/
Text
JaskLwicz bap^dowa
3. Яскевич
Ведущие
МОСТЫ
«МАШИНС СТРОЕНИЕ»
Doc. dr hab. inz. Zbigniew Jaskiewicz
Mosty
napedowe
Wydawmctwa
Komunikacji i L^cznosci
Warszawa 1977
3. Яскевич
Ведущие
мосты
Перевод с польского Г.В. Коршунова
МОСКВА
-МАШИНОСТРОЕНИЕ'
1985
ББК 39.33
Я81
УДК 621.8 : 629.113—03.84—82
Яскевич 3.
Я81 Ведущие мосты. Пер. с польск. Г. В. Коршунова- — М •
Машиностроение, 1985. — 600 с., ил.
В пер.; 3 р. 30 к.
КОНСТРУКЧИИ ведущих мостов различных фирм, дана ме-
..легковых ЯптпмВпЛИЯ8)СНОВНёХ узлов- входящих в состав ведущих мостов грузовых
легковых автомобилей, автобусов и специальных транспортных средств.
kohct?™PoX?mPXSS5“X работников, занимающихся ярсеитироваиием и
3603030000-188
* 038 (01)-85
ББК 39.33
6Т2.1
188 85
(С Wydawnictwa Komunikacji i
tqcznoxci, Warszawa, 1977
© Перевод на русский язык «Машиностроение», 1985 г.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
К читателю. . .................................
Глава I. Конструкция и назначение ведущего моста. 11
Список литературы. . . . . . . 14
Глава II. Передачи мостов........................................... 15
1. Принципы действия, классификация и требования к передаче
моста......................................... 15
2. Одноступенчатые главные передачи............... .... 16
2.1. Конические и гипоидные главные передачи.............. 16
2.1.1. Характеристика конической главной передачи и ее при-
менение .................................................. 15
2.1.2. Характеристика гипоидной главной передачи и ее при-
. менспие ................................................. 18
2.1.3. Анализ применения конической и гипоидной главных
передач .................................................. 25
2.1.4. Установка шестерни конической и гипоидной передач. . 29
2.1.5. Установка зубчатого колеса.......................... 37
2.1.6. Установка и регулировка подшипников................. 40
2.1.7. Регулировка зазоров в зацеплении.................... 46
2.1.8. Посадки подшипников................................ 48
2.1.9. Смазывание и уплотнение подшипников................. 50
2.1.10. Примеры конструкций конической главной передачи. . 54
2.1.11. Специальные конструкции конической передачи моста 62
2.1.12. Примеры конструкций гипоидной главной передачи. . 65
2.2. Червячные главные передачи........................... 72
2.3. Цилиндрические главные передачи..................... 79
3. Двухступенчатые передачи моста......................... 80
3.1. Двухступенчатые главные передачи, расположенные в сред-
ней части моста (заключенные в одном картере).............. 82
3.1.1. Примеры конструкций двухступенчатой главной передачи
с поперечным валом и расположенной спереди кониче-
ской или гипоидной передачей.............................. 86
3.1.2. Примеры конструкций двухступенчатой главной пере-
дачи с поперечным валом и расположенной сверху ко-
нической или гипоидной передачей.......................... 89
3.1.3. Пример конструкций двухступенчатой главной пере-
дачи с первой ступенью в виде цилиндрической передачи 89
3.1.4. Примеры конструкций двухступенчатой главной пере-
дачи моста, вторая ступень которой выполнена в виде
планетарной передачи...................................... 91
3.2. Разнесенные двухступенчатые передачи................. 94
3.2.1. Примеры конструкций конической или гипоидной глав-
ной передачи, связанной с цилиндрическими передачами
привода колес . .......................................... 96
3.2.2. Примеры конструкций конической и гипоидной главных
передач, соединяемых с планетарными колесными пере-
дачами в ступицах колес.................................. 107
3.2.3. Специальные конструкции двухступенчатой разнесен-
ной передачи моста....................................... 121
5
4. Двухскоростные передачи моста. ............. ... . 122
4.1. Двухскоростные главные передачи, выполненные в виде
цилиндрических передач внешнего зацепления............ 123
4.2. Двухскоростныс главные передачи, выполненные в виде
планетарной передачи.............. .... 125
5. Многоступенчатые главные передачи . . 130
Список литературы. ... ........ ............ 130
Глава III. Механизмы распределения мощности 133
I. Предварительные замечания........... . . 133
2. Элементы теории планетарных передач. . ... 136
2.1. Кинематика планетарных передач...................... 136
2.2. Статика планетарных передач......................... 138
2.3. Потери мощности в планетарных передачах. ... 139
3. Теория дифференциала...................... . . 140
3.1. Кинематические свойства дифференциалов.............. 140
3.2. Динамические свойства дифференциалов. . 141
3.3. Момент трения в дифференциале...................... 143
3.4. Коэффициент блокировки дифференциала................ 144
3.5. КПД передачи и дифференциала........................ 146
3.6. Тяговая способность механизмов распределения мощности 147
3.7. Сравнение тяговой способности моста, снабженного диф-
ференциалом, и жесткого вала. 151
4. Дифференциалы малого трения. . 153
4.1. Симметричные дифференциалы. ... . . 153
4.2. Несимметричные дифференциалы. .... ... 160
5. Дифференциалы повышенного трения..................... 160
5.1. Дифференциалы с фрикционными муфтами................ 162
5.1.1. Применение дифференциалов с фрикционными муфтами
для различных автотранспортных средств................... 162
5.1.2. Анализ тяговой способности дифференциалов, имеющих
постоянный момент силы трения или возрастающий с ро-
стом силы тяги........................................... 165
5.1.2.1. Метод оценки гяговой способности Дифференциалов
в зависимости от показателей т мгновенного значения
внутреннего трения (немецкий метод)..................... 165
5.1.2.2. Метод оценки тяговой способности дифференциалов
в зависимости от коэффициента К распределения кру-
тящих моментов (американский метод).................... 175
5.1.2.3. Равноценность выводов, получаемых по обоим методам,
для оценки тяговой способности дифференциалов. . . 185
5.1.3. Анализ тяговой способности дифференциалов, момент
трения которых уменьшается с ростом силы тяги. . 186
5.1.4. С)писание конструкции н действия................. 190
5.1.4.1. Дифференциалы с постоянным моментом внутреннего
трения.................................................... 190
5.1.4.2. Дифференциалы с моментом трения, возрастающим
с увеличением силы тяги................................. 195
5.1.4.3. Дифференциалы, в которых момент трения убывает
с увеличением силы тяги.................................. 204
5.1.4.4. Двухрежимные дифференциалы....................... 205
5.1.5. Рекомендации по конструированию, изготовлению
и испытанию............................................... 209
5.1.5.1. Дифференциалы, момент трения которых растет с уве-
личением силы тяги.................................', . 209
5.1.5.2. Дифференциалы с моментом 'трения, уменьшающимся
с ростом силы тяги..................... ... 221
5.2. Кулачковые дифференциалы............................. 222
5.2.1. Двухрядные кулачковые Дифференциалы. . . . 223
5.2.1.1. Описание конструкции и действия.............. . . 223
6
5 2 12 Анализ тяговой способности......................... 229
5 213. Рекомендации по конструированию, изготовлению
и испытанию ...................-............. .... 231
5 2.2. Однорядные кулачковые дифференциалы................ акэ
5 3* Червячные дифференциалы.............................. 236
5.4. Дифференциалы с гидравлическим сопротивлением. . . . 243
6 Пульсирующие дифференциалы (с переменным передаточным
числом) ...............................................• 245
7. Механизмы распределении мощности с односторонними муф-
тами (отключающие механизмы)............................. 247
8. Межколесные самоблокирующиеся дифференциалы. . . . 268
д’ Межоссвые и межбортовые механизмы распределения мощ-
ности .................................................. 270
9.1. Механизмы распределения мощности, расположенные ме-
жду передним и задним мостами............................ 271
9.1.1. Межоссвые отключающие механизмы.................... 272
9* 1.1.1. Односторонняя муфта, используемая в раздаточной
коробке для передачи крутящего мойента в двух на-
правлениях (с автоматическим включением привода
к переднему мосту)....................................... 272
9.1.1.2. Односторонние муфты, используемые в ступицах перед-
них колес для передачи крутящего момента в двух
направлениях (с автоматическим включением перед-
него моста).............................................. 274
9.1.1.3. Односторонний муфта в переднем мосту (с автомати-
ческим включением переднего моста)....................... 275
9.1.2. Межосевой механизм распределения мощности (с автома-
тическим регулированием подвода мощности к перед-
нему мосту)............................................ 276
9.1.3. Межосевые дифференциалы малого трения... 279
9.1.4. Мсжосевые дифференциалы повышенного трения. . . . 280
9.1.5. Мсжосевые самоблокирующиеся дифференциалы. . . . 284
9.1-5. 1. Дифференциалы с автоматической блокировкой по-
средством системы многодисковых и односторонних
муфт............................................ . . . 284
9.1.5. 2. Дифференциалы с автоматической блокировкой, осу-
ществляемой посредством гидравлической муфты с вяз-
кой жидкостью............................................ 298
9.2. Механизмы распределения мощности, расположенные ме-
жду промежуточным и задним ведущими мостами .... 305
9.3. Межбортовые дифференциалы............................ 307
10. Принудительная блокировка дифференциалов. . 308
10.1. Блокировка межколесных дифференциалов............... 308
10.2. Устройство блокировки и управления межосевыми диф-
ференциалами ............................................ 310
10.3. Блокировка дифференциалов в тракторах. . 311
Приложение 1 . . . . ......... .315
Список литературы.......... . ... 318
Глава IV. Полуоси и установка ведущих колес. ... 321
1. Полуоси в жестком заднем ведущем мосту. ....... 321
1.1. Полуразгруженные полуоси. . . .321
1.2. Полуоси, разгруженные на 8/4, . 329
1.3. Разгруженные полуоси......................... .... 331
1.4. Полуоси в жестком переднем ведущем мосту........ . 333
1.5. Посадки, смазывание и уплотнение подшипников, 334
1.5.1. Посадки подшипников.................... . 334
1.5.2. Смазывание и уплотнение подшипников............... 334
2. Полуоси в ведущих мостах с независимой пбдвеской колес. 335
2.1. Полуоси в передних ведущих мостах с независимой под-
веской колес............................................. 336
7
2.2. Полуоси в задних ведущих мостах с независимой подвеской
колес ............................................... 35(1
3. Опоры ведущих колес и современные тенденции развития . , 36J
Список литературы........... 37?
