулярно проверять затяжку болтов, соединяющих
картер и крышку, для предупреждения течи масла. Этого типа балка
была необходима при применении полуосей, выполненных как одно
целое с полуосевыми шестернями.
Материалы, применяемые для основных деталей балок ведущих
мостов. Данные о этих материалах приведены в табл. 8.
Размеры поперечного сечения балки ведущего моста. Схема,
конструкция и размеры главной передачи и дифференциала опреде-
ляют размеры балки ведущего моста.
Предварительно размеры поперечного сечения сварной штампо-
ванной балки или кожуха полуоси в месте крепления рессоры при
компоновке моста можно определить по моменту сопротивления
изгибу (в см3), определенному по эмпирической формуле
W = т3//2600,
где т3 — масса подрессоренной части автомобиля, приходящаяся
на рассматриваемый мост, кг; I — расстояние от центральной плос-
кости колеса до середины опорной площадки рессоры, см.
Напряжения, действующие в балке ведущего моста. Напряжения
в балке рассчитывают для различных случаев нагружения: при мак-
симальной силе тяги или максимальной тормозной силе; при заносй
и при переезде препятствия.
216
Рис. 129. Схема сил, действую-
щих на ведущий мост при макси-
мальных силе тяги и тормозной
силе, и эпюры изгибающих и
крутящих моментов;
1 — тяговый режим; 2 тормо-
жение
При действии
максимальной си-
лы тяги или мак-
симальной тормоз-
ной силы (рис. 129)
принимают, что коэффи-
циент сцепления колеса
с дорогой ф = 0,8.
Максимальная возмож-
ная сила тяги или тор-
мозная сила на колесе
Рк (Т) = фРгз»
где PZ3 — реакция на ко-
лесо, вычисленная с уче-
том перераспределения
нагрузки между мостами
при разгоне или торможе-
нии автомобиля;
Ргв == (^аз^/2) /Пк (т)»
/«аа — доля полной массы автомобиля, приходящаяся на колеса
рассматриваемого моста; тк (г) — коэффициент перераспределения
нагрузки на колеса переднего и заднего мостов.
При разгоне тк = 1 4= qhgIL’, при торможении tnx e 1 ±
± q>hg/L (верхние знаки относятся к переднему мосту, нижние —
к заднему).
Изгибающие моменты, создаваемые Ra в вертикальной плос-
кости и Рк (т) в горизонтальной, достигают максимальных значений
в сечении I—I — в месте крепления рессоры.
Если принять, что на балку действует сила, равная вертикаль-
ной реакции в точке контакта колеса с опорной поверхностью, то
AfB === Rzal'i М-р — tyRzdi
где I — расстояние от центральной плоскости колеса до места креп-
ления рессоры.
Реактивный крутящий момент, создаваемый силой тяги, дейст-
вует на балку на участке от оси шестерни главной передачи до места
крепления рессоры, а реактивный тормозной момент — на участке
от фланца крепления суппорта тормозного механизма до места креп-
ления рессоры:
Т — q>RzarK.
Е17
кальной и горизонтальной плоскостях
мулам:
Рис. 130. Схема сил, действу-
ющих на ведущий мост при
заиосе автомобиля, и эпюры
изгибающих моментов
При круглом труб-
чатом сечении балки
суммарный момент в
опасном сечении (месте
крепления рессоры) со-
гласно теории наиболь-
ших касательных на-
пряжений
Ms = / Mfe + + т2
и результирующее на-
пряжение в месте кре-
пления рессоры
Црез = M^JW.
При прямоугольном
сечении балки напря-
жения изгиба в верти-
складываются. Поэтому
вычисляют моменты сопротивления сечения изгибу в вертикальной
и горизонтальной плоскостях, а также кручению 1ГВ, НРГ и 1ГК
и определяют напряжения изгиба и кручения по следующим фор-
аи = Мв/Гв + Л1г/1Гг; т = WK.
Момент сопротивления кручению для прямоугольного сечения
с одинаковой толщиной б стенок
И7К = 2 (Л — 6) (Ь — б) б,
где hub — наружные размеры поперечного сечения.
Полученные напряжения не должны превышать [ои 1 = 3004-
-4-500 МПа; [т] = 150-^-400 МПа. Меньшие значения напряжений
относятся к литым балкам из ковкого чугуна, большие — к сварным
штампованным из листовой стали.
При заносе (рис. 130) реакции в продольной плоскости
отсутствуют. Вертикальные и горизонтальные реакции, действую-
щие в точке контакта колеса с опорной поверхностью для случая
скольжения автомобиля влево, определяют по формулам соответ-
ственно:
Rz зл = ("W/2) (1 + (p'2/ig/B); 1 13)
RzSa = (ma3£/2) (1 — ф'2/ig/B);
Ry зл ~ ф Rz зл> (114)
Ry зп = ф Rz за*
218
При боковом скольжении коэффициент сцепления колеса с доро
гой принимают равным <р' = 1.
В случае скольжения автомобиля влево изгибающий момент-
на левой стороне балки достигает максимального значения в се-
чении /—/ (см. рис. 130), соответствующем центральной плоскости
колеса, а изгибающий момент на правой стороне балки — в сече-
нии II—II — месте крепления рессоры:
Мл = Ry 8л^ю f
Л1П = Rz ВГ1/ -|- Ry зпГк'
При переезде препятствия предполагают, что про-
дольные и поперечные силы в точках контакта колес с опорной по-
верхностью отсутствуют, а вертикальные реакции достигают макси-
мального значения 7?гз/(д, где Кя — коэффициент динамичности,
который принимают равным 2,5 для грузовых автомобилей и 1,75
для легковых. Эпюра изгибающих моментов Л1В соответствует пер-
вому случаю нагружения (см. рис. 129), и напряжение изгиба в месте
крепления рессоры определяют по формуле
а„ = MB/W.
Напряжение не должно превышать значений, приведенных для
первого случая нагружения.
При движении автомобиля по неровной до-
роге вертикальное ускорение моста может достигать значения 10g
и превышать статическую нагрузку от силы тяжести подрессоренной
части, поэтому литые балки ведущих мостов грузовых автомобилей,
имеющие относительно большую массу, должны быть проверены
с учетом сил инерции от собственной массы моста. Для этого балку
(рис. 131) разделяют вертикальными плоскостями на отдельные
участки и рассчитывают массу этих участков. Далее рассчитывают
массы узлов и деталей, укрепленных на балке (кроме тех частей,
сила тяжести которых непосредственно воспринимается колесами —
на рисунке изображены штрихпунктирными линиями), и доли этих
масс, приходящихся на каждую из тех точек, где они присоеди-
няются к балке.
Затем, задаваясь определенным значением ускорения, строят эпю-
ру изгибающих моментов М}. Значения момента Mj должны быть
прибавлены к значениям момента А1в при расчете напряжений, со-
ответствующих первому случаю нагружения.
Напряжения в балке с запрессованными усиливающими трубами.
Для определения напряжений изгиба в балке с запрессованными
усиливающими трубами можно принять, что изгибающий момент
в каждом сечении делится между балкой и усиливающей трубой про-
порционально их осевым моментам инерции в плоскости действия
момента.
В местах запрессовки в балке и трубе возникают дополнительные
напряжения: растяжения в балке и сжатия в трубе. Если предполо-
жить, что балка, усиленная перегородкой, не деформируется, а по-
садка осуществляется только за счет деформации трубы, у которой
219
Изгибающие моменты
Рис. 131. Расчетная схема для определения изгибающих моментов, создаваемых
в балке собственной массой моста при движении автомобиля по неровной дороге
толщина стенки невелика по сравнению с диаметром, то можно счи-
тать, что распределенная радиальная реакция трубы, приходящаяся
на единицу длины окружности, q = 2EA/e.D, а напряжение сжатия
в трубе о = £/е, где Е — модуль упругости 1-го рода для стали;
А — площадь сечения трубы на длине запрессовки, А = (Dt—dj 6/2;
£>! — наружный диаметр трубы; — внутренний диаметр трубы;
б — толщина перегородки; е — относительный натяг в соединении;
е = (Pi—D)/D (см. рис. 128, б); D — диаметр отверстия в перего-
родке балки.
Значение q позволяет рассчитать силу трения, удерживающую
трубу в балке, при выбранном значении относительного натяга.
Прогибы балки. Показателем изгибной жесткости служит макси-
мальный прогиб балки, имеющей опоры в местах, соответствуоццих
центральным плоскостям колес, и нагруженной силой тяжести под-
рессоренной части в местах крепления рессор или упругих элемен-
тов других типов.
Для расчета прогиба удобно использовать графоаналитический
метод. Для этого строят эпюру изгибающих моментов в балке при
перечисленных выше условиях нагружения.
Балку условно разделяют на отдельные участки, для которых
поперечное сечение может быть принято постоянным, и вычисляют
для этих участков значения осевых моментов инерции. Затем эпюру
изгибающих моментов преобразуют для фиктивной балки постоянной
жесткости пересчетом ординат на наибольший момент инерции /шах!
м' = лишах//.
220
На этой основе строят эпюру изгибающих моментов в фиктивной
балке с постоянным моментом инерции «7шах по всей длине.
Затем определяют опорные реакции этой фиктивной балки от
действия фиктивной нагрузки и вычисляют для каждого сечения из-
гибающий момент Мф от действия фиктивной нагрузки.
Прогиб в каждом сечении действительной балки пропорционален
изгибающему моменту от действия фиктивной нагрузки в фиктивной
балке
/ в M^(EJaiai),
где Мф — момент; / — стрела прогиба.
8.3. УПРАВЛЯЕМЫЙ МОСТ
Управляемый мост состоит из балки и поворотных кулаков,
шарнирно соединенных с ней при помощи шкворней. Поворотные
кулаки, выполненные вместе о цапфами подшипников ступиц колес
и фланцами для крепления опорных дисков или суппортов тормоз-
ных механизмов, воспринимают и передают на балку вертикальные,
боковые и продольные реакции, действующие в точке контакта ко-
леса с опорной поверхностью, а также реактивные тормозные мо-
менты, возникающие в опорных дисках или суппортах тормозных
механизмов, которые передаются на подрессоренную часть через
элементы подвески.
Управляемый мост должен удовлетворять перечисленным ниже
требованиям:
1) обеспечивать стабилизацию и иметь развал управляемых колес;
2) обеспечивать необходимые углы поворота кулаков вперед
и назад;
3) допускать пониженное расположение силового агрегата, что
позволяет уменьшить высоту центра массы автомобиля;
4) обладать достаточной жесткостью, чтобы не возникало суще-
ственных деформаций от усилий, действующих со стороны руле-
вого механизма и реакций колес;
5) при минимальной массе обладать гарантированными проч-
ностью и долговечностью в пределах всего срока службы автомобиля.
Конструкция управляемого моста. На рис. 132 показана кон-
струкция управляемого моста. Балка представляет собой поковку
двутаврового сечения, постепенно переходящего на концах, где рас-
положены бобышки с отверстием для шкворня, в прямоугольное.
Средняя часть балки, на которой располагаются площадки креп-
ления рессор, опущена относительно концов, чтобы как можно
ниже расположить силовой агрегат. Нижний торец бобышки балки
опирается на поворотный кулак через опорный подшипник, состоя-
щий из стального опорного кольца и шайбы из графитизированной
бронзы, или через упорный шариковый или роликовый конический
подшипник. Для регулировки осевого зазора между верхним торцом
бобышки балки и поворотным кулаком помещают регулировочные
прокладки.
221
Рис. 132. Управляемый мост:
1 —опорный подшипник поворотного кулака; 2—бобышка балки; 3 —регулировочные
прокладки; 4 — шкворень; 5 — площадка крепления рессоры
Оси шкворней наклонены в поперечной и продольной плоскостях
для обеспечения стабилизации управляемых колес. Колеса установ-
лены с углами развала и схождения для того, чтобы уменьшить со-
противление качению и износ шин.
Материалы, применяемые для основных деталей управляемых
мостон. Данные о этих материалах приведены в табл. 9.
Определение размеров основных деталей управляемого моста.
Двутавровое сечение балки обеспечивает ей большую жесткость
и прочность в вертикальной плоскости при минимальной массе.
Таблица 9
Деталь Марка стали, твердость сердцевины Метод упрочнения, твердость поверхности
Балка Поворотный кулак Шкворень 45, ЗОХ, 40Х, НВ 241—285 ЗОХ, 40Х, НВ 241—285 45, 50 20Х, 20ХН, 18ХГТ Накатка галтели цапфы Закалка с нагревом ТВЧ иа глубину 1,5—2,0 мм, HRC 57—65 Цементация на глубину 1,0—1,5 мм, HRC 56—62
222
о,5а
Рис. 133. Рекомендуемые со-
отношения размеров сечения
балки управляемого моста
Рис. 134. Схема сил, действу- *
ющих на управляемый мост
при торможении и заносе
автомобиля, н эпюры изгиба-
ющих и крутящих моментов:
1 торможение 2 •— занос
Рекомендуемые соотношения размеров двутаврового сечения пока-
заны на рис. 133. Штриховой линией показано эквивалентное се-
чение. Момент сопротивления сечения в вертикальной плоскости
WB = 20а3, а в горизонтальной U7r = 5,5а3.
На участке между площадками крепления рессор балка сохра-
няет постоянное сечение.
При компоновке моста для предварительного выбора момента со-
противления изгибу балки (в см3) в месте крепления рессоры можно
воспользоваться следующей эмпирической формулой, полученной
в результате проверки ряда мостов:
W = mn//2200,
где тп — масса подрессоренной части автомобиля, приходящаяся
на рассматриваемый мост, кг; I — расстояние от центральной плос-
кости колеса до середины опорной площадки рессоры, см.
Высоту концевой бобышки балки принимают примерно равной
высоте поперечного сечения балки, а диаметр шкворня 0,35—0,45
высоты концевой бобышки.
Длину втулок поворотного кулака принимают равной 1,25 —
1,50 диаметра шкворня.
Напряжения, действующие в деталях управляемого моста. Зада-
чей расчета является определение напряжения в балке, поворотных
кулаках, шкворне, втулках поворотного кулака и опорных под-
шипниках (шайбах) для двух случаев нагружения: при торможении
и при заносе.
Расчетную схему (рис. 134) составляют, считая, что углы попе-
речного и продольного наклона шкворня, а также развала колеса
равны нулю, а оси цапф обоих поворотных кулаков совпадают и
223
(115)
располагаются в одной поперечной вертикальной плоскости с осями
шкворней.
Балка при торможении. При торможении на балку
действует вертикальная реакция Rzn, приложенная в центральной
плоскости колеса, и тормозная сила на колесе Рх.
С учетом перераспределения нагрузки между мостами при тор-
можении автомобиля
Rzn = ("W/2) тх.
Тормозная сила на колесе
Рг = (рРгв.
Изгибающие моменты от Rm в вертикальной и горизонтальной
плоскостях имеют максимальные значения в местах крепления рес-
сор:
Л1в — RzJzi
MT = (pR№l2.
Реактивный тормозной момент, действующий на участке от от-
верстия для шкворня до места крепления рессоры,
Т = РХ^к == tyRz п^к-
При ЭТОМ
Q„ = MB/WB + Mr/Wг = Rzal2 l(UZr + <p№B)/№BU7rl;
T = P/(^K/6max),
где JK — момент инерции при кручении; 6max — наибольшая тол-
щина сечения балки.
Для двутаврового сечения
JK = 0,42 йб3,
рде б — короткая, h — длинная стороны прямоугольников, на ко-
торые можно разбить сечение.
Напряжения не должны превышать [ои1 = 300 МПа, [т ] =
в= 150 МПа.
При определении моментов сопротивления площадку крепле-
ния рессоры не принимают во внимание.
Балка при заносе. Вертикальные и горизонтальные
реакции, действующие в точке контакта колеса с опорной поверх-
ностью, определяют по формулам (113) и (114), подставляя /?2П и
Rya вместо Rz3 и Ry3 и тап вместо таз. Коэффициент сцепления
колеса с дорогой при боковом скольжении <р' принимают равным еди-
нице.
В случае скольжения автомобиля влево (см. рис. 134) изгибаю-
щий момент на левой стороне балки имеет максимальное значение
в сечении /—/ по оси отверстия для шкворня, а изгибающий момент
£24
Рис. 135. Схемы для расчета поворотного кулака, шкворня и втулок поворотного
кулака
на правой стороне балки — в сечении //—// в месте крепления рес-
соры:
МЛ = Rz ПЛ^1 Ry ПЛ^К! Jg)
АГП = Rz пп^2 “И Ryan^H'
Поворотный кулак (рис. 135, а). Опасным сечением по-
воротного кулака является сечение ///—III у галтели цапфы диа-
метром du. Так как реактивный крутящий момент прикладывается
на фланце крепления опорного диска или суппорта тормозного ме-
ханизма, то при торможении у галтели действуют только изгибающие
моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, которые
могут быть определены по формулам (115), где 12 следует заменить
на 13- Напряжение изгиба в этом сечении
а„ = VMv + MrlW = /?zn/3/T+V/(0,14).
Напряжение не должно превышать [ои 1 — 550 МПа.
При заносе изгибающие моменты в опасных сечениях правого
и левого поворотных кулаков неодинаковы. Их значения могут быть
найдены по формулам (116), в которых 1Х и /2 следует заменить на 1Я.
Шкворень и втулки поворотного кулака.
При торможении и заносе на шкворень в местах, соответствующих
серединам верхней и нижней втулок поворотного кулака, отстоящих
одно от другого на расстоянии (а + Ь), действуют в поперечной
(рис. 135, 6) и продольной (рис. 135, в) плоскостях усилия, перпенди-
кулярные к оси шкворня.
При торможении момент, создаваемый вертикальной реакцией
опорной поверхности, уравновешивается моментом пары сил
действующих в поперечной плоскости (см. рис. 135, б):
Qmz — RgnR/(a + R)>
Rzn = (mang/2) mz-
Реактивный тормозной момент уравновешивается моментом пары
сил Qmz, действующих в продольной плоскости (рис. 135, в):
Qmz = <f>Rznrк\а + ^)»
8 Лукин П. П. и др.
225
а реактивная тормозная сила Р? — силами, действующими в середи-
нах соответственно верхней и нижней втулок:
Ств = Ри Qth = РчЬЦа -j- b).
Реактивная тормозная сила Pz, действующая на плече 1Х
(рис. 135, г), создает в тяге рулевой трапеции усилие, которому про-
тиводействует такое же усилие, создаваемое на поворотном кулаке
противоположного колеса. Оно будет сжимающим при заднем рас-
положении рулевой трапеции и растягивающим при переднем распо-
ложении. Сила в тяге рулевой трапеции при движении автомобиля
по прямой
М = Pzljs.
Эта сила действует в поперечной плоскости на расстоянии lt
ниже оси цапфы. Ее можно перенести в точку пересечения осей
шкворня и цапфы, приложив момент Nl4 (см. рис. 135, б). Момент Л74
уравновешивается моментом пары сил, действующих в поперечной
плоскости:
Qmn — NlJ(a 4- b),
а усилие N — силами, действующими в серединах соответственно
верхней и нижней втулок:
Qnb = Ма/(а 4~ и Сл/н — Nb/(a 4~ b).
Согласно рис. 135, бив результирующее усилие на нижней
втулке
<2н = /(СMz 4* Qmn 4~ C/vh)2 4- (Q 4~ Qth)2.
на верхней
Qb — V (Qmz 4* Qmn — Cwb)2 4* (Qmt — Qtb)2-
Таким образом, при торможении наиболее нагруженным является
нижний конец шкворня:
Сторм = Сн-
При заносе силы и моменты действуют только в поперечной плос-
кости. Для шкворней левого и правого поворотных кулаков силы QMz
различны; их определяют соответственно по следующим формулам:
Сл зан = (Rz пл4 - Rw»rK)/(a 4- b) = [(1 4- q>2ht/B) (lt - (рги)/(а 4-
+ ЭД Rzn<
Qn зан = (Rz шЛ + Ry ппГк)/ (a 4- b) = 1(1 - q>2ftfi/B) X
Х(/14*Фгн)/(а + ЭД^zn>
где
Rin
Шкворень диаметром рассчитывают на изгиб и срез в сечении,
совпадающем с нижним торцом бобышки балки. За расчетное уси-
лие Qp принимают наибольшую из сил QTopM или Q3aH (наибольшее
из значений для левого или правого поворотного кулака).
226
Для шкворня напряжения изгиба и среза
аи = <2рй/(0,Нш) и Tcp==4Qp/(jrd?u).
Напряжения не должны превышать [ои] = 500 МПа, а [тср] =
100 МПа.
Напряжение смятия втулки осы — (2р/(/вт</ш) рассчитывают
для двух условий: для наибольшей из результирующих сил при
торможении или при заносе
Qp = Сторм (Сзан)-
При ЭТОМ
[°см] < 50 МПа.
При статическом нагружении
QP = Qmz = RzMta + 6) = 0,5mangZi/(fl + 6);
при этом
[осм] < 1,5 МПа.
Расчет опорного подшипника поворотного кулака. Расчет заклю-
чается в определении эквивалентной статической нагрузки в соот-
ветствии с ГОСТ 18854—82 «Подшипники качения. Методы расчета
статической грузоподъемности и эквивалентной статической на-
грузки».
За расчетный режим для роликового конического подшипника
поворотного кулака принимают движение с постоянной скоростью
va — 40 км/ч по криволинейной траектории радиусом 7? = 50 м
или va — 20 км/ч при R = 12 м.
Вертикальная реакция в точке контакта колеса с опорной поверх-
ностью для наиболее нагруженного наружного по отношению
к центру поворота колеса
Rz = (mang/2) [ 1 + (2fts/B) (vl/Rg)].
Если принять, что на поворотный кулак действует усилие, рав-
ное вертикальной реакции в точке контакта, и предположить, что
hg/B = 0,5, то
Rz = l,25mang/2
и осевая нагрузка на опорный подшипник
Fa = 0,625mar,g.
В связи с относительно небольшим угловым перемещением и
опасностью поверхностного разрушения колец подшипник выби-
рают по статической грузоподъемности Со, принимая эквивалентную
статическую нагрузку Ро = (0,54-0,33) Св.
За расчетный режим для опорной бронзовой шайбы, применяемой
в управляемых мостах вместо роликового конического подшипника,
принимают статическую нагрузку при полной массе автомобиля
Fa = maag/2.
8*
227
При этом напряжение смятия
а™ = 4Fa/[n (Da—d2)],
где Dud — соответственно наружный и внутренний диаметры
шайбы. Обычно [осм1 < 30 МПа.
Поворотный кулак и детали шкворневого узла при передней не-
зависимой подвеске. Приведенные выше расчеты напряжений, дей-
ствующих в поворотном кулаке, шкворне, втулках и опорной шайбе
поворотного кулака при управляемом мосте и допустимые значения
напряжений, а также методы подбора опорного подшипника поворот-
ного кулака могут быть распространены на аналогичные детали пе-
редней независимой подвески.
8.4. УПРАВЛЯЕМЫЙ ВЕДУЩИЙ МОСТ
На полноприводных автомобилях управляемый мост выполняют
одновременно ведущим (см. рис. 89). Обычно управляемый ведущий
мост бывает несимметричным, так как главная передача и дифферен-
циал должны быть смещены вправо или влево от плоскости симмет-
рии автомобиля, чтобы обеспечить необходимый зазор между масля-
ным картером двигателя и карданной передачей, соединяющей глав-
ную передачу этого моста с раздаточной коробкой.
Балки управляемых ведущих мостов выполняют цельными или
разъемными, сварными штампованными или литыми. На концах
балки имеются фланцы, к которым болтами укрепляют шаровые
опоры поворотного устройства управляемых колес. Шаровая опора
имеет два соосно расположенных редиальных отверстия, используе-
мых для центровки коротких, приваренных к шаровой опоре ши-
пов, исполняющих функции шкворня. Шипы располагают на шаро-
вой опоре так, чтобы получить необходимые углы поперечного и
продольного наклонов шкворня.
Поворотные кулаки обычно выполняют сборными, состоящими
из корпуса и цапфы с фланцем. Корпус кулака устанавливают на
шипах шаровой опоры с помощью роликовых конических подшип-
ников. В центральные отверстия шаровой опоры и цапфы запрессо-
вывают втулки из антифрикционного материала, используемые для
центровки шарнира равных угловых скоростей.
Для определения напряжений, действующих в деталях управляе-
мого ведущего моста, используют соответствующие зависимости,
приведенные выше для ведущего и управляемого мостов.
Глава 9 ПОДВЕСКА
9.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Подвеской автомобиля называется совокупность устройств, обес-
печивающих упругую связь между несущей системой и мостами или
колесами автомобиля, уменьшение динамических нагрузок на несу-
щую систему и колеса и затухание их колебаний, а также регулиро-
вание положения кузова автомобиля во время движения.
По назначению детали подвески делятся на упругий элемент, вклю-
чающий в себя стабилизатор поперечной устойчивости, направляю-
щее устройство и гасящее устройство. Упругий элемент передает
вертикальные нагрузки и снижает уровень динамических нагрузок,
возникающих при движении автомобиля по неровностям поверх-
ности дороги, обеспечивая при этом необходимую плавность хода
автомобиля.
Направляющее устройство подвески передает несущей системе
автомобиля силы и моменты между колесом и кузовом и определяет
характер перемещения колес относительно несущей системы автомо-
биля. В зависимости от конструкции направляющее устройство пол-
ностью или частично освобождает упругий элемент от дополнитель-
ных нагрузок, передаваемых колесами раме (кузову) автомобиля.
Гасящее устройство, а также трение в подвеске обеспечивают
затухание колебаний кузова и колес автомобиля, при котором меха-
ническая энергия колебаний переходит в тепловую. Подвески по
типу упругого элемента подразделяются на рессорные, пружинные,
торсионные, резиновые, пневматические, гидравлические и комби-
нированные.
В зависимости от типа направляющего устройства все подвески
делятся на зависимые и независимые. Особенностью зависимой
подвески колес является наличие жесткой балки, связывающей ле-
вое и правое колеса, поэтому перемещение одного колеса в попереч-
ной плоскости передается другому. При независимой подвеске от-
сутствует непосредственная связь между колесами. Каждое колесо
данного моста перемещается независимо одно от другого.
Независимые подвески по характеру перемещений, сопуствую-
щих вертикальному подъему колеса, подразделяются на подвески
с перемещением колеса в поперечной, продольной плоскости или
в двух плоскостях (поперечной и продольной) и свечные.
Гасящее действие в подвеске обеспечивается главным образом
амортизатором. В настоящее время наибольшее распространение
получили гидравлические амортизаторы. По характеру работы раз-
личают амортизаторы одностороннего и двустороннего действия.
Амортизаторы одностороннего действия создают сопротивление и
229
Рис. 136. Предельные средние квадратические
ускорения (стандарт ИСО 2631):
сплошные линии— вертик льные ускорения; штри-
ховые — горизонтальные
гасят колебания только при ходе отбоя,
а двустороннего действия — как при
ходе отбоя, так и при ходе сжатия.
По конструктивному признаку разли-
чаются амортизаторы телескопические
и рычажные.
Основные требования, предъявляе-
мые к подвескам, следующие.
1. Упругая характеристика подвески
должна обеспечить высокую плавность
хода, отсутствие ударов в ограничители
хода, противодействовать кренам при
торможениях и «приседаниях» при разгоне
повороте, «клевкам» при
автомобиля.
2. Кинематическая схема должна создать условия для возмож-
ного минимального изменения колеи и углов установки шкворней
и управляемых колес; осответствие кинематики перемещения колес
кинематике рулевого привода, исключающее колебания управляе-
мых колес вокруг шкворней.
3. Оптимальная величина затухания колебаний кузова и колес.
4. Надежная передача от колес кузову или раме продольных и
поперечных усилий и их моментов.
5. Малая масса элементов подвески и особенно неподрессоренных
частей.
6. Достаточная прочность и долговечность деталей подвески и
особенно упругих элементов, относящихся к числу наиболее нагру-
женных деталей автомобиля.
На организм человека влияют амплитуда, частоты, ускорения
и интенсивность ускорений колебательного движения. В практике
оценки общей интенсивности колебаний подрессоренной массы авто-
мобиля широко применяется дисперсия ускорения при движении
по заданной дороге. Данный критерий является интегральным и
учитывает весь спектр воздействующих колебаний.
Дисперсия является статистически хорошо определяемой вели-
чиной, что позволяет сравнительными испытаниями или соответству-
ющими расчетами оценить влияние на ее величину самых незна-
чительных изменений в конструкции автомобиля и его подвеске.
Международная организация по стандартизации (ИСО) разрабо-
тала стандарт, устанавливающий допустимые средние квадратиче-
ские ускорения в диапазоне 1—80 Гц при продолжительности воз-
действия, равной 8 ч (рис. 136). Показанные на рисунке границы
1—Г соответствуют предельным значениям, при превышении кото-
рых снижается производительность труда. Границы 2—2' обеспечи-
вают безопасность для здоровья водителя, а границы 3—3' оцени-
вают соответствующее нарушение комфорта. Колебание кузова
230
при движении автомобиля по неровной дороге происходит не со слу-
чайно меняющимися частотами, а с частотами собственных колеба-
ний. Снижение этих частот способствует понижению ускорений
колебаний кузова при движении автомобиля по любой дороге и при-
водит к улучшению плавности хода автомобиля.
Физиологически наиболее привычными для человека являются
колебания с частотами, свойственными нормальной ходьбе. При
хорошем качестве подвески значение собственных частот составляет
для легковых автомобилей 0,8—1,2 Гц, а для грузовых автомобилей
и автобусов — 1,2—1,9 Гц. Если собственные частоты лежат в ука-
занных выше пределах, человеческий организм хорошо переносит
колебания.
9.2. КОЛЕБАНИЯ И ПЛАВНОСТЬ ХОДА
АВТОМОБИЛЯ
При построении основной эквивалентной колебательной системы
для определения собственных частот подрессоренных масс, характе-
ризующих плавность хода автомобиля, достаточно отразить в ней
только факторы, вызывающие линейные перемещения z и угловые
перемещения ф подрессоренной массы, и рассматривать ее без учета
влияния неподрессоренных масс, демпфирования и возмущающих
факторов (рис. 137). При рассмотрении принимаем, что автомобиль
симметричен относительно продольной плоскости, поэтому рассмо-
трим плоскую модель.
Подрессоренной частью автомобиля являются все его элементы,
масса которых передается упругими элементами подвески (кузов,
рама). Те элементы, масса которых не передается через упругие эле-
менты подвески, называют неподрессоренными элементами автомо-
биля (колеса в сборе, детали направляющих устройств, включая
неподрессоренные мосты, часть массы упругих элементов и аморти-
заторов). Для составления уравнения движения системы восполь-
зуемся уравнением Лагранжа.
Кинетическая и потенциальная энергии рассматриваемой системы
К — 0,5mn z2 0,5mnp2fp2;
П = 0,5сп (г 4- шр)2 4- 0,5с3 (г — Ьф)2. (117)
Рис. 137. Приведеннаи модель автомобиля
851
Дифференцируя систему уравнений (117) по обобщенным коорди-
натам и подставляя значения производных в уравнение Лагранжа,
получим систему дифференциальных уравнений вертикальных и
продольно-угловых колебаний
тлг 4- z (сп + с3) + q> (спа — с3Ь) = 0;
тпр2Ф + ф (Спа2 + с3Ь2) + г (спа — с3Ь) = 0, (118)
где
Сп = СрПСшп/(Срп 4“ сшп);
Сз == Срз^шз/(Срз 4“ £щз)>
тп — подрессоренная масса; срп, срз — приведенная жесткость
упругих элементов соответственно передней и задней подвесок;
сшп, сшз — жесткость шины соответственно передних и задних ко-
лес; р — радиус инерции подрессоренной массы автомобиля.
Система дифференциальных уравнений (118) показывает, что в об-
щем случае координаты z и ф связаны между собой. Если сместить
кузов параллельно самому себе в направлении оси z, а затем вне-
запно отпустить, то отмечаются не только вертикальные перемеще-
ния г, но и угловые с углом поворота ф. Координаты z и ф независимы
только при спа — свЬ = 0. В этом случае приложенная сила к центру
массы вызывает только вертикальное смещение без поворота. Тогда
уравнения (118) примут вид
mn2 4-z(cn4-c3) = 0;
тпр2ф 4- Ф (сп«2 4- с3Ь2) = 0. (119)
Соответствующие этим уравнениям собственные частоты
= 1/ £п+£з_ Cnfl2 + C3fe2 )
1 V тп Ф г mup2 ' '
Условие равенства частот вертикальных и угловых колебаний
получим, если приравняем сог и (оф (согласно уравнению 120)
(сп4-с3)/тп = (спа2 +с362)/(тпр2). (121)
При этом принимаем, что колебания передних и задних подрессорен-
ных частей независимы и справедливо условие: сп = с3 (fc/а). Из
равенства (121) находим, что вертикальные и угловые колебания бу-
дут равны при р2 = аЬ.
Собственные частоты передней и задней частей подрессоренных
масс можно выразить через соответствующие массы и жесткости!
Здесь щп.п — тпЫ(а + Ь) и тп,в = таа/(а 4- Ь).
232
Рис. 138. Влияние соотношения юп7ш3 собствен-
ных частот колебаний передней н задней подвесок
на угловые колебания автомобиля при скоростях
движения;
о — 25 км/ч: 6 — 80 км/ч: 1—3 — о>п/о3 соответ-
ственно равно 1,4: 1,0 и 0,8
Таким образом, при принятых выше
условиях эквивалентную систему авто-
мобиля можно представить как состоя-
щую из двух подрессоренных передней
и задней масс тпп и тпз и опирающихся
соответственно на пружины с приве-
денными жесткостями сп и с3. При зна-
чениях е = p2/ab = 0,8-т-1,2 колеба-
ния подрессоренных масс над передней
и задней осями являются практически
несвязанными, и, следовательно, для
нахождения частот свободных колебаний можно пользоваться фор-
мулами (122). Частота колебаний в минуту связана с угловой часто-
той соотношением
. ЗО<оп 30 /" сп
п л л г Ми '
Если выразить через статический прогиб /ст, то
30 ~[ /~'лгп, tlg ~ 300
П If Г fc-rmnn УГ/ст
При проезде автомобилем неровности ее воздействие передается
передним и задним колесам и вызывает угловое перемещение кузова.
Сдвиг по времени между двумя воздействиями зависит от базы авто-
мобиля и скорости движения.
На рис. 138 приведены кривые изменения относительных угловых
перемещений кузова ф/д0 в зависимости от соотношения собственных
частот передней и задней подвесок <оп/(о3 и скорости движения авто-
мобиля.
При малых скоростях сдвиг фаз между перемещениями перед-
ней и задней частей кузова таков, что угловые колебания усили-
ваются с уменьшением соотношения (оп/(о3 (рис. 138, а), а при уве-
личении скорости угловые перемещения начинают уменьшаться
(рис. 138, б).
Поэтому для быстроходных автомобилей передние подвески вы-
полняют с меньшей жесткостью. Причем соп = (0,85-г-0,95) о8.
9.3. УПРУГАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПОДВЕСКИ
Упругая характеристика подвески представляет собой зависи-
мость вертикальной нагрузки на колесо от деформации подвески /,
измеренной непосредственно над осью колеса. Подвеска характе-
233
Рис. 139. Оптимальная форма упругой харак-
теристики подвески
ризуется статическим прогибом /СТ1
динамическим прогибом /д и коэф-
фициентом динамичности /Сд. Коэффи-
циент динамичности Кд = & /Лг .
Упругая характеристика подвески
должна проходить через точку а
(рис. 139), соответствующую полной
статической нагрузке и статическому
прогибу, характеризующему задан-
ную плавность хода. Сдругой сторо-
ны, для устранения опасности сопри-
косновения металлических деталей
при максимальной деформации упру-
гого элемента характеристика должна пройти через точку Ъ, опреде-
ляемую коэффициентом динамичности, причем Кп = 1,754-2,5. Выпол-
нить эти условия можно только при нелинейной характеристике.
При линейной характеристике ОЬ коэффициент динамичности будет
иметь заданное значение, но неудовлетворительную плавность хода
(точка аь). И наоборот, при характеристике ОЬ' статический прогиб
равен заданному, но возможны частые пробои, вызванные малой ди-
намической емкостью подвески.
Динамическую емкость можно увеличить при возрастании ди-
намического прогиба, однако это приведет к значительному увели-
чению хода подвески.
Под емкостью подвески понимают работу, которую необходимо за-
тратить, чтобы деформировать полностью разгруженный упругий
элемент (до соприкосновения деталей, ограничивающих деформацию
упругого элемента). В общем случае
'max
U = J
о
где Ф (/) — аналитическое выражение характеристики подвески.
Если характеристика подвески линейна, т. е. Ф (/) = cf, то ем-
кость подвески
и = 0,5с/тах,
где с — жесткость подвески.
Емкость подвески ограничена жесткостью и максимальным ходом
подвески. Возрастание хода подвески приводит к значительным
перемещениям кузова относительно колес, что снижает устойчивость
автомобиля, повышает требования к направляющему устройству
подвески, усложняет условия работы рулевого привода и увеличи-
вает пределы изменения дорожного просвета при независимой под-
веске колес.
234
Динамический прогиб по отношению к статическому для легко-
вых автомобилей составляет = 0,5 /ст, для автобусов /д =
= 0,75 /ст, а для грузовых автомобилей /д = /ст.
В упругую характеристику подвески А—а—Ь включен буфер
отбоя, снижающий ход подвески на величину О А.
Масса подрессоренной части, определяющей величину статиче-
ского прогиба, изменяется на легковых автомобилях для передних
подвесок в среднем на 10—30 %, а для задних на 45—60 %; у авто-
бусов на 200—250 % и у грузовых автомобилей на 240—400 %.
Значительное изменение массы оказывает большое влияние на
упругую характеристику подвески. На рис. 139 приведены желаемые
формы кривых характеристик для порожнего (Аа, d) и полунагру-
женного (Аа"с) автомобиля. Необходимо осуществить изменения
жесткости с изменением нагрузки.
В общем случае для сохранения постоянства собственной частоты
при изменении нагрузки на подвеску необходимо иметь нелинейную
характеристику, которая удовлетворяла бы условию
^-= /=/ст = const, (123)
где ст — dRJdf — жесткость подвески в произвольной точке ха-
рактеристики.
Уравнение (123) можно переписать в виде dRz/Rz = dflf. Интег-
рируя это выражение и используя начальные условия, при кото-
рых / = /о и Rz = 7?Zc, получим In Rz *= (Rfc) 4- с. Откуда с =
= In Z?Zo — 1. Тогда Rz =
Таким образом, для того чтобы кузов автомобиля имел незави-
симо от нагрузки постоянную частоту собственных колебаний, ха-
рактер! стика подвески должна изменяться по закону показатель-
ной функции.