Глава V. Картеры ведущих мостов.................................. 381
1. Конструкция, классификация и изготовление картеров. . . 381
2. Передача реакции задних ведущих колее на картер ведущего
моста .................................................... 387
2.1. Передача сил и реактивных моментов полуэллнптнасскнми
рессорами ..........................................' . 387
2.2. Передача сил и реактивных моментов трубой карданного
вала ..................................................... 388
Список литературы. ..... 390
Глава VI. Типовые конструкции задних ведущих мостов................... 391
1. Задние ведущие мосты с жесткой подвеской колес. .... 391
2. Задние ведущие мосты с независимой подвеской колес. 409
Список литературы. ... ... ... .421
Глава VII. Типичные конструкции передних ведущих мостов. 422
1. Передние ведущие мосты с жесткой подвеской колес. . . 422
2. Передние ведущие мосты с независимой подвеской колес. . 440
Список литературы. . . ... 448
Глава VIII. Ведущие мосты многоосных автомобилей....................... 449
1. Трансмиссия автомобилей с колесной формулой 6X2. . . 449
2. Трансмиссия автомобилей с колесной формулой G X 4 и 6 X G 453
2.1. Параллельный привод автомобилей с колесными форму-
лами 6 X 4 и 6 X 6........................................ 453
2.2. Последовательный привод автомобилей с колесными
формулами 6x4 и 6 X 6..................................... 462
3. Задние ведущие мосты в последовательном приводе. . . . 465
3.1. Ведущие мосты с одноступенчатой главной передачей
в средней части........................................ 465
3.1.1. Червячная главная передача.......................... 465
3.1.2. Главная передача с двумя ведущими и двумя ведомыми
коническими шестернями.................................... 467
3.1.3. Проходная главная передача с конической или гипоид-
ной ведущей шестерней..................................... 469
3.1.4. Коническая или гипоидная передача, установленная спе-
реди ..................................................... 471
3.2. Ведущие мосты с двухступенчатой передачей в средней части 481
3.2.1. Коническая и гипоидная передачи без межосевого диф-
ференциала, установленные сверху.................. 481
3.2.2. Проходная коническая или гипоидная передача, уста-
новленная сверху, с ведущей конической или гипоидной
шестерней и межосевым дифференциалом...................... 489
3.2.3. Коническая или гипоидная передача, установленная
спереди .................................................. 498
3.2.4. Коническая или гипоидная передача со смещенным вверх
дифференциалом ........................................... 499
3.3. Ведущие мосты с трехступенчатой главной передачей в сред-
ней части................................................. 500
3.4. Ведущие мосты с двухскоростной главной передачей. . 505
3.5. Специальные конструкции ведущих мостов................ 511
4. Подвески задних ведущих мостов трехосных автомобилей 514
4.1.
4.2.
Автомобили
Автомобили
с колесной формулой 6 X 2 . .
с колесной формулой С X 4 и b X 0
Список литературы
Главе IX. Конструктивные данные ведущих мостов
Глава X.
Расчет полуосей. . .
1 Определения и обозначения. . .
2 . Конструктивные предпосылки. .
3 Расчетные нагрузки... ....
4 Расчеты на прочность ................
4'1 Расчет пол у разгруженной, полуоси . .
4 2 Расчет па 8 « разгруженной полуоси
4 3 Расчет разгруженной полуоси. .
5* Допускаемые напряжения. .
Список литературы. . •
Список дополнительной литературы
514
516
527
528
583
583
584
584
587
587
589
591
592
594
594
К ЧИТАТЕЛЮ
Книга «Ведущие мосты» представляет собой часть серии «Транс-
миссии автомобилей», начатой работой «Механические коробки пере-
дач». В настоящей книге полностью учтены последние достижения
в области ведущих мостов легковых и грузовых автомобилей, авто-
бусов и специальных транспортных средств.
Эта серия продолжена в работах «Конические и гипоидные пере-
дачи» и «Цилиндрические зубчатые передачи» по вопросам расчета
и конструирования зубчатых передач автомобилей. Благодаря этому
появилась возможность значительно расширить объем конструк-
торской части книги «Ведущие мосты», чтобы читатель получил
полный обзор конструкций как целых агрегатов, так и отдельных
составляющих механизмов. С этой точки зрения настоящая работа
носит характер атласа-альбома конструктивных решений.
В книге дано подробное описание современных конструкций
ведущих мостов наиболее известных фирм, причем основное внимание
уделено рассмотрению передач мостов, дифференциалов, полуосей
и картеров ведущих мостов. Для сбора столь обширного материала
требуются огромные усилия, и я выражаю искреннюю благодарность
фирмам н промышленным предприятиям за оказанную помощь.
Хочется отметить согласие американского Общества автомобиль-
ных инженеров (SAE) на публикацию материалов, содержащихся
в брошюрах Общества.
Сердечно благодарю оппонента моей работы д-ра Кароля Пионнера
за внимательное и подробное рецензирование, а также за доброже-
лательное отношение в период окончательной подготовки рукописи
книги. Также выражаю благодарность старшим ассистентам Ка-
федры теории движения и автомобилестроения, магистрам-инже-
нерам А. Длугому, В. Пшибыльскому и А. Ренскому за ценную
помощь, оказанную при работе с западными источниками, и ма-
гистру-инженеру Э. Романовской-Швидерской — за содействие при
работе с советскими источниками.
АВТОР
Г Л А В A 1
КОНСТРУКЦИЯ и НАЗНАЧЕНИЕ ВЕДУЩЕГО МОСТА
Ведущий мост представляет собой несущую конструкцию, упруго
соединяющую несущий кузов (раму) автомобиля с ведущими коле-
сами в которой расположены механизмы трансмиссии, передающие
коутящнй момент от карданного вала или коробки передач (в случае
отсутствия карданного вала) к ведущим колесам автомобиля. Бедую-
щий мост грузового автомобиля (рис 1.1) обычно имеет жесткий
рис. 1.1 Схема ведущего
моста:
I — карданный вал,
фданный шарнир;
ведущая коническая ше-
стерня; 4 — ведомая кони-
ческая шестерня; 5 — сател-
лит; 6 — корпус диффе-
ренциала; 7 — шестерня
полуоси; S и О — полуоси;
10 и 11 — ведущие колеса-
72 и 13 — рукава
цельный или составной картер, в котором размещаются механизмы
передачи моста, чаще всего — главная передача, дифференциал
и полуоси.
В легковых автомобилях очень часто применяется независимая
подвеска колес, и в картер заключают только главную передачу.
Концы картера ведущего моста снабжают цапфами для крепления
ведущих колес и тормозных механизмов. Главная передача увели-
чивает крутящий момент, воспринимаемый от карданного вала,
в постоянное 1 число раз и обычно изменяет направление его пере-
дачи по отношению к оси вращения вала - с продольного на попе-
речное (при классической схеме привода).
Дифференциал распределяет момент по полуосям и одновременно
Допускает относительное вращение колес, например, при Повороте
автомобиля, когда они катятся по дугам неодинаковых радиусов.
Для ведущих мостов, имеющих двух- или трехскоростпую передачу, получают
Два или три значения передаточного числа.
В некоторых конструкциях передача крутящего момента происходит парал-
' ельно (см. работу (13* ]и) или под углом 1 ф 90° (см. рис. 2.56).
биГ Ра^Оты» обозначенные звездочкой, приведены в конце книги в списке общей
nJ ЛИогРаФии. Работы, приводимые в конце каждой 1лавы, каким-либо специаль-
ным знаком не отмечаются.
11
На рис. 1.1 показана схема ведущего моста. Крутящий момент
от карданного вала 1 через шарнир 2 передается на коническую
шестерню 3, находящуюся в зацеплении с зубчатым колесом. Ше-
стерни 3 и 4 образуют главную передачу.
С ведомой шестерни крутящий момент передается на корпус
дифференциала 6, откуда через конические шестерни дифференциала
(ведущая 5 и ведомая 7) передается на полуоси 8 и 9, непосредственно
связанные с ведущими колесами 10 и 11.
Все механизмы ведущего моста заключены в едином картере
главной передачи и ведущего моста.
К ведущему мост)’ предъявляются следующие требования:
передача крутящего момента от карданного вала (или выходного
вала коробки передач в комбинированных агрегатах трансмиссии)
к ведущим колесам автомобиля;
увеличение крутящего момента в постоянном (при односкоростной
главной передаче) или переменном (при двух- и трехскоростных
главных передачах) отношении, определяемом из динамического
расчета автомобиля;
передача сил инерции кузова к колесам и реакций опорной по-
верхности от колес к кузову так, чтобы вертикальные силы воспри-
нимались упругими элементами, а продольные и поперечные силы —
направляющими подвески автомобиля.
В зависимости от того, к какому из мостов автомобиля передается
крутящий момент, различают следующие ведущие мосты: передние
и задние (в двухосных автомобилях); передние, промежуточные
и задние (в трехосных автомобилях).
Основными элементами ведущего моста являются механизмы,
передающие крутящий момент от двигателя к ведущим колесам
(передача, дифференциал, полуоси и ступицы); несущая система,
воспринимающая вертикальные, продольные и поперечные силы,
вызываемые действием на транспортное средство как опорной по-
верхности, так и инерционных масс кузова и груза.
Вертикальные силы воспринимаются упругими элементами, а про-
дольные и поперечные силы — жесткими направляющими элемен-
тами подвески.
В зависимости oi вида конструктивной связи ведущих колес
с шасси различают жесткие (с зависимой подвеской колес) и шарнир-
ные (с независимой подвеской колес) ведущие мосты. На рис. 1.2
представлены схемы указанных задних ведущих мостов 11].
На рис. 1.2, а показана схема жесткого ведущего моста, применяе-
мого почти во всех легковых автомобилях, производимых в США.
Общим свойством жестких мостов является то, что они не имеют
непосредственной связи с рамой (исключение составляют сельско-
хозяйственные тракторы, в которых не предусмотрено подрессори-
вая ие передних колес и мост не выделен в отдельный агрегат, а объ-
единен с корпусом).
Промежуточным решением между жестким ведущим мостом и
мостом с независимой подвеской является ведущий мост типа Де-
Дион (рис. 1.2, б). В этой конструкции главная передача прикреп-
12
к оаме а оба ведущих колеса устанавливаются на трубчатой
ЛЯ с в связи с чем они могут перемещаться относительно друг
балке, из полуосей снабжена двумя шарнирами. В этой
ДРнстпУКЦИИ как главная передача, так 11 дифференциал относятся
к подрессоренным частям, а масса поперечной балки и часть массы
шарниров полуосей относятся к пеподрессоренным частям транспорт-
кого средства.
<0
™с. |,2. Схемы задних подвесок ведущих мостов легковых автомобилей:
г "2 *'есткого м°ста; б •— типи Де-Дион; в — шарнирного моста с продольными рычагами;
чаю1^(^ся₽1(°ГО МОСта с П0’1еРе''”Ыми рычагами; д, е, ж, з и и — шарнирного моста с ка-
Общим признаком ведущих мостов с независимой подвеской
является отсутствие картера моста. Главная передача находится
в закрытом картере, который крепится к раме.
Задние ведущие мосты с независимой подвеской колес можно,
основном, разделить на две группы: с параллельным перемещением
олес, с качающимися полуосями. Среди ведущих мостов с парал-
с льным перемещением колес следует различать ведущие мосты
продольными (рис. 1.2, в) и поперечными балансирами, обеспечи-
13
1.1. Характеристика задних ведущих мостов с независимой подвеской,
применяемых в .легковых автомобилях
Марка автомобиля
подвески
колес
по рис. 1.2
привода
упругого
элемента
Распо-
ложение
тормоза
Число
шарни-
ров
АС Кобра-427
БМВ 1600
Шевроле корвейр
Фиат-600
Форд зефир Зодиак марк-IV
Ягуар марк .Y
Мерседес-Бенц 200, 200/),
230, 2305, 250S, 300SEB,
300SEL, 600, 220SE, 3005Л,
2305Z.
Порше
Рено-7? 10
Роллс-ройс силвер шедоу
Ровер-2000
Симка-1000
Сингер шамуа
Шкода-1000АШ
Татра
Триумф-2000
Фольксваген
г
в
в
s/c
в
г
и
k s
k s
t s
k s
k s
k s
w
w
w
w
w
w
4
4
4
2
4
4
1
t d w 2
t s w 2
k s w 4
k s z 4
t d w 4
t s w 4
t r w 2
t s w 0
k s z 4
2___________d_________w_________2
Примечание. В таблице использованы следующие обозначения- k — клас-
сический привод; t — задний привод; г — листовые рессоры; d — торсноны; s — спи-
ральная пружина; w — тормоза расположены внутри колеса; г — тормоза располо-
жены снаружи колеса.
Тип подвески колес обозначен в таблице буквой, под которой он приведен на
рис. 1.2.
вающими параллельное перемещение колес (рис. 1.2, г).
В конструкции, изображенной на рис. 1.2, в, ось шарнира про-
дольных балансиров расположена перпендикулярно продольной
оси автомобиля и параллельно оси полуосей, причем колеса имеют
возможность катиться параллельно без изменения колеи или пло-
скости наклона. В случае применения конструкции, данной на
рис. 1.2, д, колеса остаются примерно параллельными самим себе.
Направляющим устройством могли бы быть отдельные балансиры,
листовые рессоры или их комбинация.
Задние ведущие мосты с качающимися полуосями следует подраз-
делять па мосты: со средней шарнирной точкой (рис. 1.2, д)\ с боко-
выми шарнирными точками (рис. 1.2, е)\ с шарнирными точками,
лежащими в плоскости, расположенной наклонно относительно
полуосей (рис. 1.2, ж); с центральной шарнирной точкой и разными
полуосями (рис. 1.2, з); с нижней шарнирной точкой и разными
полуосями (рнс. 1.2, и). В табл. 1.1 даны характеристики задних
ведущих мостов с независимой подвеской колес, применяемых в
современных легковых автомобилях.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Lewis R. Р., O’Brien L. J. Rear axle today — tomorrow. Society of Auto-
motive Engineers, New York, 1957.
14
ГЛАВА II
ПЕРЕДАЧИ МОСТОВ
ПРИНЦИПЫ ДЕЙСТВИЯ, КЛАССИФИКАЦИЯ
и ТРЕБОВАНИЯ К ПЕРЕДАЧЕ МОСТА
Одноступенчатая млн многоступенчатая передача моста служит
увеличения крутящего момента двигателя, преобразованного
в коробке передач, а также для передачи этого момента на ведущие
колеса автомобиля.
Зубчатые колеса передачи моста раоотают в значительно более
трудных условиях, чем зубчатые колеса коробки передач, так как
они всегда находятся под нагрузкой при движении автомобиля.
При разгоне автомобиля на низшей передаче передача моста работает
на малой частоте вращения, но тем не менее на нее действуют зна-
чительные силы, что предъявляет повышенные требования к ее
прочности.
Основными критериями классификации передач моста являются
число ступеней, число понижающих ступеней, тип передачи и взаим-
ное положение используемых в ней зубчатых колес.
Согласно числу ступеней, участвующих в передаче крутящего
момента, можно выделить следующие передачи моста:
одноступенчатые, в которых преобразование крутящего момента
осуществляется посредством одной ступени, выполненной чаще
всего в виде одной понижающей передачи \
двухступенчатые, в которых передача крутящего момента осу-
ществляется посредством двух ступеней, выполненных чаще всего
в виде двух понижающих передач;
многоступенчатые, в которых передача крутящего момента осу-
ществляется посредством нескольких (больше, чем двух) ступеней
(чаще всего трех понижающих передач).
Следует отметить, что принятое в указанных определениях
число понижающих ступеней не равнозначно общему числу ступеней,
составляющих промежуточные элементы многоступенчатой передачи,
например, в некоторых конструкциях промежуточного ведущего
моста трехосных автомобилей одна из щупеней (цилиндрическая)
может иметь передач очное число, равное единице. Это делается для
того, чтобы иметь возможность передать крутящий момент на рас-
положенную ниже ведущую коническую или гипоидную шестерню
промежуточного моста, а также получить выход к главной передаче
заднего моста (см. рис. 8.25).
ствуеВв<де,1ие классификации передач по числу понижающих ступеней соответ-
и ™ амеРИкаиской литературе, в которой используются понятия одноступенчатой
’ Двухступенчатой передачи.
15
Одноступенчатая передача может быть выполнена на базе спи-
рально-конической, гипоидной, червячной пли цилиндрической пере*
дачи (рис. 2.1). В двухступенчатой передаче первую ступень обычно
образуют с помощью конической или гипоидной передачи, а вторую -
цилиндрической, шевронной пли планетарной.
В отдельных конструкциях двухступенчатых передач первая
ступень выполнена в виде червячной передачи (вторая ступень —-I
в виде цилиндрической передачи) пли цилиндрической (вторая
ступень в виде конической передачи).
Двухступенчатые передачи могут быть выполнены односкорост-
ными, т. е. имеющими одно значение передаточного числа, или двух-
скоростными, т. е. имеющими два значения передаточного числа.
а) Ц в) г)
Рис. 2.1. Виды главных передач ведущего моста.
а коническая; б гипоидная; в червячная, г цилчидрп'нч кая
2. ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В этой главе рассматриваются как одноступенчатые главные
передачи, так и первые ступени двухступенчатых главных передач.
2.1. КОНИЧЕСКИЕ И ГИПОИДНЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В большинстве автотранспортных средств применяются одно-
ступенчатые главные передачи, выполняемые в виде конической
или гипоидной передачи.
2.1.1. Характеристика конической главной передачи
и ее применение
Конические главные передачи широко используют в грузовых
автомобилях и специальных транспортных средствах, а также
в автобусах. В легковых автомобилях конические главные передачи
в значительной степени вытеснены гипоидными главными переда-
чами. Однако в легковых автомобилях некоторых типов (особенно
в мало- и микролитражных автомобилях западноевропейских стран,
Японии, СССР, ЧССР, Польши и других стран) применяют кони-
ческие главные передачи.
Обычно используют конические главные передачи с углом между
осями 90 , одиако в некоторых автомобилях (особенно в автобусах
с задним расположением двигателя) применяют конические передачи
с углом между осями, не равным 90’ (см. рис. 2.56)
Коническая передача может быть выполнена с помощью конпче-
V колес имеющих линию зуба в виде окружности типа «Гли-
сг" Эвольвенты тина «Клппгельнберг», дуг ляонды типа
3?** коь туг спирали типа «ФИАТ маммано». Направление зуба
‘ и ожмы' типах зацепления показано па рис. 2.2. Наибольшее при-
менение получила главная передача с круговыми зубьями тина Глисон.
У Коническая передача с криволинейными тубьями позволяет
up ghuti- требования но прочности и кинематике. Опа может при-
меняться в грузовых автомобилях, автобусах и в значительной части
легковых автомобилей. К основным преимуществам конической
передачи с криволинейными зубьями можно отнести возможность
шлифования зубьев на высокопроизводительных станках и наличие
Рис . 3}бья конических колес.
• и б . нр' говым направлением зуба cootbcictbciiuo для 0 Р/п и. в эволь-
гнтпы' - чравлением 5а г • • спиральным направленном 1 чьвента;
л> t .»ри<. |я спираль
зацепление менее
локализованного пятна контакта, что делает
чувствительным к неточностям взаимного положения колес.
Значительно реже применяют конические передачи с зацепле-
нием по тугс эвольвенты, т. е. паллоидные передачи. Конические
колет 1 г »вольвеннтымп зубьями в изготовлении проще, чем кониче-
ские колеса с кр\ гивымн зубьями, но имеют больше недостатков
(невозможность шлифования зубьев и выбора угла наклона зуба,
так как этот угол однозначно определяется числом зубьев, модулем,
углом конуса и шириной зубчатого венца).
Основным недостатком конических передач с криволинейным
тубом являются шачительпые осевые силы, изменяющие свое на-
привление при и менении направления вращения шестерен
Когда направления линии зуба и вращения совпадают, направле-
ние осевой силы можег быть различным.
Если /д etg > tg a^'sin рш1, где аи угол профиля зуба
” нормальном сечении; 0„} угол линии зуба по середине ширины
ченп.1 fi( угол делительного конуса шестерни, то осевая сила
J 11 апРавлена к вершине конуса. Такое направление осевой силы
' жт .lai лыто, так как при наличии зазора можег произойти заклппи-
17
вое направление вращения,
Рис. 2.3. Допустимые перемещения ше-
стерен конической главной передачи по
данным фирмы «Глисон уоркс» (США)
Если направления зуба и вра-
щения противоположны, то про-
дольная сила направлена от вер-
шины к основанию конуса. В этом
случае возникновение осевого за-
зора не может привести к закли
ниванию передачи. При движении
автомобиля вперед ведущая шес-
терня главной передачи имеет пр а-
>му направление линии зуба шес-
терня — левое.
При движении автомобиля назад направление линии зуба совпа-
дает с направлением вращения, в связи с чем осевая сила получает
нежелательное направление. Однако движение автомобиля задним
ходом происходит в течение очень небольшого промежутка вре-
мени, и крутящий момент при этом в большинстве случаев неве-
лик.
Правильно сконструированная коническая главная передача
должна иметь максимально достижимую жесткость зубчатых колес
н их опор в картере передачи, простую регулировку положения
зубчатых колес, позволяющую добиться эффективного взаимодей-
ствия их, а также устранения в конических подшипниках (в случае
их применения) осевых зазоров возникающих по мере износа под-
шипников.
В соответствии с инструкцией фирмы «Глисон уоркс», допустимая
погрешность установки конических шестерен главной передачи
с круговыми зубьями по отношению к расчетному положению этих
шестерен, согласно инструкции фирмы «Глисон уоркс» показана
на рис. 2.3.
Достижение такого уровня точности взаимного расположения
зубчатых колес зависит не только от высокой точности обработки
и высокой жесткости картера, но и от жесткости ведущего вала,
жесткости ведомой шестерни, правильного выбора подшипников и их
размещения. Подшипники должны быть расположены так, чтобы
под действием окружной силы, возникающей в зацеплении и дости-
гающей здесь большой! величины, совокупные деформации системы
были как можно меньше.
2.1.2. Характеристика гипоидной главной
передачи и ее применение
В настоящее время гипоидные главные передачи применяются
во всех американских легковых автомобилях, большей части запад-
ноевропейских легковых автомобилей среднего класса, а также
в значительной части .мало- и .микролитражных автомобилей.
18
Гипоидные главные передачи нашли широкое применение и
грузовых автомобилях. Около 2/3 всех моделей американских
гр} зовых автомобилей с одним ведущим мостом снабжаются гппонд-
иой передачей. Некоторые автомобилестроительные фирмы, например
«Дпцж», «Форд» и т. п., оснащают гипоидной передачей автомобили
все/ типов, в том числе автомобили с двумя и тремя ведущими мо-
стами, колесные тягачи и автомобили большой грузоподъемности.
Гипоидные главные передачи широко применяются в английских
грузовых автомобилях и автобусах «Бедфорд», западногерманских
грузовых автомобилях «Мерседес-Бенц» и т. п. В СССР гипоидные
передачи используют в легковых автомобилях «Москвич-412», ГАЗ-24
«Волга», ГАЗ-13 «Чайка» и ЗИЛ-111. Гипоидная передача усганавли-
вается также в автомобиле «Фиат-125Р» (ПНР).
Гипоидные передачи от носятся к передачам со скрещивающимися
осями. Что касается их свойств, то они являются промежуточными
по сравнению с коническими и червячными передачами. При пра-
вильном конструировании гипоидной передачи можно добиться
оптимального совмещения качеств как червячных, так и кониче-
ских передач.
Характерными свойствами гипоидных передач являются сле-
дующие 119*1.
1. Менее шумная работа по сравнению с коническими переда-
чами, однако более шумная по сравнению с червячными передачами.
2. КПД выше, чем у червячных передач, и несколько ниже,
чем у конических. Для получения высокого КПД гипоидной пере-
дачи нет необходимости добиваться особо высокой точности изго-
товления или малой шероховатости рабочих поверхностей. Для
гипоидных шестереи применяют те же материалы, что и для кони-
ческих шестерен, а стоимость изготовления обеих передач прибли-
зительно одинакова.
3. При одинаковой прочности размеры гипоидной передачи
значительно меньше, чем конической. Правильно сконструиро-
ванная гипоидная передача по размерам не уступает червячной
передаче.
4. Возможность достижения более низкого положения кузова
и вследствие этого уменьшения высоты центра тяжести автомобиля
при обычном для автомобильных гипоидных передач положении
ведущей шестерни (см. рис. 2.6, б и в). Кроме того, отпадает необ-
ходимость в выполнении туннеля карданного вала в полу' кузова.