Существует ряд способов получения нелинейной упругой харак-
теристики желаемого вида. Для того чтобы при линейной характе-
ристике основного упругого элемента получить заданную нелиней-
ную характеристику подвески, обычно применяют несколько упру-
гих элементов.
Дополнительный упругий элемент может применяться для уве-
личения емкости подвески или для получения заданного статиче-
сктго прогиба. Для изменения жесткости задней подвески грузового
автомобиля применяют обычно дополнительную рессору (подрес-
сорник) с опорами, имеющими криволинейную поверхность
(рис. 140, а). Рабочая длина подрессорника с увеличением нагрузки
уменьшается, а жесткость увеличивается. На некоторых автомоби-
лях такие опоры применяются и для основной рессоры. На
рис. 140, б приведена конструкция рессоры, в которой предусмо-
трены дополнительные нижние листы с радиусами кривизны, значи-
тельно большими, чем у верхних листов. Нижние листы выпол-
няют функции подрессорника, обеспечивая более плавное увеличе-
ние жесткости при полной статической нагрузке. Включение подрес-
сорника в работу происходит при ходе /в. п ~ 0,6 /д.
235
f 2
В качестве дополнительных упругих элементов обычно при-
меняются резиновые элементы. Кривую упругой характеристики,
близкую к заданной, можно получить с использованием подвески
с корректирующими пружинами (рис. 140, в и рис. 141). Корректи-
рующие пружины в состоянии статического равновесия находятся
в горизонтальном положении и испытывают растяжение или
сжатие.
При перемещении колеса на величину z у пружин, работающих
на растяжение, появляется составляющая RZr, совпадающая по на-
правлению с усилием от основного упругого элемента. На
рис. Ml, а прямая / соответствует основному упругому элементу,
236
Рис. 141. Схемы псдвесок с корректирующими пружинами и их упругие характери-
стики:
а — растяжение; б >— сжатие; 1 •- основная пружина; 2 корректирующие пружины
а кривая // — корректирующим пружинам. Результирующая ха-
рактеристика /// имеет нелинейный характер. Если корректирую-
щие пружины работают на сжатие, то усилие 7?Zj( направлено в сто-
рону, противоположную направлению 7?Zp, что приводит к уменьше-
нию жесткости подвески.
Если корректирующие пружины работают на растяжение, то
условный статический прогиб определяется жесткостью ср основного
упругого элемента, а динамическая емкость зависит от суммарною
усилия основного упругого элемента и корректирующих упругих
элементов (7?z + ₽2к)шах- При работе корректирующих пружин
на сжатие условный статический прогиб определяется суммарным
действием основного упругого элемента и корректирующими пружи-
нами, а динамическая емкость зависит только от основного упругого
элемента. Усилия, создаваемые корректирующими пружинами,
RZk = RZK sin а = сп [(o/cos а) — а — Д/п] sin а,
где Д/п — деформация корректирующей пружины в нейтральном
положении; сп — жесткость корректирующей пружины.
Выражая sin а и cos а через а и г, получим
Rz —с z(l a±^fu
2к~ СпЧ а24-г2 /•
При определении усилий, создаваемых корректирующими пружи-
нами при сжатии, знак при Д/п должен быть отрицательным. Под-
237
Рис. 142. Зависимая пневматическая балонная подвеска ведущих колес автобуса
ЛАЗ-699:
I ** тяга; 2 — баллон; 3 — регулятор; 4 — резервуар; 5 — амортизатор; 6 — балка; 7
буфер отбоя
веска с корректирующими пружинами удобна при малых измене-
ниях подрессоренной массы.
Регулирование жесткости подвески в зависимости от массы под-
рессоренной части наиболее просто может быть осуществлено при
применении пневматического упругого элемента.
По виду упругого элемента пневматические подвески могут быть
разделены на подвески с резинокордными и телескопическими упру-
гими элементами. Схемы подвесок с пневматическим упругим эле-
ментом баллонного типа и диафрагменным упругим элементом
приведены на рис. 142 и 143, а с гидропневматическим на рис. 144.
Сжатый воздух или газ в баллоне находятся под давлением 0,5—
0,8 МПа. С увеличением осадки баллона его внутренний объем умень-
шается, а давление воздуха и жесткость подвески увеличиваются.
Наличие дополнительного резервуара компенсирует увеличение
давления воздуха в баллоне при его осадке и уменьшает жесткость
подвески. При надлежащем подборе объема дополнительного резер-
вуара для заданного баллона и изменении внутреннего давления
можно обеспечить постоянство статического прогиба и высоты ку-
зова автомобиля при изменяющейся статической нагрузке на под-
веску.
На рис. 145 и 146 приведены характеристики баллонного и диаф-
рагменного упругих элементов с различными объемами и давлением,
что дает возможность подобрать по заданной характеристике под-
233
Л
23d
Рис. 145. Баллон-
ный упругий эле-
мент с дополнитель-
ными объемами и
давлением и его ха-
рактеристики;
--------V8 = 0;
Уэ = 14 л; О—О—О —
Vg = 90 л
вески необходимый упругий элемент. Баллонные упругие элементы
не допускают снижения собственной частоты подвески ниже 1—
1,3 с-1 и вызывают необходимость применения дополнительных ре-
вервуаров с объемом Уй-
Диафрагменные упругие элементы обеспечивают более низкую
частоту. Такие упругие элементы обычно применяются на легко-
вых автомобилях и автобусах. На рис. 146 приведены конструкция
и характеристики упругого элемента (разность объемов 1/к и Уй
составляет 3 л). К недостаткам диафрагменного упругого элемента
по сравнению с баллонным следует отнести меньшую грузоподъем-
ность при давлении воздуха и габаритных размерах, одинаковых
840
РкН
30
OmSou Сжатие
Рис. 146. Диафрагменный упругий элемент и его характеристика:
I и 3 — соответственно при и V^;-------------при рио = 0,5 МПа; — — — — при рио =
= 0,2 МПа
с баллонным/ значительное увеличение жесткости при динамиче-
ском нагружении.
Преимуществами пневматических подвесок является отсутствие
трения в упругом элементе и незначительная масса, а также мень-
ший уровень шума. К недостаткам таких подвесок следует отнести
необходимость автономного расположения направляющего и гася-
щего устройств подвески, высокую стоимость и сложность конструк-
ции, а также ограниченную долговечность компрессора, регулятора,
клапанов и других элементов подвески.
В системе пневматической подвески предусмотрены автоматиче-
ские регуляторы положения кузова, которые дают возможность под-
держивать близкую к постоянной частоту собственных колебаний
и определенное расстояние от кузова до полотна дороги при любых
статических нагрузках.
Регулятор положения кузова снабжен гидравлическим замедли-
телем и включается только при изменении статической нагрузки.
При движении автомобиля регулятор не работает (рис. 147).
Регулятор закрепляют на подрессоренной массе и посредством
тяги и пружины соединяют с неподрессоренной частью подвески.
С повышением нагрузки на подвеску шестерня 1 поворачивается,
преодолевая гидравлическое сопротивление амортизирующего
устройства 2. Толкатель 3 перемещается вправо, открывает клапан 4,
и воздух из ресивера через отверстия в толкателе и клапанах 4 и 5
поступает в упругие элементы, восстанавливая их исходную высоту.
Рычаг поворота шестерни также возвращается в исходное положе-
ние, при котором клапан 4 закрывается. С уменьшением нагрузки
241
Рис. 147. Регулятор положения кузова с гидравлическим замедлителем:
/ — шестерня; 2 — амортизирующее устройство; 3 — толкатель; 4 и 5 — клапаны; 6
клапан регулировочного винта
на подвеску шестерня 1 поворачивается в противоположную сторону,
открывается клапан 5, и избыточный воздух из упругих элементов
поступает в атмосферу.
Для ограничения работы регулятора при движении автомобиля
по неровностям дороги, кренах регулятор снабжен замедлителем,
состоящим из амортизирующего устройства 2 и разобщающей пру-
жины, расположенной в приводе между тягой и рычагом поворота
шестерни.
В телескопических гидравлических упругих элементах усилия
сжатия воздуха или другого газа осуществляются через жидкость и
дают возможность объединить в одном агрегате упругий элемент
и гидравлический амортизатор. При перемещении колеса вверх
(см. рис. 144) поршень 1 упругого элемента вытесняет жидкость
из цилиндра 2 в гидропневматический резервуар 5. Гашение колеба-
ний обеспечивается использованием дополнительных сопротивлений
перетеканию жидкости из цилиндра в сферу и обратно через клапаны,
расположенные в диске 3. Во второй половине динамического хода
сжатия демпфер 6 входит в стакан поршня 1 и выжимает жидкость
из стакана через зазоры между ними, а также перепускной клапан 7,
который открывается при определенном давлении жидкости. Таким
образом, пневмогидравлический упругий элемент поршневого типа
обладает свойствами упругого элемента, ограничителя хода сжатия
и гасителя колебаний.
Автоматическое регулирование положения кузова может быть
осуществлено посредством компактного гидравлического насоса.
В результате лучшего уплотнения жидкости, чем газа, применение
гидравлических насосов взамен компрессора дает возможность зна-
чительно повысить рабочее давление в упругом элементе (до 20 МПа),
и, следовательно, уменьшить его габаритные размеры и массу. При-
242
менение упругих элементов такого типа целесообразно для автомо-
билей большой и сверхбольшой грузоподъемности. Общим недостат-
ком пневмогидравлических упругих элементов является наличие
в их конструкциях большого количества уплотнений.
9.4. НАПРАВЛЯЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Направляющие устройства обеспечивают перемещение колес
относительно опорной поверхности и кузова и участвуют в передаче
сил и моментов между колесами и кузовом или рамой автомобиля.
В зависимой подвеске обычно используются полуэллиптические рес-
соры, которые являются не только упругим элементом, но и состав-
ной частью направляющего устройства. Преимуществами зависимой
подвески с листовыми рессорами являются простота конструкции и
малая стоимость; недостатками — повышенная. масса неподрессо-
ренных частей, изменение угла наклона обоих колес при вертикаль-
ном перемещении одного из них. Изменение угла наклона вызывает
гироскопические моменты, связывающие угловые перемещения моста
и управляемых колес вокруг шкворня.
Гироскопический момент
Л4Г = JK<oK (dnldt),
где JK — момент инерции колеса; <ок — угловая частота вращения
колеса; dnldt---скорость изменения плоскости вращения колеса.
В независимой подвеске на одном рычаге (рис. 148, а) происхо-
дит изменение как плоскости вращения колеса, так и размера ко-
леи. Поэтому такой тип подвески не применяется для передних уп-
равляемых колес.
Независимая подвеска на двух поперечных рычагах равной
длины (рис. 148, б) полностью исключает изменение угла наклона
плоскости вращения колеса. Значительное изменение размеров
колеи А/ обусловливает износ шин. Независимая подвеска на двух
поперечных рычагах разной длины (рис. 148, в) позволяет при мак-
симальном подъеме колеса на высоту h ограничить угол X до неболь-
шого значения, при котором Мг не превышает момента трения
в системе управляемого колеса и не повернет его относительно шквор-
ня поворотной цапфы. Изменение колеи А/ не должно вызывать про-
Рис. 148 Кинематические схемы подвесок с качанием колес в поперечной плоскости:
а — на одном рычаге; бив — на двух поперечных рычагах соответствен и о равной и различ-
ной длины; в — то же, но с торсионным упругим элементом
24»
5
6
7 8
Рис. 149. Шкворневая передняя подвеска автомобиля ГАЗ-24 с поперечными ры-
чагами:
1 — вертикальная стойка; 2 и 7 — рычаги соответственно нижний и верхний; 3 и 8 — буфера
сжатия и отбоя; 4 н 5 — подшипники соответственно игольчатый и упорно-шариковый; 6 —
шкворень; 9 — амортизатор; 10 — пружина; 11 — прокладка
скальзывания по опорной плоскости, а должно компенсироваться
упругостью шины.
Для подвесок соотношение длин верхнего и нижнего рычагов
р8/Р1 — 0,55-т-0,65; при этом угол не превышает 5—6°, а А/не должно
быть более 4—5 мм. На рис. 149 представлена шкворневая подвеска
с перемещением в поперечной плоскости, а на рис. 150 бесшквор-
невая подвеска для ведущих передних колес с таким же перемеще-
нием. В автомобилях, имеющих упругий элемент с малой жест-
костью, для повышения комфортабельности применяют направляю-
щее устройство с поперечным расположением рычагов и наклоном их
осей качания в продольной плоскости. Высокие динамические ка-
чества и эффективное торможение системы обусловливают при раз-
гоне и торможении значительные перераспределения нагрузок на
мосты Azm, которые при мягкой подвеске легковых автомобилей мо-
гут вызывать большие наклоны подрессоренной массы — «клевки».
На рис. 151 и 152 представлена подвеска на двух поперечных рыча-
гах, у которой ось качания верхнего рычага наклонена в продоль-
ной плоскости. Точка пересечения линий, проходящих через верх-
ний и нижний шарниры вертикальной стойки, является мгновен-
ным центром, поворота колеса при его перемещениях относительно
подрессоренной части. Момент от инерционной силы /^вызовет из-
менение реакций RZi и Rz, на величину Azm. Причем
\гт = PjHjL.
244
Рис. 150. Бесшкворневая передняя подвеска ведущих колес с поперечными рычагами:
J и 6 — рычаги соответственно верхний и нижний; 2 и 5 — шаровые сочленения соответ-
ственно инжинй и верхний; 3 — шарнир равных угловых скоростей; 4 — вертикальная
стойка; 7 и 8 ~~ буфера соответственно сжатия и отбоя
От действия тормозного момента РТ1Л1 возникает дополнительная
вертикальная сила
\P1^=PX1h/R.
Прогиб подвески под действием суммарных сил
с ^гт — &Р 1 Рj / Н Pi/ti \
/п— сп ~ сп \ L R )>
где р = Рц/Pj', — расстояние от оси нижнего рычага до контакта
колеса, с дорогой; PXi и РХ1 — тормозные силы соответственно на
передних и задних колесах; са — вертикальная жесткость передней
подвески; Н — высота центра тяжести автомобиля.
Из формулы видно влияние на прогиб подвески наклона рычага
через и R.
Снижению углового перемещения кузова автомобиля в про-
дольной плоскости содействует повышение угловой жесткости при
использовании несимметричной рессоры в задней подвеске (рис. 153).
Кроме подвесок с качанием в поперечной плоскости применяются
подвески с качанием в продольной плоскости. Разьеры колеи таких
подвесок сохраняются постоянными даже при некотором изменении
длины базы. В некоторых случаях для обеспечения постоянства уг-
лов установки шкворня применяют подвески с двумя параллельными
245
Вид А
Рис. 151. Бесшкворневая торсионная подвеска с наклоненной осью качания верхнего рычага:
/ и 2 — рычаги соответственно верхний н нижний; 3 — вертикальная стойка; 4 — шаровые шарниры; 5^=5гторсиои: 6 — стабили-
затор; 7 — устройство для закручивания торсиона
Рис. 152. Схема для расчета противоклев-
ковой подвески
рычагами. Подвески такого типа
обладают недостаточной боковой
жесткостью, поэтому применяются
для автомобилей особо малого
класса.
В настоящее время широкое
применение нашла подвеска
рычажно-телескопического типа
(рис. 154).
Особенностью такой подвески является возможность совмещения
в стойке функций направляющего и гасящего устройств, что при-
водит к упрощению конструкции и снижению массы подвески по
сравнению с подвеской на двух поперечных рычагах. В подвеске
рычажно-телескопического типа подрессоренная масса передается
на пружину, поэтому при одинаковых жесткостях масса ее меньше.
Подвеска имеет минимальное число шарниров. Положение мгно-
венного центра крена подвески может быть достаточно высокое
(рис. 155, а, точка L), что уменьшает высоту крена Нк и снижает
потребную жесткость стабилизатора поперечной устойчивости.
Центр крена подвески в продольной плоскости (рис. 155, б,
точка N) воспроизводит продольный рычаг, что оказывает положи-
тельное влияние на снижение угла крена при торможении автомобиля.
В такой подвеске незначительно изменяются колея, развал и сход
колес, что способствует малому износу шин и хорошей устойчивости
автомобиля при движении. К недостаткам такой подвески относятся
высокие требования к качеству изготовления стойки, неагрегат-
ность, что создает определенные сложности в технологии сборки
автомобиля в условиях конвейера.
На многоприводных автомобилях применяются различные типы
балансирных подвесок. Наибольшее распространение для трехос-
ных автомобилей получили балансирные подвески с рессорами
(рис. 156), которые обеспечивают равенство вертикальных нагрузок
Рис. 153. Несимметричная листовая рессора задней подвески легкового автомобиля:
1 — рессора; 2 — буфер сжатия; 8 — амортизатор; 4 — докалимте л ь«ш* брОер
М7
Рис. 154. Рычажно-те-
лескопический перед-
няя подвеска:
1 — поперечный рычаг;
2 — шаровая опора; 3 —
амортизационная стой-
ка; 4 — пружина; 5 —
верхняя опора; 6 — бу-
фер отбоя
Рис. 155. Положение центра подвески N рычажно-телескопического типа
и центра крена L
Рис. 156. Балансирная рессорная подвеска:
/ ai *- реактивные штанги соответственно верхние и иижние; 3 — рессора; 4 ось балаи*.
сира; 5 — балка ведущего моста; 6 опора рессоры
на средние и задние колеса. Средняя часть рессоры установлена
на качающейся опоре, а концы опираются на балки мостов. Рессора
разгружена от передачи продольных усилий и моментов, действую-
щих в продольной плоскости; она воспринимает только боковые уси-
лия. Преимуществом балансирной подвески является вдвое меньшее
перемещение кузова при вертикальном перемещении одного колеса
относительно другого.
В рессорных балансирных подвесках к кинематической схеме
направляющего устройства (рис. 157) предъявляются дополнитель-
ные требования.
1. Горизонтальное перемещение рессоры относительно балки
моста Дх'рм и Дхрм, влияющие на износ поверхностей трения рессора —
опора моста, должно быть минимальным. Трение и износ могут быть
значительными из-за высоких давлений и работы трущихся поверх-
ностей в абразивной среде (дорожная пыль). В некоторых подвесках
это перемещение уменьшено до 0,2—0,4 см.
2. Должны быть минимальные угловые перемещения Ду, влия-
ющие на износ и долговечность карданных передач. Минимальные
Рис. 157. Схема для расчета направляющего устройства балансирной подвески и
апюры сил:
/ и 2 — траектории движения соответственно рессоры и балки моста
249
Рис. 158. Схема для выбора размеров направляющего устройства независимой под-
вески
значения Ахрм, Ахм и Ау зависят от размеров четырехзвенника
ABCD, образуемого шарнирами рычагов направляющего устройства.
Каждый мост автомобиля имеет три штанги (две нижние и одну
верхнюю). Усилие, действующее на верхнюю штангу,
R = [2РФ (гк — т) ]/(т + п).
Усилия, действующие на нижние штанги,
'г ____пр Г (гк +п) (0,5b -+- /) е I
где е — смещение верхней реактивной штанги от середины моста;
Ь — расстояние между нижними штангами.
Верхние знаки в формуле (124) относятся к менее нагруженной
штанге. Усилия в левой и правой нижних штангах одинаковы при
е = 0. Для обеспечения равнопрочности и равномерного износа
шарниров штанг необходимо, чтобы R = Тп = Тп, что возможно
при п = гк — 2т.
Определение размеров направляющего устройства. Основные раз-
меры направляющего устройства подвески определяют, исходя из
трех случаев нагружения, рассмотренных при расчете ведущего и
управляемого мостов (см. гл. 8). В первом расчетном случае нагру-
жения действуют вертикальная Rz и горизонтальная Rx силы, бо-
ковое усилие Ru отсутствует (рис. 158, а и б). Сила Rz на плече
(L — pj) создает момент, уравновешиваемый моментом на верти-
кальной стойке. Возникающие при этом силы
Рг — Fz — Rt(L — Pi)/ Pj-
2S«
Тормозная сила создает на вертикальной стойке момент =
= Rx^k, действующий в продольной плоскости. Усилие Rx прило-
жено к оси поворотной цапфы. Тормозной момент в шарнирах рыча-
гов вызывает усилия
F'm = F’m = Rx (rK/p2).
Максимальное значение силы Rx равно силе сцепления колеса с до-
рогой Rx = Rzq.
Под действием тормозной силы на шарнирах возникают силы
Fx — Rx (VРа)-
Тормозная сила Rx относительно шарниров создает также мо-
мент, стремящийся повернуть колеса относительно шкворня. Этот
момент уравновешивается моментом от силы U, действующим на
поперечную рулевую тягу. Сила V = Rx l(L — р})/1 ] обусловли-
вает в шарнирах стойки возникновение сил Fu и Fu-
Fu = RX1 [(^ — pi)//] (fe/pa);
Fu = Rxx l(F — Pi)//] (^o/pa).
Таким образом, верхний рычаг работает на сжатие или продоль-
ный изгиб от усилий (F’b — Uв) и (F'M — F'x), а нижний — на изгиб
от усилий Rz, Рвр и (F'm + F’b), а также на растяжение от усилия
(F’b + F’b).
Нагруженность рычагов и шарниров от вертикальных сил может
быть также определена графическим способом, который удобен при
расчете наклоненных рычагов (рис. 158, в). На верхний рычаг дей-
ствует лишь сила Fa, направленная вдоль его оси и пересекающаяся
с направлением вертикальной силы в точке d. Соединив точки d
и Ь, найдем направление силы FB, действующей на нижний рычаг.
Сила от пружины направлена по ее оси и пересекается с направле-
нием усилия FB в точке е. Соединив точку е с точкой с, найдем на-
правление действия силы на шарнир нижнего рычага. Зная направ-
ления действия сил, а также значение вертикальной силы Rz, можно
построить два треугольника сил (рис. 158, г), которые дают возмож-
ность определить все силы, действующие на рычаги направляющего
устройства. При втором случае нагружения учитывают вертикаль-
ные силы, действующие на колеса Rz„ и Rzn, а также боковые силы
Ryu и Rvn (рис. 158, д). При этом Rx = 0. Эти силы подсчитывают по
формулам, приведенным в гл. 8. Сила Rzn создает момент и нагру-
жает рычаги усилиями
Fzn — Fгл = R-гл [(/- Р1)/р2]-
Боковая сила создает усилия на рычагах
Fyn — /?ул (/^о/ра) и FyB = Ry а(ао/р^-
Момент, обусловленный боковой силой, создает в рычагах силы
Fмл — Рмл — Ryn (Гк/Ра)-
251
Рис. 159. Расчетные схемы ры-
чажно-телескопической подвески
Аналогичную формулу
можно получить и при
рассмотрении правой по-
воротной цапфы.
Верхний рычаг левой
поворотной цапфы рабо-
тает на сжатие или про-
дольный изгиб от сил
(Аул Лл ^Мл), а ниж-
ний — на изгиб сил Rzn и
Рпр и на растяжение или
сжатие от сил (F’yn 4-
+ F"Mn- F’’n).
При рассмотрении
третьего случая нагруже-
ния учитываем только
вертикальную силу от статической нагрузки, принимая во внимание
коэффициент динамичности,
Rz = /(„0,5/?,.
zmax * zct
На рис. 159, а представлена схема рычажно-телескопической под-
вески, которая испытывает усилия, действующие в направляющем
устройстве при приложении к колесу вертикальной силы. Соотно-
шение между вертикальной силой Rz и усилием пружины Рпр может
быть получено из рассмотрения силового треугольника otc и otk
(рис. 159, б). При равновесии системы вертикальная сила Rz, при-
ложенная в центре контакта колеса с дорогой, сила Ри, действующая
по оси нижнего рычага, и сила от стойки Рц должны пересекаться
в одной точке и составлять треугольник сил otk.
Составляющая РЁ, направленная из центра подшипника верхней
опоры А и действующая на стойку, в свою очередь, может быть
разложена на две составляющие силы: Рпр, действующую вдоль оси
штока и вызывающую сжатие пружины, и Qnp, перпендикулярную
к оси амортизационной стойки и воспринимаемую штоком в направ-
ляющей и поршнем. Сила Qnp действует постоянно и, несмотря
на небольшое значение, вызывает трение и износ штока и поршня
в направляющей стойки. Для исключения этих воздействий ось
пружины должна пройти через точку пересечения оси нижнего ры-
чага и вертикальной силы Rz. Поэтому ось пружины иногда смещащт
относительно оси стойки подвески (см. рис. 154).
Размеры рычагов направляющего устройства определяют по
наиболее нагруженному из трех рассмотренных случаев. Рычаги
подвески обычно изготовляют из сталей 30, 35 или 40. Вертикальную
стойку выполняют из сталей ЗОХ или 40Х. Иногда рычаги подвески
штампуют из малоуглеродистых сталей 10 и 15.
252
9.5. УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ ПОДВЕСКИ
Упругие элементы подвески делятся на металлические и неме-
таллические. Металлические упругие элементы выполняют в виде
листовых рессор, спиральных пружин и торсионов. При зависимых
подвесках наибольшее распространение имеют листовые рессоры,
а при независимых — пружины и торсионы. К неметаллическим
упругим элементам относятся резиновые и пневматические элементы
с резинокордной оболочкой.
Вследствие большого разнообразия условий эксплуатации авто-
мобилей упругие элементы могут разрушаться как от недостаточной
статической прочности, так и от сопротивления усталости. В процессе
эксплуатации автомобиля наибольшее влияние на прочность упру-
гого элемента оказывают напряжения от действия вертикальных
нагрузок. Поэтому упругие элементы обычно рассчитывают только
на наибольшую возможную вертикальную нагрузку в предположе-
нии, что напряжения постоянны.
Расчет проектируемого упругого элемента на сопротивление уста-
лости можно проводить по методике, изложенной в гл. 2.
Листовые рессоры. Они получили широкое распространение,
так как могут выполнять функции упругого элемента, направлящего
и гасящего устройств. Листовые рессоры просты в изготовлении и
удобны при проведении ремонтных работ. Недостатком листовых
рессор является высокая металлоемкость, значительная неподрес-
соренная масса и малый срок службы.
Удельная потенциальная энергия для листовой рессоры Л„д =
= (1/6) (о2/£), а для пружины или торсиона Луд = (1/4) (r2/G)
(где о и т — соответственно нормальные и касательные напряжения;
Е и G — модули упругости при растяжении и кручении).
Если принять соотношение между модулями упругости G —
= 0,385Е, то при о — х энергия, запасенная единицей объема упру-
гого элемента для пружины или торсиона, будет в 4 раза больше
по сравнению с листовой рессорой, что обусловливает повышение
ее металлоемкости.
Недостаточная долговечность листовых рессор определяется боль-
шим межлистовым трением и сложным напряженным состоянием,
так как рессора воспринимает вертикальные, продольные и боковые
усилия и их моменты.
В основу расчета многолистовых рессор положен расчет одноли-
стовой рессоры, представляющей собой балку равного сопротив-
ления (рис. 160). Двуплечая однолистовая рессора (рис. 160, а)
состоит из двух рессор треугольной формы, приложенных одна
к Другой основаниями. Общая длина такой рессоры равна L. Напря-
жение и прогиб для одноплечей треугольной консольной рессоры
с заделкой в сечении КК
„ _ Мизг _ GPI . , РР
и~ WB3f Bh* ' f~2EJ0’
где Jo = Bh3/\2.
253
Рис. 160. Расчетные схемы двуплечих рес-
сор равного сопротивления:
а — однолистовой; бив — многолистовой
Для двуплечей однолистовой
рессоры при подстановке Р = 0.5Q
и I = 0,5L
ои = (3/2) (QL/Sft2);
f = (3/8) (QLs/EBha).
Однолистовая рессора может
быть заменена многолистовой рес-
сорой (рис. 160, бив). Если в центре
рессоры приложить усилие Q = 2Р,
то можно принять, что прогиб / и
напряжения ои, возникающие в
рессоре, будут те же, что и в одно-
листовой двуплечей рессоре, т. е.
ои = (3/2) (QL/nbh2)-,
f = (3/8) (QLa/Enbha),
где п и b — соответственно число и ширина листов многолистовой
рессоры.
Соответственно жесткость такой рессоры
С = (Q/f) = (32EJ/La) = (8/3) (Enbha/La).
Таким образом, задаваясь необходимой жесткостью рессоры,
нагрузкой и допускаемыми напряжениями, можно определить раз-
меры многолистовой рессоры равного сопротивления. Практически
многолистовая рессора равного сопротивления невыполнима, так как
концы коренного листа должны иметь опоры, через которые воз-
можна передача вертикальных, толкающих, боковых и других на-
грузок. Поэтому реальная рессора в плане имеет трапецеидальную
форму.
Прогиб рессоры
<,25>
где 6 — коэффициент прогиба.
Коэффициент прогиба зависит главным образом от конструкции
концов рессоры. Для рессоры равного сопротивления изгибу Ь=
= 1,5; для реальных рессор 6 = 1,254-1,40. При использовании
второго листа для усиления коренного 6 = 1,25.
Жесткость и напряжения в такой рессоре соответственно
Q I Enbh3 .
С~ f ~ 6 4L3 ’
01. 1,5QL
°и ~ Wo — nbh2 ’
(127)
254
Для некоторых марок автомобилей применяются несимметричные
рессоры (см. рис. 153). Прогибы и напряжения в таких рессорах
А 4ф|0.
• Enbh3L ’
6QGZ2
a“ “ Lnbh3 '
где /j и /2 — длины рессоры.
Применение несимметричных рессор позволяет уменьшить подъем
передней части заднего моста, а следовательно, и заднего шарнира
карданной передачи при ходе сжатия, что улучшает работу кардан-
ной передачи и снижает высоту туннеля в кузове.
В случае несимметричной рессоры жесткость переднего конца
рессоры больше жесткости заднего конца. Эта особенность позволяет
эффективно противодействовать «клевкам» при торможении и «при-
седаниям» при рагонах. Для предварительного определения длины
рессоры можно воспользоваться зависимостями (125) и (127).
Таким образом,
f = 6.<W2 ;
6ZF/1 г COmax
где Е — модуль упругости при растяжении; Е = 20,5 104 МПа;
f — общая деформация рессоры, соответствующая полному ходу
колеса (/ = /ст + /д); отах — максимально допустимое напряже-
ние изгиба.
Увеличением длины рессоры при постоянных других параметрах
можно значительно повысить толщину листов, что особенно важно
для коренного листа, воспринимающего кроме вертикальных на-
грузок боковые, продольные и скручивающие.
Рессорные листы изготовляют из кремнемарганцевых и кремни-
стых сталей 55ГС, 55С2, 60С2. При максимальном динамическом
прогибе напряжения не должны превышать 900 МПа. Диеты рес-
соры иногда имеют разную толщину (но не более трех толщин).
Ширину листов b выбирают из существующего сортамёнта про-
ката. Желательно, чтобы выполнялось неравенство
6 < b/h < 10.
При чрезмерной ширине листов при крене кузова автомобиля
увеличиваются напряжения кручения, особенно в коренном листе.
При уменьшении ширины листов увеличивается их чило в рессоре,
повышается трение между листами и возрастает толщина рессоры.
Число листов рессоры составляет обычно 6—14. Если число
листов меньше шести, то рессора излишне тяжела, а если больше
десяти, то прочность коренных листов недостаточна. При цикличе-
ском изгибе листа рессоры сопротивление усталостному разрушению
сжимаемых слоев выше, чем растягиваемых. Для повышения сопро-
тивления усталости рессор поверхности листов, работающих на рас-
тяжение, после термической обработки подвергают дробеструйной
обработке; в результате в поверхностном слое (глубиной до 0,8 мм)
255
Рис. 161. Формы профилей рессор:
а — прямоугольное сечей не; б — ис-
кажение прямоугольного профиля под
действием мембранных напряжений;
в — трапециевидное сечен не; г — про-
филь с канавкой
создаются предварительные
напряжения сжатия. Кроме
того, поверхностное упроч-
нение уменьшает дефекты на
поверхности листа, влияю-
щие на сопротивление уста-
лости. Напряжение сжатия,
равное 9,0 МПа на поверх-
ности листа, является опти-
мальным.
Использование рессорных профилей со специальной формой
поперечного сечения (рис. 161) по сравнению с прямоугольной позво-
ляет получить экономию стали и повысить долговечность рессоры.
Изменение формы профиля поперечного сечения приводит к сме-
щению нейтральной оси сечения и перераспределению напряжений
растяжения огр и сжатия оСН(. Обычно допустимым считается отно-
шение напряжений сжатия и напряжения растяжения <гСж/ар =
== 1,274-1,30, и это может дать экономию стали до 14—16 %.
При больших деформациях листы прямоугольного сечения при-
нимают вогнутую форму, поэтому на поверхности листа одновре-
менно с напряжением изгиба возникают мембранные напряжения.
Если профиль рессоры имеет трапецеидальное сечение, то эти
напряжения по абсолютной величине могут быть в 3 раза меньше
напряжений рессор, имеющих прямоугольное сечение, причем
напряжения распределяются по поперечному сечению равномерно.
Для того чтобы в рессоре, состоящей обычно из листов разной
толщины, разгрузить коренной лист и обеспечить равномерное рас-
пределение нагрузки, при изготовлении листам придают разную
кривизну (рис. 162). Однако после сборки рессоры все листы будут
иметь одинаковые радиусы кривизны. Если радиус кривизны умень-
шился, то внутренняя поверхность листа дополнительно воспримет
Гис. 162. Рессора с листами различной кривизны в свободном состоянии:
и — радиусы соответственно первого и второго листов рессоры
256
Рис. 163. Расчетная схема ушка
рессоры
напряжение сжатия, а ли-
сты с увеличенным радиу-
сом — напряжение растя-
жения. Предварительные
напряжения в листах,
вызываемые неодинако-
востью их радиусов кри-
визны,
_ Eht / I 1 \
°,пр 2 Ro/’
где и Ro — радиусы кривизны листов соответственно до и после
сборки.
При расчете рессор необходимо учитывать дополнительные на-
пряжения, возникающие в результате передачи ими горизонтальных
усилий. Сложное напряжение осл в коренном листе у ушка, вызывае-
мое продольной силой Rx, складывается из напряжений изгиба ои
и сжатия (ТС}К (или растяжения) (рис. 163):
____ 3Rx (d 4- h) । Rx
сл~ bh2 bh ’
(128)
где Rx — горизонтальная сила; d — диаметр пальца рессоры; b и
h — ширина и толщина листа.
При передаче через ушко тормозной или толкающей силы про-
дольная сила Rx ограничена силой сцепления колес с дорогой. Ушко
рессоры начинает раскрываться, когда осл достигает предела теку-
чести материала. Напряжения, полученные по статической нагрузке
по формуле (128), не должны превышать 350 МПа.
В грузовых автомобилях и автобусах осуществляется усиление
ушка рессоры. Обычно конец второго листа огибает ушко с опре-
деленным зазором. Зазор при больших деформациях рессоры устра-
няется, и происходит усиление ушка. Иногда на грузовых автомо-
билях на переднем конце рессоры устанавливают накладное ушко.
Рессорный палец изготовляют из углеродистой или легированной
стали с последующей цементацией. Для обеспечения малого износа
напряжения смятия не должны превышать осм = 7,54-9,0 МПа.
Для сталей типа 30 с цианированием осм = 3,04-4,0 МПа. При этом
напряжения определяют с учетом действия на пальцы только ста-
тических сил.
На рис. 164 приведены конструктивные варианты связи рессоры
с рамой. Резиновые опоры (рис. 164, а и б), заменяющие в ряде
конструкций шарниры скольжения и серьгу, не вызывают необхо-
димости в смазывании, уменьшают динамические нагрузки, вибрацию
и скручивание рессоры. Однако их применение ограничено нагруз-
ками, действующими на резиновые элементы с недостаточной же-
сткостью соединений, что может вызвать дополнительное колебание
колес.
9 Луквн П. П. и др.
257
Рис. 164. Опоры рессор:
ан б — резиновые опоры передней рессоры соответственно передняя и задняя; в и г — крепле-
ния концов задней рессоры соответственно заднее и переднее; д — переднее крепление рес-
соры; I и 2 — резиновые опоры; 3 — палец; 4 — резиновые втулки
Поэтому для автомобилей повышенной грузоподъемности исполь-
зуются другие способы крепления рессор (рис. 164, 5). Приведен-
ные на рис. 164, в и г шарниры с резиновыми втулками применяются
на легковых автомобилях. При сборке резиновые втулки в осевом
направлении сжимаются усилием, обеспечивающим поворот ушка
рессоры относительно пальца. Серьгу можно установить под раз-
личным углом а (рис. 165), причем способ установки влияет на ха-
рактеристику подвески. На рис. 165, а показана схема установки
серьги, при которой составляющая силы, вызывающая растяжение
коренного листа, приводит к увеличению жесткости рессоры (при
а = 34° по сравнению с а = 0, приведенное на рис. 165, в, до 112 %).
В схеме (рис. 165, б) появляется составляющая, сжимающая рессору,
которая снижает жесткость соответственно до 84 % при а = 42°, что
способствует уменьшению собственных частот колебаний. Длина
серьги обычно составляет 5—10 % длины распрямленной рессоры.
Одним из недостатков многолистовых рессор является постоян-
ное трение между листами. Этот недостаток может быть устранен при
использовании однолистовой рес-
соры. При земене многолистовой
рессоры однолистовой (рис. 166)
ее необходимо выполнить боль-
шей длины. Однако это создает
Рис. 165. Расчетные способы расположе-
ния серег листовой рессоры
258
Рис. 166. Рессоры из профилей переменной формы поперечного сечения:
а — одиолнстовая; б — малолистовая; 1 — изолирующие прокладки; 2 — рессора; 3 —
центрирующая ось
сложности при компоновке. Напряжения, жесткость и прогиб одно-
листовой рессоры определяются по формулам (125)—(127).
Для сохранения постоянного напряжения по длине листа его
толщина должна меняться в зависимости от длины по параболиче-
скому закону
hx = 1 - (z//2), где h0 = j/.
Если необходимо сохранить все характеристики однолистовой
рессоры такими же, как многолистовой (нагрузку, жесткость, напря-
жения, вид материала и т. п.), то требуемое увеличение длины одно-
листовой рессоры пропорционально числу листов |Лп.
.Некоторое уменьшение длины однолистовой рессоры возможно
при увеличении ее ширины. Известно, что длина рессоры обратно
пропорциональна корню кубическому из ширины. Однако при за-
мене многолистовой рессоры однолистовой могут возникнуть труд-
ности в размещении ее в подвеске. В таких случаях можно использо-
вать преимущества однолистовых рессор, если уменьшить длину
рессоры и выполнить ее из нескольких листов переменного профиля
одинаковой длины. Каждый лист такой рессоры будет воспринимать
пропорциональную нагрузку, а коэффициент использования мате-
риала рессоры приблизится к оптимальному. Чтобы снизить- влияние
постоянного трения на плавность хода и контактных напряжений на
долговечность рессор, необходимо изолировать листы пластмассовыми
или резиновыми прокладками в местах передачи усилий и крепления
рессоры к оси. Однолистовые или малолистовые рессоры вследствие
более высокого коэффициента использования в них металла, приме-
нения новых марок сталей и совершенствования технологического про-
изводства (механическая обработка листа, методы поверхностного
упрочнения и т. п.) могут значительно (до 50 %) снизить расход
стали (с теми же характеристиками) по сравнению с обычными много-
листовыми рессорами.
Высокий коэффициент использования материала в однолистовой
рессоре обусловлен тем, что точность изготовления однолистовой
рессоры, как балки равного сопротивления, выше, чем многолистовой.
8* 259
Допустимые напряжения в однолистовой рессоре можно принимать
более высокими за счет лучшей механической обработки. Известно,
что масса рессоры зависит от квадрата напряжений. В первом при-
ближении при расчете рессор задаются длиной рессоры L в преде-
лах 0,30—0,35 базы автомобиля. Окончательное определение длины
производится по формуле (127).
Пружины и торсионы. Пружины и торсионы по сравнению с ли-
стовыми рессорами обладают большей удельной энергоемкостью.
Торсионы по сравнению с пружинами более трудоемки в изготов-
лении. Подвески с торсионом имеют меньшую массу неподрессорен-
ных частей, более благоприятное распределение нагрузок на раму
(при продольном расположении торсионов), так как моменты от
вертикальных нагрузок передаются не в нагруженные зоны крепле-
ния рычагов, а через противоположный конец торсиона. Основным
недостатком пружин и торсионов является необходимость иметь
автономное направляющее устройство. Поэтому, несмотря на про-
стоту конструкции упругих элементов, подвески в целом имеют более
сложную конструкцию, чем рессорные.
По расположению торсионы бывают продольные и поперечные.
Они имеют круглое, пластинчатое, пучковые и составные сечения.
Наибольшее распространение получили торсионы круглого сечения,
которые дают возможность получить чистую обработанную поверх-
ность, что обусловливает повышенную их долговечность. Пластин-
чатые торсионы просты в изготовлении и позволяют уменьшить же-
сткость при некотором увеличении массы. Кроме того, поломка одного
листа в таком торсионе не приводит к внезапному выходу из строя
всего упругого элемента.
При применении пружины в рычажных подвесках пружина под-
вергается не только сжатию, но и изгибу вследствие того, что один
конец пружины закреплен на подвижном рычаге. Этот изгиб оказы-
вает влияние на жесткость подвески и на напряжения в пружине. Для
снижения таких напряжений ось пружины при динамическом про-
гибе должна быть почти прямолинейной. Поэтому при максималь-
ном основном напряжении в пружине можно свести до минимума
дополнительное напряжение от изгиба.
Диаметры пружины и витка определяются из условий прочности
т = 2ИНр/сонр = 8PnpDK/(nd3),
где Рпр — усилие, действующее на пружину; D и d — средний
диаметр пружины и диаметр витка; К — коэффициент, учитывающий
увеличение напряжения на внутренней поверхности пружины.
Для пружин подвесок применяются такие же стали, что и для
рессор, а именно 55ГС, 50С2, 60С2 с допустимым напряжением [т ] =
= 1000 МПа при максимальном прогибе.
Число вйтков пружины определяется из условия обеспечения
необходимой собственной частоты, когда
= (30/л)/со/топ. (129)
260
Из выражения (129) при заданной частоте па, массе тап можно
найти значение приведенной жесткости подвески сп, а затем при-
веденную жесткость упругого элемента
Срп — 4~ Сп),
где сш — жесткость шины.
В независимой подвеске (см. рис. 148) приведенная жесткость срп
связана с жесткостью упругого элемента с следующим выражением:
с = Срп (pi/a)2.
В общем случае приведенная жесткость подвески при постоянной
жесткости упругого элемента изменяется в зависимости от переме-
щения колеса вследствие изменения передаточного числа рычага.
При статической нагрузке рычаг подвески должен располагаться
горизонтально. Это положение используется для оценки комфорта-
бельности автомобиля.
Прогиб и жесткость пружины
г 8Pnp£*3t .
1 Gd1 ’
Рпр _ Gd*
L ~ ~f~ 8D3i '
Из формулы (130) определим число рабочих витков
i « Gd4/(8c£)3),
где G— модуль упругости сдвига; G *= 7,8-104 МПа.
Полное число витков пружины
iD * i + (1,54-2).
Подвеска торсиона может иметь направляющие устройства с по-
перечным и продольным расположением рычагов. Торсионы могут
располагаться как в верхнем, так и в нижнем рычаге (см. рис. 148, е).
Диаметр торсиона круглого сечения выбирают нз условии прочности
Ттах « ISTmax/M’),
где Тщах — максимальный скручивающий момент; d — диаметр тор-
сиона.
Для применяемых материалов допускаемые напряжения в тор-
сионе с закалкой, полированием и обработкой дробью составляет
1000—1050 МПа. Жесткость торсиона определяется из условий за-
данной частоты собственных колебаний по формуле (129). Изменение
плеча действия силы в направляющем устройстве рычажной торсион-
ной подвески в общем случае дает нелинейную характеристику под-
вески.
Угол закручивания и жесткость торсиона
Т1
4~GJ ’
С = 77ф = GJ/l Gnd4/(32l). (131)
261
Из формулы (131) определяется рабочая длина торсиона I (без
шлицевых концов). Диаметры и длину шлицевых концов рекомен-
дуется выбирать в зависимости от диаметра торсиона
= (1,2ч-1,3) Д 1Ш = (0,6ч-1,2) d.
Для удобства сборки шлицевые концы изготовляют различных
диаметров. Наибольшее распространение получило шлицевое соеди-
нение в рычаге и раме с треугольными шлицами с углом между гра-
нями 90 . В этом случае обеспечивается равномерное распределе-
ние нагрузки по длине шлицев. Применение пластинчатых торсио-
нов значительно снижает жесткость при заданной длине, и это дает
возможность использовать их с направляющими устройствами на
продольных рычагах, при которых ограничено место размещения
торсионов.
Пластинчатый торсион имеет простое крепление с рычагом и ра-
мой, что обусловливает исключение концентрации напряжений.
Напряжение и жесткость в пластинчатом торсионе
,г (,+ад4).
С = Т^ = G^h (1-0,6 4) i,
где b — длина меньшей стороны сечения листа торсиона; h — длина
большей стороны сечения листа торсиона; I — число листов.
Пневматический упругий элемент. Предположим, что упругому
элементу в виде гибкой оболочки, наполненному воздухом (см.
рис. 145), нагруженному силой Р, сообщим малый прогиб ds. Тогда
работа силы Р составит Plds, а работа силы давления pudV.
На основании принципа возможных перемещений
Pds + PudV = 0, (132)
где рп — избыточное давление воздуха в упругом элементе; dV —
изменение объема упругого элемента.
При этом пренебрегаем работой деформации самой оболочки,
незначительной по сравнению с работой сил давления.
Из уравнения (132) получим
Р1ра = АФ = -(dV/ds).
Таким образом, эффективная площадь равна производной
изменения объема по прогибу.
Уравнение грузоподъемности упругого элемента
Р = РиАэф = (Р — ра) Лэф = лэф- (133)
где р — абсолютное давление воздуха в упругом элементе; ра —
атмосферное давление; п — показатель политропы; V — объем воз-
духа в упругом элементе; р0 и Уо — соответственно давление и объем
воздуха в упругом элементе при статической нагрузке,
262
Продифференцируем уравнение (133) по перемещению; найдем
жесткость упругого элемента
с = dP/ds = (dp/ds) ЛФ + (Р - Ра) (dA-^lds). (134)
dP — nP»V" dV - n?«V" Л
ds Vz’+1 ds Vn+1 эф‘
Подставив данное выражение в уравнение (134), получим
- vn+l ЛэфТ-
выражения характеризует влияние объема упру-
второй — влияние формы баллона на жесткость,
при действии статической нагрузки
с0 = ^А^ (p0-pa)^S*.
Так как р
у" Ра
<б4эф
ds
с
Первый член
того элемента, а
Жесткость с0
(135)
Представим объем Ио в виде Vo = Vop + V3, где Vop — объем
упругого элемента; Va — объем присоединенного дополнительного
элемента.
Тогда из уравнения (135) при расчете подвески можно найти
необходимый дополнительный объем при заданной из условий плав-
ности хода жесткости с0 упругого элемента.
Влияние дополнительного объема и давления в упругом элементе
на характеристику подвески приведено на рис. 145 и 146.
Показатель политропы п зависит от скорости протекания про-
цесса. При динамическом приложении нагрузки, которое отмечается
при колебаниях автомобиля, процесс можно считать адиабатическим.
Для резинокордных упругих элементов баллонного типа п — 1,4.
Угловая жесткость подвески и стабилизатор поперечной устой-
чивости. Применение подвесок с малой жесткостью приводит к уве-
личению угла крена при повороте. Угол поперечного крена опре-
деляется как отношение момента боковой силы, вызывающей боковой
крен кузова, к угловой жесткости подвески
а = Ма1са, (136)
где Ма = Ryh + mogha\ Ry — боковая сила; тп — подрессорен-
ная масса; h — расстояние от центра крена до центра тяжести ку-
зова подрессоренной массы.
Подставив значение Ма в формулу (136), получим
а = Ryhl(c„. — mngh).
Уменьшение угла крена можно получить не только увеличением
угловой жесткости са, но и уменьшением расстояния от центра тя-
жести до оси крена h.
На рис. 167 приведены схемы независимых подвесок с указанием
положения центра крена и размеров, необходимых для вычисления
угловых жесткостей подвесок. Следует отметить, что для большин-
ства приведенных на схеме подвесок высота центра крена зависит от
263
деформации упругих элементов и, следовательно, от нагрузки авто-
мобиля. Угловая жесткость (без учета жесткости стабилизатора и
жесткости шин) для приведенных на рис. 167 схем независимых под-
весок (кроме схем, показанных на рис. 167, в, д и з)
Са, = 2сп<Р.
Для подвесок, представленных на рис. 167, в, д и з,
<"а, = 2сп (bd/ctf.
Угловая жесткость зависимой подвески
са, = 0,5спВ2,
где В — приведенное к оси колес расстояние между упругими
элементами; сп — жесткость подвески.
Для уменьшения поперечного крена подрессоренной части под
действием боковой силы применяют стабилизатор поперечной устой-
чивости, который позволяет увеличить угловую жесткость подвески.
Момент боковой силы, вызывающий крен кузова, распределяется по
осям пропорционально угловой жесткости подвески
сгг. Г сгг.
Ма,^Ма-~
Распределение угловых жесткостей должно быть таким, чтобы
удовлетворялось неравенство Ма, > Ма,- При этом большее пере-
264
распределение реакции произойдет на передние управляемые ко-
леса, что приведет к увеличению увода колес и усилит склонность
автомобиля к недостаточной поворачиваемости. Необходимое уве-
личение жесткости са, по сравнению с са, достигается применением
стабилизатора, главным образом, в передней подвеске автомобиля.
Стабилизатор действует параллельно с упругим элементом подвески.
Поэтому суммарная угловая жесткость ей = са + сст.
9.6. АМОРТИЗАТОРЫ
В подвеске имеется два основных вида сопротивлении движению
подрессоренных и неподрессоренных масс — трение без смазочного
материала и сопротивление, создаваемое амортизаторами. Трение
без смазочного материала ухудшает плавность хода автомобиля;
усилия меньшие, чем сила трения, передаются от колес к кузову
жестко, без смягчения упругими элементами. Поэтому следует
уменьшать трение без смазочного материала в подвеске и гашение
колебаний) осуществлять только с помощью амортизаторов.
Гашение колебаний основывается на превращении кинетической
энергии подрессоренной и неподрессоренной масс в тепловую
с последующим ее рассеиванием. Назначение амортизаторов подвески
автомобиля состоит в гашении вертикальных и продольных угловых
колебаний кузова, а также вертикальных колебаний колес, которые
возникают под действием дорожных неровностей и неуравновешен-
ности колес. На современных автомобилях широкое применение
получили гидравлические амортизаторы; сила сопротивления, соз-
даваемая таким амортизатором,
F — kzl
где k — коэффициент сопротивления амортизатора; zOT — скорость
вертикального перемещения кузова относительно колеса; i — пока-
затель степени.
В зависимости от степени i характеристика амортизатора может
быть линейной (й = 1,0), прогрессивной (/ > 1) и регрессивной
(i < 1). Тип характеристики зависит от размеров калиброванных
отверстий, вязкости жидкости й конструкции клапанов.
По своей конструкции амортизаторы подразделяются на рычаж-
ные и телескопические. Рычажные амортизаторы из-за малых ходов
поршней работают с большими давлениями, достигающими 15—
30 МПа, что приводит к увеличению их массы. В телескопическом
амортизаторе цилиндр и поршень связаны непосредственно с под-
рессоренной и неподрессоренной массами автомобиля и имеют боль-
шой! ход, что дает возможность работать амортизатору при меньших
давлениях (2,5—5,0 МПа). Телескопические амортизаторы примерно
в 2 раза легче рычажных, проще в изготовлении и обладают высокой
долговечностью.
Амортизаторы также различаются по соотношению коэффициен-
тов’сжатия kc и отдачи k0, а также по наличию или отсутствию раз-
грузочных клапанов.
265
Рис. 168. Схемы для расчета амортизатора
и его характеристики:
а — колебательная система; бив — характе-
ристики амортизатора соответственно по ско-
рости и по ходу
Наибольшее распространение
получили телескопические амор-
тизаторы двустороннего действия
с несимметричной характеристи-
кой! (когда k0 > kc) и разгрузоч-
ными клапанами.
Уменьшение сопротивления
при ходе сжатия связано со стрем-
лением ограничить силу, пере-
дающуюся через амортизатор кузову при наезде колеса на препят-
ствие. Соотношение между коэффициентами сжатия и отбоя kc =
= (0,15-г-0,25) ko.
Коэффициенты сопротивления в амортизаторе определяются по
критическому коэффициенту затухания при колебании подрессорен-
ной массы на упругих элементах (рис. 168, а). Уравнение движения
подрессоренной массы тп при наличии вязкого трения
mnz cz -j- kz = 0 или z + (c/mn) z 4- (kltn^z = 0.
Обозначив cltnn = ю2 и k/mn = 2п, получим следующее
некие:
Z -[- (OqZ -j— ‘Ztiz - 0.
Частота свободных колебаний с вязким трением
о — у/ <т>о п2.
урав-
(137)
(138)
Критическим затуханием kKp называется затухание, при котором
периодические колебания переходят в апериодические, т. е. со = 0.
Тогда из выражения (138) имеем <о2 = и2. Поставив значения <и0
и п, получим clmnkKfl2mn. Тогда
£Кр = 2/стп. (139)
При расчете автомобиля коэффициент сопротивления аморти-
затора
^ср == 0,5 (kc F ^о)-
При этом относительный коэффициент апериодичности фо = ^ср/^Кр-
Доказано, что ф = 0,204-0,30.
Расчет амортизатора включает построение характеристики аморти-
затора, определение его конструктивных размеров, параметров
калиброванных отверстий и клапанов. Характеристика аморти-
затора выражает зависимость силы сопротивления от скорости
поршня. Обычно эта зависимость нелинейна, но может быть пред-
ставлена двумя прямыми. Характеристика собственно амортизатора
отличается от характеристики демпфирования подвески. Это отличие
обусловлено типом направляющего устройства подвески и местополо-
266
6) 6)
Рис. 169. Телескопический амортизатор авто-
мобиля ЗИЛ-130 и схемы работы клапанов:
а — продольный разрез амортизатора; бив —
схемы работы клапанов соответственно при ходе
отдачи и ходе сжатия; 1 — поршень; 2 и 6 —
клапаны соответственно при ходе сжатия и ходе
отбоя; 3 — компенсационная камера; 4 — шток;
5 — впускиой клапан
жением амортизатора (соотношение плеч, наклон амортизатора).
Если амортизатор установлен внутри пружины (см. рис. 148), то
действительный коэффициент сопротивления амортизатора
^од = ^о(Р1/«2)-
Основным конструктивным размером амортизатора является диа-
метр поршня da, который выбирается таким образом, чтобы наиболь-
шее давление жидкости, соответствующее максимальному усилию,
передающемуся через амортизатор, не выходило за рекомендуемые
пределы (2,5—5,0 МПа), а температура нагрева амортизатора не
превышала 100 °C. При ходе сжатия (рис. 169), когда поршень дви-
жется вниз й шток входит в рабочий цилиндр, жидкость из-под
поршня вытесняется в двух направлениях: в пространство йод порш-
нем и в резервуар.
Объем жидкости, вытесненный поршнем, больше освобожденного
пространства над поршнем на величину введенного объема штока.
Объем жидкости, составляющий разницу, перетекает через калибро-
ванные отверстия клапана сжатия \В компенсационную камеру.
Давление жидкости практически одинаково над поршнем и под ним
при малых скоростях. Разность площадей верхней и нижней поверх-
267
ностей поршня равна площади штока Лш. Поэтому сила сопротив-
ления сжатия
Rzc max == ^шРс шах-
Жидкость, перетекающая при сжатии в компенсационную ка-
меру, поднимает в ней общий уровень жидкости и повышает давле-
ние воздуха до 8—10 Па. При ходе отбоя жидкость, вытесняемая из
пространства над поршнем в пространство под ним, не может его
заполнить целиком. Недостаток жидкости восполняется из компен-
сирующей камеры 5 через впускной клапан, имеющий малое сопро-
тивление. При ходе отбоя давление жидкости в пространстве над
поршнем действует на свободную площадь поршня, не занятую пло-
щадью штока.
Усилие сопротивления
Rzo max = (^п ^ш) Ротах- 0^1)
Диаметр штока в зависимости от диаметра поршня
dm = (0,4^0,5) dn.
С диаметрами штока и рабочего цилиндра тесно связаны размеры
компенсационной камеры, которая должна вмещать определенный
объем жидкости и воздуха для осуществления процесса рекуперации.
При этом объем воздуха должен быть примерно в 3 раза больше
объема штока при его полном ходе (чтобы не создавалось излишне
высокое давление при работе и нагреве). Конструктивная длина
амортизатора Za = (Зч-5) dn.
Существенную роль в надежной работе амортизатора играет
уплотнение. Внутренняя полость уплотнения сообщается с компен-
сационной полостью, что позволяет разгрузить самоподвижный саль-
ник от высоких давлений и обеспечить сброс в компенсационную
полость рабочей жидкости, проникающей из цилиндра.
Место установки и крепления амортизатора определяется ком-
поновкой подвески. Чтобы общая длина амортизатора не была слиш-
ком большой, амортизатор обычно устанавливают примерно на
половине длины рычага. В подвеске с пружиной амортизатор распо-
ложен внутри пружины, что защищает его от случайных поврежде-
ний. Наклонное расположение и удаление от центра крена способ-
ствуют наибольшей эффективности амортизаторов при гашении вер-
тикальных, продольных и поперечных колебаний подрессоренной
массы.
Нормальными условиями осуществления рабочего процесса
в амортизаторе считается отсутствие в жидкости, заполняющей рабо-
чий цилиндр, воздушных включений. К основным причинам возник-
новения в Жидкости воздушных включений относят высокочастотные
колебания, значительное сопротивление клапанов, взбалтывание
жидкости и соприкосновение ее с воздухом в компенсационной
камере амортизатора.
268
Рис. 170. Однотрубный амортизатор и
схемы его работы:
а — конструкция; бив — схемы работы
соответственно при сжатии и отбое;
Pt — давление жидкости соответственно
низкое и высокое; р9 — давление воздуха
Для предотвращения образования эмульсии в амортизаторах при-
меняют однотрубные амортизаторы, которые находят все большее
распространение (рис. 170). Особенностью таких амортизаторов
является изоляция жидкостии от соприкосновения с воздухом при
помощи резиновой оболочки компенсационной камеры. Однако
осевое расположение компенсационной камеры несколько увеличи-
вает длину амортизатора.
На рис. 168, б представлена несимметричная характеристика
амортизатора двустороннего действия с разгрузочными клапанами.
Включение этих клапанов происходит при скоростях поршня zo
и zc, значение которых для современных автомобилей составляет
около 30 см/с. Выбор коэффициентов сопротивления разгрузочных
клапанов k„ и k'c производится из условия максимально допустимой
вертикальной нагрузки RZomax И Rzcmax и максимальной ско-
269
роста перемещения поршня, лежащей в пределах 50—60 см/с.
Причем
//zQmax = Zo«o’>
/?гспих == 2-с^с-
Когда относительная скорость колебаний при ходе отбоя zo
и ходе сжатия zc становится значительной, открываются разгру-
зочные клапаны, имеющие меньшие коэффициенты сопротивления.
Усилие нарастает соответственно по прямым а—Ь и d—е. Таким
образом, разгрузочные клапаны ограничивают нагрузки, передавае-
мые через амортизатор на кузов, что необходимо при движении
с резкими толчками и при движении зимой с непрогретой загустев-
шей смазочной жидкостью в амортизаторе.
Для измерения и оценки силы сопротивления амортизатора ис-
пользуют рабочую диаграмму (см. рис. 168, в), которая представляет
собой зависимость силы сопротивления амортизатора от хода поршня
при определенной частоте колебаний (обычно 1,5 Гц). Наиболь-
шие значения сил сопротивления Рас и Рао на рабочей диаграмме
имеют в середине хода поршня и соответствуют максимальной ско-
рости его перемещения при данном режиме. Площадь проходных
сечений fc и fo для рабочей жидкости
г _ 1/wT.
Wo У 2g ’
f __ Ип — лш)2 I / тро
fo~ Wo V ’
где р0 — коэффициент расхода, равный 0,60—0,75; у — плотность
жидкости; рс и ро — давления в полостях амортизатора; g — уско-
рение силы тяжести.
За основу расчета температуры рабочей жидкости берется урав-
нение теплового баланса
NtU27 = ktS0 (t — t0), (142)
где Nt — мощность, рассеиваемая амортизатором; kt — коэффи-
циент теплоотдачи стенок в воздух; So — площадь поверхности сте-
нок амортизатора; t и t0 — температура соответственно стенок аморти-
затора и окружающей среды.
Для цилиндрической поверхности
Л 3.4и°-7
Принимаем, что скорость потока воздуха равна скорости автомо-
биля, a kt = 45ч-60 Вт/(м2-°); D — наружный диаметр амортиза-
270
тора. Мощность, рассеиваемая амортизатором, соответствует пло-
щади между ломаными прямыми ОаЬ и Ode и горизонтальной осью
(см. рис. 169, б)
Л/( = 0,5 (Ро -j- Рс) — 0,5 (ko -J- М ^р-
Расчетная скорость поршнях амортизатора ор = 20^-30 см/с,
причем последняя цифра характеризует напряженный режим ра-
боты. ko и kc — коэффициенты сопротивления амортизатора при ходе
отбоя и ходе сжатия; Ро и Рс — сила при ходе отбоя и ходе сжатия.
Подставив найденные значения в формулу (142), найдем темпе-
ратуру стенок амортизатора
t = (2Vt/427&TS0) + t0.
Температура нагрева стенок не должна превышать 100 °C.
Глава 10 КОЛЕСА
10.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Назначение колес состоит в том, чтобы:
1) передавать на дорогу силу тяжести автомобиля;
2) создавать на поверхности дороги внешние реактивные про-
дольные силы, вызывающие движение или остановку движущегося
автомобиля;
3) создавать на поверхности дороги внешние реактивные боковые
силы, заставляющие автомобиль двигаться по криволинейной траек-
тории;
4) уменьшать передаваемые автомобилю динамические нагрузки,
возникающие при переезде через неровности дороги.
В соответствии с выполняемыми функциями колеса могут быть
разделены на поддерживающие, ведущие, направляющие (управляе-
мые) и ведущие направляющие (ведущие управляемые).
Колеса состоят из следующих основных частей: шины, обода,
соединительной части с деталями крепления, ступицы и подшипни-
ков. Соединительной частью может быть диск, неразборно присоеди-
ненный к ободу (дисковое колесо) или спицы, представляющие
собой часть ступицы (бездисковое или спицевое колесо).
10.2. ШИНЫ
Требования, предъявляемые к шинам. Шины общего назначения
должны удовлетворять следующим требованиям:
1) оказывать минимальное сопротивление качению;
2) обладать высокой радиальной податливостью;
3) иметь низкую удельную нагрузку в площади контакта с до-
рогой;
4) обеспечивать хорошее сцепление с дорогой в продольном и
поперечном направлениях;
5) оказывать максимально возможное сопротивление боковому
уводу;
6) быть износостойкими;
7) противостоять проколам и другим видам повреждений;
8) не создавать шума при движении автомобиля;
9) удерживать сжатый воздух;
10) иметь минимальные массу и момент инерции;
11) быть, удобными для монтажа и демонтажа;
12) допускать размещение тормозного механизма внутри колеса.
Значение перечисленных требований не одинаково для автомоби-
лей различного типа и назначения. Это объясняет большое разно-
образие в конструкции и пропорциях существующих шин.
272
По конструкции шины делятся на два основных типа: на камер-
ные и бескамерные.
Н5 Камерные шины. Обычная камерная шина состоит из камеры,
покрышки и ободной ленты.
Камера служит для удержания сжатого воздуха внутри шины
и представляет собой тонкостенную резиновую оболочку в виде
тора. Для накачивания и выпуска сжатого воздуха камера имеет
вентиль, снабженный обратным клапаном.
Покрышка воспринимает усилия, передаваемые сжатым воздухом
стенкам камеры, защищает камеру от повреждений и обеспечивает
сцепление шины с поверхностью дороги.
Ободная лента, имеющая вид кольца плоского сечения, предохра-
няет камеру от защемления между покрышкой и ободом. В некото-
рых случаях ободную ленту не применяют.
Сечение покрышки показано на рис. 171. Покрышка имеет сле-
дующие основные части: каркас 1, подушечньщ слой (брекер) 2,
протектор 3, боковины 4 и борта 5.
Каркас является основной силовой частью покрышки; он воспри-
нимает нагрузки, создаваемые давлением воздуха в шине и возни-
кающие прй передаче шиной радиальных, продольных (тяговых и
тормозных) и боковых сил. Под действием внутреннего давления
воздуха в камере каркас нагружается очень большими разрывающими
усилиями и в экваториальном, и в меридиональном направлениях.
Каркас состоит из нескольких (2—14) слоев прорезиненной
ткани (корда). Кордные слои каркаса закрепляются на проволочных
бортовых кольцах. Нити корда в каркасе обычно расположены под
некоторым углом к меридиональной плоскости шины (рис. 172, а),
поэтому шины такого типа называются диагональными.
Рис. 171. Покрышка:
1 — каркас; 2 — подушечный слой (брекер); 3 — протектор; 4 — боковина; 5 — борт; б —
бортовое проволочное кольцо; 7 — наполнительный резиновый шнур; 8 — текстильная
обертка; 9 — бортовая лента; Н — высота профиля; В — ширина профиля; D — наружный
диаметр; d — посадочный диаметр
Рис. 172. Шины:
о — диагональная; б — радиальная; 1 — каркас; 2 брекер
273
Рис. 173. Типы рисунков протектора:
а — дорожный; б — универсальный; в — повышенной
проходимости
В качестве материала для кордной ткани используют хлопчатую
бумагу, вискозу, полиамидные смолы и стальную проволоку. Иногда
металлический корд комбинируется с неметаллическим.
Качество шин в значительной степени определяется прочностью
кордной ткани. Повышение прочности'на разрыв нитей кордной
ткани позволяет уменьшить число слоев корда, что способствует
увеличению радиальной податливости шины. При использовании
металлического корда число слоев в шинах грузовых автомобилей
может быть уменьшено (с 8—14 при неметаллическом корде) до
2—4. Шины с металлическим кордом имеют большую грузоподъем-
ность и износостойкость, что обусловлено возможностью увеличения
внутреннего давления в шине. Применение металлического корда,
кроме того, повышает способность шин противостоять проколам.
В последние годы получили распространение также шины с ра-
диальным расположением нитей корда (рис. 172, б), которые назы-
вают радиальными. Шины этого типа обладают рядом особенностей,
отличающих их от диагональных шин. Сравнительно с диагональ-
ными шинами радиальным шинам свойственны радиальная подат-
ливость и повышенная износостойкость, но меньшая способность
сопротивления боковому уводу.
Протектором называют толстый слой резины, расположенный
в верхней части сечения и контактирующий с поверхностью дороги
при качении шины. Протектор состоит из тонкого подканавочного
слоя и толстой расчлененной части. В зависимости от назначения
шины применяют различные рисунки протектора, которые оказывают
влияние на сопротивление качению, износ и сцепление с дорогой.
Рисунок протектора шин, предназначенных для работы на доро-
гах с твердым покрытием — «дорожный» (рис. 173, а), состоит из
неглубоких продольных зигзагообразных ребер и канавок.
Для смешанной работы на дорогах с твердым покрытием и на
грунтовых применяют шины с «универсальным» рисунком протек-
тора (рис. 173, б), представляющим собой комбинацию продольных
ребер и шашек в средней части беговой дорожки и крупных массив-
ных выступов, разделенных широкими впадинами по краям беговой
дорожки.
Для работы на грунтовых дорогах и дорогах, покрытых грязью
и снегом, используют шины с рисунком протектора «повышенной
274
проходимости» (рис. 173, в), который имеет широкие канавки, на-
правленные наклонно к оси беговой дорожки, и крупные массивные
выступы грунтозацепов.
Брекером называют резиновый или резинокордный слой, распола-
гающийся между каркасом и протектором. Брекер служит для уси-
ления каркаса, смягчает воздействие ударных нагрузок и содей-
ствует более равномерному распределению продольных и попереч-
ных усилий, действующих на шину.
Боковинами называют резиновый слой, покрывающий боковые
стенки каркаса и предохраняющий его от влаги и механических
повреждений. Толщина боковины равна 1,5—3,5 мм в зависимости
от типа и размера шины. Боковина составляет одно целое с протек-
тором.
Бортами называют жесткие части покрышки, служащие для ее
удержания на ободе колеса. Основу борта образуют так называемые
крылья, представляющие собой бортовые кольца, состоящие из не-
скольких параллельных рядов стальной проволоки, наполнитель-
ного резинового шнура и текстильной обертки. Крылья охватывают
концы слоев корда. Проволочное кольцо обеспечивает жесткость
борта, а резиновый шнур позволяет придать необходимое очертание
поперечному сечению покрышки. В зависимости от числа слоев
корда в борте применяют одно, два или даже три крыла.
Посадочные поверхности бортов защищены текстильными борто-
выми лентами.
Бескамерные шины. Эти шины представляют принципиально
отличный тип шин. На внутренней поверхности бескамерной шины
имеется герметизирующий слой толщиной 1,5—3,0 мм из резины,
обладающей высокой газонепроницаемостью, а борт имеет особую
конструкцию, обеспечивающую герметичную посадку шины на
обод. В бескамерных шинах вентиль монтируется непосредственно
на ободе.
Бескамерные шины удобнее в монтаже и ремонте, надежнее и
безопаснее камерных (не разрываются при проколе), имеют меньшие
массу и момент инерции. Однако для их изготовления требуются
более совершенная технология и более качественные материалы.
Бескамерные шины изготовляют взаимозаменяемыми с камерными
шинами тех же размеров. Бескамерные шины получили особое рас-
пространение на легковых автомобилях.
Пропорции поперечного сечения шины. Пропорции поперечного
сечения шины оказывают большое влияние на ее свойства. Основным
показателем для шины является отношение высоты профиля к его
ширине Н/В (см. рис. 171). Чем меньше HIB, тем меньше износ
шины, угол бокового увода, сопротивление качению и уровень шума.
Кроме того, при одинаковом наружном диаметре шины снижение
Н/В дает возможность увеличения диаметра обода и тем самым
улучшения условий для размещения в колесе тормозного механизма.
Это объясняет тенденцию к применению низкопрофильных шин.
Для обычных шин Н/В = 0,94-1,1. В ГОСТ 4754—80 на шины
для легковых автомобилей предусмотрены низкопрофильные шины
275
с Н/В <0,88 и сверхнизкопрофильные с Н/В <0,82, Н/В <0,70
и Н/В < 0,60.
Выбор шин. Определяющие и посадочные размеры, а также все
основные показатели шин приведены в стандартах, рекомендациях
изготовителей шин и ободов, фирменных каталогах и т. д., поэтому
при проектировании автомобиля задача конструктора ограничи-
вается выбором шины, отвечающей требованиям технического зада-
ния и компоновки автомобиля, и согласованием с поставщиком
сделанного выбора.
ГОСТами регламентированы такие параметры и показатели шин,
как типоразмер рекомендуемого обода, наружный диаметр, ширина
профиля, статический и динамический радиусы качения, допусти-
мая нагрузка в зависимости от внутреннего давления и числа слоев
корда, максимально допустимые скорость и масса.
Условное обозначение шин состоит из значения ширины профиля
и посадочного диаметра в миллиметрах или дюймах. Условное
обозначение дополняют буквенными индексами, характеризующими
особенности шины.
10.3. КОЛЕСА
Ободья. Основные элементы профиля обода (рис. 174) следую-
щие: ширина с, посадочный диаметр d, угол наклона посадочных
полок а, высота h и ширина b бортовых закраин.
Широкий обод способствует увеличению срока службы и грузо-
подъемности шины, уменьшению сопротивления качению и угла
увода. Посадочный диаметр рассчитывают по длине окружности,
замеренной специальной-, так называемой шариковой рулеткой.
Допуск на посадочный диаметр ±0,4 мм. Угол наклона посадочных
полок, составляющий (5+1)°, облегчает демонтаж шин и повышает
надежность посадки бортов
покрышки, обеспечивая луч-
шую герметизацию соединения,
что особенно важно для беска-
мерных шин.
3 — монтажный ручей; 4 — цилиндрическая
Рис. 174. Элементы профиля обода:
1 — закраина борта; 2 — посадочная полка; _______ _____, _ _____________
часть; с — ширина; d — посадочный диаметр; а — угол наклона посадочной полки; h —
высота бортовых^закраин; b — ширина бортовых закраин
Рис. 175. Дисковое колесо с неразборным однокомпонентным ободом (автомобиль
ГАЗ-24) и профиль посадочных полок для бескамерных шин:
1 —обод; 2.— монтажный ручей; 3 — выступ для крепления декоративного колпака; 4 —
ребро жесткости; 5 — диск
276
Рис. 176. Дисковые колеса с двух- и трехкомпонентным ободом и посадочные местаЗ
а — автомобиль ГАЗ-53 А; б — автомобиль ЗИЛ-130; в — посадочные места основания обода;
1 — диск; 2 — основание обода; 3 — разрезное бортовое кольцо; 4 — неразрезиое бортовое
кольцо; 5 ~ разрезное замочное кольцо
Закраины обода воспринимают усилия, передаваемые бортами
шины, ограничивают их перемещение, а также защищают боковины
от внешних повреждений. Высота и ширина закраины должны быть
в определенных узких пределах.
Конструкция обода определяется способом монтажа шины на
него. Различают неразборные однокомпонентные и разборные
двух- и трехкомпонентные ободья, применяемые в дисковых и спи-
цевых колесах.
Неразборные однокомпонентные ободья (рис. 175) имеют в средней
части кольцевое углубление, называемое монтажным ручьем, облег-
чающим монтаж и демонтаж шины. Размеры ручья зависят от вы-
соты закраины борта и жесткости бортов шины. Обод может быть
симметричным и несимметричным. Смещение монтажного ручья в
сторону улучшает монтажные свойства обода и предоставляет боль-
шие возможности для размещения в колесе тормозного механизма.
Этот тип обода применяют на всех легковых автомобилях и гру-
зовых автомобилях небольшой грузоподъемности, шины которых
имеют относительно эластичные борта, в сочетании с камерными
бескамерными шинами. Для повышения надежности закрепления
борта бескамерной шины на конической полке обода часто делают
специальный кольцевой выступ — хамп (см. рис. 175).
Разборные двух- и трехкомпонентные ободья показаны на
рис. 176.
Двухкомпонентный обод состоит из основания и съемного разрез-
ного бортового кольца с конической полкой. Трехкомпонентный
обод состоит из основания, неразрезного бортового кольца и разрез-
ного замочного кольца с конической полкой.
Сравнительно с трехкомпонентным ободом двухкомпонентный!
проще, но обладает недостатками, к которым относятся пониженная
жесткость разрезного бортового кольца, наличие острых кромок
в месте разреза и зазор в стыке.
Основание обода, одинаковое для двух- и трехкомпонентных
ободьев, имеет два цилиндрических посадочных пояска (dx и d2)
277
Рис. 177. Обод с поперечными разъемами ( «Трилекс» ) для спицевого колеса (авто-
мобили МАЗ-502, КрАЗ-219):
1 — секторы обода; 2 — спицевая ступица; 3 — гайка; 4 — прижим; 5 — шпилька
и коническую поверхность /С, которые используются для посадки
обода на диск или спицевую ступицу. Эти типы ободьев применяют
с камерными шинами на грузовых автомобилях.
Размеры ободьев описанных типов стандартизованы. На легковых
автомобилях и грузовых автомобилях небольшой грузоподъемности
применяют колеса с ободьями диаметром 330, 355 и 380 мм (соответ-
ственно 13, 14 и 15 дюймов), а на дорожных грузовых автомобилях
средней и большой грузоподъемности — колеса с ободьями диа-
метром 508 мм (20 дюймов).
Условные обозначения типоразмеров ободьев состоят из значения
ширины обода в миллиметрах, буквенного индекса, определяющего
высоту бортовой закраины, и значения номинального диаметра
в миллиметрах.
Заготовки для однокомпонентных ободьев получают профилиро-
ванием из полосы толщиной 3—4 мм, а для деталей двух- и трех-
компонентных ободьев горячей прокаткой.
Описанные выше типы ободьев отвечают требованиям массового
производства, их применяют на большинстве легковых и грузовых
автомобилей с дисковыми и спицевыми колесами.