Уменьшение высоты центра тяжести автомобиля повышает его устой-
чивость и позволяет (при достаточной мощности двигателя) повы-
сить среднюю скорость движения. Это особенно важно для легковых
автомобилей и автобусов.
5 Возможность более простого подвода привода к ведущим
колесам в многоосных автомобилях (см. рис. 8.18—8.20).
Гипоидная главная передача, как и коническая, может быть
выполнена с помощью гипоидных шестерен, имеющих линию зуба
в виде дуг окружности — типа «Глисон», эвольвенты - типа «Клин-
Юльнберг», элоиды — типа Эрликон, спирали—типа «ФИАТ-
19
Рис. 2.4. Схема соприкосновения конусов
в гипоидной передаче
Рис. 2.5. Гипоидное смещение шестерни:
I — I ппоидпое смещение
маммано». Наибольшее применение находят гипоидные передачи
с круговыми зубьями типа «Глисон».
Делительными поверхностями гипоидных передач являются ко-
нусы (рис. 2.4), соприкасающиеся в точке Р. Ось гипоидной шестерни
смещена относительно оси колеса как показано на рис. 2.5; это сме-
щение называют гипоидным. Направление гипоидного смещения
можно определить, если при взгляде со стороны вершины ведомой
шестерни ведущая шестерня находится справа ог оси ведомой ше-
стерни.
Гипоидные шестерни (рис. 2.6, а и б) имеют нижнее смещение,
а на рис. 2.6, виг — верхнее смещение. Шестерни (рис. 2.6, а и б)
имеют левое направление зуба, а на рис. 2.6, в и г — правое направ-
ление зуба.
Направление смещения, угол спирали зуба и направление спи-
рали связаны между собой. С помощью уравнений (2.1) и (2.2) можно
показать, что, если смещение положительно (шестерня с левой
спиралью и нижним смещением или с правой спиралью и верхним
смещением), размеры гипоидной шестерни будут больше, чем у со-
ответствующей конической шестерни, а если смещение отрицательно
(шестерня левого вращения расположена выше центра колеса авто-
мобиля, а правого вращения — ниже центра колеса), то гипоидная
Рис. 2.6. Положения гипоидной шестерни относительно оси ведомой uieciepiin
и соответствующие им направления линии зуба
20
иестерня ло размерам будет меньше соответствующей конической
пестерни. Отрицательное смещение уменьшает коэффициент пере-
крытия и плавность, а также способствует увеличению шума, ха-
рактерного для гипоидных передач, в связи с чем использование
такой конструкции не рекомендуется. Обычно смещение ведущей
шестерни не превышает 0,2 диаметра делительной окружности ведо-
мой шестерни у легковых и 0,12 у грузовых автомобилей.
Если число зубьев шестерни невелико (как в главной передаче
автомобиля), то слёдует учитывать малое значение торцового коэф-
фициента перекрытия. Изменяя угол спирали, добиваются макси-
мального перекрытия зуба без чрезмерного увеличения осевых сил,
действующих на подшипники.
Фирма «Глисон уоркс» 151 рекомендует следующую формулу
(как для конических шестерен, так и для гипоидных) для прибли-
женного расчета угла спирали по середине зуба:
Р1П1 = 25' + 5' /(zjz,) 90 е.'Ъ, (2.1)
где Pwi — приближенный угол спирали по середине зуба, °; е —
гипоидное смещение \ d2 — диаметр делительной окружности ведо-
мой шестерни, мм; z2 — число зубьев ведомой шестерни; zx — число
зубьев ведущей шестерни.
Зная величину рП11, можно получить приближенное значение
угла спирали ведомой шестерни из зависимости
(2.2)
гдее' - приближенный угол гипоидного смещения, tg в' - e»'rm2; бпа —
средний радиус ведомой шестерни, мм, rm2 № — М’2-
Из приведенных выше формул можно заметить, что угол спирали
находится в прямой зависимости от величины и направления сме-
щения. В случае конических колес с круговым зубом, для которых
смещение равно нулю, угол спирали зуба ведомой шестерни равен
углу спирали зуба ведущей шестерни.
В случае гипоидных шестерен увеличение смещения приводит
к большой разнице между углами спирали ведущей и ведомой ше-
стерен. Положительное смещение способствует тому, что угол спи-
рали ведомой шестерни получается меньше, чем у ведущей, в то
время как отрицательное смещение способствует тому, что угол
спирали ведомой шестерни становится больше, чем у ведущей.
Разница между углами спирали ведомой и ведущей шестерен обус-
ловливает необходимость изменения размеров шестерни в целях
сохранения одного нормального модуля для обоих элементов пе-
редачи.
В гипоидной передаче отношение делительных диаметров ведущей
11 ведомой шестерен d.2/dL z2 cos cos 0m2. Для конических
1 Обычно применяется положительное смещение, чго соответствует направле-
нию смещения и наклону зуба, изображенным на рнс. 2.6. Если направления
смещсн11Я и наклона зуба противоположны тому, что дано па рнс. 2.6, то в фор-
муле (2,1) величину смещения следует использовать с отрицательным знаком.
21
передач указанная зависимость принимает следующий вид; d2,/dl -1
Z^.
Отношение К cos Pm/cos P,)J2 всегда меньше единицы, поэтому
в гипоидных передачах (djdi) < (zjzj). Это позволяет при нензмеД
ном диаметре ведущей шестерни уменьшить диаметр ведомой ща
стерни или при неизменном диаметре ведомой шестерни увеличите
диаметр ведущей шестерни. В первом случае уменьшаются размер®
главной передачи, так как они определяются диаметром ведоь зй
шестерни. Во втором случае повышаются срок службы и прочное" »!
главной передачи. 1
При нормальном значении гипоидного смещения е (0,125—1
—0,2) d2 коэффициент К 1,25-4-1,5. Следовательно, при пеизмеЛ
2
a)
pz Pmz
О 150 500
Скорость скольжения
ж/жин
б)
Рис. 2.7. Схема действия
нормальных сил между
зубьями гипоидной пере-
дачи и эпюра скорс.-тей
по высоте зуба:
1 и 2 — соответственно ко-
ническая п гипоидная «
редачи
ном диаметре ведущей шестерни диаметр ведомой шестерни можете
быть уменьшен в 1,25—1,5 раза (низшее значение относится к грузе- I
вым автомобилям, имеющим меньшее гипоидное смещение, высшее - -
к легковым автомобилям). В случае неизменности диаметра ведомой]
шестерни во столько же раз увеличивается диаметр ведущей шеетерни. I
Увеличение диаметра ведущей шестерни вызывает (при прочих I
равных условиях) возрастание нормального модуля, а отсюда и гол- I
щины зуба (в среднем на 10—15 %). Одновременно при этом умень- I
шается сила, действующая на зубья шестерен. В соответствии I
с рис. 2.7 нормальная сила, действующая на зубья ведомой и веду-11
щей шестерен гипоидной передачи, Рп = P^cos P2.'cos pm2-
Если сравнить гипоидную передачу с конической, то нормальная I
сила, действующая на зубья гипоидных шестерен, будет меньше,
чем у конических шестерен, во столько раз, во сколько раз угол 1
спирали ведомой шестерни гипоидной передачи меньше соответ- I
ствующего угла ведомой шестерни конической передачи. Если 11
принять, что угол спирали конической передачи равен 35°, а ведо- I
мой шестерни гипоидной передачи — 20°, то уменьшение нормаль-
ной силы составило бы приблизительно 12 %.
При большем угле спирали ведущей гипоидной шестерки воз- I
растает число зубьев одновременно находящихся в зацеплении I
(приблизительно в 1,5 раза); увеличение диаметра ведущей гипоид I
ной шестерни позволяет применять подшипники большего диаметра. I
Это повышает жесткость опор шестерен и снижает вероятность I
22
паботы зацепления Таким образом, сопротивление
царушепи гИп0ИДных передач при одинаковых размерах ведомых
значительно выше, чем конических.
“ к К v»e упоминалось выше, гипоидная передача имеет точечный
\кт начальных конусов. Однако вследствие упругих деформаций
под нагрузкой контакт распространяется на некоторую
3 •- лть подобную локализованному пятну контакта конической
ПЛ°СКачи * В результате увеличения диаметра ведущей шестерни
пе£епЬшей плавности зацепления или степени перекрытия удельное
И пение на зубьях гипоидных шестерен получается даже несколько
Кеньше чем у конических, при одновременном сохранении всех
ложительных свойств локализованного пятна контакта.
П° Одним из свойств зацепления гипоидных шестерен является
продольное скольжение зубьев. Скорость скольжения может быть
определена по формуле vp ~ в sin (P^j Pm-2)/cos рт2» где и
окружная скорость колеса. Распределение скольжения вдоль высоты
зуба в конической и гипоидной передачах показано на рис. 2.7.
Для гипоидной передачи приведена суммарная величина скольжения,
полученного по геометрическим данным профильного (по длине
контура) и продольного скольжения.
Наличие продольного скольжения улучшает некоторые эксплуа-
тационные свойства гипоидных главных передач, не ухудшая других.
При наличии продольного скольжения также не изменяется направ-
ление скольжения на делительном диаметре, что оказывается одной
из основных причин малошумной работы гипоидной передачи.
Однако наличие продольного скольжения ухудшает условия
смазки. Условия образования масляной пленки тем хуже, чем
меньше угол между касательной, проведенной к рабочим поверх-
ностям sy6a, и направлением скольжения. В случае профильного
и продольного скольжения этот угол всегда меньше 90°. В некоторых
точках на делительном диаметре и вблизи него упомянутый угол
может быть близок к нулю. При наличии больших удельных нагру-
зок (значительно больших, чем в червячной передаче) и значитель-
ной работы трения в этих точках возможно уничтожение масляной
пленки. В гипоидных передачах обе шестерни выполнены из оди-
накового материала - стали, в связи с чем при уничтожении масля-
ной пленки обычно происходит задир трущихся поверхностей и
передача становится непригодной к работе.
v казанный недостаток гипоидных передач полностью устра-
няется, если применяется специальное, так называемое гипоидное,
масло.
I Гипоидные масла отличаются от обычных тем, чго благодаря спе-
циальным добавкам (специальные химические вещества, содержа-
Но^сеРУ’ ХЛОР или фосфор), обеспечивают высокую прочность масля-
пленки 114], не разрушающейся даже в тех тяжелых условиях,
пео°’)Ь1е создаются в точках контакта зубьев шестерен гипоидных
I ТеМ саадым зубья предохраняются от задира.
Юнн . ™ ^ля смазывания гипоидных передач применяют следу-
,е.трп вида масел: Hipol 10 (зимняя марка), Hipol 15 (всесезонная
23
марка) и Hipol 30 (летняя марка), а также масла Hipol 15F/V I
и Hipol FH -В для главной передачи заднего моста и коробки пеж
дач автомобиля «Фпат-125Р». Их получают путем коисервационнц
переработки нефти. Масла содержал добавки, повышающие про]
ность масляной пленки и стойкость против вспенивания, кроме тог<
ингибиторы коррозии.
Применение гипоидных масел желательно не только для ninonl
ных передач, но и для других зубчатых передач трансмиссий (ко
робки передач, раздаточные коробки, конические главные передач;
и т п.), так как в этом случае повышается срок службы передачи
а также удлиняется период работы без смены масла. Чтобы обеспе
чить достаточно интенсивное смазывание гипоидной передачи, ча.сц
Рис. 2.8. Конструктивная схема гипоидной главной передачи:
а — с двухопорной установкой венца ведущей шестерни (максимальное передаточное число
ig 7,2); б — с консольной установкой ведущей шестерни (максимальное передаточной
число 8.16); 1 — обычная конструкция (fg — 5.83J; ’ и .1 конструкции для макси-
мальных передаточных чисел соответственно 7,2 и 8,16
(главным образом в тяжелых грузовых автомобилях) применяют
специальные масляные насосы.