На грузовых авомобилях большой грузоподъемности, изготов-
ляемых в ограниченном количестве, снабженных спицевыми ступи-
цами колес, иногда применяются ободья с поперечными разъемами
(рис. 177). Такой обод состоит из трех кольцевых секторов, торцы
которых обработаны под определенными углами и образуют замки
при сборке секторов в обод.
Для центрирования и закрепления на ступице ободья с вну-
тренней стороны имеют коническую поверхность. Эти ободья, полу-
чившие название «Трилекс», позволяют с помощью специальной
монтажной лопатки легко и быстро проводить монтаж и демонтаж
шины, что особенно существенно для автомобилей большой грузо-
подъемности." Недостатком ободьев типа «Трилекс» является техно-
логическая сложность и большая трудоемкость изготовления.
Диски. Диск — часть колеса, соединяющая обод со ступицей,
обычно имеет чашеобразную форму, что придает диску высокую
278
изгибную жесткость и исключает работу со знакопеременными
напряжениями. Это имеет особое значение для колес, работающих
в условиях циклического нагружения. Вылет колеса (расстояние
от центральной плоскости колеса до привалочной поверхности)
не должен быть чрезмерно большим, чтобы не создавать в диске
дополнительных напряжений изгиба; с другой стороны, этот размер,
регламентированный ГОСТом для грузовых автомобилей (см. рис. 7
и табл. 4), должен быть достаточным для того, чтобы сдвоенные
шины в нагруженном состоянии не соприкасались одна с другой
и допускали установку цепей противоскольжения.
Диски колес изготовляют из листовой стали толщиной 3—11 мм.
Диски из толстого материала с целью уменьшения массы иногда
выполняют переменной толщины: большей в средней и меньшей
в периферийной части, что достигается путем горячей или холодной
раскатки заготовок. По тем же соображениям диски снабжают
отверстиями. Диск запрессовывают в обод и соединяют с ним дуго-
вой или контактной сваркой.
На спортивных автомобилях некоторое распространение полу-
чили колеса, в которых обод и диск объединены в одной отливке,
выполненной под давлением из магниево-алюминиевого сплава.
Такие колеса имеют небольшую массу, низкий момент инерции и кра-
сивый внешний вид, что исключает необходимость применения деко-
ративного колпака.
Обод и диск колеса в статическом состоянии нагружены внутрен-
ним давлением сжатого воздуха в шине и силой тяжести автомобиля.
При движении автомобиля на эти силы накладываются продольные
и поперечные силы, эффект которых усложняется динамическим
приложением нагрузок и наличием концентраторов напряжения.
При этом в ободе и диске возникает сложная картина напряжений,
которые не могут быть определены и проанализированы с исполь-
зованием обычных инженерных методов. На практике задача выбора
размеров обода и диска решается на основе анализа существующих
конструкций и экспериментальных данных, полученных при стен-
довых и дорожных испытаниях.
Крепления диска показаны на рис. 178. Центрирование и крепле-
ние диска одинарных колес легковых и грузовых автомобилей не-
большой грузоподъемности (рис. 178, а) осуществляется конической
частью гаек с правой резьбой и углом конуса 60°, которые упираются
в соответствующие фаски крепежных отверстий диска. Дополни-
тельно для предупреждения самоотвинчивания гаек поверхность
диска в зоне крепежного отверстия располагается несколько выше
(на 0,5 мм) привалочной поверхности, что вызывает при затяжке
упругую деформацию диска, поддерживающую постоянным усилие
натяга в резьбе, и создаваемые им силы трения.
В креплении диска одинарных колес грузовых автомобилей,
показанном на рис. 178, б, центровка и крепление осуществляются
гайками, имеющими сферическую опорную поверхность, которая
упирается в соответствующий сферический поясок крепежного отвер-
стия диска.
279
2 J
Рис. 178. Крепление дисковых колес:
а—легкового автомобиля; бив — соответственно одинарного и сдвоенных грузового автомо-
биля; г и д — то же по рекомендации ИСО; / — ступица; 2 — тормозной барабан (диск);
3 — диск; 4 — гайка; 5 — шпилька; 6 — гайка крепления наружного колеса; 7 — колпачко-
вая гайка крепления внутреннего колеса; 8 — гайка с вращающейся шайбой
При сдвоенных колесах (рис. 178, в) внутреннее колесо закреп-
ляется колпачковыми гайками со сферической опорной поверхностью
и резьбой на наружной поверхности, на которую наворачивается
гайка, крепящая наружное колесо.
Для обеспечения взаимозаменяемости наружного и внутреннего
колес сферические пояски на крепежных отверстиях выполняют
с обеих сторон диска. Резьба в креплениях правых колес — правая,
а левых — левая, что, как прежде полагали, предупреждает само-
отвинчивание гаек. Число крепежных отверстий, диаметр окруж-
ности, на которой они расположены, и размеры деталей крепления
регламентированы стандартами для каждого типоразмера обода.
В ближайшее время предстоит переход от описанного выше креп-
ления дисковых колес грузовых автомобилей к более простому,
рекомендованному ИСО (рйс. 178, г и д). В этой конструкции колесо
центрируется посадочным отверстием по выступу ступицы. Крепле-
ние и при одинарных, и при сдвоенных колесах осуществляется
гайками с правой резьбой, снабженными свободно вращающейся
шайбой, которая позволяет избежать повреждений гайкой поверх-
ности колеса.
На рис. 179 показано крепление обода на ступице со спицами для
одинарного и сдвоенных бездисковых колес. Для центрирования
обода используют конический участок К внутренней поверхности
280
Рис. 179. Крепление обода на ступице со спицами бездисковых колес (автомобиль
МАЗ-500):
а — одинарного; б — сдвоенных; 1 — прижим; 2 — гайка; 3 — болт; 4 — ступица; 5 —
обод; 6 — распорное кольцо
основания обода (см. рис. 176), а для осевой фиксации участок обода
от конической поверхности до ближайшего торца зажимается с по-
мощью прижима и распорного кольца.
Ступицы. Ступица служит для установки колеса с помощью
подшипников на цапфе поворотного кулака или балки ведущего
моста с разгруженными полуосями. Для передачи крутящего мо-
мента, а также радиальных и осевых сил при полуразгруженных
полуосях ступицы ведущих мостов присоединяют к фланцам полу-
осей с помощью болтов или шпилек.
Ступицы для дисковых колес выполняют с выступающим флан-
цем, к которому крепят диск колеса и тормозной барабан или диск.
Ступицы для бездисковых колес имеют шесть, иногда пять, вы-
полненных как одно целое с ней спиц с обработанной по периферии
поверхностью, используемой для посадки обода. В ступицах сделаны
отверстия с резьбой для болтов или шпилек крепления прижимов,
фиксирующих обод в осевом направлении, и болтов крепления тор-
мозного барабана.
Подшипники ступиц устанавливают так, чтобы расстояние между
центрами подшипников было максимально возможным (рис. 180)
для уменьшения прикладываемых к подшипникам усилий, которые
создают изгибающие моменты от боковых сил. Центром подшип-
ника называют точку на оси подшип-
ника, через которую проходят линии
действия сил, передаваемых телами
качения. Внутренний подшипник,
обычно имеющий большую] грузоподъ-
емность сравнительно с наружным,
устанавливают ближе к центральной
плоскости одинарного колеса или пло-
скости, ровноотстоящей от централь-
ных плоскостей сдвоенных колес.
Рис. 180. Схема для расчета нагрузок, действую-
щих на подшипники ступицы колеса управляе-
мого и ведущего с разгруженными полуосями
мостов:
/ и // — центры соответственно наружного н внутрен-
него подшипников ступицы колеса
281
При проектировании ступицы стремятся к тому, чтобы она не
выступала на наружную поверхность шины, которая защищает ее
от повреждений. Это также относится к декоративным колпакам
колес легковых автомобилей.
Обычно ступицы отливают из ковкого чугуна или стали.
В качестве подшипников ступицы колеса применяют роликовые
конические или шариковые радиально-упорные подшипники.
Расчет подшипников ступиц колес. Расчет заключается в опре-
делении долговечности подшипников по ГОСТ 18855—82. Для этого
необходимо располагать значениями действующих на подшипники
усилий.
Ниже изложен метод расчета сил, действующих на подшипники.
- В соответствии с этим методом влиянием силы тяги и углом развала
колес пренебрегают, поэтому способ определения усилий, действу-
ющих на подшипники ступиц колес управляемого и ведущего с раз-
груженными полуосями мостов, одинаков.
В расчете учитывают два режима движения: по прямой и по кри-
волинейной траектории радиусом R = 50 м со скоростью va =
= 40 км/ч или R = 12 м и v.A = 20 км/ч.
При расчете средних приведенных нагрузок на подшипники при-
нимают, что автомобиль движется по прямой 90 % пути и налево
и направо по 5 % пути.
Движение по прямой. Для упрощения принимают,
что на ступицу колеса действует усилие, равное вертикальной реак-
ции в точке контакта колеса с опорной поверхностью
Кг = 0,5man (3)g,
где тап (з) — масса автомобиля, приходящаяся на колеса рассма-
триваемого моста.
Кроме того, чтобы учесть боковые силы, возникающие от неров-
ностей дороги, считают, что в точке контакта колеса с опорной по-
верхностью постоянно действует боковая реакция
= fRz,
где f — коэффициент трения, равный 0,05.
Под действием этих сил (см. рис. 180) радиальные нагрузки
соответственно на внутренний (индекс I) и наружный (индекс II)
подшипники ,
FrI = Rza/l + 7?/к//;
Frii = Rz(l — a)/l — RyTjl.
Непосредственным действием осевой нагрузки на подшипники в
• этом случае пренебрегают
Fai = Fall = 0-
Движение по криволинейной траекто-
рии. Вертикальные реакции в точке контакта колеса с опорной
поверхностью _.
Rz = 0,5man (3)g- [1 ± 2(hg/B)][vl/ (Rg)],
где знак плюс относится к наружному, а минус к внутреннему по
отношению к центру поворота колесу.
282
Рис. 181. Схема для расчета нагрузок, дей-
ствующих на подшипник колеса ведущего мос-
та с полуразгружениыми полуосями
Горизонтальные реакции
Ry = фЯг-
где ср — реализуемый коэффициент
сцепления колес моста с дорогой;
МапО^/К : иа
4 man(3)g Rg '
Под действием этих сил радиальная и осевая нагрузки на вну-
тренний и наружный подшипники наружного (индекс Н) и вну-
треннего (индекс В) по отношению к центру поворота колеса соот-
ветственно равны:
Д-Тн — Refill + RyHr к/1', FаГН = Ryttt
ГГ11Н — RzH^ ~~ a)/l — RylM ЛдШ = 0;
TrlB=== Rz^fl/l RyvfyJF
F»tib = Rzb (I — ct)/1 Ry^rк/[; Га11в = Ry%.
Для подшипников ведущего моста с полуразгруженными полу-
осями (рис. 181) соответствующие формулы для определения нагру-
зок на подшипник колеса следующие:
движение по прямой
Д = RJ/a, Fa = 0', ,
движение по криволинейной траектории
FrH = RzuUa + RyHrк/а> — RyH>
FrB — Rzb4a — RyBrda> Fali — Ry%.
Необходимая долговечность подшипников (в миллионах оборо-
тов) устанавливается на основе заданного ресурса автомобиля с уче-
том пробега между капитальными ремонтами.
Материалы, применяемые для основных деталей колес. Данные
об этих материалах приведены в табл. 10.
Момент инерции колес. Этот момент инерции в значительной
мере определяет динамические показатели автомобиля. Моменты
Таблица 10
Деталь Материал
Обод Бортовое кольцо Замочное кольцо Диск Ступица Сталь 08, 08кп, 15, 15кп Сталь 08, 08кп, 15, 15кп Сталь 45, 45Г, 50, БОГ Сталь 08, 08кп, 15, 15кп Ковкий чугун КЧ 35-10, КЧ 37-12, сталь 35Л, 40Л
283
инерции колес из-за разницы в массах колес с шинами изменяются
в очень широких пределах даже для колес, оборудованных шинами
одного номинального размера. Поэтому вместо момента инерции
удобнее пользоваться массой и радиусом инерции колеса с шиной,
относя его к номинальному диаметру обода.
Как показали расчеты, это отношение для дисковых колес с ши-
нами составляет 0,7—0,75. Таким образом, для предварительных
расчетов можно принять, что момент инерции дискового колеса
с шиной
/ = (ткД тш)(0,72<
где и тш —массы соответственно собственно колеса и шины;
d — номинальный диаметр обода.
Балансировка колес. Высокие скорости движения автомобилей
делают необходимой балансировку колес, в особенности передних
управляемых. При дисбалансе колес ухудшается комфортабельность
езды и увеличивается износ шин. Дисбаланс передних управляемых
колес может вызвать ухудшение устойчивости и управляемости
автомобиля, стать причиной возникновения опасных автоколебаний
и ускоренного износа шарниров подвески и рулевого привода.
Дисбаланс складывается из дисбаланса тормозного барабана
или тормозного диска со ступицей, дисбаланса колеса, который,
в свою очередь, складывается из дисбалансов собственно колеса,
шины и вентиля, а также дисбаланса, создаваемого радиальным и
торцовым биениями колеса.
Для устранения дисбаланса тормозной барабан или диск со сту-
пицей уравновешивают статически (в одной плоскости) при центри-
ровании по посадочным поверхностям или по наружным кольцам
подшипников ступицы за счет сверления отверстий в тормозном
барабане или диске.
Собственно колесо, состоящее из обода с диском, балансируется
статически при центрировании по посадочным поверхностям за счет
снятия металла или приварки грузиков. Шины в сборе с камерой
и вентилем поступают от изготовителей отбалансированными.
Дисбаланс колеса с шиной в сборе устраняют за счет установки
на обод балансировочных грузиков. Балансировка выполняется при
центрировании колеса по посадочным поверхностям. Колеса грузо-
вых автомобилей балансируют статически, а легковых — динами-
чески (в двух плоскостях), размещая грузики с наружной и внутрен-
ней стороны колеса. Дисбаланс, создаваемый радиальным и торцо-
вым биениями колеса, устраняют правкой колеса. Значения допу-
стимого дисбаланса для колес в сборе с шиной регламентированы
ГОСТами на шины.
10.4. СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ДАВЛЕНИЯ
, ВОЗДУХА В ШИНАХ
Систему регулирования давления воздуха в шинах применяют
на полноприводных грузовых автомобилях, предназначенных для
систематической работы в неблагоприятных дорожных условиях.
264
Рис. 182. Схема системы регулирования давления воздуха в шинах:
1 — компрессор; 2 — баллон; 3 — запорный кран; 4 — сальниковое устройство; 5 — мано-
метр; 6 — край управления давлением в шинах; 7 — клапан-ограничитель понижения дав-
ления; 8 — выпуск в атмосферу
Наличие системы регулирования давления воздуха позволяет:
1) понижая давление в шинах, уменьшать удельную нагрузку на
грунт, повышая тем самым проходимость автомобиля;
2) в случае прокола камеры продолжать движение без смены
колеса;
3) постоянно поддерживать в шинах необходимое давление воз-
духа.
Схема системы регулирования давления показана на рис. 182.
Система питается сжатым воздухом от системы пневматического
привода тормозов. Система регулирования давления воздуха в ши-
нах состоит из крана управления давлением, объединенного с ним
клапана-ограничителя снижения давления, сальниковых устройств,
обеспечивающих подачу сжатого воздуха к вращающейся шине,
и запорных кранов, позволяющих отключать от системы поврежден-
ную шину, а также манометра и воздуховодов из трубок и шлангов.
Кран управления давлением (рис. 183) золотникового типа.
Корпус крана имеет три отверстия: для подвода сжатого воздуха от
пневматической системы, для присоединения к шинам и для выпуска
сжатого воздуха в атмосферу.
Золотник, соединенный тягой с рычагом, расположенным в ка-
бине, может перемещаться в осевом направлении; он имеет кольце-
вую проточку и уплотняется двумя сальниками. Золотник может
занимать три рабочих положения: левое, правое и среднее. В левом
положении проточка золотника находится против левого сальника;
Рис. 183. Кран управления давлением с клапаном-ограничителем:
А — от баллона; Б •— к шинам; В — в атмосферу; 1 — клапан-ограничитель; 2 — корпус
крана; 3 — сальники; i — золотник
285
при этом сжатый воздух поступает из воздушного баллона в шины.
В правом положении проточка золотника размещается против пра-
вого сальника; при этом сжатый воздух из шин вытекает в атмосферу.
В среднем положении проточка золотника находится между сальни-
ками, перекрывая поступление воздуха из пневматической системы
в шины и выпуск воздуха из шин в атмосферу.
Установленный на кране клапан-ограничитель разобщает си-
стему регулирования давления в шинах от системы пневматического
привода тормозов при понижении давления в ней ниже определенного
значения, чтобы обеспечить достаточный запас сжатого воздуха для
надежного торможения.
Сальниковое устройство подачи сжатого воздуха к вращающейся
шине вместе с цапфой и ступипей колеса управляемого ведущего
моста показано на рис. 89.
При применении системы регулирования давления воздуха в Ши-
нах требуется устанавливать специальные шины, имеющие большую
ширину профиля и уменьшенное число слоев корда для повышения
гибкости каркаса покрышки.
Глава 11 ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
11.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Структура тормозного управления автомобиля и требования,
предъявляемые к нему, обусловлены ГОСТ 22895—77*. Согласно
этому стандарту тормозное управление должно состоять из четырех
систем — рабочей, запасной, стояночной и вспомогательной. Си-
стемы могут иметь общие элементы, но не менее двух независимых
органов управления. Каждая из этих систем включает в себя тор-
мозные механизмы, обеспечивающие создание сопротивления движе-
нию автомобиля, и тормозной привод, необходимый для управления
тормозными механизмами.
Рабочая тормозная система. Для уменьшения скорости или пол-
ной остановки автомобиля в любых условиях предназначена рабочая
тормозная система. Ее действие должно распространяться одновре-
менно на все колеса с рациональным распределением тормозного
момента по мостам.
Различают два вида рабочего торможения: экстренное (аварий-
ное), когда торможение осуществляется с максимальной эффектив-
ностью для возможно быстрой остановки автомобиля, и служебное —
торможение с умеренной интенсивностью. Действуют следующие
нормы максимально установившегося замедления: 7,0 м/с2 для
легковых автомобилей, их грузовых модификаций и автобусов пол-
ной массой до 5 т; 5,5 м/с2 — для грузовых автомобилей.
Так как рабочей тормозной системой водитель пользуется в са-
мых различных условиях движения автомобиля, предусматривают
возможность управления этой системой педалью.
Запасная тормозная система. Для торможения автомобилей
в случае отказа рабочей тормозной системы предназначена запасная
тормозная система. Применение автономной запасной тормозной
системы не обязательно, если ее функции может выполнять любой
контур рабочей тормозной системы или стояночная тормозная система.
Установлены следующие нормы максимального замедления авто-
мобиля при его торможении запасной тормозной системой или си-
стемами, выполняющими ее функции: 3 м/с2 — для пассажирских
автомобилей; 2,8 м/с2 — для грузовых автомобилей.
Стояночная тормозная система. Для удержания автомобиля
неподвижным предназначена стояночная тормозная система, которая
должна надежно и неограниченно по времени удерживать полностью
нагруженный автомобиль на уклоне, заданном техническими усло-
виями на автотранспортное средство, но не менее 25 %. Приведение
в действие тормозных механизмов стояночной тормозной системы
может быть осуществлено при использовании любого привода.
287
Однако при использовании гидравлического или пневматического
приводов ввиду неизбежных утечек рабочего тела приведение в дей-
ствие тормозных механизмов в заторможенное состояние должно
производиться с помощью устройства, действующего механическим
способом.
Вспомогательная тормозная система. Для длительного торможе-
ния автомобиля на затяжных спусках без использования обычных
тормозных систем используется вспомогательная тормозная система.
Автобусы с полной массой свыше 5 т и грузовые автомобили с полной
массой свыше 12 т оснащены тормозом-замедлителем.
11.2. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ БАРАБАННЫХ
ТОРМОЗНЫХ МЕХАНИЗМОВ
В настоящее время для рабочей тормозной системы применяют
четыре разновидности барабанных тормозных механизмов, которые
отличаются особенностями силового взаимодействия колодок с раз-
жимающим устройством и барабаном (рис. 184). Условно фрикцион-
ные накладки изображены симметричными относительно горизон-
тального диаметра механизма, а равнодействующие нормальных сил
N и сил трения [N приложены в середине дуги накладки (на радиусе
ге). Сравнение различных схем производят по реверсивности, урав-
новешенности и коэффициенту эффективности.
Рис. 184. Схемы барабанных тормозных механизмов:
а — с равным перемещением колодок; б — реверсивного неуравновешенного; в — неревер-
сивного уравновешенного; г — реверсивного с плавающими колодками
288
Реверсивность тормозного механизма определяет независи-
мость величины создаваемого им тормозного момента от направле-
ния движения автомобиля.
Уравновешенность тормозного механизма — это такое сочетание
сил воздействия колодок на барабан, при котором работа тормозного
механизма не приводит к нагружению подшипникового узла колеса.
Коэффициентом эффективности называют отношение тормозного
момента к приводной силе и радиусу барабана.
Из представленных схем видно, что момент силы трения f
относительно опоры колодки оказывает на одну колодку действие,
эквивалентное увеличению приводной силы (самоприжимная колодка),
а на вторую — действие, эквивалентное уменьшению приводной силы
(самоотжимная колодка). Явления самоприжима и самоотжима яв-
ляются важной принципиальной особенностью рабочего процесса
барабанных тормозных механизмов. Ниже приведены формулы для
подсчета коэффициента эффективности для колодок и тормозного
механизма:
самоприжимной
Kai = Т п/(Р К б);
самоотжимной
К 32 = Т ^/(Р 2Гб)‘>
механизма
Кэ = ^/[(Л + /52) гб].
где T-ri, Tt2 и Тх — тормозные моменты, создаваемые соответственно
колодками и тормозным механизмом; Р± и Р2 — приводные силы.
Стабильность коэффициентов эффективности является очевид-
ным условием достижения равных тормозных сил на колесах одного
моста. Однако значения Кл и /Сэ2 зависят от коэффициента трения f,
значение которого вследствие большого числа технологических и
эксплуатационных факторов непостоянно и отклоняется от номи-
нального в обе стороны.
Тормозной механизм (рис. 184, а) имеет кулачковое
разжимное устройство, которое обеспечивает равенство переме-
щений колодок. Поэтому нормальные силы, приложенные к колод-
кам, и тормозные моменты, создаваемые ими, одинаковы. Отноше-
ние fприводных сил P-JP?, < 1 устанавливается автоматически.
Вследствие равенства N± = К2, справедливого для любого направ-
ления вращения барабана, рассматриваемый механизм является
реверсивным и практически уравновешенным. Недостатком такого
тормозного механизма является значительная приводная сила и
сравнительно низкий КПД кулачкового приводного устройства,
равный 0,60—0,80.
Так как кулачковое разжимное устройство вызывает необходи-
мость применения пневматического привода, область применения
этих тормозных механизмов распространяется только на грузовые
Лукин П. П. и др. 289
автомобили и автобусы с общей массой, равной или превышающей
10 т.
Тормозной механизм (рис. 184, 6) имеет одно гидравли-
ческое или клиновое разжимное устройство, которое обеспечивает
равенство приводных сил. Однако тормозной момент, создаваемый
прижимной колодкой, больше, чем отжимной, что обусловливает
разный износ накладок.
Такой механизм менее стабилен, чем механизм с равными пере-
мещениями колодок. При равных соотношениях основных размеров
и f = 0,35 коэффициент эффективности такого механизма Ка = 0,81,
что составляет 116 % механизма с равными перемещениями (см. рис.
184, а). Так как разность — N2 не зависит от направления вра-
щения барабана, то механизм является реверсивным, но неуравно-
вешенным. Такие тормозные механизмы применяют для грузовых
автомобилей большой грузоподъемности, а также для задних
колес легковых автомобилей.
На рис. 184, в изображена схема нереверсивного механизма. Прин-
ципиальной особенностью его конструкции является то, что колодки
обращены приводными концами в разные стороны и для разжима
имеют индивидуальное гидравлическое устройство, создающее рав-
ные приводные силы. Поэтому обе колодки являются самоприжим-
ными (при переднем ходе автомобиля) или самоотжимными (при зад-
нем ходе). Сочетание такого тормозного механизма с обычным
на задних колесах (см. рис. 184, б) позволяет более просто
получить желаемое распределение тормозных усилий (РХ1 > Рх2)
и сохранить одинаковые размеры многих деталей тормозов передних
и задних колес.
На рис. 184, г изображена схема реверсивного механизма, в ко-
тором независимо от направления вращения барабана обе колодки
являются самоприжимными. Это обусловлено применением одина-
ковых разжимных устройств, в каждом из которых в зависимости
от направления вращения барабана один плунжер предназначен
для приводного воздействия на одну колодку, а второй служит опо-
рой для другой колодки.
Применение нереверсивного тормозного механизма для задних
колес, на которых устанавливают стояночный тормоз, не рекомен-
дуется. Тормозные механизмы для стояночной тормозной системы
на спуске и подъеме должны обеспечивать одинаковую эффектив-
ность торможения.
11.3. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЙ
ПО ДЛИНЕ НАКЛАДОК
Аналитическое определение эпюры нормальных давлений зат-
руднено, так как, кроме упругой податливости накладки, на нее
оказывают-' влияние податливость барабана, колодки и опоры. Од-
нако для приближенного рассмотрения можно ограничиться учетом
только радиальных деформаций накладки ввиду меньшей значи-
мости деформаций остальных деталей.
290
Рис. 185. Схемы для определения радиальной деформации накладок:
а — с двумя степенями свободы; б — самопрнжимной с одной степенью свободы
Тормозные механизмы могут быть спроектированы с одной или
с двумя степенями свободы.
Определим радиальную деформацию накладки самопрнжимной
колодки, имеющей две степени свободы. Для этого поместим начало
координат в центре О тормозного барабана (рис. 185, а). Ось коор-
динат проведем так, чтобы линия уг проходила через мгновенный
центр поворота А, колодки.
Во время торможения колодка благодаря деформируемости на-
кладки одновременно поворачивается вокруг мгновенного центра
и смещается по опорной площадке в сторону действия сил трения.
В результате этого центр колодки занимает положение 01; а вооб-
ражаемый контур поверхности недеформированной накладки (ли-
ния сдвигается в тело барабана в направлении Очевидно
в этом направлении деформация всех точек поверхности одинакова.
Для произвольной точки Blt лежащей на радиусе OBlt она характе-
ризуется отрезком Поэтому для той же точки радиальная де-
формация
61 = В\С{ В\В\ COS ф1
Принимая во внимание, что
= 90° — («1 + ф1) И BiB’i = OOj — 61 max,
получим для самопрнжимной колодки
6] 61 max Sin («1 + Ф1);
91 — 9max Sin («1 4~ Фи),
где ах, фх и (рх — углы соответственно между произвольным радиусом
OBt и осью yi, радиусом OBL и линией ОО± (осью максимального
давления); осью Xj и осью максимального давления.
Определим радиальную деформацию накладки самопрнжимной
колодки, имеющей одну степень свободы. В этом случае колодка
под действием приводной силы и сил трения поворачивается вокруг
центра Аг опорного пальца на угол dy (рис. 185, б). Деформации
*/210* 291
фрикционной накладки в произвольной точке Вг ее поверхности:
в направлении поворота колодки соответствуют отрезку B^'i, а в
радиальном направлении — проекции этого отрезка на продолжение
радиуса ОВ±, т. е. отрезку В^. Ввиду малости угла dy можно счи-
тать, что угол AyBjB'i = 90°; тогда искомая деформация накладки
61 = ВгС1 = В\В'\ sin у = AiBi sin у dy.
Считаем, что ОА± ОВг = гъ. Тогда, рассматривая равнобед-
ренный треугольник А±ОВЪ имеем ЛхВх/sin а = r6/sin у. Следова-
тельно, радиальная деформация и давление на поверхности
fi^roslnady; (144)
*71 z= *71max 81П CL.
Обобщая полученные результаты, можно заключить, что для
новой колодки до приработки давления распределяются по длине
накладки по синусоидальному закону, выраженному формулами
(143) и (144).
Степень неравномерности распределения давлений по длине на-
кладки оценивается коэффициентом неравномерности
А ==: *7тах/*7р> (145)
где qp — условное равномерно распределенное давление, создающее
такой же тормозной момент на колодке, что и при неравномерном
распределении давления; qmsK — максимальное давление на колодке.
11.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОРМОЗНЫХ МОМЕНТОВ
НА КОЛОДКАХ
При расчете тормозных колодочных механизмов необходимо уста-
новить зависимость между тормозными моментами, которые созда-
ются и силами, прижимающими колодки к тормозному барабану.
Для определения момента Тх колодки с одной степенью свободы
выделим на поверхности накладки элементарную поперечную по-
лоску, расположенную под углом а к оси у и имеющую площадь
brtfla, где b — ширина накладки (рис. 186). Со стороны барабана
на полоску действует нормальная сила
dN — qbr6 da = qm^r^ sin a da, (146)
а также сила трения fdN, создающая
тормозной момент
dTx = dNfr6 = q^aybrlf sin a d a.
Проинтегрировав выражение на уча-
стке от а' до а", получим
Тх = q^brlf (cos а — cos а"). (147)
Рис. 186. Схема для определения тормозного момента
292
Рис. 187. Схема для определения приводной
силы
При равномерном распределении
нормального давления
dN = qpbr6da; Тх = qPbr%f (а — а').
(148)
Из уравнений (147) и (148) можно
определить коэффициент неравно-
мерности
Д = (а" — a')/(cosa' — cos а").
Формулы (147) и (148) позволяют
определить тормозные моменты в за-
висимости от давлений. Однако для
практических расчетов необхо-
димо установить зависимость тормозного момента от разжимающей
силы Р.
Тормозной момент ТХ1, создаваемый самоприжимной колодкой,
может быть выражен в виде произведения
Утх —
(149)
где Л\ — результирующая элементарных нормальных сил; рг—ра-
диус приложения результирующей силы трения (рис. 187).
Формула (147) позволяет вычислить тормозной момент колодки,
если известны ее геометрические параметры и величина нормаль-
ного давления.
Для определения силы в зависимости от приводной силы Рх
составим уравнения равновесия колодки:
Pi cos a0 + Slx — Ni (cos 6X + f sin 6t) = 0; 1
Pia — Slxc' -|- fpjNi = 0; J
где 6X — угол между осью x и линией действия силы Ni, Slx — про-
екция реакции опоры на ось х.
В результате совместного решения системы уравнений (150)
относительно Л\ имеем
N1 = hP1/[c' (cos 6i -ф f sin 6X) — fpx]. (151)
Для самоприжимной колодки уравнение можно написать в сле-
дующеем виде:
Т Xi = P1fhp1/[c' (cos 6i + f sin 6i) - fol = РХБХ. (152)
Аналогично для самоотжимной колодки
ТХ2 = P2fhp2/[c' (cos 62 — f sin 62) + Jp2] = Р2Б2. (153)
Для определения 6 и р необходимо найти нормальную силу N
и ее составляющие. Представим dN (см. рис. 186) как геометричес-
Ю Лукин П, П. и др. 293
кую сумму составляющих dNx и dNy, действующих вдоль соответ-
ствующих осей. Тогда согласно формуле (146) имеем
а" а."
Nx = j dN sln a = 9шах^б [ sin2 da = 7max^6 (20 — sin 2a" + sin 2a')/4;
a' •'
(154)
a." a"
Ny= J dN cos a = qm&xbr5 J sinacosada == <7max6r6(cos2a' — cos2a")/4.
a' •'
(155)
Следовательно,
6 = arctg = arctg [(cos 2a' — cos 2a")/(20 — sin 2a" + sin 2a')],
где 0 = a" — a'.
Используя формулы (147) и (149) и учитывая, что
М = У Nl + N2y,
имеем
Р = [4rc(cosa' — cosa")]/]/(cos2a' —cos 2a")2 + (20— sin 2a" + sin2a')2.
Если углы a' и a" для колодки, работающей по направлению
и против вращения барабана, будут разные, то, очевидно, значения
6 и р также будут разными для обеих колодок. Для двухколодоч-
ного тормозного механизма тормозной момент на барабане равен
сумме моментов трения на первой и второй колодках, т. е.
Л = Тп + 7\2 == + Р2Б2.
Для гидравлического привода Рг = Р2. Необходимая привод-
ная сила
Р = (БХ + Б2)/Тг.
Приводная сила для механизма с кулачковым разжимом опре-
деляется из приведенных выше уравнений при условии равенства
моментов, реализуемых на колодках,
Р1 = 0,57\/Б1; Р2 = 0,57\/Б2.
При расчете колодочных тормозов необходимо провести проверку
на отсутствие самозаклинивания колодок. Условие заклинивания
получим из формулы (152). Заклинивание колодок может произойти,
когда знаменатель в формуле (152) станет равным нулю:
. с' (cos 6i -ф f sln 6i) — /pi == 0.
Самозаклинивания не произойдет, если
. с' cos 6i
' pi — с' sin 6i
294
Из уравнений (147) и (152) можно определить максимальное
давление на поверхности ведущей колодки
q __ ___________piftPi_______________
maX 1 Ьгб (cos а — cos а") [с (cos + / sin 60 — fpj
11.5. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ
И РАСЧЕТА БАРАБАННЫХ ТОРМОЗНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
Определение основных размеров тормозных механизмов осу-
ществляется, исходя из нормативов эффективности тормозной си-
стемы, ОСТ 37-001.016—70.
Максимальную тормозную силу можно получить, когда сцеп-
ная масса автомобиля используется полностью. При этом тормозные
силы должны быть пропорциональны нормальным реакциям на
колесах. Применительно к двухосному автомобилю
Ртп __ Rzn _ Ь 4~ ^ёфтах /।
Р%з Rz3 a ^йфтах
Как видно из уравнения (156), это соотношение зависит от коэф-
фициента сцепления ср, который определяет значение установившегося
замедления а^. Обычно соотношения между тормозными силами
для легковых автомобилей составляют 1,3—1,6, а для грузовых 0,5—
0,7, что соответствует коэффициенту сцепления <рср = 0,40ч-0,55.
Моменты, которые могут быть реализованы тормозными меха-
низмами, обусловлены расчетными тормозными моментами на ко-
лесах, следовательно,
7\рп — ГДе Ptn — ^znTmaxi
Т'трв — Т’тзГд, Где Pig == ^?хзфтах-
Определение основных размеров тормозного механизма произ-
водится одновременно с разработкой его компоновки. Радиус гб
поверхности трения барабана выбирают с таким расчетом, чтобы
между ободом колеса и барабаном зазор, необходимый для вентиля-
ции, составлял не менее 20—30 мм.
Угол обхвата р фрикционной накладки (ГОСТ 158353—70*)
равен 90—120°. На колодках с одной степенью свободы накладку
следует располагать симметрично относительно оси х, а на плаваю-
щих колодках смещать к опорному концу. Ширину b фрикционных
накладок определяют из условия обеспечения при аварийном тор-
можении давления, не превышающего 2,5 МПа. Кроме того, услов-
ная удельная нагрузка р на накладки, определяемой из соотношения
(157), по рекомендациям СЭВ для автомобилей с полной массой 11 т
должна быть более 0,25 МПа, а с полной массой более Пт — 0,3 МПа:
m&ql(An -J- Л3) < [pl, (157)
где та — полная масса автомобиля; Лп и Ля — суммарные площади
накладок тормозных механизмов соответственно переднего и заднего
мостов.
10*
295
Рис. 188. Тормозные барабаны:
а —• литой; бив — комбинированные
Поверочный расчет на износ и нагрев осуществляется по косвен-
ным показателям — среднему давлению на поверхности самопри-
жимной колодки, удельной работе трения, которая определяет и
температуру нагрева тормозного барабана.
Среднее давление <7ср на поверхности колодки принимается рав-
ным отношению нормальной силы Л\ к площади тормозной на-
кладки. Согласно техническим требованиям на асбестовые накладки
должно соблюдаться условие
<7ср = N1/A1 < 2 МПа.
Удельная работа трения равна отношению работы трения, со-
вершаемой при торможении с максимальной скорости автомобиля
до полной его остановки, к суммарной площади Az всех накладок,
т. е.
/Иа^атах/2Лх < [LTp],
где [£тр] — допускаемая величина удельной работы трения, кото-
рую принимают для легковых автомобилей равной 1000—1500 Дж/см2,
а для грузовых автомобилей и автобусов 600—800 Дж/см2.
Барабаны должны обладать высокой жесткостью и тепло-
емкостью. При торможении их температура не должна достигать
предельных значений. Материал барабана в сочетании с материалом
фрикционной накладки должен обеспечивать высокий коэффициент
трения и равномерное изнашивание рабочей поверхности.
Согласно этим требованиям тормозные барабаны для грузовых
автомобилей и автобусов средней и большой грузоподъемности и
вместимости конструируют литыми из серого или легированного
чугунов (рис. 188, а). Для других типов автомобилей для снижения
296
металлоемкости применяют комбинированную конструкцию (рис. 188,
б), состоящую из фланца 1, штампованного из листовой стали, и
кольца 2, отлитого из чугуна. Для легковых автомобилей нашли
распространение также барабаны, отлитые из алюминиевого сплава
с чугунным кольцом 3 (рис. 188, в). Соединение фланца с ободом
и чугунного кольца с алюминиевым барабаном достигается при литье.
По наружному краю барабана предусмотрено кольцевое утолщение
4, повышающее его жесткость.
Центрирование барабана относительно ступицы осуществляют
их сопряжением по цилиндрическим поверхностям диаметром dn.
Окончательную механическую обработку рабочей поверхности ба-
рабана и его динамическую балансировку производят в сборе со
ступицей. Допустимый дисбаланс составляет для автомобилей лег-
ковых 15—20 Н-см, грузовых 30—40 Н-см.
Необходимо уточнить теплоемкость барабана, т. е. удовлетво-
ряется ли условие
(ШбСб т«Ск) AtL,
где т6 и тк — суммарная масса соответственно барабанов и их
чугунных колец данного моста; С5 и Ск — удельные теплоемкости
барабана и кольца [для чугуна С = 482 Дж/(кг-К), для алюминиевого
сплава С = 880 Дж/(кг- К) ]; Л t — увеличение температуры барабана
(за одно интенсивное торможение с начальной скорости va = 30 км/ч
до полной остановки не должно превышать 15 °C); L — часть кине-
тической энергии полностью нагруженного автомобиля, которая
превращается в теплоту тормозными механизмами данного моста.
В результате быстроты протекания процесса торможения рассея-
ние теплоты практически отсутствует. Вся кинетическая энергия
с учетом распределения суммарной тормозной силы по мостам рас-
ходуется на нагрев масс тормозного механизма. Таким образом,
v2, I a^hg + gb\.
Lu — та -g— а 4- & / ’
_ I’a / g° — aHh4 \
Ls — та а+ Ь / ’
где /гд, a, b — координаты центра массы автомобиля; йц — норма-
тивное установившееся замедление.
Суппорт является базовой деталью, обеспечивающей правиль-
ное взаимное расположение всех элементов тормозного механизма
(рис. 189 и 190). Суппорт изготовляют штамповкой из листовой стали
(см. рис. 189) или отливают из ковкого чугуна.
Колодки большегрузных автомобилей выполняют литыми из
серого чугуна или алюминиевых сплавов, а для легковых и малой
грузоподъемности автомобилей штампосварными. Штампосварные
колодки из-за малой теплоемкости, высокой технологичности и по-
датливости, способствующей выравниванию давлений по длине и
ширине фрикционной накладки, получили широкое распростране-
ние.
297
Рис. 189. Тормозной механизм колес автомобилей КамАЗ:
1 — колодка; 2 — разжимной кулак а валом; 3 — суппорт; 4 — регулировочный рычаг;5 —
Кронштейн вала разжимного кулака и тормозной камеры; 6 — ролик
Фрикционные накладки колодок изготовляют формованием из
смеси волокнистого асбеста со связующими материалами (каучук,
минеральные и растительные масла, синтетические смолы).
Опоры, обеспечивающие колодкам две степени свободы, имеют
простую конструкцию и дают возможность им само устанавливаться
относительно барабана (рис. 190). Для достижения соосности с ба-
рабаном колодок, устанавливаемых на опорных пальцах, предусмат-
ривают производственную регулировку положения центров опор.
Поэтому опорные пальцы 4 выполняют эксцентричными (рис. 191)
или на опорных пальцах 7 закрепляют эксцентрики 8 (рис. 192).
Опорные пальцы шарнирных опор изготовляют из стали 45 с за-
калкой ТВЧ. Их кронштейны отливают из ковкого чугуна. Брон-
зовые эксцентрики обеспечивают сохранность опорных отверстий в
ребрах колодок и предотвращают коррозионное изнашивание этих
деталей.
Опоры с длинными опорными пальцами надежно удерживают
колодки от боковых отклонений. В некоторых случаях на суппорте
5 предусматривают устройства 9, прижимающие средние части ко-
лодок к суппорту, а в наконечниках поршней 1 или регулируемых
298
299
Рис. 191. Тормозной колесный механизм колес автомобиля «Урал-375»:
1 — колодка; 2 — суппорт; 3 — кулачок регулятора рабочего зазора; 4 — эксцентриковые
опорные пальцы
толкателях разжимных механизмов выполняют пазы, в которые
входят приводные концы ребер колодок.
Поршневой разжимной механизм, называе-
мый обычно колесным тормозным цилиндром, отличается простотой
конструкции и удобством компоновки в тормозном механизме. Корпус
колесного цилиндра изготовляют из серого чугуна. Рабочее отверстие
выполняют сквозным. Зеркало цилиндра хонингуют.
Поршень изготовляют из алюминиевого сплава. В поршень запрес-
совывают стальной наконечник, в паз которого входит ребро или
наконечник колодки. Рабочую полость цилиндра герметизируют
сопрягаемым с поршнем резиновым манжетным или кольцевым уплот-
нительным устройствами.
В кулачковом разжимном механизме (см. рис. 189) разжимной
кулак 2 изготовляют из стали 45 за одно целое с валом. После меха-
нической обработки рабочую поверхность кулака чеканят и вместе
с шейками вала закаливают ТВЧ. Кронштейн 5 вала разжимного
кулака выполняют из ковкого чугуна и прикрепляют к суппорту
300
Рис. 192. Тормозной механизм заднего колеса автомобиля ГАЗ-24 «Волга»:
1 — поршень; 2 — упорное кольцо поршня; 3 — уплотняющие кольца; 4 — упор; 5 — суп-
порт; 6 — колодка; 7 — опорные пальцы; 8 бронзовый эксцентрик; 9 — фиксатор колод-
ки; 10 — привод стояночного тормоза
болтами или заклепками. Для повышения КПД механизма на при-
водных концах колодок устанавливают ролики 6, которые изготов-
ляют из стали 45 и закаливают ТВЧ.
Клиновой разжимной механизм (см. рис. 190)
состоит из корпуса, отливаемого из ковкого чугуна за одно целое
с суппортом 2, плунжеров 6, клина 4 и роликов 5, с помощью которых
осуществляется разжим плунжеров. Необходимая для этого сила
создается тормозной камерой 3, которую ввертывают в корпус сна-
ружи тормозного механизма.
Клиновой разжимной механизм имеет более сложную конструк-
цию и более высокую стоимость по сравнению с кулачковым. Кли-
новой механизм обладает рядом преимуществ. Он компактнее, имеет
меньшую массу, более высокий КПД и меньшее время срабатывания.
301
с)
Рис. 193. Схемы работы клинового разжимного устройства и схема для его расчета:
а — исходное положение плунжера; б — положение прн начальном синхронном перемеще-
нии; в — рабочее положение (торможение); г — расчетная схема
Схемы, представленные на рис. 193, поясняют действие клинового
разжимного механизма. В исходном (отторможенном) положении
(рис. 193, а) плунжеры 1 под действием стяжной пружины колодок
упираются в выступ 2 корпуса 3. В начальный момент приведения в
действие тормозного механизма плунжеры 1 перемещаются синхронно
до соприкосновения колодок с барабаном. Затем один из плунже-
ров под действием колодки, увлекаемой барабаном, отводится на-
зад и, упершись в выступ 2, служит опорой для колодки. Другой
плунжер оказывает приводное действие на вторую колодку (рис. 193,
б и в).
Расчет рассматриваемого разжимного механизма выполняется
в такой последовательности. Принимая во внимание предварительно
определенное значение приводной силы Р, задаем угол при вершине
клина а т 12°, при котором не происходит самозаклинивания. Затем
определяем предварительное значение силы FK, прикладываемой
к клину по его оси (рис. 193, г):
F„ = 2Ptga/2.
По величине силы Гк выбираем тормозную камеру и, исходя из
фактического значения максимальной рабочей нагрузки на ее штоке,
уточняем значение угла а. Величина осевого хода клина в зависи-
мости от принятого хода плунжера Sn
SK = Snctg а/2.
Регулировочные устройства предусмотрены в тор-
мозном механизме. В незаторможенном состоянии между барабаном
и фрикционными накладками должен быть рабочий зазор, необхо-
димый для осуществления чистоты растормаживания. По мере из-
носа накладок этот зазор возрастает, что приводит к увеличению
хода деталей разжимного механизма, а также дополнительному рас-
ходу рабочего тела (жидкости или сжатого воздуха) в приводе,
увеличению времени срабатывания тормозного управления. Для
302
4
Рис. 194. Механизмы автоматической регулировки зазора между барабаном и колод-
ками:
а н б — бесступенчатой; в — ступенчатой
избежания этих нежелательных явлений устанавливают регулиро-
вочные устройства.
При поршневом разжимном механизме
применяют различные способы регулировки зазора между барабаном
и фрикционными накладками колодок.
Первый способ заключается в ручной фиксации исходного по-
ложения колодок при помощи смонтированного на суппорте регули-
ровочного кулачка 3 (см. рис. 191). Эксцентриситет и приращение
радиуса вектора спирали превышают толщину фрикционной накладки.
Второй способ состоит в фиксации исходного положения коло-
док при помощи автоматических регуляторов (рис. 194). Втулку
автоматического регулятора 2 (рис. 194, а) устанавливают в отверстии
ребра колодки 4 с зазором, большим толщины фрикционной накладки,
а стойку 1, прикрепленную к суппорту, с зазором 6', равным рабо-
чему зазору, на уровне расположения стойки. Для надежной работы
автоматического регулятора сумма сил трения, действующая на
ребро колодки со стороны фрикционных шайб 3, должна быть больше
силы упругости верхней стяжной пружины колодок, приведенной
к центру регулятора.
На рис. 194, б представлена схема регулировки рабочего зазора,
заключающаяся в ограничении возвратного хода колодки при по-
мощи’упругого (упорного) стального кольца 5, установленного в ка-
навке поршня 6 с осевым зазором, а в корпусе 7 колесного цилиндра
с “радиальным натягом. Осевой зазор 6' между упорным кольцом и
поршнем выполняют равным рабочему зазору на уровне оси колесного
303
цилиндра. Величину натяга этого кольца назначают такой, чтобы
сила трении, удерживающая ее в цилиндре, была существенно больше
силы упругости стяжной пружины, но значительно меньше макси-
мальной приводной силы.
Кулачковый разжимной механизм осущест-
вляет регулировку рабочего зазора поворотом кулака 2 отно-
сительно рычага 4 (см. рис. 189), который при отсутствии избыточ-
ного давления в тормозной камере занимает одно и то же положение.
Изменение положения кулака осуществляют при помощи червяч-
ной пары, встроенной в рычаг. Поэтому его часто называют регули-
ровочным рычагом.
На рис. 194, в приведена конструкция рычага, в котором возвра-
щение рычага происходит автоматически, пропорционально допус-
тимому зазору между поверхностями трения. При торможении зуб-
чатая рейка 12, упираясь своим зубом в вырез, связанного с непод-
вижным диском 11, поворачивает шестерню 14 и наружную конусную
полумуфту 13. При этом тарельчатые пружины 8 сжимаются, и на-
ружная конусная полумуфта 13 не касается внутренней, выполнен-
ной заодно с червяком 9.
При оттормаживании зубчатая рейка перемещается, вследствие
чего червяк 9, конусная полумуфта которого под действием пружины
8 связана с наружной конусной полумуфтой 13, поворачивается на
небольшой угол, а вместе с ним поворачивается и червячное колесо
10. Таким образом, кулак поворачивается, и зазор между наклад-
кой н барабаном уменьшается.
Клиновой разжимной механизм (см. рис. 190)
производит регулировку рабочего зазора также автоматически при
помощи регулировочной втулки 10, собачки 8 и регулировочного
винта 9. На наружной поверхности втулки нарезают спиральные хра-
повые зубья, а внутри — резьбу. На торце собачки, обращенном в сто-
рону втулки 10, выполняют насечку, идентичную храповым зубьям
втулки. Если при торможении ход плунжера 6 превысит осевой шаг
храповой нарезкн, произойдет перемещение собачки на один зуб.
Тогда при возврате втулки и плунжера в исходное положение взаимо-
действие собачки к втулки приведет к некоторому повороту втулки
и вывертыванию регулировочного винта 9.
11.6. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ
Н РАСЧЕТА ДИСКОВЫХ ТОРМОЗНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
Дисковые тормозные механизмы применяют обычно на легковых
автомобилях (главным образом для передних колес). В настоящее
время их стали применять и на некоторых грузовых автомобилях
и автобусах.
Схема дискового тормозного механизма изображена на рис. 195,
а. Тормозной момент
Л = 2//Vrcp
304
Рис. 195. Схемы для расчета дискового тормозного механизма:
а — расчетная схема; б — схема радиальных сил, действующих на подшипники колеса прж
где f — коэффициент трения тормозных накладок по диску; N —
суммарная сила прижатия накладки к диску; гср — радиус прило-
жения на диск равнодействующей сил трения.
Силу прижатия накладки необходимо определять, принимая
во внимание давления жидкости р, число поверхностей трения I и
диаметр dn тормозных цилиндров на одной стороне скобы.
Таким образом,
N = 0,25лр £ сГ^.
Г=1
Предполагая, что давление распределяется по площади накладки
равномерно, можно с достаточной для технических расчетов точ-
ностью считать, что сила трения fN приложена на среднем радиусе
Гпр = (ги + гвн)/2, где гн и гвв — радиусы накладки соответственно
наружные и внутренние.
Линейная зависимость тормозного момента от f и приводной силы
позволяет дисковым тормозным механизмам в отличие от барабанных
обеспечить высокую стабильность торможения.
Колодки дисковых тормозов имеют небольшую длину, их площадь
поверхности составляет 12—16 % площади поверхности диска, что
обусловливает хорошее его охлаждение.
Дисковые тормозные механизмы обладают повышенной энерго-
емкостью на единицу массы; имеют малую металлоемкость, большую
компактность, простоту обслуживания. Зазоры между колодками
и диском равны 0,05—0,15 мм, что позволяет сократить время сра-
батывания цилиндров и дает возможность увеличить силовое пере-
даточное число привода.
Дисковые тормозные механизмы позволяют выполнить много-
контурные тормозные приводы, обеспечивают плавное, равномерное
торможение всех колес на любой начальной скорости автомобиля и
хороший теплоотвод от поверхностей трения. Широкому применению
дисковых тормозных механизмов препятствует их высокая чувстви-
тельность к загрязнению и трудности при использовании их в ка-
честве стояночного тормоза.
305
Рис. 196. Дисковый тормозной механизм автомобиля ВАЗ-2101:
1 диск; 2 — скоба; 3 — цилиндр; 4 — колодка; 5 — пальцы фиксаций колодки
Дисковые тормозные механизмы бывают с неподвижной скобой
и оппозитными цилиндрами, а также с плавающей (скользящей)
скобой и односторонним расположением поршней.
Конструктивная схема дискового тормозного механизма с оппо-
зитными поршнями изображена на рис. 196. Скобу 2 выполняют
цельной, отлитой из ковкого чугуна. Она жестко закреплена на по-
воротной стойке подвески. Чугунный диск 1, охватываемый скобой,
прикреплен к фланцу ступицы переднего колеса. Для лучшего ох-
лаждения диска иногда в нем выполняют внутренние радиальные
каналы. В специальных пазах скобы устанавливают и фиксируют
цилиндры 3. Их отливают из алюминиевого сплава. Для повышения
износостойкости и уменьшения трения рабочую поверхность цилиндра
покрывают слоем хрома.
Колодки, в которые упираются поршни, изготовляют из листовой
стали. Фрикционные накладки фиксируют на стальных пальцах 5.
Тангенциальные силы, приложенные к колодкам, при торможении
диска передаются скобе при непосредственном контакте с ней упор-
ной кромки колодки.
Изготовление цилиндров из алюминиевого сплава вызвано необ-
ходимостью уменьшения температуры нагрева тормозной жидкости.
С той же целью сокращают площадь контакта поршней с колодками,
а также иногда применяют неметаллические поршни.
Учитывая затрудненное охлаждение цилиндра, расположенного
со стороны колеса, переходят к одностороннему расположению
цилиндров в плавающей скобе и применению самовентилируемого
диска, омываемого не только снаружи, но и изнутри воздухом,
306
Рис. 197. Дисковый колесный тормоз с плавающей скобой:
а •— компоновка; б «=• привод стояночного тормоза и автоматическая регулировка
поступающим через радиальные каналы. Эти мероприятия, а также
отсутствие магистрали, соединяющей цилиндры и проходящей вблизи
нагретого диска, дают возможность снизить температуру нагрева
жидкости на 30—40 °C.
Конструктивная схема дискового тормозного механизма с односто-
ронним расположением цилиндров показана на рис. 197. При по-
добной плавающей конструкции скобы, несмотря на одностороннее
расположение цилиндров, обе колодки 1 охватывают диск 2 с равными
усилиями. Длина цилиндров 3 вдвое больше по сравнению с оппо-
зитным их расположением. Поэтому увеличивается поверхность
охлаждения, приходящаяся на единицу поступающей к цилиндру
теплоты. Плавающая скоба 4 позволяет продвинуть тормозной ме-
ханизм в глубь колеса и получить меньшее плечо обкатки.
На рис. 197, б представлены компоновка ручного тормоза и схема
автоматической регулировки зазора с цанговым устройством.
Автоматическая регулировка поддерживает суммарный зазор
между накладками и диском в пределах yr — xv + х2, где — зазор
между торцами цанги 5 и закраиной дополнительного поршня 6,
а х2 — шаг нарезки на стержне 7.
Положение скобы относительно вертикального диаметра колеса
оказывает влияние на величину вертикальной нагрузки на его под-
шипники. При двух различных расположениях скобы (см. рис. 195, б)
нагрузка на подшипники
Ro = Rz + 2fN cos 6; Rg = Rt- 2fN cos 6.
Из этих уравнений видно, что вертикальная нагрузка на под-
шипники колеса уменьшается при расположении скобы сзади центра
колеса.
307
11.7. ПРИВОД РАБОЧЕЙ ТОРМОЗНОЙ
СИСТЕМЫ
Для рабочей тормозной системы преобладающими являются
два вида приводов — гидравлический и пневматический.
Гидравлический привод отличается высоким быстродействием,
простотой конструкции, малыми габаритными размерами, небольшой
массой и стоимостью. Однако он имеет ограниченное силовое пере-
даточное число, что ограничивает область его применения.
Пневматический привод имеет сложную конструкцию, меньшее
быстродействие, значительные габаритные размеры, большую массу
и высокую стоимость. Пневматический привод позволяет получить
большие приводные силы, а также простыми средствами осуществить
соединение с тягачом тормозных механизмов прицепных звеньев.
Для повышения надежности гидравлический привод выполняют
разделенным на два самостоятельных контура (рис. 198).
При выходе из строя одного из них должна сохраниться заданная
эффективность тормозов автомобилей. Выбор той или иной схемы
определяется степенью потери эффективности торможения, допус-
тимой несимметричностью тормозных сил, сложностью привода.
Схема, представленная на рис. 198, а, характерна значительным сни-
жением эффективности при выходе из строя переднего контура.
Схемы, изображенные на рис. 198, бив, позволяют сохранить эф-
фективность торможения (не менее 50 %) при выходе из строя лю-
бого контура. Однако при применении схемы,показанной на рис. 198,
б, тормозные силы несимметричны, и передние колеса при этом стре-
мятся повернуться относительно шкворней в сторону большей силы,
что приводит к потере устойчивости автомобиля. Поэтому на авто-
мобилях с таким приводом обычно применяют отрицательные плечи
обкатки (до 20 мм), и при неравенстве тормозных сил поворот колес
происходит в обратном направлении, что улучшает устойчивость.
Наибольшей эффективностью тормозов обладает схема, представ-
ленная на рис. 198, г. Однако конструктивно она сложна.
Рис. 198. Схемы двухконтурных раздельных гидравлических приводов:
а — передних н задних тормозных механизмов; б — диагональный; в — с дополнительным
приводом к передним тормозным механизмам; г — одновременное торможение всех тормозных
механизмов; 1 — двухсекционный главный тормозной цилиндр; 2 и 3 — магистрали к тормоз-
ным механизмам
308
Рис. 199. Расчетная схема гидравлического привода
Расчет гидравлического привода выполняют
для определения диаметров главного и колесного цилиндров, уси-
лия на педаль и ее ход, передаточного числа педального привода,
необходимости применения усилителя.
Зависимость между диаметром колесного цилиндра г/к и созда-
ваемой приводной силой Р имеет вид
4 = / Р/(0,25л/?к),
где рк — давление жидкости в цилиндре с учетом действия регу-
лятора тормозных сил рк = 8^-12 МПа.
Чем выше давление, тем компактнее конструкция привода,
но выше требования, предъявляемые к трубопроводам (и в первую,
очередь к резиновым шлангам и их соединениям).
Усилие на педали управления
Кпед = (пЛг) (лйг/4ц) рк,
где гх и г2 — плечи (рис. 199); ц — КПД гидравлического привода;
X = 0,854-0,95; dr — диаметр главного цилиндра.
В конструкциях автомобилей с гидравлическим приводом от-
ношение диаметра колесного цилиндра к диаметру главного цилиндра
находит dK/dr = 0,9-?-1,2. Малые размеры dr увеличивают ход
поршня и соответственно ход педали.
Рабочий ход педали управления при торможении
^пед
2k
+ dl*2 + • • • + d*n*n
4* Д + 6'-f-6" l(rz/r1),
где k — коэффициент, учитывающий объемную деформацию трубо-
проводов; k = 1,07; Д — зазор между основным поршнем и его тол-
кателем (А = 1,54-2,5); б' и б” —ходы штока педали при режиме
холостого хода; xlt хп —ход поршней рабочих цилиндров.
Причем
xt = 2 (б + а) (а + с)/с;
здесь б — радиальный зазор между фрикционной обшивкой колодки
и тормозным барабаном; а — допустимый радиальный износ фрик-
ционной обшивки.
309
При определении объема главного тормозного цилиндра следует
учитывать упругие и тепловые деформации деталей колесного ме-
ханизма и объемов жидкости, необходимых для срабатывания сигна-
лизаторов тормозного привода. Поэтому полный ход педали (до
упора ее в пол) должен быть больше рабочего на 40—60 % для того,
чтобы гарантировать получение заданного давления в тормозной
магистрали.
Усилие на педаль ГП6Д и полный ход не должны превышать соот-
ветственно 500—700 Н и 150—170 мм (меньшее значение относится
к легковым автомобилям).
Двухсекционные главные цилиндры конструируют, принимая
во внимание наличие или отсутствие компенсационных отверстий,
способ фиксации поршней в их исходных (при отпущенной педали)
положениях, а также необходимость или недопустимость избыточ-
ного давления в контурах.
Двухсекционный главный цилиндр, представленный на рис. 200,
а, является простым развитием общеизвестной конструкции одно-
секционного главного цилиндра путем разделения цилиндра на две
камеры поршнем 1. Истирание манжетных уплотнений поршней при
трении о края компенсационных отверстий 2 значительно сокращает
срок надежной работы уплотнений.
Конструкция, представленная на рис. 200, в, не имеет указанного
выше недостатка, так как в ней расположенное за уплотнительным
кольцом 3 отверстие 4 используется в качестве перепускного и ком-
пенсационного.
Фиксация поршней в их исходных положениях достигается раз-
личными способами. Например, фиксация основного поршня 5 —
упорной шайбой 6, а разделительного поршня 1 — упорным винтом
7 (см. рис. 200, а) или соединительным стержнем 8 с основным порш-
нем. Для гарантированного возврата поршней в исходное положе-
ние необходимо, чтобы силы упругости пружин были неодинаковыми.
Поэтому в конструкции (см. рис. 200, б) сила пружины 10 преду-
смотрена больше силы пружины 9
Так как подобные случаи вызывают некоторое неравенство дав-
лений в контурах, то при смешанных тормозных механизмах дис-
ковые тормозные механизмы, начало действия которых практически
совпадает с началом роста давления, должны быть подключены
к камере со слабой пружиной. По той же причине в контуре к дис-
ковым тормозным механизмам недопустимо избыточное давление.
Если избыточное давление необходимо в контуре с барабанными
тормозами, то на выходе соответствующей камеры главного цилиндра
устанавливают обратный клапан 11.
Главные цилиндры изготовляют из серого чугуна, а поршни —
из серого чугуна, алюминиевых сплавов или среднеуглеродистых
сталей.
Вакуумный усилитель (рис. 201) действует непосредственно на
шток главного цилиндра и обеспечивает усиление одновременно
в обоих контурах привода. Поршень 1 с дифрагменным уплотнением
2 делит силовой цилиндр на две полости. Полость А расположена
310
Рис. 200. Двухсекционные главные тормозные цилиндры с поршнями:
а — с несвязанными; б — со связанными; а — автомобиля ВАЗ-2101
со стороны, с которой к усилителю присоединяют главный цилиндр.
Эта полость постоянно сообщается с впускным трубопроводом дви-
гателя; в ней поддерживается разрежение. Давление в полости Б
регулируется при помощи клапанного реле со следящим устройством,
имеющим диск 5, размещенным в центре поршня 1. Резиновый зат-
вор 3 клапанного реле образует с седлом в расточке ступицы поршня
вакуумный клапан, а с седлом на торце плунжера 4 — атмосферный
клапан.
Схема работы клапанного реле изображена на рис 202. Когда
педаль тормоза отпущена, то под действием ее возвратной пружины
плунжер 3 и манжета клапана 4 удерживаются в правом положении.
При этом атмосферный клапан закрыт, а вакуумный открыт, поэ-
тому полость А через предусмотренные в теле поршня каналы В и Г
сообщается с полостью Б.В полости Б также поддерживается разре-
311
Рис. 201 Вакуумный усилитель
жение. При нажатии на педаль устраняется зазор 6' и закрывается
вакуумный клапан. Затем в результате деформации резинового диска
2 па величину 6" открывается атмосферный клапан.
Давление воздуха на поршень вызывает силу Fy, которая че-
рез кольцевую кромку резинового диска 2 передается на шток 1
главного цилиндра. Когда деформация кромки диска достигает 6”,
атмосферный клапан закрывается и наступает установившийся ре-
жим усиления (рис. 202, в).
Так как деформация резины пропорциональна давлению, то
справедливо равенство
Fy/(d22 - 4) = F^/cf} = FT/dl
где Кпед — усилие на педали тормоза; Fr — сила противодействия
штока главного цилиндра.
Рис. 202. Схема работы клапанного реле вакуумного усилителя:
а — педаль тормоза отпущена; б — начальный момент торможения; в — процесс торможения
с усилением; / — шток главного цилиндра; 2 — реактивный диск; 3 — плунжер; 4 — ман-
жета клапана
312
Из приведенного выше выражения
Fy = Fne„im)2- М-
Следовательно, передача усилий через резиновый диск обеспе-
чивает пропорциональность между силой, создаваемой усилителем,
и силой, приложенной к педали тормоза, т. е. отмечается следящее
действие усилителя.
Пневматический тормозной привод (рис. 203) состоит из ком-
прессора 1, регулятора 2 давления воздуха, влагоотделителя 3,
защитных клапанов 4 и 5, ресиверов 6, 7, 8 и 16, крана стоя-
ночной системы 9, двухсекционного тормозного крана 10, тормозных
камер 11, задних пружинных энергоаккумуляторов 12, клапана
управления тормозными механизмами прицепа 13, соединительных
головок 14, позволяющих подключить к тягачу (У и //) прицеп (III),
комбинированного воздухораспределителя 15 прицепа.
Компрессор 1 позволяет осуществить зарядку ресиверов сжатым
воздухом при давлении до 1,0 МПа. Объем ресивера выбирают с боль-
Щим запасом для того, чтобы с полной нагрузкой он работал не бо-
лее 10—30 % времени движения автомобиля. Ресиверы изготовлены
из листовой стали, покрытой противокоррозионной краской.
В настоящее время применяются однопроводный, двухпроводпый
и комбинированный приводы автопоездов. При однопроводном при-
воде тягач и прицеп соединены одной пневматической магистралью.
В расторможенном состоянии, проходя по этой магистрали сжатый
воздух наполняет ресиверы прицепа При торможении, а также при
отрыве прицепа воздух из магистрали выпускается, что вызывает
срабатывание установленного на прицепе воздухораспределителя.
Последний подает сжатый воздух из ресивера прицепа в его тормоз-
ные камеры. Происходит затормаживание прицепа.
П Лукин П П. и др . 313
В двухпроводном тормозном приводе тягач и прицеп соединены
двумя магистралями. По одной из них (питающей или аварийной)
сжатый воздух постоянно поступает в ресиверы прицепа. Вторая
(управляющая или тормозная) магистраль в расторможенном со-
стоянии связана с атмосферой.
При торможении тягача сжатый воздух поступает в управляющую
магистраль прицепа. Установленный на прицепе воздухораспреде-
литель срабатывает, и воздух из ресивера прицепа поступает в его
тормозные камеры, обеспечивая торможение. Затормаживается при-
цеп и при отрыве от тягача, так как воздухораспределитель сраба-
тывает и при падении давления в питающей магистрали.
Комбинированный пневмопривод позволяет составлять авто-
поезд как по однопроводной, так и по двухпроводной схеме. Такой
привод имеет три соединительные магистрали между тягачом и
прицепом.
Стоимость двухпроводной системы по сравнению с однопровод-
ной несколько выше. Кроме того, двухпроводная система сложнее
и менее удобна в обслуживании. Однако повышенное быстродействие
и постоянное пополнение запасов сжатого воздуха на прицепах обес-
печивают более надежную и эффективную работу системы.
11.8. ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
РЕГУЛЯТОРОВ ТОРМОЗНЫХ СИЛ
Рассмотрим прямолинейное движение автомобиля по горизон-
тальной дороге с однородным дорожным покрытием. Силами сопро-
тивления воздуха и качения пренебрегаем (рис. 204).
Тогда
Ftn + Pi3 — та°н>
Rzn = m&g (6 + (/ieflH/g)]/L;
Rz3 = mag [а — (hgaH/g)]/L,
(158)
где тв—масса автомобиля; ан —замедление автомобиля; Rzu и
Rl3 — нормальные реакции дороги, действующие соответственно
на передний и задний мосты.
Известно, что реализуемое в процессе торможения сцепление
шин с дорогой определяется отношением тормозной силы к нормаль-
ной реакции дороги. Оптимальным является торможение
Р-tn/Rzu — Рt^lRa —
+ P^lmBg = anlg = фр. (159)
В этом случае при экстрен-
ном торможении передние и
Рис. 204. Схема сил, действующих
на автомобиль при его торможении
314
Рис. 205. Зависимости ри от р3 грузово-
го автомобиля и граничные лучи его ре-
гуляторной характеристики
задние колеса блокируются
одновременно. Если условие
(159) не выполняется, то
Гг„/Р2П< Fia/Rzs ИЛИ
Fra/RZD > FZ3/RZ3.
Следовательно, первыми блокируются соответственно колеса зад-
него или переднего мостов.
Следует отметить, что упреждающая блокировка передних колес
при торможении по соображениям устойчивости автомобиля явля-
ется предпочтительной.
Для тормозного механизма тормозной момент
T-tn (s) == Rn (з) (Рп (3) ' РОп (з))>
где Rn (з) — постоянная величина, зависящая от параметров тор-
мозного механизма; ра и р3 — давление воздуха в тормозной камере
или жидкости в колесном цилиндре соответственно передних и зад-
них кодес; р0„ и ров — давление воздуха или жидкости, необхо-
димое для приведения колодок в контакт с вращающейся частью
соответственно передних и задних тормозных механизмов.
Так как для любого моста = 2Tzlrn, то на основании выра-
жений (158) и (159) можно записать условие одновременной блоки-
ровки колес в виде двух уравнений:
Fтп/Rzn =Е 2/Сп (Рп Роп) Fitting (Ь -|- ф/lg) Гц ««<р;
FX3/Rza — 2R3 (р> — Роэ) Llm3g(a — <phg) гд * <р.
Из этих уравнений затем можно определить соответствующие
этому условию значения давлений
Рп = tntgr^ (b -Н yht)l2RnL — роп;
Рэ == т.£гд<р (а + фйм)/2Кэ£ — ров,
(160)
где р'п и рз —давления рабочего тела, соответствующие началу
блокировки колес; гл— динамический радиус кс^еса, который мо-
жет быть принят равным статическому радиусу качения.
Для решения практических задач удобно пользоваться графи-
ческим изображением зависимости р8 от рп (рис. 205). На рисунке
представлены зависимости давлений от <р для груженого и порож-
него автомобилей (кривые / и II).
Между этими линиями расположены кривые, соответствующие
промежуточной нагруженности автомобиля.
Если давления в тормозных магистралях мостов распределяются
по закону, соответствующему этим линиям, то при любом коэффици-
енте сцепления и при любой нагруженности автомобиля все колеса
блокируются одновременно.
11* 316
В левом квадрате показана зависимость давления рабочего тела
для коэффициента сцепления <р задних колес.
Однако реализация такого идеального распределения давлений
сложна, поэтому используют более простое условие, согласно ко-
торому для сохранения устойчивости автомобиля при торможении
необходима опережающая блокировка передних колес.
При одинаковых давлениях в магистралях (линия ОЛ) и при
полной загрузке автомобиля опережение блокировки передних
колес отмечается лишь в диапазоне изменения коэффициента сцеп-
ления О—<рА (см. левую часть рисунка). По мере разгрузки автомо-
биля этот диапазон суживается, а при средних и малых нагрузках
стремится к нулю.
Расширение указанного диапазона путем замены луча О А лучом
ОБ недопустимо, так как частичные торможения составляют примерно
95 % и осуществляют в основном передними колесами, что приведет
к повышенному износу их тормозных накладок и шин.
Для обеспечения упреждающей блокировки передних колес
в заданном диапазоне значений коэффициента <р, а также для дости-
жения независимости режима очередности блокировки от состояния
нагруженности автомобиля применяют регуляторы тормозных сил.
Эти регуляторы устанавливают в тормозном приводе задних колес.
Соотношение давлений по линейному закону составляет pJpa 1.
Регулирующим параметром является прогиб задней подвески.
Давление рп в приводе передних колес сохраняют равным давле-
нию на выходе тормозного крана или главного тормозного цилиндра.
Необходимое фактическое соотношение давлений называют регу-
ляторной характеристикой.
На рис. 206 показан регулятор лучевого типа для гидравличес-
ких систем. На входе в регулятор давление всегда равно р„, на вы-
ходе — регулируемое давление рв. Регулятор работает следующим
образом. При некотором (небольшом) давлении поршень 2 опуска-
ется и клапан 1 закрывается. Связь входной и выходной полостей
осуществляется через поршень 2, шток 4, коромысло 5 и поршень
10. Для этого случая справедливо выражение
(Ахрв —F^a — {A2pn —Fg)b, (161)
где Ai и Ая — площади поршней; Бг и Ба — силы пружин; а и b —
плечи коромысла.
Обозначив alb = i и преобразовав выражение (161), получим
= *Д1Рз + F2 ^1-
Из этого выражения следует, что при (С2 — iF^) = 0 (а это воз-
можно при специальном выборе параметров пружин и геометрии
регулятора) зависимость р„ = (iA^A^ Р3 = Крв линейна, т. е.
характеристика регулятора имеет вид луча, угол наклона которого
зависит от величины i. Плечи а и b переменны и определены поло-
жением опоры 6 коромысла, которая передвигается по планке 7
при вращении вала 8. К валу 8 присоединен рычаг, связанный тя-
гой с балкой моста, Корпус регулятора установлен на раме, поэтому
316
Рис. 206. Гидравлический регу-
лятор лучевого типа:
а — конструкция; б — кинематиче-
ская схема
при изменении прогиба подвески изменяется и угол наклона харак-
теристики регулятора. Из симметричности перемещения опоры 6
Следует, ЧТО Gmjn ^mln и Отах = ^тах> ПОЭТОМУ trnln = I'^inax*
Диапазон изменения i достаточно высок, что позволяет использовать
такой регулятор на грузовых автомобилях, у которых статическая
вертикальная нагрузка на задний мост изменяется в широких пре-
делах.
При пневматическом приводе в регулятор (рис. 207) сжатый воз-
дух, подводимый от тормозного крана под давлением рп, воздействует
на поршень 9 сверху и перемещает его вниз. Смонтированный в
поршне клапан 11 упирается в торец толкателя 5 и закрывает от-
верстие в нем, отсекая выходную полость регулятора. Затем клапан
приподнимается с седла, в результате чего входная и выходная по-
лости регулятора сообщаются между собой. Одновременно через
кольцевой зазор между поршнем 9 и его направляющей 6 сжатый
воздух поступает в подпоршневое пространство, воздействуя на
поршень и диафрагму 7 давлением pR. При определенном значении
давления поршень перемещается вверх до положения, при котором
клапан 11, оставаясь прижатым к торцу толкателя 5, соприкасается
с седлом в поршне. С этого момента устанавливается равновесие
поршня, характеризуемое коэффициентом пропорциональности
АГ = Рз/Рп = А/л.,5
где А} и А2 — активные площади поршня соответственно верхней
и нижней полостей.
317
Рис. 207. Пневматический регулятор
лучевого типа
Площадь Л2 переменна, что обусловлено оригинальным конструк-
тивным решением. Поршень 9 снабжен радиальными ребрами 10,
входящими в радиальные пазы вставки 8, нижний торец которой
выполнен коническим. На нижнюю горловину поршня надета диа-
фрагма 7, которая зажата между верхней и нижней частями корпуса 1.
Когда поршень находится в верхнем положении, диафрагма
полностью опирается на вставку. По мере опускания поршня его
ребра отделяют некоторую кольцевую часть диафрагмы от вставки
и увеличивают активную площадь диафрагмы. Таким образом,
чем выше находится поршень, при ра const, тем больше должно
быть давление р3 для уравновешивания поршня. Высота поршня
определяется положением рычага 3, который через ось 4 и рычаг 12
связан с балкой заднего моста.
Закон изменения давления рв в зависимости от прогиба подвески
определяется формой торцовых частей поршня 9 и вставки 8, к ко-
торым примыкает диафрагма 7, и положением плунжера 2.
Для того чтобы уменьшить износы и компенсировать давление
воздуха ре на толкатель 5, рычаг 3 связан с поршнем 9 только в пе-
риод торможеня.
Регулятор тормозных сил с коррекцией начала регулирования.
У легковых автомобилей блокировка передних колес должна быть
осуществлена во всем диапазоне значений коэффициента <р. Поэтому
чтобы не происходило существенного снижения реализуемого сцеп-
ления задних колес, целесообразно иметь ломаную регуляторную
характеристику, приближающуюся к кривым оптимального соот-
ношения давлений. Такая задача решается применением регуляторов
с коррекцией давления начала регулирования. Они вступают в дей-
ствие при различной нагружепности автомобиля, различных зна-
818
Рис. 208. Схема регулятора
ной постоянного усилия
тормозных сил с пружи-
чениях давления рп и поддерживают по-
стоянное соотношение давлений, характе-
ризуемое углом а.
Применяемые конструкции регуляторов
этого типа имеют общие принципиальные
особенности. Поэтому для них может быть
использована единая расчетная схема
(рис. 208). Вход регулятора соединен с главным тормозным цилинд-
ром. Поэтому под ступенчатым плунжером / действует давление рп.
Выход соединяется с задними колесными цилиндрами, поэтому над
плунжером наблюдается давление р3.
Если пренебречь влиянием пружины 4 клапана 2, то на плунжер
сверху действует сила давления жидкости, а снизу сила давления
жидкости и упругости пружины 3 — F.
Сила F и активные площади плунжера выбирают так, чтобы вы-
полнялись следующие условия:
при рп < рпА плунжер должен удерживаться в верхнем поло-
жении (клапан открыт);
ПРИ Рп = Рпа наступает неустойчивое равновесие плунжера
(начало включения);
при ри > рпА плунжер удерживается в нижнем положении.
В последнем случае клапан 2 закрыт, а между давлением, действу-
ющим на плунжер с двух его сторон, устанавливается соотношение,
вытекающее из условия равновесия плунжера,
Откуда
4F ф рпл (Р2 — d2) — p3nD2.
р3 = рп (D2 - d2)/D2 + 4F/(nD2).