Очевидно, что наличие продольного скольжения увеличивает
работу трения. Однако вследствие повышения поверхностной проч-
ности гипоидных шестерен за счет других рассмотренных выше
факторов сопротивление износу зубчатых колес даже несколько
выше, чем в конических передачах. Осевые силы, действующие
на ведомую шестерню гипоидной передачи, несколько больше, чем
в конической передаче. Что касается трудностей, связанных с обес-
печением правильного зацепления, гипоидные передачи примерно
равноценны коническим.
На рис. 2.8, а показана конструктивная схема гипоидной пере-
дачи с двухопорной установкой зубчатого венца ведущей шестерни.
Верхняя схема на рис. 2.8, а представляет собой обычную конструк-
цию с i„ 5,83, а нижняя схема — конструкцию для предельного
передаточного числа /й 7,2,. с точки зрения минимального как
диаметра шипа, так и размера заднего подшипника. В последней
04
И.,стр\киии фреза даже несколько подрезает внутреннюю опору-----------
' п,,,п «ала-
11,4 ila рш 2-8. показана конструкция с консольным креплением
К Lq^oio венца ведущей шестерни. Эта конструкция менее целе-
с точки зрения жесткости, однако позволяет получить
bind' передаточное число (до 8.1G).
9 1 3- Анализ применения конической
и гипоидной главных передач
В большинстве легковых автомобилей, а также в значительной
чаСти грузовых автомобилей и автобусов применяют конические
и пи гшюндиые передачи с круговым зубом тина Глисон. Эти передачи
обычно проектируют для угла между осями £ • однако фирма
«Глисон уоркс» гарантирует работоспособноегь конструкции и для
уГЛа южду осями £ Ф 90".
Конические и гипоидные шестерни характеризуются специ-
фичен <ими свойствами, которые должны учитываться конструкто-
ром. Показатели этих свойств, приведенные в табл. 2.1, подробно
расо »грены ниже.
Бесшумность работы. Одним из преимуществ гипоидных шесте-
рен является способность к притирке работающих поверхностей
зубьев, так как в каждой точке контакта происходит продольное
скольжение зубьев. Наличие повышенной способности к притиранию
позволяет добиться более плавной и менее шумной работы передачи.
Стойкость против усталостных разрушений. На ведомой и веду-
щей гипоидных шестернях вследствие смещения имеются разные
углы спирали. Это означает, что при одном и том же нормальном
модуле для обеих шестерен, их торцовые модули будут разными.
Таким образом, у обычно применяемых гипоидных передач, торцовый
модуль ведущей шестерни больше торцового модуля ведомой, и
поэтому делительный диаметр ведущей шестерни больше диаметра
соответствующей конической шестерни с круговым зубом. Степень
разницы их зависит от величины смещения. Больший диаметр ве-
дущей шестерни способствует двух—десятикратному увеличению
ее сопротивления усталости на изгиб по сравнению с аналогичным
показателем конической шестерни с круговым зубом при том же
передаточном числе передачи. А большие размеры ведущей шестерни
позвг'тяют увеличить диаметр вала ведущей шестерни при больших
передаточных числах.
Но мере того как уменьшается передаточное число передачи,
сильно растут размеры ведущей шестерни. Отсюда конические ко-
леса с круговым зубом предпочтительнее.
Прочность на усталостное выкрашивание. Вследствие увеличен-
ных размеров гипоидной передачи и большего угла спирали радиус
кРпвизны контактирующих зубьев колес больше, чем у соответству-
ющих конических колес с круговым зубом. Это уменьшает давление
меж-jy поверхностями зубьев и, следовательно, вероятность появле-
1,1я выкрашивания. Гипоидные шестерни в зависимости от смещения
25
2.1. Характерные особенности конических шестерен с круговым зубом
и гипоидных шестерен по данным фирмы «Глисон уоркс» [5]
Показатель Гипоидные шестерни Конические ни iTcptut 1 1 с круювым зубом
Плавность работы Высокая Хорошая |
Прочность на излом В зависимости от смещения способна воспринимать на- грузки до 30 % большие, чем конические шестерни с прямым зубом; улуч- шается равномерность проч- ности шестерни Меньшая
Прочность на уста- лость В зависимости от смещения составляет до 175 % проч- ности конической шестерни с круговым зубом Меньшая
Прочность на задир Меньшая Вдвое превышает прочность II конической шестерни с пря- 1 мым зубом
Скорость скольже- ния В зависимости от смещения может вдвое превышать ана- логичный показатель для конической шестерни с пря- мым зубом Меньшая 1
кпд В зависимости от нагрузки и передаточного числа мо- жет достигать 0,96 В зависимости от нагрузки и передаточного числа мо- II жет достигать 0.98
Масло Специальное гипоидное Гипоидное мягкое
Чувствительность Изменяется в зависимости Изменяется в зависимости
к несоосности от жесткости картера и диаметра зуборезной голов- ки от жесткости картера и диаметра зуборезной го- || ловки
Изготовление Большая ширина развода резцов головки; более лег- кая притирка Меиьшая ширина развода | резцов головки; более труд- I пая притирка
Передаточное число Предпочтительны для боль- ших передаточных чисел Предпочтительны для мень- 1 ших передаточных чисел 1
Положение центра Карданный вал расположен Карданный вал р асполо-
тяжести транспорт- ного средства ниже жен выше
Наружный диаметр Меньший в связи с умень- Больший в связи с боль-
картера главной пе- шением необходимого про- шнм пространством для
редачи страпства на случай глубо- кого внедрения шестерни в контур колеса установки в картер i
Опорные реакции Подшипники нагружены сильнее Подшипники ведущей ше- { стерпи нагружены меньше |
26
рлгппинимать нагрузку, большую но сравнению с кониче-
M°ryq шестернями с круговым зубом до 75%.
сьпгли U1 I задир. Конические шестерни с круговым зубом
Прочн жеНы задиру, чем гипоидные. Это обусловлено отсут-
менсс ,,олев£й составляющей скорости скольжения между зубьями.
стене** 1 о иСПОЛЬзовании общераспространенных масел для веду-
^ЛИаК остов проблема задира зубчатых колес обоих типов, приме-
1ЦП мых в автомобилях, возникает редко.
11 Скопьжеиие. Как у конических колес с круговым зубом, так
С поидных происходит скольжение в направлении профиля зуба,
и,У п 0НпНЬ1х । элес, кроме того, возникает скольжение вдоль зуба.
Е Результат .вышениого скольжения в гипоидных колесах уве-
ивашея ,((лпчество выделяемого тепла. Поэтому в целях обес-
печения во . ожности работы при необходимой температуре следует
отдельно продумать смазывание и охлаждение.
КПД- Необходимо подчеркнуть высокий КПД как гипоидных,
так и конических колес, с круговым зубом. КПД гипоидных колес
несколько ниже из-за увеличенного скольжения между зубьями.
В случае применения конических колес с круговым зубом дости-
гается КПД, равный приблизительно 98 %, в то время как с гипоид-
ными -около 96 °о. КПД зависит от величины гипоидного смеще-
ния, а также, что очень важно, от передаваемого усилия. При боль-
ших нагрузках КПД выше.
Смазывание. Как в конических колесах с круговым зубом, так
и в гипоидных одновременно происходят качение и скольжение
между зубьями. Дополнительное влияние качения выражается
в образовании гидродинамической пленки. Однако при высокой
скорости скольжения выделение тепла вследствие трения может
создать очень высокую температуру в точке контакта, в результате
чего может произойти разрушение масляной пленки. В связи с этим
обычно применяют специальные масла. В обычных условиях как
конические шестерни с круговым зубом, так и гипоидные должны
смазываться маслами для гипоидных передачх.
В США и Западней Европе трансмиссионные (как и моторные) масла клас-
сифицируются с помощью числовых символов SAE, характеризующих их вязкость
,ез У* ’а Других свойств Для сильно нагруженных или гипоидных передач при-
№пяю'| и трансмиссионные масла с теми же числовыми символами SAE с добавле-
нием букв ЕР (extreme pressure}, означающих, что к маслам добавлены химичес-
кие спр^ипения, увеличивающие стойкость к действию высоких давлений. Добавки
к ^слам < символом ЕР содержат серу (имеющуюся в свободном и связанном
®*’*>яниях), соеЛинеиия хлора и фосфора, а также металлические мыла [14],
Многие европейские автомобилестроительные фирмы (например, фирма ФИАТ)
I к< «ендуют для своих автомобилей масла собственного изготовления, соответству-
Щие американским маслам по классификации SAE, например масло FIAT СР 90°,
Рнменяемое для коробок передач, соответствует SAE 90, а масло FIAT W 90
I рИПОИДНых передач соответствует американскому SAE 90 ЕР.
4to6i c‘<OTOPue «ефтямые фирмы вводят в само название масла приставку Нур,
“ Указать иа т0> Чт0 это масло рекомендуется для гипоидных передач. Анало-
cnrvrn созда,отся названия польских трансмиссионных масел Hipol, причем Hipol 10
Кг.г еТСЖт SAE80CP, Hipol 15 — классу SAE 90 ЕР, a HipolW —
‘'•ысе, SAE 140 ЕР. f
27
Чувствительность к несоосиости. В принципе как коничеси
колеса с круговыми зубьями, так и гипоидные проявляют одинаков^
чувствительность к несоосиости как при сборке, так и под нагрузка
Эта чувствительность зависит от продольной кривизны зуба (д*Ла
метра зуборезной головки) и характера пятна контакта меэЗ
зубьями. Жесткая установка уменьшает отрицательные после!
ствия несоосиости.
Изготовление. Как конические, так и гипоидные колеса нзгота
ляют с помощью одного и того же оборудования. Поэтому иепосреД
ственные производственные затраты будут приблизительно одина|
ковыми для обоих типов. Однако гипоидные колеса имеют два пр|
имущества перед коническими колесами с круговыми зубьями.
Во-первых, из-за большого размера шестерни развод резцов голове
больше, а в связи с этим увеличивается и прочность резца. Во-вт®
рых, в случае продольного скольжения зубья быстрее и более рая
номерно притираются.
Передаточное число. При больших передаточных числах гипоиЛ
ная шестерня, имеющая больший диаметр, чем соответствующдя
коническая с круговыми зубьями, позволяет применять вал большего
диаметра. Это желательно при передаточном числе 4,5 и выше]
Поэтому гипоидная передача может быть наиболее целесообразной
при больших передаточных числах. Для меньших передаточнья
чисел одинаково подходят как конические, так и гипоидные колесар
Если существует необходимость в применении более низких переда
точных чисел, то не следует упускать из вида размеры гипоидно,
шестерни. Для передаточных чисел, меньших 2, диаметр гнпоидно!
шестерни может оказаться настолько большим, что приведет к уменьз
шению дорожного просвета. В таком случае следует применять]
конические колеса с круговыми зубьями.