Полученная зависимость представляет собой общее выражение
уравнений участков АВ и БГ регуляторной характеристики, имею-
щих единый угловой коэффициент tg а = (D2 — d2)/D2, и различные
начальные ординаты (рис. 209):
й1 = 4Л/(л£>2); 1
h^ = 4F^/(nD2). /
Индексы I и II характеризуют соответственно нагруженное и нена-
груженное состояния автомобиля.
Пружина 3 действует на плунжер с постоянной силой. Поэтому
изменение величины начальной ординаты от h' до h" в зависимости
от нагруженности автомобиля достигается применением упругого
привода, соединяющего плунжер с балкой моста и нагружающего
плунжер силой, пропорциональной деформации подвески.
Широкое распространение получили два вида привода — с торсион-
ным упругим элементом (рис. 210) и пружиной кручения.
Регулятор 1 закреплен на кузове. Торсион2 с одной стороны за-
фиксирован в оси 3, а с другой — подвешен к кузову при помощи
319
Регуляторная
характеристика тормозных сил с коррекцией точки
включения
Рис. 209.
320
кронштейна 7. Приводной конец торсиона тягой 6 соединен с ушком 5
балки заднего моста, а конец, выступающий из оси 3, опирается
на плунжер 4 регулятора.
Работа привода основана на том, что плунжер препятствует по-
вороту регуляторного конца торсиона. В результате при сокращении
расстояния между мостом и кузовом торсион закручивается, оказы-
вая на плунжер давление, пропорциональное деформации подвески.
11.9. ПРОТИВОБЛОКИРОВОЧНЫЕ СИСТЕМЫ
Рассмотренные выше регуляторы давления корректируют дав-
ление в системе торможения задних тормозов по отношению к пе-
редним для обеспечения одновременной блокировки передних и
задних колес или с упреждающей блокировкой передних колес из
условия обеспечения устойчивости автомобиля. Однако такой способ
торможения не является наиболее эффективным и безопасным.
Коэффициент сцепления колеса с дорогой зависит от коэффици-
ента скольжения s. При s 15—30 % коэффициент сцепления
имеет максимальную величину. Таким образом, если в процессе
торможения автомобиля автоматически поддерживать режим, при
котором s = 15—30 %, то можно обеспечить’одновременно и макси-
мальную эфективность и достаточную безопасность торможения.
Назначение противоблокировочных систем и состоит в том, чтобы
с помощью автоматического регулирования давления в тормозном
приводе поддерживать на оптимальном уровне степень скольжения
s=(va — окгк) 100 %/va,
где s — относительное скольжение; va — действительная посту-
пательная скорость оси колеса; wK—угловая частота вращения
колеса; гк — радиус качения колеса.
Все современные противоблокировочные системы относятся к са-
монастраивающимся системам автоматического поиска. Принцип
действия такой противоблокировочной системы рассмотрим с по-
мощью зависимости момента сцепления колеса с дорогой ТЧ1 от коэффи-
циента скольжения s, построенной при заданной нормальной реак-
ции Rz. Для простоты рассмотрения считаем, что Rz = const.
Уравнение динамического равновесия моментов, действующих
на колесо относительно оси его вращения при торможении без учета
момента сопротивления качению (из-за его малости), имеет вид
Tt-Tv-JK(dwli/dt) = 0, (162)
где Ti —тормозной момент, создаваемый тормозным механизмом;
JK—момент инерции колеса.
Тогда замедление колеса
«к = dtoKldt = (ТХ — TJ/JK. (163)
Кривая 0—1—2 на рис. 211 характеризует изменение момента
тормозного механизма. Разница между кривой 7\ и кривой
соответствует замедлению колеса. После прохождения максимума
321
Рис. 211. Характеристика и схема регулятора противоблокировочной системы
кривой Ту замедление колеса увеличивается (точка С), что харак-
теризует стремление колеса к блокировке. Это резкое увеличение
замедления ак используется в противоблочной системе (ПБС) в ка-
честве первого входного сигнала для уменьшения давления в тор-
мозном приводе. Падение давления начинается с некоторым запаз-
дыванием, обусловленным свойствами ПБС (точка 2). Затем замед-
ление колеса уменьшается и в точке 3 становится равным нулю.
В момент времени, соответствующий точке 4, регулятор устанав-
ливает постоянный минимальный тормозной момент. От точки 3
до точки 6 согласно уравнению (163) происходит разгон колеса.
Увеличение углового ускорения используется в качестве второго
входного сигнала для повышения давления в тормозной системе
(точка 5). При этом скорость колеса приближается к скорости авто-
мобиля, что означает уменьшение проскальзывания и, следовательно,
нарастание коэффициента <р.
В дальнейшем этот цикл вновь повторяется. Таким образом,
в процессе регулирования колесо то замедляет свое вращение, то
разгоняется и заставляет тормозной момент Тт изменяться по замк-
нутому контуру 1—2—3—4—5—6—1. Причем колесо работает в диа-
пазоне коэффициента скольжения s2 — s2. В результате колесо
реализует близкие к максимальному значения коэффициента сцеп-
ления. При современных ПБС коэффициент скольжения изменяется
в диапазоне sr — s2 = 20 %. Частота изменения давления в пневма-
тических приводах составляет 3—8 Гц, а в гидравлических—до
20 Гц.
Схема регулятора пневматического привода, который реагирует
на изменение ускорения колеса и управляет исполнительным уст-
ройством, показана на рис. 211. На валу 1 датчика регулятора, приво-
димого во вращение от колеса автомобиля, жестко укреплена сту-
пица 2 и свободно посажен маховик 3 Ступица и маховик соединены
винтовой нарезкой (сечение А—А).
322
К маховику жестко прикреплен золотник 5 клапана, меняющего
давление в тормозной камере. При рабочем торможении и неболь-
шом угловом замедлении под действием пружины 4 ступица и махо-
вик продолжают вращаться как одно целое, и регулятор не оказы-
вает воздействия на давление в системе. При экстренном торможении
угловое замедление колеса возрастает, и маховик за счет .-своей инер-
ционности, преодолевая силу пружины 4, перемещается по винто-
вой нарезке влево. При этом происходит сначала отсоединение ма-
гистрали от тормозной камеры колеса, а затем соединение камеры
с атмосферой. При достижении маховиком крайнего левого положе-
ния зубья винтового механизма выходят из зацепления. Маховик,
отделившись от ступицы, продолжает свободное вращение на валу..
Как только угловая частота ступицы и маховика сравняются, под
действием пружины их зубья войдут вновь в зацепление, и золот-
ник переместится в крайнее правое положение При этом тормозная
камера колеса отсоединится от атмосферы и соединится с магист-
ралью.
Торцовые поверхности зубьев на ступице и маховике имеют
скосы, которые облегчают обратное их зацепление.
В любых условиях торможения ПБС обеспечивает более высокую
точность и лучшие тормозные качества автомобиля. Недостатками,
ограничивающими применение ПБС, являются ее высокая стоимость
и недостаточная долговечность по сравнению с другими элементами
тормозной системы.
Глава 12 РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
12.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рулевое управление предназначено для обеспечения необходимого
направления движения автомобиля путем раздельного и согласо-
ванного между собой поворота его управляемых колес. Рулевое
управление состоит из рулевого механизма с рулевым валом и коле-
сом, рулевого привода и усилителя.
Требования, предъявляемые к рулевому управлению. Рулевое
управление должно удовлетворять следующим требованиям: поддер-
живать такое соотношение между углами поворота колес, при ко-
тором качение всех колес автомобиля не сопровождается их боковым
скольжением; обеспечивать согласованность в кинематическом и
силовом отношении между поворотом рулевого и управляемых колес;
создавать условия для обеспечения легкости управления, высокой
маневренности автомобиля.
Для выполнения первого требования предназначена рулевая
трапеция, являющаяся частью рулевого привода; второе требование
относится к рулевому управлению с усилителем и выполняется уси-
лителем, обладающим следящим действием. Легкость управления
обеспечивается выбором рациональных значений кинематического
и силового передаточных чисел и КПД рулевого управления. Вы-
сокая маневренность осуществляется при выполнении двух условий:
во-первых, задание такого наибольшего угла поворота управляе-
мых колес, при котором радиус поворота по колее переднего наруж-
ного колеса составил бы 2—2,5 базы автомобиля (меньшие значения
соответствуют для автомобилей с большой базой, а большие — для
автомобилей с малой базой); во-вторых, выбором такого значения
углового передаточного числа рулевого управления, при котором
число оборотов рулевого колеса от среднего положения до каждого
из крайних не превышало бы для легковых автомобилей — 1,8,
а для грузовых — 3,0.
Оценочными параметрами рулевого управления являются кине-
матическое и силовое передаточные числа, величина зазора в зацеп-
лении и КПД рулевого управления в целом и его составных частей —
рулевого привода и рулевого механизма.
Кинематическое передаточное число рулевого привода равно
отношению элементарного угла Пс поворота вала сошки к полусумме
элементарных углов и а2 поворота соответственно внутреннего и
внешнего управляемых колес. Величина «крп не является постоянной
и зависит от положения звеньев привода. Поэтому ее значения
должны определяться графически для различных углов поворота
колес.
324
Рис. 212. Схемы рулевого привода:
а — при зависимой подвеске управляемых колес; б — при независимой подвеске; 1 — сошка;
2 и 4 — тяги соответственно продольная и поперечная; 3, 5, 6, 8 — рычаги соответственно
поворотной цапфы, рулевой трапеции, подвески и маятниковый; 7 — боковая тяга; 9 и 10 —
шарниры
Для рулевого привода (рис. 212), основываясь на том, что в сред-
нем положении сошка 1 и поворотный рычаг 3 перпендикулряны к
продольной рулевой тяге 2, а в крайних положениях рычага и сошки
углы между ними и тягой одинаковы, можно принимать ыкрп =
= /пр//с. где /пр и /с—длины соответственно поворотного рычага
и сошки.
Силовое передаточное число рулевого привода нсрп равно от-
ношению момента сопротивления повороту Тсп управляемых колес
к моменту Тс на валу сошки. Оно также зависит от схемы рулевого
привода и положения его звеньев. Для рулевого привода (рис. 212,
а) практическое значение имеет величина исрп, соответствующая
началу поворота колес из правого крайнего положения в левое.
В этом случае рычаги и тяги занимают положения, соответствующие
штриховым линиям. Момент на валу сошки
Тс = 0,57сп (/с//рр) + 0,57сп (l'c/1'пр) (тл/ffln).
Силовое передаточное число рулевого привода
Исрп = тсп/тс — 2(/пр//с) [т'п/(т'й {- mJ,)],
где /пР, /;, m„, rtin — активные длины соответственно поворотного
рычага, сошки, левого и правого рычагов.
Кинематическое передаточное число рулевого механизма в зави-
симости от принципа, положенного в основу его конструкции, мо-
жет быть постоянным или переменным и соответственно равным
^кп== ^Рк/^с или uKII = AQPK/AQC,
где АИрк и AQC — приращения углов поворота соответственно ру-
левого колеса и вала сошки.
Кинематические передаточные числа современных рулевых ме-
ханизмов обычно постоянны: н|П1 = 13-4-22 для легковых автомо-
билей, мКи = 204-25 для грузовых.
325
КПД рулевого управления равно произведению л^ЛрпЛрм. где
f]pn и т]рм — КПД соответственно рулевого привода и рулевого
механизма.
Величина т] в среднем составляет 0,67—0,82 при передаче уси-
лия от рулевого колеса к управляемым колесам (прямой КПД),
а при передаче усилия в обратном направлении (обратный КПД)
0,58—0,63. Величина т]рп оценивает потери на трение в шарнирах
тяги и шкворневых узлах управляемых колес, которые составляют
соответственно 10—15 и 40—50 % общих потерь в рулевом управ-
лении.
Необходимость высокого значения прямого КПД очевидна.
Значение обратного КПД должно быть выше предела обратимости,
чтобы сохранить стабилизацию управляемых колес и «чувство до-
роги», но возможно ближе к пределу обратимости. При этом пово-
рачивающий момент, возникающий вследствие наезда управляемых
колес на неровности дорожного покрытия (обратный удар), должен
достигать рулевого колеса существенно ослабленным.
При наличии в рулевом управлении усилителей требования в от-
ношении КПД рулевого механизма в значительной степени снижа-
ются, так как легкость управления и гашение толчков и ударов в ру-
левом управлении обеспечиваются действием усилителя.
Если принять во внимание только трение в зацеплении рулевой
пары, пренебрегая трением в подшипниках, сальниках и других зо-
нах, то КПД червячных и винтовых механизмов в прямом направ-
лении
Л1рм = tgpe/tg(p„ Е р);
в обратном направлении
Лгрм = tg (Рд p)/tg Рд,
где Рд — угол подъема винтовой линии червяка или винта; р — угол
трения.
Зазоры во всех кинематических звеньях рулевого управления
(от шкворневых узлов до рулевого колеса) должны быть соответству-
ющими конструктивными решениями сведены до возможного мини-
мума, чтобы исключить виляние управляемых колес.
Наибольшему износу подвергаются элементы рабочих поверх-
ностей при нейтральном положении управляемых колес. Поэтому
в этом положении зазор должен быть минимальным (близким к нулю).
От среднего положения к периферии зазор в зацеплении постепенно
увеличивается и в крайних положениях составляет 25 —35°. Это
позволяет при очередных регулировках зазора компенсировать
износы в среднем положении без опасности заклинивания рулевого
механизма при поворотах рулевого колеса в ту или иную сторону.
Сопротивление повороту управляемых колес определяется для
наиболее тяжелых условий, например, при повороте колес на месте
на сухой шероховатой опорной поверхности. Момент, препятствую-
щий повороту управляемого колеса Тсп, складывается из стабили-
зирующего момента Т3, момента силы сопротивления качению ко-
326
леса относительно оси шкворня 7\ и момента силы трения скольже-
ния шины по опорной поверхности вследствие различных расстоя-
ний от элементов его отпечатка до оси шкворня Т2.
Таким образом,
Тсп = л + Т2 + Т3. (164)
Причем
Ti = GJa; Т2 = GKx<p;
Т3 = aGK [1 (sinalcp + sina2cp) + у (cosalcp + cosa2cp),
где GK — нагрузка на управляемую ось; а — плечо обкатки; f —
коэффициенты сопротивления качению; 1 и у — углы наклона шквор-
ня вбок и назад; сф Р и а2ср — средние углы поворота соответствен-
но внутреннего и наружного колес автомобиля; <р — коэффициент
сцепления; = 0,9.
Плечо момента Т2
х = 0,5/г2-гс2,
где г и гс — радиусы колеса соответственно свободный и статический.
Для практических расчетов удобно момент Тсп привести к валу
сошки Тс:
ТС = Т сп/(«срП11рп) (165)
Тангенциальное усилие на ободе рулевого колеса, необходимое
для поворота управляемых колес,
^рк == ^с/(^ры^рм^рк)
не должно превышать 150—200 Н для легковых автомобилей и
500 Н для грузовых. В противном случае применяют усилитель
рулевого управления. Диаметр (2грк) рулевого колеса, тип соедине-
ния рулевого колеса с валом, присоединительные размеры ступицы
рулевого колеса и вала установлены отраслевым стандартом
ОСТ 37.001.062—75.
12.2. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
И РАСЧЕТА РУЛЕВОГО ПРИВОДА
Рулевой привод, представляющий собой систему тяг и рычагов,
служит для передачи усилия от сошки на поворотные цафпы и осу-
ществления заданной зависимости между углами поворота управляе-
мых колес. Часть рулевого привода, обеспечивающую эту зависи-
мость, называют рулееой трапецией.
Типовые схемы рулевого привода изображены на рис. 212, причем
схема (рис. 212, а) относится к автомобилям с зависимой подвеской
управляемых колес, а схема (рис. 212, б) — к автомобилям с незави-
симой подвеской.
При зависимой подвеске рулевой привод состоит из сошки 1,
продольной рулевой тяги 2, поворотного рычага 3, а также двух
одинаковых рычагов 5 и поперечной тяги 4, образующих рулевую
трапецию. Рулевой механизм размещают таким образом, чтобы,
327
Рис. 213. Схема для определения центров качания различных точек переднею моста
во-первых, центр шарового пальца сошки при поворотах вала сошки
перемещался в плоскости, параллельной продольной плоскости
автомобиля (на рис. 212, а она условно совмещена с плоскостью
рисунка); во-вторых, чтобы при нейтральном положении сошки
центр ее шарового пальца совпадал с центром качания колеса на
упругом элементе подвески 04 (рис. 213). Поэтому при вертикальных
колебаниях автомобиля исключена • возможность возникновения
нежелательных угловых колебаний колес вокруг шкворней.
Положение центра О4 качания колеса определяют следующим
образом. Сначала находят центр О4 качания точки О2 пересечения
нейтрального слоя коренного листа рессоры с осью центрального
болта. Установлено, что вследствие упругости рессоры центр Ог
отстоит от неподвижно закрепленного конца рессоры на расстояниях:
//4 — вдоль нейтральной оси и е/2 — перпендикулярно к нему. При
этом с'2 от нейтрального слоя берется в сторону расположения
ушка рессоры. При колебаниях симметричной полуэллиптической
рессоры ее средняя часть вместе с балкой моста перемещается парал-
лельно самой себе. Поэтому центры О и О4 траекторий точек Ок и О3,
связанных с балкой, определяют параллельным переносом.
При независимой подвеске (см. рис. 212, б) поперечную тягу
выполняют расчлененной, состоящей из трех шарнирно связанных
частей: средней 4 (поперечной тяги) и двух боковых тяг 7. Шарниры
9 и 10 расположены на продолжении осей качания рычагов подвески,
чем исключают возможность возникновения угловых колебаний колес
при вертикальных колебаниях автомобиля, движущегося прямо-
линейно.
Правильное положение тяг обеспечивается сошкой и маятниковым
рычагом 8, который расположен симметрично относительно продоль-
ной плоскости автомобиля.
Рулевая трапеция. Основной задачей кинематического расчета
является определение оптимальных параметров рулевой трапеции.
На стадии проектирования считают, что оси шкворней вертикальны.
Чтобы на повороте движение автомобиля не сопровождалось боковым
Рис. 214. Схема поворота автомобиля без учета боковой эластичности шин:
а — при идеальном соотношении между углами и сс2 поворота управляемых колес; б —
при соотношении между углами и а2( обусловленном применением рулевой трапеции
скольжением его колес, траектории качения всех колес должны иметь
единый мгновенный центр О (рис. 214, а). Для этого необходимо
соблюдать условие
ctgcc[ — ctg «2 = B/L, (166)
где В — шкворневая колея; L— база автомобиля.
Выражению (166) удовлетворяет с достаточной для практики
точностью применение рулевой трапеции, которая позволяет обес-
печить такое соотношение между углами а1 и а-> поворота управляе-
мых колес, при котором точка О пересечения их осей отстоит от
линии АБ на расстоянии L < La (рис. 213, б). Чем ближе к единице
отношение L/La = X, тем совершеннее поворот автомобиля.
Из треугольника ОАБ
О А = В sin o.j/sin (cq — а2);
L ~ В sin а1 sin c^/sin (а, — cc>);
X = B/L sin ax sin a2/sin (t/.j — a2). (167)
Параметрами рулевой трапеции являются шкворневая колея В
(рис. 215), расстояние п между центрами шаровых шарниров рычагов
трапеции; длина т и угол 6 наклона рычагов поворотных цапф. Их
определяют в такой последовательности.
По чертежу управляемого моста находят размеры шкворневой
колеи В. Затем для трех значений отношения mln = ty по графику
(рис. 215) определяют значения коэффициента х.
Угол наклона рычагов
О = arctg (xL/(0,5B)];
/z = B/(l 2г/cos 6);
tn — yn.
329
Рис. 215. Схема рулевой трапеции и зависимость х от В£:
1—3 при у, равном соответственно 0,12; 0,14; 0,16
Компоновочные условия обусловливают размещение рулевой
трапеции перед управляемым мостом. В этом случае длина п попереч-
ной тяги больше шкворневой базы, т. е.
п — B/(l -|- 21/cos 6).
Для ряда последовательных значений угла ccj графически следует
определить соответствующие им значения угла а.,, а по формуле
(167) — значения X. Затем на одном графике для трех рассматривае-
мых вариантов надо построить кривые зависимости 1 от и прямую
1=1. При дальнейшем рассмотрении принимаем те значения пара-
метров рулевой трапеции, которые при наиболее употребительных
значениях углов поворота колес соответствуют зависимости 1 (о^),
близкой к прямой 1=1. При использовании высокоэластичных шин
форма трапеции приближается к прямоугольнику. Для нормальной
работы рулевого привода максимальные значения углов и ct2
ограничиваются обычно условием almax + «.шах < 70°.
Схематическую компоновку рулевого привода выполняют для
определения размеров и расположения в пространстве сошки, тяг и
рычагов, а также передаточного числа привода. При этом стремятся
обеспечить одновременно симметричность крайних положений сошки
относительно ее нейтрального положения, а также равенство кинема-
тических передаточных чисел привода при повороте колес как вправо,
так и влево. Если углы между сошкой и продольной тягой, а также
между тягой и поворотным рычагом в его крайних положениях
приблизительно одинаковы, то эти условия выполняются.
Тяги выполняют из бесшовных труб и этим достигают необходи-
мой жесткости при малой массе. Тягам придают формы, отвечающие
компоновочным требованиям; их изготовляют из сталей 20, 30 или 35.
Рычаги и сошку изготовляют коваными с переменным по длине
эллиптическим сечением, что является наиболее рациональным
с точки зрения прочности и жесткости. Материал — стали 35Х, 40,
40Х и 40ХН (ГОСТ 4543—71*). Сошку сопрягают с валом шлицевым
соединением треугольного профиля.
Для беззазорной посадки отверстие в сошке и конец вала выпол-
няют коническими, а для правильной установки сошки на валу на
них предусмотрены соответствующие метки или несимметрично
расположенные несколько шлицев.
330
Рис. 216. Шаровые шарниры рулевого привода автомобилей:
а—в — с пружинами, действующими по оси тяги соответственно для автомобилей МАЗ-500
(продольная тяга), «Урал-375» и КрАЗ-257 (поперечная тяга), ГАЗ-53А (продольная тяга);
г—и — с пружинами, действующими по оси шарового пальца соответственно для автомо-
билей ЗИЛ-130 (поперечная тяга), УАЗ, ГАЗ-53А (поперечная тяга), ГАЗ-24 «Волга». «Жи-
гули» н «Запорожец»
Шарниры, типовые конструкции которых представлены на
рис. 216, выполняют сферическими, так как сопряженные части
привода совершают сложные относительные перемещения. Основной
отличительной особенностью шарниров является способ устранения
зазоров, которые могут образоваться вследствие износа поверхностей
трения.
В современных конструкциях постоянную плотность сопряжения
головки 1 шарового пальца с вкладышами 2 поддерживают при
помощи пружин 3, действующих вдоль осей тяги или пальца.
Шарниры с пружиной, действующей по оси тяги (рис. 216, а—в),
просты в изготовлении и получили распространение на грузовых
автомобилях средней и большой грузоподъемности. Однако такая
конструкция имеет существенный недостаток, который состоит
в том, что усилие пружины должно быть значительно больше усилия,
331
которое может действовать вдоль оси тяги во время движения автомо-
биля в самых неблагоприятных условиях. Это сказывается отрица-
тельно на долговечности вкладышей и пальца.
Шарниры с пружиной, действующей по оси шарового пальца
(рис. 215, г—и), не имеют указанного недостатка. В этих конструк-
циях сила упругости пружины принимается такой, чтобы действие
на тягу максимально возможной вертикальной силы инерции, возни-
кающей вследствие наезда колес на неровности дорожного покрытия,
не приводило к появлению зазоров в шарнирах.
Корпуса шарниров поперечной тяги и наружных концов боковых
тяг выполняют в виде наконечников, навертываемых на концы тяг.
Это позволяет регулировать схождение управляемых колес и изго-
товить шарнир в виде самостоятельной сборочной единицы. Корпуса
остальных шарниров выполняют за одно целое с тягами. Предусма-
тривают возможность смазывания шарнира и эффективные меры,
направленные на удержание смазочного материала и предотвращение
проникновения влаги и грязи внутрь корпуса.
Для изготовления шаровых пальцев и вкладышей применяют
стали 12ХНЗА, 18ГТ, 20ХН (ГОСТ 10702—78). Рабочие поверхности
пальцев и вкладышей цементируют на глубину 1,5—3,0 мм. Твердость
после закалки HRC 55—63. Допустимо применение сталей 40 и 45
с объемной закалкой ТВЧ и упрочнением галтели пальца накаткой.
Корпуса шарниров изготовляют из сталей 35 и 40.
Повышение износостойкости рабочих поверхностей головки
пальца и вкладышей осуществляется при плазменном или газоплаз-
менном напылении. Для легковых автомобилей перспективным явля-
ется применение вкладышей, изготовленных из конструкционных
пластмасс, которые в процессе изготовления пропитываются спе-
циальным составом (например, нейлоновые — дисульфидом молиб-
дена). Такие вкладыши не вызывают необходимости в применении
смазочного материала.
Если усилитель отсутствует, то расчетную нагрузку для различ-
ных элементов привода определяют, принимая во внимание его рас-
положение в приводе, исходя из максимального значения момента
сопротивления повороту, определяемого по формуле (164).
При наличии усилителя, когда он совмещен с. рулевым механиз-
мом, все элементы привода нагружены моментом Тс на валу сошки,
являющимся результатом одновременного действия усилителя при
максимальном давлении жидкости и предельной тангенциальной
силы Fpii max = 0,5 кН, приложенной к ободу рулевого колеса.
Когда силовой цилиндр усилителя размещен в приводе, то для эле-
ментов привода, находящихся между рулевым механизмом и си-
ловым цилиндром, расчетную нагрузку определяют исходя из
момента
* с =х Грк тах^рм>
а для элементов, расположенных за силовым цилиндром, — исходя
из одновременного действия момента Тс и силового цилиндра при
максимальном давлении жидкости.
332
Рис. 217. Сошка, шаровой палец и эпюры
направлений в сечении А—А
Тяги рассчитывают на устойчи-
вость по продольному изгибу. При
этом экваториальный момент инер-
ции J сечения тяги находят из
условия
пжЕт n2EJ/P,
где п,к — коэффициент запаса жест-
кости; п,к = 1,54-2,5; FT—сил',
действующая вдоль тяги; Е = 2-Ю5
МПа — модуль упругости первого
рода; I — расстояние между цент-
рами шаровых шарниров рассмат-
риваемой тяги.
Сошку и рычаги рассчитывают
на совместный изгиб и кручение
(рис. 217). Опасным является сече-
ние у основания рычага (например,
для сошки — сечение А—Л). Со-
гласно третьей теории прочности
для наиболее напряженной
точки а сечения эквивалентное напряжение
<Уэ = VFd/Wl 4- 4 (FCZ/U7K)2 < щ/мт,
где Fc — сила, приложенная к шаровому пальцу сошки; W„ и
— моменты сопротивления изгибу и кручению расчетного сече-
ния; от — предел текучести материала; пт — коэффициент запаса
прочности относительно предела текучести; пт = 1-74-2,4.
Для бруса прямоугольного сечения в его углах касательные
напряжения равны нулю, а наибольшие напряжения возникают по
серединам боковых сторон в точке б:
То — Ттах
Fcl
ahb2 ’
В точке а напряжение та = т]тгпах, где h — большая, айв — ма-
лые стороны прямоугольника.
Коэффициенты а и т], зависящие от соотношения сторон hlb,
определяют по таблице. При hlb = 2 а = 0,246 и т) = 0,795. Однако
эквивалентные напряжения определяют в точке а, где напряжения
достигают наибольшего значения.
Шаровые пальцы выходят из строя вследствие износа сфериче-
ской головки или поломки хвостовика. Поэтому после выбора шаро-
вого пальца следует проверить, соблюдается ли условие
FJA с 254-30 МПа;
FmdWa < 300 МПа,
333
Где Fm — расчетная сила, действующая на шарнир; А — площадь
проекции нагруженной части поверхности головки на плоскость,
проходящую через его центр перпендикулярно к направлению силы
Гш.
12.3. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
И РАСЧЕТА РУЛЕВЫХ МЕХАНИЗМОВ
Производство рулевых механизмов для отечественных автомоби-
лей регламентировано отраслевым стандартом ОСТ 37.001.013—76,
который определяет рекомендуемые типы рулевых механизмов
в зависимости от массы автомобиля, приходящейся на управляемый
мост, а также ряд параметров этих механизмов. Предусмотрено
применение только двух типов механизмов. На все автомобили
с вертикальными реакциями на мост до 25 кН при отсутствии усили-
теля и до 40 кН с усилителем рулевого управления рекомендуется
устанавливать червячно-роликовый механизм, при большей на-
грузке — винтореечный механизм. В некоторых случаях для автомо-
билей с нагрузкой на управляемый мост менее 12 кН допускается
применение реечных механизмов, параметры которых стандартом не
регламентированы.
Винтореечный рулевой механизм имеет две ступени — винтовую
передачу с циркулирующими шариками и передачу рейка—зубчатый
сектор (рис. 218). Механизм отличается удобством компоновки сов-
местно с распределителем гидроусилителя, а при необходимости и
с его силовым цилиндром. Имеет высокий прямой КПД, достаточную
надежность и долговечность.
Передаточное число рассматриваемого комбинированного руле-
вого механизма определим на основании следующего. В результате
поворота рулевого колеса на угол QpK гайка с рейкой переместятся
на расстояние
р' = (Ярк/360) р, (168)
где р — шаг винтового канала, образованного канавками винта
и гайки. 7-
Вследствие этого сектор повернется на угол Пс, которому соответ-
ствует длина дуги его начальной окружности.
Таким образом,
(Qc/360) 2л rw = р', (169)
где rw — радиус начальной окружности сектора.
Решая совместно выражения (168) и (169), найдем искомое пере-
даточное число рулевого механизма
нрм — Прк/Пс — 2лгw!p. (170)
Шариконинтовая передача отличается от обычной винтовой пары
тем, что силы передаются от винта на гайку через шарики. Дорож-
ками качения для них служат винтовые канавки, выполненные на
теле винта /ив гайке 3, совместно образующие винтовой канал. При
повороте шарики циркулируют в гайке. Через отверстие с одной
334
Рис. 218. Рулевой механизм винтореечного типа:
1 — винт; 2 — шарикопровод; 3 — гайка-рейка; 4 — сектор с валом сошки; 5 — регули-
ровочный винт; 6 — роликовый подшипник
стороны гайки шарики выкатываются из винтового канала в обводной
канал — шарикопровод 2 и по нему, а затем через второе отверстие
с другой стороны гайки возвращаются в винтовой канал.
Шарикопровод штампуют из листовой стали, цианируют и кон-
цами вставляют в отверстия, просверленные в гайке так, чтобы их оси
были касательными к оси винтового канала. Винты выполняют
однозаходными с постоянным шагом р = 12-е-18 мм й углом подъема
оси винтового канала р = 104-15°. Диаметр шариков равен 7—9 мм.
Контуры канавок в плоскости, перпендикулярной к оси винтового
канала, делают такими, чтобы обеспечивался двух- или четырех-
точечный контакт шариков с дорожками качения (рис. 219). При
четырехточечном контакте осевые зазоры в передаче можно сделать
минимальными. Поэтому контур (рис. 219, а) является более перспек-
тивным, несмотря на сложности в изготовлении.
Для изготовления винтов и гаек используют обычно стали 25ХГТ
или 20ХНЗА (HRC 58—64). Высокая надежность передачи, большой
335
a — с четырехточечным контактом; б — с двухточечным контактом; В, Г — точки контакта
Рис. 220. Схема для определения радиального Az и осевого As зазоров в зубчатой
паре при нарезании зубьев сектора с поворотом заготовки вокруг смещенной оси Oi
срок ее службы, малые потери на трение, а также практически
беззазорное сопряжение винта с гайкой (осевой люфт винта не должен
превышать 0,02—0,003 мм) достигаются изготовлением дорожек
качения с высокой чистотой и точностью, применением стандартных
шариков 2-го и 3-го классов точности, а также селективной сборкой
винтовой пары.
Передача рейка — зубчатый сектор (см. рис. 218) имеет обычно
пять зубьев на секторе 4. Последний изготовляют заодно целое
с валом сошки из стали типа 20Х2Н4А (HRC 56—62). Зубья сектора
выполняют с переменной по длине толщиной, что позволяет осевым
перемещением вала сошки устранять зазор в зацеплении. Средние
зубья рейки и сектора изнашиваются интенсивнее, чем крайние.
Поэтому устранение зазора при среднем положении сошки может
привести к заклиниванию передачи при поворотах. Чтобы не до-
пустить этого, предусматривают увеличение бокового зазора в зацеп-
лении при поворотах вала сошки в обе стороны от среднего поло-
жения.
Необходимое изменение бокового зазора в зацеплении получалось
при выполнении зубьев сектора различной толщины. При этом их
толщина уменьшается к концам зубчатого сектора. Достигается это
путем поворота заготовки в процессе зубонарезания вокруг техноло-
гической оси Oi, смещенной относительно оси О вала сошки к сектору
на расстояние п. Согласно схеме, изображенной на рис. 220, боковой
зазор в передаче
As = 2Аг tga = 2 tga [Гц, — ncosQc ± Vn2cos2fic ф- г& — п~], (171)
где Аг — радиальный зазор; а — угол зацепления; rw — радиус
начальной окружности сектора; Пс — угол поворота вала сошки.
После того как основные размеры передачи определены, согласно
формуле (171) строят график зависимости As (Qc) при различных
336
Рис. 221. График для выбора эксцентриси-
тета д:
/—5 — соответственно при 0,25; 0,5; 1,0; 1,5_н
2,0 мм
значениях п (рис. 221). Определяют
величину эксцентриситета, при ко-
торой зазор As в крайних положе-
ниях сошки превышает наибольшую
величину устраняемого регулировкой зазора между средним зубом
сектора и средней впадиной рейки.
Изменение зазора As может быть достигнуто также путем исполь-
зования различной ширины впадин рейки при одинаковой толщине
всех зубьев сектора. Рейку изготовляют заодно целое с гайкой или
заодно целое с поршнем силового цилиндра усилителя из стали типа
18ХГТ (HRC 56—62).
Расчет винтореечного рулевого механизма. Модуль зацепления
сектора и рейки определяют по общеизвестной методике из услрвий
изгибной прочности, принимая во внимание формулу (56),
о =. Ff>c
" mbw
где Foc = TJrw — сила, действующая на зуб сектора и рейки;
bw — ширина сектора; kF — коэффициент нагрузки, учитывающий
распределение нагрузки между зубьями (неравномерность распреде-
ления по длине контактной линии); ур — коэффициент формы зуба.
Допускаемое напряжение может быть принято (а„1 = 250-4-
4-400 МПа. Контактное напряжение определяется по формуле Бе-
ляева—Герца (52).
Допускаемое напряжение
[(тн ] = 23/7НЛС, МПа.
Значение шага винта р определяют по заданному передаточному
числу Из формул (170), задавшись значением гц,.
По величине шага выбирают предварительное значение диаметра
шарика — (0,54-0,6) р. Полученное значение округляют до
величины, предусмотренной ГОСТ 3722—60 на сортамент шариков,
поставляемых в виде свободных тел качения. Затем выбирают про-
филь канавок винта и гайки в нормальном сечении канала (см.
рис. 219). Наиболее распространенным является полукруговой
профиль, который дает возможность иметь пространство под шари-
ками, служащее резервуаром для смазывания и сбора продуктов
износа. Радиус желоба га у винта и гайки для уменьшения трения
должен быть больше радиуса шариков, и по аналогии с радиально-
упорными подшипниками можно принять га = (0,514-0,53)
Внутренний и внешний диаметры канавок винта di и d и гайки
£>! и D соответственно определяются
di — d0 — 2 (ra — х); d = dr ф- 2/г;
Di~ d0 2 (гп — х); D = Di — 2h,
где h — глубина канавки.
337
Рис. 222. График для определения коэффициента
Причем
h = (0,304-0,35) dm.
к (Смещение х центров профилей кана-
вок относительно центров шариков и сред-
него диаметра винтового канала dQ
х = (гп — сГш/2) cos ак; d0 = р/(л tg 0).
Минимальное целое число шариков в одном витке и необходимое
общее число рабочих шариков
zm = pl(dm sin 0);
ZmX Вос/(^Кш COS 0 Sin CZK),
где 0 — угол подъема винтовой линии; 0 = 10ч-15°; сск — угол
контакта шариков с канавками; ак — 454-60°; X — коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения осевой нагрузки
между шариками; X = 0,84-0,9; — допускаемая нагрузка, дей-
ствующая на один шарик по нормали к поверхности контакта, при
которой обеспечивается длительный срок службы винтошариковой
передачи. Ее определяют из условия контактной прочности шарика
и винта
г \ «ш ' п /
где К — коэффициент, определяемый по графику (рис. 222) в зависи-
мости от отношения приведенных главных кривизн
A!B = 2(dxa- l)ru/2(dm + l)r;
— допускаемое контактное напряжение, которое при твердости
контактирующих поверхностей HRC 58—64 изменяется в пределах
2500—3500 МПа.
Тогда число рабочих витков
Для достижения благоприятного распределения нагрузки между
витками предусматривают 1,5—2,5 рабочих витка. Если требуемое
число рабочих витков ip > 2,5, то для сохранения высокого КПД
применяют два самостоятельных круга циркуляции с равными чис-
лами витков и шариков. По той же причине суммарное число шариков
с учетом обводного канала не должно быть более 60. В противном
случае необходимо взять шарики большего диаметра и расчет по-
вторить.
Радиальный зазор Д (см. рис. 219) не должен превышать 0,02—-
0,03 мм. Он может быть определен из соотношения
A = Di-(2dm-Hd1).
Осевой и радиальный зазор связаны выражением
Cq — (2гп d^j) Д.
338
Рис. 223. Червячно-роликовый рулевой механизм автомобиля ВАЗ-2101:
1 — червяк; 2 — ролик; 3 — кривошип вала сошки; 4 — вал сошки
После компоновки винтореечного рулевого механизма проверяют
прочность и жесткость винта.
Винт находится в сложном напряженном состоянии. В его опасном
сечении (см. рис. 218) действуют напряжения от растягивающей
(сжимающей) силы Foc, изгибающего момента
Ми == Focn + (Focl tg а)/4
и крутящего момента
Т’к = Foe (<4>/2) tg (Р + р^) = Foc (d0/2) tg [₽ + arctg f (dw cos aK)],
где n — расстояние от оси винта до полюса зацепления; I — расстоя-
ние между опорами винта; a — угол зацепления; ан — угол кон-
такта шарика с канавками; р£ — приведенный угол трения; f —
коэффициент трения качения; / = 0,008-j-0,010.
При этом должно соблюдаться следующее условие прочности
винта по эквивалентному напряжению:
a = < [а],
где Ав, — площадь и моменты сопротивления соответст-
венно изгибу и кручению сечения винта по внутреннему диаметру dt
канавки; [о] —допускаемое напряжение, причем [a] < aT/3 (от —
предел текучести материала винта).
Червячно-роликовый рулевой механизм (рис. 223) имеет глобоид-
ный червяк и вращающийся ролик. Червяк 1 называется глобоидным
ротому, что его витки расположены на торовой поверхности. Нагру-
339
Рнс. 224. Схемы червячно-роликовых рулевых механизмов:
а — нарезание червяка; б — расположение ролика относительно червяка; в — соприкосно-
вение одного гребня ролика с витком червяка
зочная способность такой передачи в 1,5—2 раза выше обычной
цилиндрической. Это объясняется одновременным зацеплением боль-
шего числа зубьев и благоприятным расположением линии контакта.
Глобоидальность обусловливает большой угол поворота сошки.
Передача имеет малые потери на трение, так как трение скольжения
заменено трением качения, и в результате этого т)п = 0,77-4-0,82; при
низком значении обратного КПД q0 0,6. Возможно применение
простого способа регулирования зазора в зацеплении смещением
вала сошки вдоль его оси.
Для обеспечения регулирования зазора в зацеплении вал 4
сошки располагают не перпендикулярно плоскости А—А, в которой
происходит зацепление ролика 2 с червяком, а отклоняют на некото-
рый угол а. Поэтому ось ролика по отношению к оси червяка смещена
на А = 5-4-7 мм. При осевом смещении вала 4 изменяется межосевое
расстояние и, как следствие, зазор в зацеплении.
Червяк нарезают при помощи специального инструмента /,
выполненного в виде зубчатого колеса со специальным профилем
режущих кромок зубьев (рис. 224). Плоскость, в которой лежат
режущие кромки, проходит через ось червяка 2; за каждый оборот
заготовки червяка инструмент поворачивается вокруг своего центра
на один и тот же угол и подается в радиальном направлении перпен-
дикулярно к оси червяка.
Рабочие поверхности ролика 3 выполняют коническими.
Если угол подъема винтовой линии глобоидного червяка обозна-
чить у, то передаточное число рассматриваемого рулевого механизма
Црм — 1g То)- (172)
В связи с тем, что окружной шаг червяка постоянный и равен
шагу гребней ролика, а радиус червяка переменный по длине, то
угол у переменный; он постепенно уменьшается от значения уо в гор-
ловом сечении червяка с радиусом г0 к его периферийным участкам.
Условно принимают, что прм — const. В формулу (172) подставляют
среднее значение угла у и соответствующее ему значение радиуса
340
Рис. 225. Схема для определения сил, действующих в чер-
вячно-роликовом рулевом механизме:
1 — червяк; 2 — вращающийся ролик; 3 — ось вала сошки
червяка Под таким же углом устанавливают
и ось ролика относительно оси червяка, что
обеспечивает лучший контакт гребней ролика
с витком червяка.
Из постоянства угла установки оси ролика То
и переменности угла у вытекает невозмож-
ность выполнения беззазорного зацепления во
всем диапазоне перемещений ролика. Зазор наиболее опасен в сред-
нем положении рулевого механизма, когда осуществляется движение
автомобиля с высокими скоростями. Поэтому в конструкциях пре-
дусматривают уменьшение зазора до нуля в среднем положении руле-
вого механизма. Радиус гр1„ начальной окружности кривошипа
с роликом назначают меньшим радиуса гОш начальной окружности
режущего инструмента на п = 2,54-5,0 мм (рис. 224, б).
Следует отметить, что изнашивается в основном горловая часть
червяка, и после уменьшения зазора путем регулировки в средней
части при перемещении ролика в крайние положения может произойти
заедание механизма. Поэтому смещение центра и необходимо и для
обеспечения отсутствия заедания, но в этом случае заданное его
значение будет несоизмеримо меньше указанного выше.
Глобоидный червяк и ролик обладают достаточными прочностью
и жесткостью на изгиб. 11оэтому основное внимание уделяется их
износостойкости и контактной прочности путем ограничения напря-
жения сжатия контактирующих поверхностей, что соответствует
условию
асм = Foc/A < ЗОО-г-500 МПа,
где Гос — сила, действующая вдоль оси червяка; А — площадь
соприкосновения витка червяка с одним гребнем ролика.
Согласно рис. 224, в и рис. 225 имеем
Гос = Гт/tg уо = Гркгрк/(г0 tg уо);
Я = 0,5 [(<pi — slntpiVi -j- (<f2 — slnq'jJ'i
Червяк изготовляют однозаходным из цианируемых сталей 35Х
или ЗОХН. Ролики выполняют с двумя или тремя гребнями из
цементируемых сталей 12ХНЗА Или 15ХМ.
12.4. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
И РАСЧЕТА ГИДРОУСИЛИТЕЛЯ
Усилитель рулевого управления применяют для облегчения труда
водителя и повышения активной безопасности автомобиля. Усилитель
состоит из силового цилиндра, распределителя и насоса. Основные
параметры этих устройств предусмотрены в QCT 37.001.083—76.
341
Насос с бачком и клапанным регулятором подачи выполняют
в виде отдельного агрегата и устанавливают на двигателе.
Наиболее рациональным является совмещение распределителя и
силового цилиндра с рулевым механизмом (рис. 226). Вариант
компоновки усилителя с совмещением распределителя, силового
цилиндра и рулевого механизма имеет ряд существенных преимуществ
(компактность, удобство размещения на автомобиле, минимальная
длина трубопроводов). Однако при таком размещении усилителя все
детали рулевого управления испытывают совместное действие усили-
теля и водителя. Поэтому для автомобилей с большой массой, прихо-
дящейся на управляемый мост, предусмотрено применение другого
варианта компоновки — распределитель встраивают в рулевой ме-
ханизм, а силовой цилиндр устанавливают в рулевой привод. Этот
вариант применяют и для автомобилей с червячно-роликовым руле-
вым механизмом, в который невозможно встроить силовой ци-
линдр.
Усилители должны выполнять следующие функции:
обеспечивать кинематическое следящее действие, характеризую-
щееся пропорциональностью углов поворота управляемых колес
углу поворота рулевого колеса;
создавать силовое следящее воздействие («чувство дороги»),
выражающееся в том, что с увеличением сопротивления повороту
управляемых колес должна возрастать необходимая тангенциальная
сила Fpi< на рулевом колесе;
создавать условия для возможности управления направлением
движения автомобиля в случае его неисправности;
вступать в действие лишь при условии FpK 0,0254-0,10 кН
(в зависимости от типа автомобиля).
Для усилителей рулевого управления основными оценочными
параметрами являются следующие:
показатель эффективности Э =*= FpK(i7/FpKC7, где ГрнСу и ^рксу —
усиление на рулевом колесе при повороте управляемых колес соот-
ветственно без усилителя и при работающем усилителе;
показатель реактивного воздействия р = dFPKC7/dTcn, характери-
зующий способность усилителя обеспечить счувство дороги»;
показатели чувствительности, которыми являются усилие FpKBK
на рулевом колесе и угол £2рввК поворота, соответствующие началу
включения усилителя.
Для существующих конструкций Э = 14-15; р = 0,024-0,05
Н/(Н-м); Ерквк = 204-50 Н; QpBBK = 104-15°.
Силовой цилиндр, скомпонованный совместно с рулевым механиз-
мом, имеет корпус 1, изготовляемый из чугуна КЧ 35-10 (ГОСТ
1215—79) за одно целое с картером рулевого механизма, и поршень 2,
изготовляемый за одно целое с рейкой.
Если силовой цилиндр выполняют в виде отдельного агрегата
(рис. 227), То его корпус 1 отливают из сталей 35, 40 или выполняют из
цельнотянутой трубы. Зеркало цилиндра обрабатывают до чистоты,
когда Ra = 0,324-0,63 при твердости НВ 241—285. Поршень 2
отливают из чугуна СЧ 15.
342
343
Рис. 227. Силовой цилиндр гидроусилителя:
1 — корпус цилиндра; 2 — поршень; 3 — поршневое кольцо; 4 — шток; 5 — уплотнительное
кольцо
Для уплотнения зазора между поршнем и зеркалом цилиндра
используют чугунные, стальные или резиновые кольца 3. Шток 4
поршня изготовляют из сталей 40 или 45. Для повышения надеж-
ности и долговечности уплотнительного кольца 5 шток хромируют и
полируют.
Расчет силового цилиндра выполняют для определения диаметра
Дц цилиндра и хода S поршня, диаметра d штока и толщины t стенки
корпуса цилиндра.
Диаметр рабочего цилиндра D,( можно найти из условия равно-
весия всех сил, действующих на поршень-рейку (см. рис. 226):
^ + ^-^-^ = 0, (173)
где Foc — окружное усилие на секторе, определяемом моментом
сопротивления повороту управляемых колес; F|X — сила трения
поршня о стенки цилиндров; FB — осевая сила давления на поршень
от окружного усилия на рулевом колесе; — давление жидкости
на поршень-рейку.
Таким образом,
F = Тса ’
ос Га^српОрп ’
F» = Frf = Focf tg «;
p pi/pk
D~ dEtg(P + PK) :
FK = ^-(D*-dl)p,
где p — угол подъема оси винтового канала; f — коэффициент тре-
ния поршня о стенки цилиндра; а — угол зацепления зубьев сектора;
dB — диаметр винта; Рк — приведенный угол трения в нарезке винта.
Подставив значение сил в выражение (173) и решив его относи-
тельно £>ц,’ получим
Г4 F тсп(> +Mg«)
|/ пр ( Ги^рпЧрп
2F pi/pn 1
^(Р + Рк) 1
344
Рис. 228. Схема рулевого привода со
встроенным усилителем
Если силовой цилиндр
установлен в рулевом при-
воде и действует, например,
на поперечную тягу (рис.
228), то результат совмест-
ного действия усилителя Fy
и водителя Ер„ рассматривается в виде момента на валу сошки
(см. рис. 212)
TZ~FCOS <ХЩЛ/С//Пр ^рк^ркЦрыЦрм (1-4)
Подставив в (174) вместо Тс его выражение из (165) и решив урав-
нение относительно Еу, получим
р _ '/<-n)jCpilTlpn F ркГрк^Рмйрм
у cosam;(/;//;p)
Полученная сила на штоке усилителя дает возможность определить
диаметр цилиндра, если известно давление в гидросистеме.
При установке силового цилиндра в приводе ход поршня опреде-
ляют графически по эскизной компоновке привода. При совмещении
силового цилиндра с рулевым механизмом ход поршня находят как
длину дуги начальной окружности сектора, соответствующей углу
Йс поворота вала сошки до крайних положений,
, S = (Qc/180°)nr[a.
Толщину стенки корпуса цилиндра t рассчитывают из условий
прочности корпуса при растяжении в поперечной <тг и осевой ог
плоскостях и принимают наибольшую, полученную из уравнений:
г п2 1
Ц 111 От
°Г~Р [ 2 (ОЦГ + и + 11 ’
Г О2 1
где р — давление внутри цилиндра; Е>ц — внутренний диаметр
цилиндра; t — толщина стенки цилиндра; ат — предел текучести
материала корпуса; пт — запас прочности; пт = 3,5-=-5.
Распределитель представляет собой золотниковое устройство,
управляющее потоком рабочей жидкости и состоящее из плунжера
и корпуса. Распределитель включает также центрирующий элемент
и реактивное устройство. Для уменьшения частоты включений при
случайных поворотах управляемых колес ОСТ 37.001.083—76 пред-
писывает встраивать распределитель в рулевой механизм так, чтобы
низкий обратный КПД рулевого механизма вызывал трудности при
достижении обратных воздействий распределителя.
Принцип действия распределителя обусловлен тем, что повороты
рулевого колеса сопровождаются смещением плунжера золотника
12 Лукин п. П. и др. 345
А-А
Рис. 229. Рулевой механизм автомобилей МАЗ со встроенным распределителем гидро-
усилителя:
Б и В — отверстия; Г и И — полости; Д, Е и Ж — расточки; К — зазоры; / — упорная
гайка; 2 — упорный подшипник; 3 — торсион; 4 — плунжер золотника; 5 — втулка; 6 —
вал; 7 — корпус золотинка; 8 — реактивный плунжер; 9 — винт
в ту или иную сторону. Поэтому напорная щель золотника, относя-
щаяся к одной полости силового цилиндра, расширяется, а напорная
щель, относящаяся ко второй полости, сужается. Одновременно слив-
ная щель, относящаяся к первой полости, сужается, а ко второй —
расширяется. В результате этого образуется разность давлений
в обеих полостях.
В усилителе, встроенном в винтореечный механизм (см. рис. 225),
осевое перемещение плунжера обеспечивается осевым зазором Д
в опорном узле винта. Если винт установлен на двух радиально-
упорных подшипниках враспор или используется червячно-ролико-
вый механизм, то из-за отсутствия возможности осевого перемещения
винта (червяка) для смещения золотника применяют дополнительную
винтовую передачу. Подобная конструкция распределителя является
перспективной (рис. 229).
В корпусе 7 золотника имеется три кольцевых расточки Д, Е,Ж_.
Средняя расточка'Е соединена с каналом для подвода рабочей жидко-
сти от насоса, а крайние — с каналами для отвода жидкости в бачок.
В трех реактивных камерах корпуса свободно (с возможностью осе-
вого перемещения) размещены реактивные плунжеры 8.
Золотник 4 закреплен на втулке 5 между упорными подшипни-
ками 2. Втулка 5 со стороны рулевого механизма находится в без-
зазорном шлицевом соединении с винтом 9 (с возможностью осевого
346
перемещения), а с противоположной стороны она винтовым соедине-
нием связана с валом 6. Винт 9 и вал 6 связаны между собой одновре-
менно шлицевым соединением с боковым зазором К и торсионом 3.
Отверстиями Б и В корпус 7 золотника связан со сливной ма-
гистралью.
При нейтральном положении плунжера рабочая жидкость от
насоса поступает к средней расточке Е и через расточки Д и Ж
сливается. Одновременно рабочая жидкость заполняет камеры между
реактивными плунжерами 8 и через отверстия в корпусе золотника,
а затем по трубопроводам поступает в полости силового цилиндра.
При повороте рулевого колеса торсион 3 закручивается в пределах
зазора К, и благодаря винтовому соединению вала 6 и втулки 5 послед-
няя смещается в осевом направлении вместе с золотником 4. Торсион
3 закручивается только в пределах зазора К, и в дальнейшем усилие
передается лишь через шлицевые соединения. В остальном описанный
распределитель действует, как в конструкции, показанной на
рис. 226.
Центрирующие и реактивные элементы распределителя. Центри-
рующие элементы служат для установки плунжера в нейтральное
положение. Обусловленная этим сила Fo соответствует началу
включения усилителя. Реактивные элементы предназначены для
создания у водителя «чувства дороги». В принятых конструкциях
распределителей центрирующими элементами, выполняющими одно-
временно реактивные функции, являются реактивные плунжеры,
распираемые пружинами и рабочим давлением жидкости или только
давлением жидкости.
12.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОГО
НАТЯГА ПРУЖИН И ДИАМЕТРА РЕАКТИВНЫХ
ПЛУНЖЕРОВ
Момент на рулевом колесе уравновешивается реактивным мо-
ментом распределительного устройства
^ркгрк = z 4----Р 4*с Asj tg (Р 4" Рк). (175)
где Рп — предварительная затяжка пружины плунжера; z — число
плунжеров; с — жесткость одной пружины плунжера; As — ход
золотника; dn — диаметр плунжера.
Предварительную затяжку пружин р° выбирают из условия обес-
печения силы, при которой включится усилитель, FpK = 25-? 100 Н.
При начале включения усилителя As = 0 и р = 0. Тогда из
уравнения (175)
р° = zrpKrpK
^вг^(Р + Рк)‘
Из уравнения (175) видно, что сила на рулевом колесе пропор-
циональна давлению р, действующему в силовом цилиндре. В то же
12* 847
(большее значение соответствует
Рис. 230. Рабочая характеристика гид-
роусилителя автомобиля «Урал-375»:
/ и 2 — момент и а рулевом колесе соответ-
ственно с усилителем и без усилителя;
3 — изменение давления р в рабочем ци-
линдре; 4 — показатель эффективности
действия усили ел я
время давление зависит от мо-
мента сопротивления повороту
управляемых колес, что обе-
спечивает «чувство дороги».
Диаметры плунжеров вы-
бирают таким образом, чтобы
сила FPK П1ах на рулевом колесе
при достижении полного дав-
ления в силовом цилиндре
Ршах не превышала 100—150 Н
грузовым автомобилям):
2fpn щахгрк
4‘й (Р + Рк)
— /?п — С As
Зависимости, характеризующие рабочий процесс усилителя,
можно изобразить графически (рис. 230). Такой график называют
рабочей характеристикой усилителя. На стадии проектирования эту
характеристику строят по результатам расчетов и оценивают на
основании статистических данных.
Без усилителя момент на рулевом колесе 7"р1( прямо пропор-
ционален моменту Тсп сопротивления повороту управляемых колес.
При наличии усилителя до точки а усилитель не работает, и усилие
на рулевом колесе пропорционально Тсп. В точке а включается
в работу усилитель, и усилие на рулевом колесе увеличивается лишь
в такой мере, чтобы вызвать у водителя «чувство дороги». В точке Ь
возможности усилителя исчерпаны, и дальнейшее преодоление сопро-
тивления повороту осуществляется за счет резкого увеличения уси-
лия на рулевом колесе водителем.
В соответствии с характером изменения усилия на рулевом колесе
изменяется показатель эффективности 3; вначале он равен единице,
затем интенсивно возрастает. В конце, в связи с ограниченными
возможностями усилителя, Э падает.
Производительность насоса, питающего гидроусилитель, должна
быть такой, чтобы силовой цилиндр обеспечивал поворот управляе-
мых колес автомобиля с большей скоростью, чем это может сделать
водитель. В противном случае при быстрых поворотах усилитель
создает дополнительное сопротивление. Для выполнения этого
условия необходимо соблюдать неравенство
<2Поб(1-Д)>
где Q — расчетная производительность насоса; т]Об — объемный КПД
насоса; т]об = 0,754-0,85; Д — коэффициент утечки; Д == 0,054-
348
4-0,10; ds/dt— скорость перемещения поршня рабочего цилиндра;
D, — диаметр рабочего цилиндра.
Для усилителя, показанного на рис. 226,
ds/dt = га/впрк tg р,
где прк — максимально возможная частота вращения рулевого ко-
леса.
Для легковых автомобилей прк = 1,54-1,7’об/с, а для грузовых
прк = 0,54-1,2 об/с. Тогда производительность насоса для питания
усилителя
л2Р^впрк tg р
4 (1 — Д)т]0б
Следует отметить, что для привода насоса гидроусилителя затрачи-
вается от 2 до 4 % мощности основного двигателя.
12.6. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ ПОВЫШЕННОЙ
БЕЗОПАСНОСТИ
Статистические данные по дорожно-транспортным происшествиям
и результатам испытаний автомобилей методом столкновения пока-
зывают, что рулевое колесо, рулевая колонка и рулевой механизм
являются первоисточниками травмирования водителя при фронталь-
ном столкновении. Поэтому в соответствии с отраслевым стандартом
ОСТ 37.001.002.70 рулевое управление считается безопасным, если
при испытании методом столкновения при скорости 48,3 км/ч верхняя
часть рулевой колонки и рулевого вала не перемещаются более чем
на 127 мм по отношению к недеформированной точке, а также при
ударе со скоростью 24,1 км/ч усилие на рулевую колонку не превы-
шает 11,35 кН.
На рис. 231 приведены элементы рулевых управлений, уменьшаю-
щие перемещения рулевого колеса и поглощающие энергию удара.
Рассмотрим конструкцию травмобезопасного элемента рулевого
управления, в котором соединительная муфта выполнена из прорези-
ненной ткани (см. рис. 231, б). При аварийных нагрузках на рулевой
вал эластичная муфта деформируется, смягчая силовое воздействие и
обеспечивая относительное перемещение в пределах упругих дефор-
маций соединительных деталей. При тяжелых аварийных столкно-
вениях в соприкосновение входят скосы фланцев. Предельное значе-
ние осевой силы определяется прочностью материала муфты
Fa = Fr tg а — aotbkYk.fin tg a,
где Fr — радиальная сила; a0 — ширина живого сечения; t —
толщина прокладки; 6 — число прокладок в эластичной муфте;
ki и k2 — коэффициенты, учитывающие неодновременность разрыва
прокладок и нарушение целостности нитей на краю опасного сечения;
— 0,85, k2 = 0,80; а — угол скоса; ав — напряжение растяжения,
для прорезиненной многослойной ткани «бильтинг» ав = 5,5 МПа.
По заданной предельной силе можно определить необходимые
размеры эластичной муфты и угол скоса.
349
г)
Рис. 231. Элементы рулевых управлений повышенной безопасности:
а — рулевое колесо облицованным ободом н перфорированным цилиндром; б — рулевой
вал с соединительной муфтой конструкции ГАЗ; в — эиергопоглощаклцее устройство
На рис. 231, в представлена конструкция рулевой колонки,
состоящей из верхней и нижней частей, запрессованных в трубу,
имеющую по два ряда выдавок с обеих сторон. Рулевой вал составной
(со шлицевым соединением). Расчет соединения сводится к определе-
нию необходимого натяга Д между трубами, обеспечивающего задан-
ную силу запрессовки,
А _ Г / ! ^-В \
4л£ \ Лт ' hT / ’
где тв — число взаимно уравновешенных радиальных сил или число
выдавок в трубе; F, — силы нормального давления в точках контакта
между трубами в рассчитываемом сечении; и >.в — коэффициенты
соответственно для наружной и внутренней труб.
Причем _______________
>,= '/з(1-
*. = ‘/3(1-^
350
здесь RH и RB — средние радиусы соответственно наружной и
внутренней труб; hT — толщина трубы.
Осевое усилие на рулевой колонке ограничивается усилием
запрессовки одной трубы в другую; следовательно,
Fa = Frf,
где f — коэффициент трения между обработанными поверхностями
труб без смазочного материала.
Повышению пассивной безопасности способствует применение
рулевого колеса с ободом 1, облицованным мягким материалом и
утопленной ступицей с предохранительной мягкой накладкой (см.
рис. 231, а). Рулевое колесо «тюльпанного» типа с точки зрения
безопасности конструкции должно иметь две спицы, расположенные
не диаметрально противоположно, а под углом 140—160° и накло-
ненные к плоскости обода на угол не менее 20°.
Глава 13 РАМА. КУЗОВ
13.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рама служит остовом, на котором закреплены двигатель, агрегаты
трансмиссии, системы управления, ходовая часть и кузов автомобиля.
Она должна обладать достаточной жесткостью, чтобы под действием
инерционных и реактивных нагрузок относительное расположение
укрепленных на ней механизмов оставалось неизменным, а деформа-
ции кузова были минимальными.
Назначение кузова — защита водителя, пассажиров и багажа или
перевозимого груза от воздействия внешних факторов, обеспечение
сохранности груза при его перевозке, комфортабельности для
водителя и пассажиров, защита их при дорожно-транспортных
происшествиях.
Кузов грузового автомобиля состоит из кабины и отдельной
платформы для груза. Вместо универсальной платформы применяют
также специализированные кузова — фургон, цистерну и т. д.
Несущая система. Кузова, главным образом легковых автомоби-
лей и автобусов из-за их относительно больших размеров по высоте и
ширине, обладают значительной изгибной и крутильной жесткостью,
влияющей на общую жесткость автомобиля.
Рама вместе с укрепленным на ней кузовом образует несущую
систему автомобиля. В зависимости от собственной жесткости кузова
и податливости соединения его с рамой несущая система может пред-
ставлять собой раму; раму и кузов, соединенные между собой через
упругие прокладки; раму и кузов, жестко связанные между собой
без упругих прокладок или соединенные сваркой; несущий кузов
(при отсутствии рамы как таковой).
Доля жесткости кузова в общей жесткости автомобиля изменяется
от 0 до 100 %; для легковых автомобилей она составляет 30—65 %.
Примером несущей системы, при которой общая жесткость автомо-
биля определяется только жесткостью рамы, могут служить грузовые
автомобили, оборудованные опрокидываемой платформой и откиды-
вающейся кабиной, в которых соединение платформы и кабины с ра-
мой не может быть достаточно жестким, а кабина имеет относительно
небольшую длину.
Несущий кузов при отсутствии рамы как таковой обеспечивает
минимальную массу легкового автомобиля или автобуса. Однако
при раздельном выполнении рамы и кузова создается возможность
получить ряд преимуществ: снизить уровень внутреннего шума
введением упругих подушек в местах крепления кузова и рамы;
создавать на базе одного шасси автомобили с разными типами ку-
зовов и расчленить и упростить процесс сборки автомобиля.
352
Рис. 232. Схема для определения нагрузок, действующих на несущую систему авто-
мобиля:
а — на ровной горизонтальной дороге; б — при подъеме одного колеса неровностью дороги
Несущие кузова получили распространение на легковых автомо-
билях с колесной базой менее 2600—2800 мм и сухой массой менее
1350—1450 кг. Несущая система легкового автомобиля должна
быть достаточно жесткой для того, чтобы исключить возможность
разрушения ветрового стекла и стекла заднего окна от перекоса при
одностороннем подъеме передней или задней части автомобиля домкра-
том; заклинивания дверей и крышки багажника в проемах при
упомянутых выше перекосах, так как зазоры в проемах из-за необхо-
димости их уплотнения не могут быть выполнены произвольно
большими, и ослабления соединений и появления скрипов
Аналогичными соображениями руководствуются при создании
кабин грузовых автомобилей. Вследствие низкой крутильной жест-
кости рам грузовых автомобилей кабину делают достаточно жесткой,
а соединение ее с рамой — податливым.
Нагрузки, действующие на несущую систему. Нагрузки, при-
кладываемые при медленном движении автомобиля к его несущей
системе через переднюю и заднюю подвески, складываются из на-
грузок для неподвижного автомобиля, стоящего на горизонтальном
ровном участке дороги, и дополнительных нагрузок, возникающих
при подъеме одного из колес на неровности дороги.
Если центр массы автомобиля лежит в плоскости симметрии
(рис. 232, а), то нагрузка на колеса правой и левой стороны будет
одинаковой:
Run = Rm = 0,5шо£ (b/L)-
R«n = Rb.’< = 0,5mag (a/L).
где ma — масса автомобиля; a \\ b — расстояния or центра массы
автомобиля соответственно до осей передних и задних колес; L —
база автомобиля. При этом несущая система будет нагружаться
симметричными усилиями, вызывающими ее изгиб.
Когда одно из колес, например переднее левое, будет поднято
неровностью дороги относительно остальных (рис. 232, б), то оно
получит дополнительную нагрузку, а нагрузка на противоположное
ему правое колесо соответственно уменьшится. При этом на на-
грузку, действующую на колеса автомобиля, стоящего на горизон-
тальном и ровном участке дороги, будет накладываться крутяци
момент относительно продольной оси, который уравновешивается
моментом, создаваемым нагрузкой, приходящейся на задние колеса.
Если принять несущую систему абсолютно жесткой, то случаю
отрыва колеса от поверхности дороги будет соответствовать высота
неровности
где /шп. /шз — прогиб шин соответственно передних и задних колес;
fvn, /рз — прогиб рессор соответственно передней и задней подвесок;
Вп, В3 — колея колес соответственно передних и задних; Sn, S3 —
колея рессор соответственно переднего и заднего мостов.
Если несущая система не является абсолютно жесткой и закручи-
вается на длине базы на угол ф, то высота неровности
= /шп + /рп + Вп + ф) •
Если заменить в этом выражении значения деформаций на жестко-
сти и соответствующие силовые факторы
/ш = /р = RB/(cpS);
ф = ^6/(^2)
(сч> — угловая жесткость несущей системы), то получим
(i76)
Чип срп \ cni3t>3 CpaSg )
Если h0, рассчитанное по формуле (176), будет меньше или равно
некоторому значению h' неровности, зависящему от качества и
состояния дороги, то крутящий момент в несущей системе
Т = 0.5RB,
где R и В — соответственно нагрузка, приходящаяся на менее
нагруженный из мостов, и значение соответствующей колеи.
Если же h0 будет больше h', то не будет происходить отрыва
колеса от дороги, и крутящий момент в несущей системе
Т = 0,5RBh'/hu.
Высоту неровности h при расчетах следует принимать для легко-
вых автомобилей равной ±20 см, а для грузовых ±30 см.
Для автомобилей с жесткой на кручение несущей системой при
мягких подвеске и шинах (легковые автомобили и автобусы) член
Bn/(2cq)) уравнения (176) пренебрежимо мал, и неровности дороги
в основном компенсируются за счет деформации шин и подвески. При
этом может иметь место случай, когда Т = 0,5RB. В случае податли-
вой на кручение несущей системы при относительно жесткой подвеске
(грузовые автомобили) Вп/(2с9) во много раз больше, и неровности
дороги в основном компенсируются за счет податливости несущей
системы. При этом случай Т — 0.5RB обычно не может иметь места.
На основе изложенного различают два принципиально отличных
типа несущих систем: жестких и податливых на кручение.
354
Для наиболее обычного случая, когда нагрузка на передний мост
меньше, чем на задний, и переднее левое колесо будет поднято неров-
ностью дороги, нагрузки на колеса при жесткой на кручение несущей
системе (Т = О,57?В) составят:
/?пп = 0;
п Ь
Run — maS £ ’
Ran = ~2Г s(a^-b ’
^зл = ~2Г ё ( а ~ Ь ’
а при податливой на кручение несущей системе [Т = О,57?В (h'lh0)]:
7г,л=_Г'гт(“ —
Во время движения автомобиля по неровной дороге в результате
динамического воздействия нагрузки на колеса увеличиваются,
однако участки плохой дороги и высокие неровности водитель пере-
езжает с низкой скоростью. Поэтому вертикальные ускорения подрес-
соренной части автомобиля в самых неблагоприятных условиях не
превышают 2,5g", а закручивающий момент для автомобиля полной
массы равен m&gbBaIL2.
Выведенные выше соотношения для зависимых подвесок приме-
нимы и для независимых подвесок, если вместо колеи рессор S
использовать колею В и соответственно пересчитанные значения
жесткости ср упругих элементов.
Крутильная и изгибная жесткости несущей системы. Способ-
ность несущей системы сопротивляться действующим на нее рабочим
нагрузкам характеризуется при изгибе значением максимального
прогиба, а при кручении — углом закручивания на длине базы.
Однако полученные в результате расчета или испытания на стенде
максимальный прогиб и угол закручивания на длине базы не могут
быть использованы для сравнения данной несущей системы с несу-
щими системами других автомобилей, имеющих другую базу и иную
номинальную нагрузку. Поэтому введены понятия крутильной и
изгибной жесткостей и удельных жесткостей.
Крутильная жесткость представляет собой крутящий момент,
необходимый для закручивания системы на единичный угол на длине
базы автомобиля, или отношение крутящего момента к полученному
углу закручивания на длине базы. Единица измерения крутильной
жесткости Н-м/°.
355
Изгибная жесткость представляет собой нагрузку, необходимую
для изгиба системы для получения единичной стрелы прогиба, или
отношение нагрузки к вызванному максимальному прогибу. Единица
измерения изгибной жесткости Н/мм.
Удельная крутильная жесткость соответствует GJK для закручи-
ваемого стержня и представляет собой крутящий момент, необходи-
мый для закручивания участка системы единичной длины на единич-
ный угол, или отношение крутящего момента к полученному углу
закручивания на длине базы автомобиля, умноженному на базу.
Единица измерения удельной крутильной жесткости Н-м2/°.
Удельная изгибная 'жесткость соответствует EJ для балки и
представляет собой нагрузку, необходимую для изгиба участка си-
стемы единичной длины для получения единичной стрелы прогиба,
или отношение нагрузки к полученному максимальному прогибу,
умноженному на базу в третьей степени (прогиб балки прямо про-
порционален третьей степени длины пролета). Единица измерения
удельной изгибной жесткости Н-м3/мм.
При создании несущей системы стремятся обеспечить необходи-
мую степень жесткости (или податливости) и срок службы, не мень-
ший срока службы автомобиля в целом при минимальной массе
системы.
13.2. РАМЫ
Конструкция рам легковых автомобилей. В связи с тенденцией
снижения высоты легковых автомобилей применяют преимущественно
периферийные и Х-образные рамы, позволяющие опустить уровень
пола ниже верхней плоскости рамы во всех необходимых местах.
В случае использования лестничных рам для понижения уровня
пола высоту сечения их лонжеронов в необходимых местах уменьшают
за счет увеличения ширины.
Периферийная рама показана на рис. 233, а. На виде
сверху в средней части она расширена, а по концам сужена; расстоя-
ние спереди между лонжеронами определяется колеей и максималь-
ным углом поворота передних колес, а сзади — колеей задних колес.
Лонжероны соединены несколькими поперечинами. Передние «плечи»
лонжеронов помещаются впереди наклонной части пола, в зоне пере-
городки моторного отсека, а задние — под подставкой заднего
сиденья. «Плечи» могут быть выполнены как отдельные детали, соеди-
ненные сваркой с передними, средними и задними частями лонжеро-
нов, или могут быть отштампованы вместе с лонжеронами.
На виде сбоку периферийная рама, как и другие типы рам легко-
вых автомобилей, имеет выгибы в зонах передних и задних колес,
чтобы обеспечить перемещение нижних рычагов передней и задней
независимых подвесок или неразрезной балки заднего моста. При
применении периферийной рамы ширина и высота туннеля для кар-
данного вала' и труб системы выпуска газов минимальные, однако
ширина порогов больше, чем при использовании рам других типов.
Х-образная рама (рис. 233, б) представляет собой
короткую трубу, лежащую в плоскости симметрии автомобиля и
356
Рис. 233. Рамы легковых автомобилей:
а — периферийная б — Х-образиая; в — лестничная
357
,, . Рис. 234. Сечения основания кузова при
!Lj;'' рамах различного типа;
7,J а — периферийной; б — Х-образной; в — лест-
У иичной; 1 — туннель; 2 — пол; 3 — порог; 4 —
ц лонжерон рамы
переходящую спереди и сзади в
вилки, служащие спереди для раз-
мещения силового агрегата, а сза-
ди — заднего моста. Карданный
вал проходит внутри трубчатой
части рамы. Концы передней] и
задней вилок соединены несколь-
кими поперечинами, используе-
мыми для установки передней и задней подвесок. Трубчатая часть
рамы расположена в зоне ног пассажиров, сидящих на заднем си-
денье, и не препятствует понижению уровня пола по сторонам от
нее._При Х-образной раме ширина и высота туннеля большие, а ши-
рина выступающих порогов относительно небольшая, хотя по
соображениям безопасности в случае дорожных происшествий тре-
буется обеспечение определенных жесткости и прочности порогов.
Лестничная рама (рис. 233, в) состоит из двух парал-
лельных лонжеронов, соединенных между собой несколькими попере-
чинами. Для уменьшения высоты пола в необходимых местах высоту
лонжеронов и поперечин уменьшают путем увеличения ширины.
При лестничной раме высота уровня пола над поверхностью дороги
не будет минимальной, туннель имеет очень небольшие высоту и
ширину, а выступающие пороги могут отсутствовать.
Для сравнения на рис. 234 представлены сечения по основаниям
кузовов для трех типов рассмотренных рам. В отношении собственной
массы рамы всех трех типов примерно равноценны, если рассматри-
вать их вместе с кронштейнами крепления кузова.
Независимо от типа рамы по крайней мере две поперечины:
одну, расположенную примерно в плоскости оси передних колес,
а другую — в плоскости оси задних колес — выполняют с большой
крутильной жесткостью. Для получения необходимой крутильной
жесткости основные несущие элементы рам — лонжероны, попере-
чины с большой крутильной жесткостью и «плечи» — имеют закрытые
сечения и состоят из двух штамповок корытообразного профиля,
вставленных одна в другую с разъемом в вертикальной плоскости и
соединенных дуговой сваркой.
Элементы рам, не предназначенные для передачи крутящего
момента, — поперечина, служащая для крепления силового агрегата,
концы лонжеронов за основными поперечинами и т. п. — представ-
ляют собой штамповки открытого корытообразного профиля.
При применении закрытых сечений несущие элементы соединяют
дуговой сваркой.
Конструкция рам грузовых автомобилей. На грузовых автомоби-
лях почти исключительно применяют рамы лестничного типа
(рис. 235), состоящие из параллельно расположенных штампованных
358
Рис. 235. Лестничная рама грузового автомобиля
лонжеронов открытого корытообразного профиля с обращенными
внутрь полками и соединяющих их поперечин. Сечение лонжерона
имеет наибольшие высоту и ширину полок в средней части рамы, ко-
торые уменьшаются в переднем и заднем концах рамы в соответствии
с эпюрой изгибающих моментов. При этом верхняя полка лонжерона
на виде сбоку обычно выполняется ровной по всей его длине, иногда
с местными понижениями в необходимых местах. Ширину рамы по
возможности делают постоянной по всей длине. Согласно установив-
шейся практике она принимается равной 865+18 мм (см. рис. 7).
Унификация рам по ширине позволяет обеспечить взаимозаменяе-
мость передних и задних мостов, поперечин, кабин и т. д. Кроме
того, при постоянной ширине рамы упрощается штамповка лонжеро-
нов и в лонжеронах не возникает дополнительных крутящих момен-
тов. В особых случаях, чтобы не выйти за пределы установленной для
автомобилей габаритной ширины (2,5 м), ширину рамы в передней
или задней ее части иногда приходится делать меньше указанной
выше величины.
Наряду со штампованными из листа лонжеронами на грузовых
автомобилях особо большой грузоподъемности в качестве лонжеронов
по технологическим и экономическим соображениям применяют про-
катные профили — швеллеры. Масса таких лонжеронов больше, чем
у лонжеронов, штампованных из листового материала, но механиче-
ские качества материала катаного профиля несколько выше, чем
листового.
Положение поперечин по длине рамы зависит от размещения
агрегатов шасси, кабины, платформы и т. д. Преимущественно при-
меняются податливые на кручение поперечины открытого профиля,
изготовленные методом штамповки из листового материала. В некото-
рых случаях для обеспечения минимально необходимой жесткости
рамы на кручение применяют поперечины закрытого профиля,
обычно из круглых труб. Сечение поперечин определяется как воспри-
359
2
1
Рис. 236. Примеры соединений заклепками поперечин различною сечения с лонже-
ронами:
1 — поперечина; 2 — лонжерон
нимаемыми ими нагрузками, так и удобством крепления поддержи-
ваемых ими агрегатов.