Положение центра тяжести автомобиля. При использовании]
конических колес с круговыми зубьями карданный вал лежит в той ке|
горизонтальной плоскости, что и полуоси. В обычных конструкция»
с гипоидными шестернями карданный вал в связи со смещений
ведущей шестерни располагается ниже полуосей. Это приводил
к снижению центра тяжести транспортного средства, а также вы-
соты туннеля внутри легкового автомобиля. Однако следует помнить
о том, что одновременно уменьшается просвет под карданным валом\
Наружный диаметр картера главной передачи. Конические колеса
с круговыми зубьями позволяют применять больший корпус диф-Г
ференциала, гак как он размещается на передней части ведомой]
шестерни (как это обычно делается). В случае гипоидных колес по]
мере роста смещения ведущая шестерня перемещается вдоль своей
оси в сторону оси ведомой шестерни, что уменьшает объем пространст-
ва, используемого для расположения шестерен дифференциала. I
Опорные реакции. Если коническое колесо £ круговыми зубьями
и соответствующее гипоидное имеют одинаковый угол спирали
по середине венца, го ведущая гипоидная шестерня образует боль|
ший угол спирали, чем коническая с. круговыми зубьями, а ведомая
гипоидная шестерня — меньший угол спирали, чем ведомая кониН
тесня С круговыми зубьями. В связи с тем, что угол
веская шес |Цеи гипоидной шестерни больше, осевое усилие, дей-
спиРалИ подшипники ведущей гипоидной шестерни, будет
^пуюшее осевОе усилие, действующее на подшипник ведомой ги-
S2^oi шестерни, будет меньше.
, Установка шестерни конической
„гипоидной передач
г ная передача современных автомобилей относится к сильно
1Лжениым узлам, поэтому зубчатые колеса должны быть уста-
НЯГ^1ы жестко, для того чтобы при высокой нагрузке сохранялось
H°iB* е зацепление. Это является условием высокой прочности и
ТО?Нльшого износа передачи. От современного легкового автомобиля,
Е^етого, требуется, чтобы уровень шума внутри него был низким.
Пля малошумной работы главной передачи основное значение имеют
точность изготовления зубчатых колес и жесткость конструкции,
в гом числе и подшипников.
Б грузовых автомобилях и автобусах малошумная работа глав-
ной передачи имеет меньшее значение, однако требования, каса-
ющиеся прочности элементов, выше, чем для легковых автомобилей.
Прочность узлов современного грузового автомобиля должна обес-
печивать пробег свыше 400 000 км. В связи с этим в грузовых авто-
мобилях, а также в автобусах требуется жесткая установка веду-
щей шестерни 1 при сохранении высокой жесткости оси и картера
главной передачи. Ось должна быть тщательно выверена, а подшип-
ник, который воспринимает осевую и значительную часть радиаль-
ных нагрузок, должен быть подобран гак, чтобы конструкция имела
максимальную жесткость.
В соответствии с изложенным выше необходимо принять во
внимание следующие указания [9], касающиеся жесткости кон-
струкции главной передачи и подшипников.
1. В основном применяются два вида установки ведущей кони-
ческой или гипоидной шестерни главной передачи: консольная
(см. рис. 2.11 -2.21) и двухопорная (см. рис. 2.22—2.25).
Меньшие деформации ведущей шестерни главной передачи на-
людаются в случае двухопорной установки ведущей шестерни.
>\роме того, в этой конс1рукиии силы, возникающие в зацеплении,
равномернее распределяются по опорам, причем задний подшипник
оспринимае! около 30 % радиальной силы, образующейся в за-
илении. Однако для установки заднего подшипника пространства
Не„НЬ мало» поэт°му применить подшипник больших размеров часто
едможио; кроме того, усложняется крепление его в картере.
мен °НСТР^КЦИИ с КОнс™ьной установкой ведущей шестерни при-
_^йотся, прежде всего, в легковых автомобилях малого и среднего
^нпникркНЦа Е ^^аниях, предъявляемых по малошумнести и прочности под-
%енне в° главных передач в легковых и грузовых автомобилях, находит свое отра-
ПоД|ии11пи|еКОМеНДаЦ1,”Х Разного п0 всличипе предварительного натяга конических
29
Рис. 2.9. Изменение осевом 6, и nouejlj
пой 6Г деформаций с ростом угла a koiiJ
и конического подшипника при продол ми
и поперечной нагрузках, равных 6 кН С-Иц
роликов 16 мм, число роликов — 18). — Ц
ясщто с разрешения фирмы С КФ (SKF) I
I
Рис. 2 10 Минимальное расстояние мел
подшипниками при консольной устаио!
ведущей шестерни
классов. Двухопорную констру кцию широко используют в грузовьи
автомобилях и автобусах, а иногда и в легковых автомобилях боль]
шого класса.
2. Учитывая требование о возможно высокой жесткости кеш
струкции и большие осевые нагрузки, применяют прежде всея
конические подшипники с большим углом конуса. Благодаря этому
одновременно приобретается высокая несущая способность. Зави-
симость осевой и поперечной деформаций подшипника от угла erd
конуса видна на рис. 2.9. За счет увеличения угла конуса с 10 до
20° осевая деформация 6.г уменьшается на 45 мкм, в то время как
поперечная деформация 6Г становится несколько больше (по самое
большее на 1 мкм).
Для установки главной передачи, работающей при высоки!
окружных скоростях и низких нагрузках, используют шариковьм
радиально-упорные подшипники. Радиально-упорный подшипник
заданного размера по сравнению с таким же коническим подшиипич
ком менее жесткий и имеет меиыную несущую способность.
3. Жесткость (прежде всего в осевом направлении) может быть
увеличена с помощью дополнительного натяга подшипников веду-
щей шестерни. Эта возможность должна быть использована при
установке ведущей шестерни как в легковых, так и в грузовые
автомобилях. Однако эффективность преднатяга в легковых автомо-
билях выше (малая шумность). Преднатяг должен быть таким, чтобы
ведущая шестерня устанавливалась достаточно жестко и при этом
не уменьшалась работоспособность подшипников НО] и не подии|
мялась их температура 17).
4. В случае консольной установки ведущей шестерни жесткость
конструкции можно повысить путем увеличения расстояния между
подшипниками и размеров подшипника, располагающегося возле
зубчатого венца. Расстояние между подшипниками должно превы-
шать по меньшей мере в 2,5 раза расстояние между серединой зуб-
чатого венца ведущей шестерни и средней точкой подшипника,
располагающегося возле зубчатого венца (рис. 2.10).
* Опоры, создаваемые при помощи конических подшипников,
f *5 H]j допускать регулировку осевого зазора в подшипниках
^ОЛЯ11оЛ)чепия необходимою предвари! ел ыкн о натяга 1101. Такая
Д-пЯ пировка необходима, когда выбирается схема установки фпкси-
РеОШий подшипник- плавающий подшипник, причем в качестве
Р^навливающего применяйся либо двухрядный радиально-упор-
VCV пОдшппник, либо шариковый с двойным внутренним кольцом
{1Ь< пне. 2.14). Регулировка подшипника при установке не требуется,
Г к как подшипник поставляется с необходимым зазором. Остается
т‘ ко поддерживать его в работоспособном состоянии. Однако
бедует обращать внимание на то, чтобы при затяжке гайки крепле-
ния не была превышена допустимая осевая сила, так как в противном
случае зазор в подшипнике изменится.
В конструкции главной передачи в целях получения правиль-
ного пятна контакта зубчатых колес должна быть предусмотрена
регулировка зазора в зацеплении (см. п. 2.17). Это условие должно
выполняться независимо от схемы установки и типа применяемых
подшипников.
На рис. 2.11-2.21 показаны разные конструкции опор ведущей
конической или гипоидной шестерни главной передачи в случае ее
консольного расположения:
опоры, образованной из двух конических подшипников
(рис. 2.11 2.13);
опоры, выполненной по схеме фиксирующий подшипник — пла-
вающий подшипник (рис. 2.14 -2.20), причем в качестве фиксиру-
ющего может быть использован двухрядный радиально-упорный
шариковый подшипник (рис. 2.14 и 2.15) или пара конических
подшипников, устанавливаемых по схеме X (рис. 2.16) *.
Очень надежная установка достигается тогда, когда радиальные
и осевые силы воспринимаются раздельно, а именно: радиальные
силы воспринимаются роликовым подшипником, а осевые ша-
РИ2°1^)1М подшппником с Двойным внутренним кольцом (рис. 2.17
В некоторых случаях установки конической или гипоидной
шестерни фиксирующую опору выполняют из двух шариковых ра-
диально-упорных подшипников с двойным внутренним кольцом
(рис. 2.19) или двух шариковых подшипников с канавкой для вкла-
дывания шариков (рис. 2.20).
Подробнейшего рассмотрения заслуживает конструкция опоры,
казанная па рис. 2.14, б, применявшаяся в 50-х годах в легковых
автомобилях «Мерседес-Бенц 220». В этой конструкции осевая
ной ЛН^°ВКа П0Дшнпника осуществляется с помощью регулировоч-
упопГаПКИ‘ НаРУж™е кольцо двухрядного шарикового радиально-
вано °Г0 С Аво,",ым внутренним кольцом подшипника зафиксиро-
| со гороны фланца с помощью крышки. В этой конструкции
<е«ные ™Човка к°ническнх подшипников, при которой перпендикуляры, прове-
п°И<Л1пцИкамн Рол^ков’ пересекаются с осью подшипников в пространстве между
5 & О
2
; Е я
и®
§ 85
Е 5 м » ел
S)
Рис. 2.11. Консольная установка ведущей шестерни при применении ко-
нических подшипников, осевой зазор в которых регулируется с помощью коль-
ца / и прокладок 5; осевая установка шестерен выполняется прокладками 2
Рнс. 2.12. Консольная установка ведущей шестерни, при которой регули-
ровка осевого заз<; noj.mn । иков осущес/л»»*^» ,ь«лщь,и массивной
дистанционной ‘.тулки 1 и прокладок 3, а осевой установки шестерни —
с ту, .ОШ.ЫО прокладок 2
Рис, 2,16. Консольная установка ведущей шестерни иа фиксирующий подшшЛ
(два конических подшипника, расположенных по схеме X) и плавающий пота
пик (роликовый типа N). регулировка осевого зазора конических подшипник
с помощью:
а — прокладок между крышкой и фланцем стакана; б — гайки, прижимают»!
внутреннее кольцо конического подшипника со стороны фланца карданного"МИ
нира. — Помещено с разрешения фирмы ФАГ Ч
Рис, 2.17 Консольная Густановка веду-
щей шестерни на фиксирующий под-
шипник (шариковый с двойным внут-
ренним кольцом и роликовый типа NU)
и плавающий подшипник (роликовый
типа N). — Помещено с разрешения
фирмы ФАГ
Рис. 2.18. Консольная установка®
дущей шестерни на фиксирующий по
шипник (шариковый с двойным вн
треппим КОЛЬЦОМ и роликов!
типа N) и плавающий подшили
(роликовый типа NJ). — Помещу
с разрешения фирмы ФАГ
Рис. 2.19. Консольная уста»’0
ка ведущей ’’шестерни на фикс
рующий подшипник (два
риковых подшипника с Дв°{
ным наружным кольцом) <
плавающий подшипник (РоЛ
ковый типа NU)
2 20 Консольная усга-
РйС 'сеЛущей шестерни на
лТксИРУ1о«ий п°лшипник <па-
ФЙК шариковых радиально-
^пных подшипников, рас-
Ценных ло схеме 0) в пяа-
вдюшнй подшипник (ролике-
вый)
точность расположения пятна контакта зубьев отрицательное
действие оказывает различие в тепловом расширении шестерни и
картера, так как поверхность, фиксирующая шестерню от смещения
под действием осевых сил, находится в задней части картера. В связи
с этим упомянутая конструкция была заменена в автомобиле «Мер-
седес-Бенц 220» на конструкцию из двух пар конических подшипни-
ков, предварительный натяг которых регулировался посредством
тонкостенной втулки, устанавливавшейся между внутренними коль-
цами этих подшипников (см. рис. 2.13, а).
В конструкции, показанной на рис 2.21, радиальные и осевые
силы воспринимаются раздельно, причем радиальные силы с по-
мощью двух роликовых подшипников, а осевые упорных шари-
ковых. В этом случае внешняя нагрузка действует в том направле-
нии, при котором радиальные и осевые силы направлены внутрь
подшипника. Вследствие этого возникает желательный силовой
поток, т. е. силы, действующие на тела качения, очень малы, а сле-
довательно, малы сила трения, температура и изнашивание. Другими
преимуществами этой конструкции являются высокая предельная
скорость и большая несущая способность.