Для повышения жесткости рамы против диагональных деформа-
ций в горизонтальной плоскости места присоединения поперечин
к лонжеронам усиливаются косынками или раскосами.
В рамах грузовых автомобилей поперечины обычно присоединяют
к лонжеронам с помощью заклепок. Примеры таких соединений
показаны на рис. 236. Заклепочные соединения достаточно податливы
и способствуют выравниванию напряжений, что имеет большое
значение для податливых на кручение несущих систем.
Материалы, применяемые для рам. Материал для рам легковых
и грузовых автомобилей должен обладать следующими свойствами:
достаточно высокими пределами текучести и выносливости, низкой
чувствительностью к концентраторам напряжения, хорошей штампуе-
мостью в холодном состоянии, свариваемостью (для клепаных рам
это имеет значение при выполнении ремонтных операций) и невысо-
ким содержанием дефицитных легирующих материалов. Таким
требованиям удовлетворяют мало- и среднеуглеродистые низколеги-
рованные стали.
Для рам легковых автомобилей применяют углеродистую кон-
струкционную сталь 20, кроме наиболее сложных поперечин и крон-
штейнов, для которых используют сталь 08 для глубокой вьпяжки
Лонжероны и поперечины изготовляют из листового материала
толщиной 3,0—4,0 мм.
Для рам грузовых автомобилей применяют мало- и среднеуглеро-
дистые и низколегированные стали 25, ЗОТ, 15ГЮТ и т. д., при
необходимости со специальной термообработкой, что позволяет ис-
пользовать более высокие напряжения в элементах рамы и тем самым
уменьшить ее массу. Например, применительно к стали ЗОТ нормали-
зация повыша'ёт временное сопротивление разрыву от 450 МПа
в состоянии поставки (НВ 156) до 480 -620 МПа (НВ 170), т. е. на
6,5—38 %. Лонжероны изготовляют из листового материала толщи-
ной 5—9 мм в зависимости от грузоподъемности автомобиля.
360
Задачи расчета рам при жесткой и податливой на кручение несу-
щей системе. Для легковых автомобилей с жесткой на кру-
чение несущей системой задача расчета за-
ключается в следующем.
1. В определении прогибов рамы под действием номинальной
нагрузки (симметричное нагружение). При этом прогибы не должны
превышать некоторых значений, обеспечивающих сохранность и
исправное действие частей кузова, и установленных при стендовых
испытаниях рамы испытанного в эксплуатации автомобиля-прото-
типа.
2. В вычислении углов закручивания рамы при определенном
значении крутящего момента, действующего на участке между
поперечными плоскостями осей передних и задних колес (кососим-
метричное нагружение). Углы закручивания не должны превышать
значений, обеспечивающих сохранность и исправное действие частей
кузова, и установленных при стендовых испытаниях рамы автомо-
биля-прототипа.
Выбор в качестве расчетной нагрузки силы тяжести пассажиров,
а не силы тяжести кузова в сборе и полезной нагрузки объясняется
тем, что деформации несущей системы от силы тяжести собственно
кузова, в частности проемов дверей и окон, могут быть учтены и
компенсированы при изготовлении кузова и установке его на раму,
поэтому необходимые зазоры в проемах дверей и окон определяют
только силой тяжести пассажиров. Так как зависимость между
деформациями и крутящим моментом линейная, то значение расчетной
нагрузки несущественно. Однако несущие системы легковых автомо-
билей большего и высшего классов принято испытывать при крутя-
щем моменте 3 кН-м, что обеспечивает достаточную точность резуль-
татов и предупреждает возможность превышения предела упругости
и искажения конечных результатов.
Для грузовых автомобилей с податливой на круче-
ние несущей системой задача расчета заключается
в следующем.
1. В определении напряжений, которые будут возникать в эле-
ментах рамы при движении автомобиля с полной нагрузкой по
ровной дороге с мелкими неровностями (симметричное нагружение)
с достаточно высокой скоростью, когда нужно учитывать динамиче-
ское воздействие нагрузок.
2. В вычислении напряжений, которые будут возникать в элемен-
тах рамы при низкой скорости движения автомобиля с полной
нагрузкой, когда одно колесо менее нагруженного моста перекатыва-
ется через неровность высотой 30 см (кососимметричное нагружение).
Для того чтобы не только оценить общую податливость рамы и
действующие в ней напряжения, но и выявить опасные места резкого
изменения деформаций и напряжений и темп их изменения по длине
рамы, значения прогибов, углов закручивания и напряжений следует
рассчитывать для ряда поперечных плоскостей, проходящих через
характерные точки (места присоединения поперечин, изменения
высоты или ширины сечения лонжерона, приложения нагрузок и
361
Рис. 237. Схема деформации рамы под действием сил, приложенных в плоскостях
осей передних и задних колес при кососимметричном нагружении:
I—V — поперечины, 1—4 — участки лонжеронов
т. д.). Результаты расчета целесообразно представлять в виде эпюр
прогибов, углов закручивания и напряжений по длине рамы.
Для расчета раму принимают плоской, лонжероны и поперечины
заменяются стержнями. Углы в соединениях рамы принимают жест-
кими. Считают, что стержни, заменяющие элементы рамы, имеют
постоянные моменты инерции на всей длине между узлами (или ха-
рактерными точками), для чего предварительно найденные значения
моментов инерции соответствующим образом осредняют.
Расчет на симметричное нагружение (изгиб) простейшей лестнич-
ной рамы заключается в определении прогибов и напряжений в лонже-
ронах, представленных в виде элементарной балки.
При расчете на кососимметричное нагружение (кручение) рама,
состоящая из двух лонжеронов, связанных несколькими поперечи-
нами, будет представлять собой статически неопределимую систему.
Силовые факторы, действующие в элементах статически неопредели-
мой системы (и углы закручивания), могут быть определены различ-
ными методами, излагаемыми в курсах сопротивления материалов,
которые связаны с громоздкими и трудоемкими вычислениями.
Однако при некоторых допущениях расчет может быть значительно
упрощен. Если предположить, что деформации изгиба в элементах
рамы малы по сравнению с деформациями кручения, то можно вос-
пользоваться следующим приближенным методом.
На рис. 237 представлена схема лестничной рамы, нагруженной
силами R, приложенными в плоскостях осей передних и задних ко-
лес. Как следует из схемы, значение угла закручивания всех попе-
речин одинаково. Кроме того, отношение угла закручивания к еди-
нице длины для поперечин и лонжеронов также одинаково. Поэтому
крутящие моменты в отдельных элементах рамы пропорциональны их
жесткости на кручение, т. е.
ТУ-Тц'-.. ,:Tv:Ti:T2-- .'.Т\ = JKi'JKir- 'Jkv'Jki'Jkz'- • Л4. (177)
где Тх, Ти ... — крутящий момент в поперечинах I, II ...; JKl,
JKlI ... — момент инерции при кручении сечения поперечин I,
II ...; 7\, Т2 — крутящий момент в лонжероне, действующий между
поперечинами I и II, II и III ...; JK1, JK.? — момент инерции при
кручении сечения лонжерона между поперечинами I и II, II
и III ...
362
Рис. 238. Силовые факторы, действую-
щие в раме при кососимметричном на-
гружении
Если рассечь раму по пло-
скости симметрии (рис. 238), то
влияние ближней отброшенной
части может быть представлено
крутящими моментами и по-
перечными силами, действу-
ющими в плоскости сечения.
Составим уравнение равновесия моментов внешних сил относи-
тельно крайней правой поперечины /
RL — (Тi -|- Ти -|- 7'ш -|- 7\v + Tv) ф- Qn/i — Qni (li Ц- /2) —
— Qiv (h + /2 + h) — Qv (A + 4 + + /4) = 0.
Выразим все силовые факторы через Тг — крутящий момент
в поперечине /. На основании зависимостей (177) можно написать
/т. лт. К11 'Т'’ гту ^кШ .
j II = 1 I —г- , 1 III = 1 I—7-> • • •
jkI J kI
T2 = Ti^~; . . .
JkI JkI
n 27\ _ 2Tj jK1
Cl—V
n _ 2(Т2-Л)_ 27,
Qu —--------= —т— («iK2 — JKi),. ..
C CJKI
(178)
Отсюда получаем
т RLJ*'
I n=V m—i
7кп+-^- (Jivnlm)
n=I tn—1
где n — число поперечин; m — число участков между поперечинами.
Таким образом, располагая значениями моментов инерции при
кручении, можно рассчитать крутящий момент Тт в поперечине /,
а потом, используя зависимости (178), найти крутящие моменты
в остальных элементах рамы.
При расчете на изгиб рамы податливой на кручение силу тяжести
агрегатов, имеющих несколько точек опоры, распределяют по этим
опорам с учетом их расположения относительно центра массы агре-
гата. Силу тяжести платформы с номинальным по величине грузом
принимают равномерно распределенной по длине платформы и пере-
даваемой на раму в виде сосредоточенных сил в местах расположения
поперечин основания платформы. Силу тяжести самой рамы вместе
с присоединенными к ней кронштейнами учитывают при расчете,
причем раму разделяют на отдельные участки, для которых осевой
момент инерции сечения лонжерона может быть принят постоянным.
363
13.3. КУЗОВА
Конструкция кузовов легковых автомобилей. Кузов легкового
автомобиля выполняет две функции: образует закрытое пространство
для размещения водителя, пассажиров и багажа и целиком или
частично, при наличии рамы, выполняет функции несущей системы
автомобиля.
Кузов можно представить состоящим из двух частей: верхней или
собственно кузова, образующего полезно используемое простран-
ство, и нижней — основания, включающего в себя панель пола и
образующего вместе с порогами, усилителями и рамой (при ее нали-
чии) базу для крепления силового агрегата и ходовой части. Соедине-
ние верхней и нижней частей кузова может быть неразборным (свар-
кой или с помощью заклепок) или разборным (посредством болтов).
Верхняя часть в основном состоит из каркаса и облицовочных
панелей. В зависимости от использования облицовочных панелей
в качестве несущего элемента кузова делят на каркасные, скелетные
и оболочковые.
Каркасные кузова представляют собой каркас из
стержней закрытого или коробчатого открытого профиля сечения;
к каркасу прикреплены облицовочные панели из легкого сплава или
пластмассы.
Скелетные кузова представляют собой дальнейшее
развитие каркасных кузовов. В кузовах, выполненных по скелетной
схеме, нагрузки передаются наружной оболочкой и каркасом из
стержней закрытого или открытого профиля. Скелетная схема не
допускает применения разных материалов для каркаса и оболочки.
Оболочковые кузова образуются из наружной и
Рис. 239. Типовые сечения основных элементов каркасных и оболочковых кузовов:
а — наддверной балки; б — средней стойки; в — стойки ветрового окна; г — надоконной
балки ветрового окна; д — порога
364
2
Рис. 240. Типовые схемы ос-
нований несущих кузовов:
1 и 3 — продольные балки; 2 —
пороги
внутренней оболочек, которые соединяют так, чтобы они по возмож-
ности работали совместно. Такой кузов выполняют преимущественно
из больших штамповок с малой кривизной с соответствующими флан-
цами, позволяющими при помощи сварки образовывать замкнутые
сечения.
На рис. 239 даны типовые сечения основных элементов каркасных
и оболочковых кузовов: наддверных балок, средних стоек, стоек
ветрового окна и надоконных балок ветрового окна, а также порогов.
На рис. 240 показаны типовые конструктивные схемы оснований
для автомобилей с несущими кузовами, выполненных по классиче-
ской компоновочной схеме с передним расположением двигателя и
приводом на задние колеса.
В схеме (рис. 240, а) применено подобие рамы из двух продольных
балок закрытого сечения, приваренных к панели пола и выступаю-
щих за перегородку моторного отсека. Продольные балки соединены
с порогами поперечными усилителями и кронштейнами.
В схеме (рис. 240, б) жесткость панели пола увеличена за счет
соединения с передними продольными балками, которые заканчива-
ются у средней поперечины, и с задними балками, которые начина-
ются от поперечины, расположенной в зоне подставки заднего си-
денья. Жесткость в средней части несущей системы обеспечивают
пороги, связанные с передними и задними продольными балками.
Основание (рис. 240, е) может быть названо несущим полом,
жесткость его в средней части обеспечивается порогами. К ним
присоединяются передние продольные балки, изогнутые в горизон-
тальной плоскости. В задней части основания жесткость достигается
присоединением порогов к задним стойкам, а также к наружным
панелям и кожухам колес. , -
Основания кузовов автомобилей, имеющих раму, характеризу-
ются отсутствием продольных несущих элементов, кроме порогов,
туннеля и местных усилителей пола.
В работе несущей системы участвует и оперение: крылья с кожу-
хами колес, особенно если они приварены к кузову.
Материалы, применяемые для кузовов. Для изготовления кузо-
вов в основном применяют сталь, физико-механические свойства
которой позволяют в высокой степени механизировать и автоматизи-
365
ровать производство. В связи с высокими требованиями к штампуе-
мости для кузовов используют низкоуглеродистые стали 08кп,
08Фкп, 08Ю и конструкционную 08. Для панелей большого размера
(крыша, задние крылья, двери, пол и т. д.) обычно применяют листо-
вую сталь толщиной 0,9 и 0,75 мм, если контуры сечения панели
благоприятны в отношении жесткости.
Такие детали каркаса, как стойки, пороги, продольные балки и
поперечины основания, изготовляют из листов толщиной 1,0 и
1,3 мм. Для отдельных усилителей применяют листы толщиной 1,6—
2,4 мм.
Расчет деформаций и напряжений в элементах несущего кузова.
Деформации и напряжения, действующие в несущем кузове автомо-
биля, могут быть определены различными методами: 1) приближен-
ным — методом потенциальной энергии, используемым при сравни-
тельных расчетах на начальной стадии проектирования кузова;
2) точным — методом, основанным на теории тонкостенных стержней,
применяемым после завершения конструктивной разработки кузова;
3 методом конечных элементов, предоставляющим практически
неограниченные возможности для анализа напряжений и деформаций
в кузове, но требующим использования ЭВМ с большим объемом
памяти.
13.4. КАБИНЫ И ПЛАТФОРМЫ ГРУЗОВЫХ
АВТОМОБИЛЕЙ
Кабины грузовых автомобилей проектируют на основе тех же
общих принципов и конструктивных решений, что и кузова легковых
автомобилей. Принципиальное различие состоит в том, что кабина
грузового автомобиля не является элементом несущей системы, что
снижает требования к ее общей жесткости.
Для того чтобы кабина не нагружалась при кососимметричных
деформациях рамы во время движения по неровной дороге, а вибра-
ции, возбуждаемые колесами, двигателем и агрегатами трансмиссии,
не создавали шума в кабине, соответственно выбирают места располо-
жения точек крепления кабины, а крепления осуществляют через
упругие элементы.
Бортовая платформа грузовых автомобилей пред-
ставляет собой площадку с жестко закрепленным передним бортом;
задние и боковые борта делают откидными на шарнирах. В рабочем
положении борта фиксируются угловыми запорами.
Платформа применяется для перевозки самых разнообразных
насыпных или затаренных грузов. Для увеличения объема платформы
можно с помощью специальных щитов поднять высоту бортов.
Конструкция бортов допускает также установку дуг для натягивания
тента. После переоборудования платформу можно приспособить
для перевозки людей.
Настил платформы, борта, продольные брусья и поперечины
основания могут быть деревянными, металлическими или комбиниро-
ванными. Крепление основания к раме обычно делают достаточно
366
податливым, используя стремянки, не создающие концентрации
напряжений в раме.
Установка платформы несколько повышает крутильную и изгиб-
ную жесткость рамы.
«3.5. ВИБРАЦИЯ И ШУМ
Уровень вибраций, действующих на водителя и пассажиров, и
уровень внутреннего шума в кабине или кузове являются основными
показателями комфортабельности автомобиля и определяют утом-
ляемость водителя, а следовательно, активную безопасность автомо-
биля. Выоские уровни вибрации и шума ограничивают скорость
автомобиля и его производительность. Вибрации влияют на сохран-
ность перевозимого груза и исправность агрегатов автомобиля.
Уровень внешнего шума является показателем степени отрица-
тельного воздействия автомобиля на окружающую среду.
Причины и источники вибраций. Основной причиной возникно-
вения вибраций, действующих на водителя и пассажиров, являются
неровности дороги. Причинами вибраций могут быть также неудач-
ный выбор схемы карданной передачи или несогласованность эле-
ментов карданной передачи и подвески ведущих колес, а также бие-
ние и неуравновешенность колес. Остальные возбудители из-за
малости амплитуд вибраций обычно не нарушают комфортабельности
и не вызывают утомления.
Измерение и оценка вибраций. Влияние на человека вибраций,
передаваемых через сиденье или пол на корпус или ступни ног соот-
ветственно сидящего или стоящего человека, определяется их интен-
сивностью, спектральным составом, направлением и длительностью
воздействия, которая для автомобиля принимается равной 8 ч.
Интенсивность вибраций на автомобилях оценивается средним
квадратическим значением виброускорения (в м/с2). Спектральный
состав вибраций представляют средними квадратическими значе-
ниями виброускорений для среднегеометрических частот октавных
или третьеоктавных полос (в Гц). Октавной называется полоса
частот, у которой отношение верхне
равно двум.
Вибрации рассматривают от-
дельно для вертикального (ось Z),
горизонтальных продольного (ось X)
и поперечного (ось Y) направлений
(рис. 241).
Так как значения частот вибраций
и виброускорений изменяются в
очень широких пределах, для их
Рис. 241. Направление координатных осей при
действии вибрации на человека:
а — стоящего; б — сидящего
и нижнем граничной частоты
367
Рис. 242. Спектр вертикальных виброускорений на сиденье водителя грузового авто-
мобиля в третьеоктавных полосах частот:
1 — замеренные (полная нагрузка, цементобетонная дорога, скорость 50 км/ч); 2 —• предельно
допустимые значения по ГОСТ 12.1.012—78 *
графического представления обычно используют логарифмические
шкалы.
Методика испытаний автотранспортных средств на плавность хода,
регламентируемая Минавтопромом, определяет места установки датчи-
ков, требования к измерительной аппаратуре и методику выполнения
замеров. Испытания проводят на дорогах с заданными характеристи-
ками микропрофиля. Легковые и грузовые автомобили, автобусы
испытывают при фиксированных скоростях движения, различных
для разных типов автомобилей, на участках длиной 1000 м цементо-
бетонной и булыжной без выбоин дороги, а полноприводные автомо-
били — дополнительно на участке разбитой булыжной дороги длиной
500 м.
Для анализа и сравнения используют значения вертикальных
gzo и горизонтальных продольных ах0 и поперечных <тго вибро-
ускорений, замеренных в пяти первых октавных полосах частот,
приведенных ниже.
Номера октавных полос частот . ....
Границы диапазонов частот, Гц:
нижняя
верхняя ................................
Среднее геометрическое значение частоты, Гц.
12 3 4 5
0,7 1,4 2,8 5,6 11,2
1,4 2,8 5,6 11,2 22,4
1 2 4 8 16
Результаты испытаний записывают и обрабатывают с помощью
электронной .регистрирующей аппаратуры и ЭВМ. Образец обрабо-
танных результатов испытаний — спектр вертикальных виброускоре-
ний на сиденье водителя в третьеоктавных полосах частот f для
грузового автомобиля — представлен на рис. 242.
При измерении виброускорений через 1/3 октавы каждая после-
дующая среднегеометрическая частота равна предыдущей, умножен-
368
ной на j3/2 = 1,26, а среднее квадратическое значение виброускоре-
ния для октавы о = [7 (где о^, о2 и о3 — средние квад-
ратические значения виброускорения соответственно для 1-й, 2-й
и 3-й трети октавы).
Общие гигиенические нормы вибраций (ГОСТ 12.1.012—78*)
устанавливают предельные значения средних квадратических вибро-
ускорений в октавных и третьеоктавных полосах частот для воздей-
ствия в течение 8 ч (см. рис. 242). Однако на автомобилях непрерыв-
ное действие в течение 8 ч вибраций такой интенсивности никогда
не имеет места. Поэтому согласно методике Минавтопрома оценку
вибраций испытуемого автомобиля проводят, сравнивая значения
отдельных параметров со значениями таких же параметров для
выбранного автомобиля-аналога, испытанного в тех же усло-
виях.
Снижение уровня вибраций. Для уменьшения интенсивности
вибраций можно воспользоваться следующими способами:
1) уменьшением уровней механических воздействий, возбуждае-
мых источником, — снижение виброактивности источника-,
2) изменением конструкции объекта, при котором заданные меха-
нические воздействия будут вызывать менее интенсивные вибрации
объекта или его отдельных частей, например, путем изменения соб-
ственной частоты объекта и использования трения для рассеивания
энергии вибраций. Этот способ получил название внутренней вибро-
защиты,
3) присоединением к объекту дополнительной системы, изменяю-
щей характер его вибраций. Такая система называется динамиче-
ским гасителем вибраций-,
4) установкой между объектом и источником дополнительной
системы,- ослабляющей связь между ними. Этот метод защиты называ-
ется виброизоляцией.
Улучшение защиты водителя и пассажиров от вибраций, вызывае-
мых неровностями дорожного покрытия, достигается уменьшением
жесткости шин, подвески и подушек сидений, а также применением
в подвеске амортизаторов. В особых случаях сиденье водителя
снабжают амортизатором, установленным параллельно упругому
элементу сиденья.
Вибрации, создаваемые карданной передачей, могут быть снижены
до допустимого уровня путем изменения ее принципиальной схемы,
геометрических элементов и моментов инерции составных частей
так, чтобы свести до возможного минимума периодические реактив-
ные моменты и усилия, возникающие в опорах передачи.
Так как некруглость и дисбаланс колес являются причинами
возникновения вибраций, то их значения регламентируются для
каждого автомобиля.
Причины и источники шума. Внутренний шум в кабине
или кузове складывается из так называемого структурного шума,
возникающего в результате резонансных вибраций панелей кабины
или кузова, и аэродинамического шума, передаваемого через воздуш-
369
ную среду от источников шума, обычно расположенных вне кабины
или кузова.
Причинами структурного шума являются вибрации, создаваемые
работой двигателя, неточности изготовления и установки зубчатых
колес коробки передач и ведущего моста, крутильные колебания
системы валов двигателя и трансмиссии, изгибные и крутильные
колебания несущей системы и т. д.
Вибрации, возникающие в источнике, передаются трансмиссии
или несущей системе. При совпадении частоты возмущения с соб-
ственной частотой системы (или кратности ей) энергия вибраций
резко возрастает. При вибрации с собственной частотой и трансмис-
сия и несущая система становятся источниками возмущения.
Вибрация от несущей системы, с которой через места крепления
агрегатов связана трансмиссия, передается кабине или кузову,
вибрации которого характеризуются наличием многих местных соб-
ственных частот, среди которых всегда имеются частоты, совпадающие
с возмущающей частотой. В результате возникает резонанс панелей
кабины или кузова, который создает внутренний шум.
Аэродинамический шум является следствием проникновения
в кабину или кузов шумов, вызываемых работой двигателя и его
систем, агрегатов трансмиссии, качением колес, и шума, создаваемого
встречным потоком воздуха. Кроме того, эти шумы могут воздей-
ствовать на панели кабины или кузова и возбуждать в них резонанс-
ные вибрации, усиливающие внутренний шум.
Внешний шум автомобиля складывается из шума, вызы-
ваемого работой двигателя, и шумов, создаваемых системой выпуска
отработавших газов, воздухоочистителем системы питания, вентиля-
тором системы охлаждения, а также шума качения шин и работы тран-
смиссии. Степень влияния этих источников шума не является посто-
янной и меняется в зависимости от скорости движения автомобиля.
Измерение и оценка шумов. Шум представляет собой хаотиче-
ское сочетание звуков различного тона (частоты) и силы (интенсив-
ности). На слух человека оказывают утомляющее воздействие общая
интенсивность шума, а также интенсивность отдельных составляющих
шум тонов. Вследствие этого наравне с интенсивностью рассматри-
вается спектр внутреннего шума автомобиля.
Интенсивность шума или звуков во всем диапазоне воспринимае-
мых частот оценивается уровнем звука — количеством энергии, про-
ходящей за единицу времени через единицу поверхности перпенди-
кулярно к направлению распространения звука (в Вт-см2).
Интенсивность звука определенной частоты (чистого тона) оцени-
вается уровнем звукового давления в рассматриваемой точке простран-
ства (в Па). Так как интенсивность звука колеблется в очень широких
пределах, то при практических измерениях она оценивается в отно-
сительных логарифмических единицах — децибелах.
Уровень звука пропорционален квадрату звукового давления,
поэтому интенсивность звука (в дБ)
L = 101g J/Jo = 201g p/po,
370
где J и р — соответственно измеряемые значения уровней звука и
звукового давления; Jo и р0 — соответственно значения уровней
звука и звукового давления при пороге слышимости «Ло= 10-16 Вт-см“2,
а р0 — 2-10~5 Па.
Для измерения уровня звука используют специальную шкалу А
шумомера (в дБ А).
Спектр шума представляют средними квадратическими значе-
ниями уровня звукового давления (в дБ) для октавных полос со сред-
негеометрическими частотами 31,5—8000 Гц (6—14-я октавы). По
спектру шума можно, основываясь на энергетических соотношениях,
рассчитать приближенно средний уровень звука (в дБА) по формуле
Lm = 10 lg £ 10°’1Li- 101g я,
;=i
где Lt — i-й из осредняемых уровней в дБ; i = 1, 2, ..., п.
ГОСТ 19358—74 определяет места замеров внутреннего шума и
места установки микрофонов при замере внешнего шума, требования
к измерительной аппаратуре, условия и методику измерений внеш-
него и внутреннего шумов на автомобиле при разгоне с максимальной
интенсивностью от некоторой постоянной начальной скорости. В стан-
дарте даны предельно допустимые значения уровней внешнего (82—
91 дБА) и внутреннего (75—85 дБА) шумов и ориентировочные
спектры внутреннего шума для легковых и грузовых автомобилей,
а также автобусов различного назначения.
На рис. 243 представлены спектр внутреннего шума в октавных
полосах частот f и уровень звука, замеренные в кузове легкового
автомобиля, а также предельно допустимые их значения.
Снижение уровня шума. Для уменьшения внутреннего
шума уменьшают вибрацию и шум в источнике их возникновения,
например, повышают точность изготовления и установки зубчатых
колес в агрегатах трансмиссии.
Иногда смещают собственную ча-
стоту колебательной системы путем
изменения крутильной жесткости
и моментов инерции или изгибной
жесткости и масс так, чтобы соб-
ственная частота оказалась за
пределами рабочих скоростей авто-
мобиля.
Интенсивность вибраций и
шума снижают также введением
в колебательную систему изолято-
ров в виде упругих прокладок и
втулок и применением фрикцион-
ных гасителей вибраций.
Рис. 243. Спектр внутреннего шума и уро-
вень звука в кузове легкового автомобиля:
1 иЗ — измеренные; 2 и 4 предельно допусти-
мые — по ГОСТ 19358—74
371
Собственные частоты резонирующих панелей кабины или кузова
можно изменять путем увеличения их жесткостей за счет образования
канавок и нанесения на поверхность панелей противошумной ма-
стики, изменяющей массу панели и благодаря внутреннему трению
способствующей гашению вибраций.
Чтобы уменьшить проникновение в кабину или кузов внешних
шумов, улучшают уплотнение отверстий для рычагов, педалей и
коммуникаций в полу и перегородке моторного отсека, в проемах
окон и дверей и т. д. К панелям кабины или кузова с их внутренней
стороны приклеивают шумопоглощающие накладки из листового
пористого материала.
Снижение внешнего шума может быть достигнуто
путем акустической доводки внешних форм кабины или кузова,
системы выпуска отработавших газов, воздухоочистителя системы
питания, вентилятора системы охлаждения и т. д., а также примене-
нием шин, обеспечивающих минимальный уровень шума.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автомобильные транспортные средства/Под ред. Д. П. Великанова. М.:
Транспорт, 1977. 326 с.
2. Бухарин Н. А., Прозоров В. С. и Щукин М. М. Автомобили. М.: Машино-
строение, 1973. 501 с.
3. Грузовые автомобили/М. С. Высоцкий, Ю. Ю. Беленький, Л. X. Гилелес.
М : Машиностроение, 1979. 384 с.
4. Колебания автомобиля/Под ред Я- М. Певзнера. М.: Машиностроение,
1979. 208 с.
5. Пархиловский И. Г. Автомобильные листовые рессоры. М.: Машинострое-
ние, 1978. 227 с.
6. Родионов В. Ф. и Фиттерман Б. М. Проектирование легковых автомобилей.
М.: Машиностроение, 1980. 379 с.
7. Цитович И. С., Каноник И. В. и Вавуло В. А. Трансмиссии автомобилей.
Минск: Наука и-техника, 1979. 255 с.
8. Успенский И. Н., Мельников А. А. Проектирование подвески автомобиля.
М.: Машиностроение, 1976. 168 с.
9. Киороз В. И., Кленников Е. В. Шины и колеса. М.: Машиностроение, 1975.
184 с.
10. Чудаков Е. А. Избранные труды, т. II- М.: Изд-во АН СССР, 1961. 349 с.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
А
Автоматическое управление бессту-
пенчатой передачей 151
--- ступенчатой коробкой передач
111
--- сцеплением 86
Амортизатор, коэффициент сопро-
тивления 266
— однотрубный 269
— , температура нагрева 271
— , характеристика 266
Амплитудно-частотная характери-
стика 44
Б
Балка ведущего моста, напряжения
216—220
-------, прогиб 220
В
Вероятностные методы расчета 52
Вибрации 367
Г
Гаситель вибрации динамический 369
— крутильных колебаний 78
Гидропередача двухпоточная 144
— объемная 147
Гидротрансформатор, внешняя ха-
рактеристика 134
—, выбор и расчет 139
—, передаточное отношение 134
Главная передача, валы и подшип-
ники 192
—, гипоидная 178
—, жесткость элементов 185
—, основные параметры, расчет 189
—, разнесенная 181
—, требования 176
Д
Динамические нагрузки подвески 41
— трансмиссии 36
Дифференциал, классификация 194
—, коэффициент блокировки 196
— кулачковый 201
— повышенного трения 198
— червячный 204
К
Карданная передача, кинематика 162
—, конструкции 151
—. критическая частота вращения
168
— , расчет 172
Клиноременная передача 149
Колеса, балансировка 284
— , диск 278
— , материал 283
— , обод 283
— , подшипники, расчет 282
Компоновка автомобиля грузового 16
---- легкового 12
----эскизная 7
Коробка передач, валы и подшипники
106
----, выбор основных параметров 99
----, картер 119
----, механизм переключения 110
----, с задним дополнительным ре-
дуктором 98
----, с передним делителем 97
— —, схемы 94
Коэффициент пробега 51
Кузов виброизоляция 369
— , конструкция 236
— , материал 365
— , основание 358
М
Макет внешних форм 9
— внутреннего пространства 9
Мосты ведущий 214
—, материалы 216, 222
—, расчет 217, 224, 227
— управляемый 228
— управляемый ведущий 228
Нагрузочные режимы механизмов
автомобиля для расчета сопротивле-
нию усталости 49
--------- максимальные 36
---------от воздействия неровностей
дороги 38
Надежность 27
О
Обод колеса 276
373
п
Передаточная функция 40
Плазменный чертеж кузова 10
----шасси 10
Планетарные передачи, кинемати-
ческий и силовой расчет 128
----, определение КПД 129
----, схемы 126
Платформы бортовые 366
Подвеска автомобиля балансирная
249
----, колебания и плавность хода 231
----, конструкция 236
Полуоси, нагрузочные режимы 208
—, расчет 208
—, схемы 206
— —, направляющие устройства 243
----, упругая характеристика 233
----, упругие элементы, расчет 253
Р
Работоспособность 27
Рабочая документация 10
Раздаточная коробка, классификация
121
----, материал 124
----, схемы 122, 123
Размещение водителя 18
— двигателя 20
— карданной передачи 21
Рама, конструкции 357, 359
—, материал 360
—, расчет 122, 123
Рулевое управление, повышение
пассивной безопасности 349
----, механизмы, расчет 334
----, привод, расчет 334
----,требования 324
— —, усилители 341
— —, шарниры 331
С
Синхронизатор многодисковый 119
— многоконусный 119
—, работа буксования 117
—.расчетная схема 116
Спектральная плотность 44
Сцепление автоматическое 60
—, буксование 64
—, графоаналитический метод опре-
деления работы буксования 68
—, конструктивные схемы 57
—, основные параметры 62
—, приводы управления 81
—, пружины 69
—, система охлаждения 78
—, типы соединений ведущих дисков
72
Т
Технический проект автомобиля 9
Техническое задание 7
Тормозная система барабанная,
расчет 295
----дисковая, расчет 304
----, привод 308
----, принципиальные схемы 288
----, противоблокировочные систе-
мы 321
----, разжимы 300
----, распределение давления по
. длине колодки 290
----, регулировочные устройства 302
----, регулятор тормозных сил 314
----, усилитель 310
Ш
Шаблоны фигур человека 17
Шины, выбор 276
—, классификация 273
—, конструкция 273
—, требования 272
Шум, измерение 370
—, причины и источники 369
—, снижение 371
Э
Эскизный проект 7
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ........................................................... 3
Основы проектирования автомобилей (В. Ф. Родионов) 5
1.1. Типаж и эксплуатационные качества автомобилей 5
1.2. Стадии и этапы проектирования автомобилей . . 7
1.3. Анализ компоновочных схем автомобилей 12
1.4. Общая компоновка автомобиля ... .................. 17
2 Нагрузочные и расчетные режимы. Методы расчета (П. П. Лукин) . 27
2.1. Общие сведения............ ... 27
2.2. Нагрузочные режимы механизмов автомобиля . . 29
2.3. Крутильные колебания в трансмиссии автомобиля............... 31
2.4. Определение максимальных моментов в трансмиссии автомобиля 36
2.5. Нагруженность ходовой части автомобиля от воздействия неров-
ностей дороги.................................................... 38
2.6. Расчет вынужденных колебаний подрессоренной массы при слу-
чайном воздействии............................................... 42
2.7. Установление нагрузочного режима при расчете трансмиссии
на статическую прочность ........................................ 45
2.8. Методика расчета на сопротивление усталости ..... 47
2.9. Вероятностные методы расчета деталей автомобиля . 52
3 Сцепление (П. П. Лукин) ... 56
3.1. Общие сведения.............................................. 56
3.2. Конструктивные схемы сцеплений.............................. 57
3.3. Определение основных параметров сцепления................... 62
3.4. Буксование фрикционного сцепления и его тепловой режим ... 64
3.5. Графоаналитический метод исследования рабочего процесса сцеп-
ления ........................................................... 68
3.6. Конструктивные схемы и расчет типовых элементов фрикционных
сцеплений ....................................................... 69
3.7. Гасители крутильных колебаний 78
3.8. Приводы управления сцеплением 81
4 Коробка передач (77. П. Лукин) 87
4.1. Общие сведения..................................
4.2. Определение основных параметров коробки передач .
4.3. Валы и подшипники коробки передач
4.4. Механизмы переключения передач
4.5. Картер коробки передач ...
4.6. Раздаточные коробки
4.7. Планетарные передачи
5 Бесступенчатая передача (Г. А. Гаспаряну)
5.1. Общие сведения : . .
5.2. Гидродинамические передачи
5.3. Объемные гидропередачи ..........
5.4. Фрикционные бесступенчатые передачи......................
5.5. Автоматическое управление бесступенчатой несаморегулируе-
мой передачей
5.6. Электропередачи
87
99
106
110
119
120
124
131
131
131
146
149
151
152
375
0 Карданная передача (П. П. Лукин) 153
6.1. Общие сведения . 153
6.2. Кинематика карданных шарниров 162
6.3. Расчет карданных валов . . 166
6.4. Расчет карданной передачи 172
7 Главная передача, дифференциал и привод (/7. П. Лукин) . . . . 176
7.1. Общие сведения ... ......... . .......... 176
7.2. Главная передача . . . 177
7.3. Дифференциалы .............................................. 194
7.4. Привод к ведущим колесам 205
§ Мосты (В. Ф. Родионов) 213
8.1. Общие сведения 213
8.2. Ведущий мост 213
8.3. Управляемый мост .... 221
8.4. Управляемый ведущий мост 228
Q Подвеска (/7. П. Лукин) 229
9.1. Общие сведения ............................................. 229
9.2. Колебания и плавность хода автомобиля 231
9.3. Упругая характеристика подвески 233
9.4. Направляющие устройства . . 243
9.5. Упругие элементы подвески 253
9.6. Амортизаторы................................................ 265
Ю Колеса (В. Ф. Родионов) 272
10.1. Общие сведения 272
10.2. Шины.......... 272
10.3. Колеса.................................................... 276
10.4. Система регулирования давления воздуха в шинах . 284
|| Тормозное управление (Г. А. Гаспарянц, П. П. Лукин) 287
11.1 . Общие сведения........................................... 287
11.2 . Принципиальные схемы барабанных тормозных механизмов. 288
11.3 . Распределение давлений по длине накладок . . 290
11.4 . Определение тормозных моментов на колодках......... . 292
11.5 . Особенности конструкции и расчета барабанных тормозных
механизмов ............................................... . 295
11.6 . Особенности конструкции и расчета дисковых тормозных
механизмов .................................................... 304
11.7 . Привод рабочей тормозной системы ............... 308
11.8 . Основы проектирования регуляторов тормозных сил . 314
11.9 . Противоблокировочные системы............. . 321
12 Рулевое управление (Г. А. Гаспарянц, П. П. Лукин) . 324
12.1. Общие сведения........................... 324
12.2. Основы конструирования и расчета рулевого привода . 327
12.3. Основы конструирования и расчета рулевых механизмов 334
12.4. Основы конструирования и расчета гидроусилителя . 341
12.5. Определение предварительного натяга пружин и диаметра
реактивных плунжеров........................................... 347
12.6. Рулевое управление повышенной безопасности 349
13 Рама. Кузов (В. Ф. Родионов) 352
_. 13.1. Общие сведения 352
13.2. Рамы ..... 356
13.3. Кузова . . 364
13.4. Кабины и платформы грузовых автомобилей . . 366
13.5. Вибрация и шум . . ......... 367
Список литературы........................... . . 372
Предметный указатель.................................................. 373