Рис. 2.21. Консольная
установка ведущей ше-
стерни на двух цилиндри-
ческих подшипниках
(FAGN 316Е, FAG NJ 7313),
воспринимающих ради-
альные силы, и двух упор-
ных шариковых под-
шипников (FAG 751218),
воспринимающих осе-
вые силы. Регулировка
натяга подшипников про-
изводится посредством
тонкостенной втулки,
вставляемой между цен-
тровочными кольцами. —
Помещено с разрешения
фирмы ФАГ
35
Рис. 2.22. Двухолорная устацОй I
ведущей шестерни на двух В|{а
нических подшипниках: Я
а — одинакового размера, pacit»», 1
емых по схеме 0. и роликового , а-
шипника типа N; б — разного разм” °**
располагаемых по схеме 0, и а.
вого подшипника типа NJ. 1К°-
Регулировка осевого зазора в
шинниках осуществляется с помоц?^'
кольца 1 и прокладок 3, а продолен
установки ведущей шестерни - с „Я
мощью прокладок 2
°)
Рис. 2.23. Двухопорная установка
ведущей шестерни на двух кони-
ческих подшипниках, располага-
емых по схеме X и роликового под-
шипника типа NJ Регулировка
осевого зазора в конических под-
шипниках осуществляется с по-
мощью:
о — дистанционного кольца между
наружными кольцами подшипников
и регулировочной гайки; б — про-
кладок между крышкой и фланцем
стаканч.
Регулировка продольной установки
шестерни проводится посредством
прокладок между фланцем стакана
и картером 1лавкой передачи. — По-
мещено с разрешения фирмы ФАГ
S)
Рис. 2.24. Двухопорная установка ведущей
шестерни на двухрядном коническом под-
шипнике и роликовом подшипнике типа N.
Регулировка осевого зазора подшипника
осуществляется с помощью дистанционного
кольца 1 и прокладок 3, а продольной уста-
новки шестерни — с помощью прокладок 2
Рис. 2.25. Двухопорная установи
ведущей шестерни на шарика®»
радиально-упорном подшипнике
с двойным внутренним кольДОЧ
и роликовым подшипником типа N’-
Регулировка продольной устаноЯ
ки ведущей шестерни выполняется
с помощью прокладок, располагЯ
емых между фланцем стакана
картером главной передачи. —
меняно с разрешения фирмы
ЗБ
F следует из представленных конструктивных примеров, в ка-
^'плавающих подшипников применяют прежде всего роликовые
цестве йнкн Предпочтение следует отдавать подшипникам узких
поДц]„111^аК как они менее чувствительны к отклонениям от соосности
сериИ’ гНбам валов. Однако, когда действуют довольно большие
и К "необходимо применять роликовые подшипники широких
сцлы» конструктивные примеры двухопорной установки ведущей
сеР11йрии показаны на рис. 2.22—2.25; в этих конструкциях вну-
^ениий подшипник является плавающим, а наружный — фикси-
руюшпм
2 । 5 Установка зубчатого колеса
Ведомая шестерня (зубчатое колесо) устанавливается либо вместе
орпусом дифференциала, либо на поперечном валу в двухступен-
сатой главной передаче. В обоих случаях к жесткости установки
ведомой шестерни предъявляются те же самые требования, что
и к установке ведущей шестерни, поскольку положение пятна кон-
такта в зацеплении также не должно меняться либо меняться очень
незначительно. Так как пространства для размещения подшипников
ведомой шестерни больше, то их проще расположить, чем при уста-
новке ведущей шестерни. В частности, при установке ведомой ше-
стерни вместе с корпусом дифференциала подшипники часто полу-
чаются излишне большими, так как выполнение корпуса диффе-
ренциала в форме трубы приводит к сравнительно большому диа-
метру подшипников. В этих случаях установленным требованиям
часто отвечают даже обычные шариковые подшипники или радиально-
упорные. Однако чаще всего применяют конические подшипники
самых легких серий 320 и 302.
Рис. 2 2в v
1,ОДЦ]ИП11 .тановка ведомой шестерни и корпуса дифференциала на конических
,|ес'щим" 1рХ> Располагаемых по схеме X. Картер главной передачи выполнен
Чой Шестеп г'лиРовка осевого зазора подшипников и продольная установка ведо-
1)0Дгицпц|1 , И 0СУ1цествляК’тся с помощью прокладок между внутренними кольцами
и п\>тем перемещения корпуса дифференциала
Рис. 2.27. Установка ведомой шестерни и корпуса дифференциала на конических
подшипниках, располагаемых по схеме Д'. Каргер главной передачи выполнен несу-
щим, а ведущего моста — типа банждо. регулировка осевого зазора ведомой ше-
стерни осуществляется с помощью гаек
При установке ведомой шестерни предусматривают регулировку
и применяют небольшой предварительный натяг подшипников,
причем для изменения натяга
подшипников и положения пятна
Рис. 2.28. Установка ведомой ше-
стерни н корпуса дифференциала
на конических подшипниках, рас-
полагаемых по схеме X. Корпус
дифференциала выполнен в виде
двух сцентрированных чашек (кар-
тер ведущего моста разъемный).
Регулировка осевого зазора в под-
шипниках и продольной установки
шестерни осуществляется с по-
мощью прокладок, устанавлива-
емых между наружными коль-
цами подшипников и опорной по-
верхностью в картере моста
38
Рис. 2 29. Установка ведомой шестерни н корпуса дифференциала на радиально-
упорных шариковых подшипниках
контакта зубьев часто применяют те же самые регулировочные
элементы — в виде гаек и прокладок. Соответствующие конструк-
тивные решения показаны на рис. 2.26—2.31.
Рис. 2.31. Установка ведомой шестерни и корпуса дифференциала на ша
подшипниках
2.1.6. Установка и регулировка подшипников
В связи с действием высоких нагрузок на славную передач1
и подшипники точная регулировка подшипников ведущей шестерн,
имеет важное значение *. Осевой зазор в конических подшипника:
обеспечивается при правильной установке внутренних колец. В этот
случае при затягивании гайки на валу достигается требуемый пред
варительный натяг между подшипниками. Необходимое продольно!
расстояние может быть выдержано путем установки между внутрен
ними кольцами подшипников дистанционной втулки и регулировоч
ных прокладок (см. рис. 2.12) или выполнения на валу уступа
на который со стороны фланца будет опираться подшипник чере:
шлифованное кольцо. Толщина последнего зависит от величина
предварительного натяга (см. рис. 2.11).
Вместо массивной дистанционной втулки также применяют тон
костенные (см. рис. 2.13), которые при установке подшипнико!
пластически деформируются до требуемой длины. В таких кои
струкциях между внутренними кольцами подшипников достигаете*
определенное предварительное усилие, которое, однако, не равно
значно силе, воспринимаемой внутренним кольцом. Из-за неиз
бежных отклонений валов, картера и подшипников длина дистан-
1 При каждой регулировке конической передачи следует иметь в виду, что вер-
шина (делительного конуса) ведущей шестерни должна точно совпасть с осью ведо-
мой шестерни. Чтобы обеспечить это, многие фирмы назначают после притирк*
ведущей шестерни очень точное положение вершины делительного конуса, зада-
вая расстояние от этой вершины до некоторой шлифованной поверхности. Этот
размер становится потом исходным пунктом для подбора регулировочных прокладок,
определяющих продольное положение ведущей шестерни.
40
ионной втулки должна определяться для каждой в отдельности
иереями-
Для регулировки радиально-упорных подшипников ведомой ше-
терни применяют обычные регулировочные гайки, упирающиеся
наружные кольца подшипников, или прокладки. В некоторых
конструкциях ведущих мостов подшипники ведомой шестерни не
регулируют.
г рекомендации фирмы СКФ. Она дает следующие указания [6 J
относительно регулировки конических подшипников ведущей ше-
стерни.
I Чаще всего положение ведущей шестерни по отношению
к вехомой определяется расстояниями ВА и В2 (рис. 2.32) и толщиной
прокладок между торцовой поверхностью наружного кольца под-
шипника (со стороны шестерни) и буртом картера. Вначале ведущую
шестерню устанавливают в приспособление, располагая регулиро-
вочную прокладку определенной толщины между внутренним коль-
цом подшипника со стороны фланца и уступом вала. Затем с помощью
динамометрического ключа со встроенной шкалой илн с помощью
пружинного динамометра и шиура, предварительно обвитого вокруг
фланца вращающейся с небольшой частотой ведущей шестерни,
замеряется момент треиия в подшипнике, который при малой ча-
стоте вращения прямо пропорционален предварительному натягу.
Измеренный момент трения, а также имеющиеся допуски показы-
вают, какой толщины должны быть регулировочные прокладки,
чтобы можно было получить требуемый предварительный натяг
при окончательной установке.
2. Другой метод правильной установки (рис. 2.33) основан на
том, что измеряется расстояние между внутренними кольцами под-
шипников. В первую очередь со стороны фланца в картер вставляется
наружное кольцо подшипника, затем устанавливаются остальные
детали. Чтобы ролики заняли правильное положение в подшипнике,
показанная на рисунке верхняя пружина должна быть сжата силь-
нее, чем нижняя; кроме того, подшипники во время замера должны
вращаться. Размер В показывает, как должна быть установлена
ведущая шестерня относительно ведомой. Затем измеряются рас-
стояния А и С, из которых находится требуемая толщина регу-
Рис. 2.32. Определение
положения ведущей ше-
стерни. — Помещено
с разрешения фирмы
СКФ
41
лировочной прокладки между подшипником со стороны фла^
и уступом вала. При установке по этому методу следует, очевцд^!
учитывать деформацию подшипников, вызываемую посадками с ц0,
тягом, и по этим данным на основе рабочих допусков рассчитывал
средние осевые перемещения. В этом случае предварительный нат?
установленного подшипника проверяется по моменту трения 3
ведущей шестерне. Так как в общем случае предварительный натЗ
имеет достаточно большое поле допуска, то повторно пормальн
установить можно только очень малые шестерни.
3. Третий и наиболее доступный метод, лишенный источнике^
погрешностей в предыдущих методах, основан на том, что измеряется
расстояние между внутренними кольцами установленных подшипнц.
ков, например, с помощью приспособления, представленного L
рис. 2.34. При первой пробной установке ведущей шестерни между
внутренним кольцом подшипника со стороны фланца и уступом
вала помещают более толстую, чем необходимо, регулировочную
прокладку известной толщины Во, в результате чего в подшипниках
заведомо образуется зазор. Затем при обоих направлениях вращения
ведущая шестерня нагружается в осевом направлении, и с индика-
тора считываются показания осевого зазора в подшипниках
При замере шестерня должна вращаться, чтобы ролики могли пра-
вильно установиться в подшипнике. После этого можно рассчитатя
окончательную толщину регулировочной прокладки: В - Во —
— бро — 6И(О — ба110. В этом выражении баМ или ба110 находятся
из расчета осевой деформации подшипника как со стороны фланцая
так и со стороны зубчатого венца с учетом предварительного натяга
силой Fq. Так как для нормальной
работы зацепления необходимости в
посадке с натягом внутреннего коль-
ца подшипника со стороны^ фланца
Рис. 2.34. Измерение осевого за-
зора при установке ведущей ше-
стерни. — Помещено с разрешения
фирмы СКФ
Рис. 2.33. Приспособление для опре-
деления положения ведущей ше-
стерни. — Помещено с разрешения
фирмы С КФ
42
т0 этот метод установки менее сложен, чем первоначально
fleT’ может показаться.
9то едует еще раз обратить внимание на то, что осевой зазор дол-
быть измерен при условии вращения шестерни, так как в про-
’ случае ролики не будут точно прилегать к бурту, в резуль-
^НОчего будет получен зазор меньший, чем в действительности.
таТе тих же' соображений (чтобы ролики не заклинивались между
И3 3 мИ и точно прилегали к бурту) ведущая шестерня должна
КйПаться и при затягивании фланца.
вРао описанных методах правильной установки в качестве мер
рднатяга используют также момент трения в подшипниках или
упругую деформацию. Момент трения замерить просто, однако
иХд-Г метод имеет существенные недостатки. При нагрузке трение
ЭТ неприработанном коническом подшипнике зависит главным
Образом от плотности прилегания торцов роликов и буртов и ка-
чества их поверхностей. Поэтому по основным размерам подшипника
нельзя делать заключение о моменте трения после приработки.
Так как глубина неровностей торцовой поверхности роликов и буртов
очень мала, то форма буртов выбирается такой, чтобы обеспечивалась
наилучшая гидродинамическая смазка. Подшипники обычно при-
| рабатываются после 100 км пробега. Это означает, что момент трения
I снижается до своей минимальной величины, которая составляет
около 20 % начальной величины. Если приработанный подшипник
будет устанавливаться с тем же моментом трения, что и неприрабо-
| тайный, то предварительный натяг может получиться в 5 раз больше,
чем в предыдущем случае. Это приведет к тому, что кроме значитель-
ного уменьшения прочности, в подшипниках возникает повышенная
температура, и они могут заклиниться. Поэтому, например, при
осмотре или ремонте главной передачи ведущего моста следует
следить за тем, чтобы приработанные подшипники были установлены
правильно. Кроме того, отрицательным в замере момента трения
является то, что при этом мегоде подшипник удается установить
тем точнее, чем больше у него первоначальный момент трения.
очевидно, противоречит стремлению, основанному иа иной
предпосылке — получить подшипники с минимальным моментом
трения.
Если в качестве меры предварительного натяга подшипников
пользовать упругую деформацию, то тогда зависимость между
инк ЗК°^ и ДМ^рмацией будет определяться размерами подшип-
пол?В изменяя установки, для каждого подшипника можно
Она^Чнть одну и ту же силу предварительного натяга, следовательно,
лец Не зависит от того, приработан подшипник или где он установ-
с За натягом: в картере или иа валу. Если одно из колец установлено
ЭдемеР°М’ Т° его диаметР П°Д действием нагрузки на вращающийся
I И*фс.пНТ увелиЧнвается, вследствие чего возрастают и его осевые
Коль,1~ации’ ^казанное увеличение зависит от размера зазора между
няетсяМ поДшипника и картером или валом. Так как зазор изме-
Ф°рма ,В иР^лах допуска, то зависимость между нагрузкой и де-
ннеи не однозначна.
43
Рис. 2.35. Приспособление для установки ведущей
шестерни, регулировка подшипников которой
осуществляется с помощью деформируемой дистан-
ционной втулки. — Помещено с разрешения фирмы
СКФ
Рис. 2.36. Опытная установка ведущей шестерни
в приспособлении, показанном на рис. 2.35:
1 — гидравлический пресс; 2 — гайка; 3 — тарельчатая
пружина. — Помещено с разрешения фирмы СКФ 122]
При установке главных передач в условиях серийного проиэ
во детва подшипники ведущей шестерни иногда устанавливают авге
матически. Пример использования приспособления, работающег
по принципу замера момента трения, показан па рис. 2.35. Гайк
на валу ведущей шестерни затягивается с частотой вращения, ш
сколько большей, чем частота вращения шестерни. В результат
подшипники получают некоторый предварительный натяг, увеличм
вается момент трения на шестерне, дистанционная втулка оказы
вается пластически деформированной на несколько миллиметро
в осевом направлении. Создаваемый трением в подшипнике крутя
щий момент контролируется динамометром, который прн достижени:
определенного момента трения выключает приводной двигагель.
На рис. 2.36 показана установка шестерни главной передач!
в приспособлении для замера осевого зазора, показанного и
рис. 2.37. Это приспособление рекомендуется использовать дл:
ведущих мостов сравнительно малых размеров. Прежде всего затя
гивается гайка 2 (см. рис. 2.36). Благодаря тарельчатым пружина!
сохраняется рекомендуемая для осевой затяжки подшипника i
фланца нагрузка, предварительно созданная прессом. Затем ше
стерня и стакаи подшипников помещаются в приспособление, а фла
нец соединяется с пневмоцилиндром, который нагружает шестерик
двусторонней переменной силой (см. рис. 2.37). После управляющие
рычаг 4 переводится из своего верхнего положения 5 вниз, червячнае
передача 2 посредством резинового фрикционного кольца 3 приводи'
ведущую шестерню в свободное вращательное движение, а штое
индикатора прижимается к ведущей шеЬгерне, и таким образом из
меряется осевой зазор. Затем подшипники ведущей шестерни по
вторно устанавливаются в стакан вместе с дистанционной втулкой,
еньшей по длине измеренного осевого зазора, в связи с чем тре-
хуС->ся предварительный натяг.
Подшипники корпуса дифференциала обычно устанавливают по
хеме X и с помощью гаек или регулировочных прокладок фикси-
Су лт относительно друг друга так, чтобы обеспечивались, с одной
'фороны, точность пятна контакта зубьев, а с другой — предвари-
тельный натяг подшипников. В процессе установки подшипники
следует несколько раз провернуть, чтобы ролики точно прилегали
к бортам.
Рекомендации фирмы ФАГ (FAG). Для оценки предварительного
натяга фирма рекомендует измерять момент трения в подшипниках
(щиур обвивается вокруг вала и измеряется момент трения с помощью
пружинного динамометра или к фланцу крепится горизонтальная
балка с передвижными грузами) [24].
Момент треиия должен замеряться перед установкой уплотни-
телей. Если замер проводится при установленных уплотнителях,
то можно вычесть средний момент из найденной величины, но в этом
случае значительно снижается надежность замера.
’Момент трения, соответствующий необходимому предваритель-
ному натягу, находится в пределах диапазона:
0,8—1,5 Н-м, когда ведущая шестерня устанавливается кон-
сольно на двух конических подшипниках (см. рис. 2.11);
0,5—1 Н-м, когда фиксирующая опора выполнена из пары
конических подшипников, расположенных по схеме Ох.
1 Установка конических подшипников, при которой перпендикуляры, прове-
денные к осям роликов, пересекаются с осью подшипников за пределами простран-
ства между подшипниками. — Прим. пер.
^ис. 2.37. Приспособление для установки ведущих шестерен:
гайка; 2 — червячная передача; 3 — фрикционное резиновое колесо; 4 — рычаг упра-
вления; 5 — верхнее положение рычага управления; 6 — место соединения; 7 — пневмо-
,Д'индр; 3 — ось вращения; 9 — прерыватель тока. — Помещено с разрешения фирмы
[26]
45
Фланец вала ведущей шестерни часто крепят той же гайкой!
которую используют для регулировки подшипников. В ЭТИХ ( ту’
чаях, чтобы фланец был установлен жестко и не имел биения Во
время работы, внутреннее кольцо подшипника должно быть прижатя
к неподвижному свободному уступу вала или к дистанционной
втулке. Точная установка подшипников достигается с помощь^]
регулировочных прокладок, устанавливаемых между внутренние
кольцом подшипника и уступом вала, или путем перешлифовк1Я
дистанционной втулки. I
Если вместо массивной втулки применяется тонкостенная (см.
рис. 2.13). которая при регулировке подшипников упруго деформи-
руется по своей длине, то эта втулка должна быть на 0,1—0,2 мм
длиннее максимального расстояния между обоими кольцами под-]
шипников. В зависимости от того, как совпадают допуски по ширине,!
втулка подвергается короблению на длине от 0,1 до 1 мм.
Если подшипник ошибочно установлен с большим натягом и
регулировочную гайку приходится ослаблять, го нужно заменить
втулку, так как после деформации втулка будет слишком короткой,!
что снизит силу зажима фланца. I
Установка ведомой шестерни также осуществляется с неболь
шим предварительным натягом. Измерение ее момента трения почти
невозможно, так как установлена ведущая шестерня и при замере
ее надо также вращать. Поэтому предварительный натяг проверяют’
следующим образом. Прежде всего определяют расстояние без учета
зазора, например по измерениям осевого зазора индикатором или
размеров отдельных элементов. Требуемый предварительный натяг
достигается путем добавления соответствующих регулировочный
прокладок или закручивания на определенный угол регулировоч-
ной гайки. Величина осевого смещения зависит от упругости всей
конструкции и находится в пределах диапазона 0,02—0,05 мм.
2.1.7. Регулировка зазоров в зацеплении
Регулировка зацепления главной передачи основана на изменений
положения зубчатых колес при сохранении необходимого бокового’
зазора. Правильное положение зубчатых колес достигается пугем
перемещения как ведущей шестерни, так и ведомой.
Боковой зазор зависит от размеров главной передачи и ее кон-
струкции. Согласно рекомендациям фирмы «Глисон у орке» эт<И
зазор находится в пределах диапазона 0,1—0,3 мм (для модулей
3,2—4,2) и 0,4 мм (для модулей 10—12,7 мм).
Регулировка правильного положения шестерен производится
путем проверки пятна контакта. В табл. 2.2 показаны неправильные
пятна контакта между зубьями и указана необходимая при это^
регулировка.
Осевая регулировка ведущей шестерни главной передачи мож^
проводиться двумя способами. Если подшипник ведущей шестери!
установлен непосредственно в картере главной передачи, то пере'
мещение ведущей шестерни осуществляется путем изменения колч
46
установка шестерен главном передачи автомобиля «Стар-266»
2.2-
Пятно контакта Схема регулировки Описание регулировки
I Нормальное пятно контак- та. Регулировки не тре- буется
ж—" Ведомую шестерню необхо- димо приблизить к оси веду- щей, сохраняя зазор ме- жду зубьями 0,2 мм
Ведомую шестерню следует отодвинуть от ведущей, со- храняя зазор между 3j бьями 0,4 мм
J Ведомую шестерню требует- ся отодвинуть от оси веду- щей, а ведущую приблизить к оси ведомой, сохраняя при этом зазор между зубья- ми 0,2—0,4 мм
fzzj Ведомую шестерню надо приблизить к оси ведущей, а ведущую отодвинуть от оси ведомой, сохраняя зазор между зубьями 0,2—0,4 мм
чества регулировочных прокладок 2, установленных либо между
наружным кольцом подшипника со стороны зубчатого венца н кар-
тером (см. рис. 2.11, в, 2.12, а, 2.13, б), либо между внутренним
кольцом этого подшипника и уступом зубчатого венца (см.
Рис. 2.11, б). Оба эти способа неудобны, так как требуется вынимать
ведущую шестерню.
Существуют конструкции, в которых не предусмотрена отдельная
Регулировка зазора в зацеплении; она осуществляется одновременно
с Регулировкой зазора в подшипниках.
Если подшипники ведущей шестерни установлены в стакане,
Рикрепленном к картеру главной передачи болтами, проходящими
ерез фланец стакана, то осевые перемещения ведущей шестерни
и^лнруются с помощью прокладок (см. рис. 2.11, а, 2.12, а, б
ф б; 214, а, 2.15—2.18, 2.21, 2.22, 2.23 и 2.25), размещаемых между
неог Цем стакана и картером главной передачи, причем для этого нет
Оче Ход-Имости вынимать ведущую шестерню. Такая конструкция
Нь Удобна, но выше по стоимости предыдущей.
47
В конструкции опоры ведущей шестерни с двойным конически^
роликовым подшипником (см. рис. 2.24) расстояние от ведущей
шестерни до оси ведомой шестерни устанавливается с помощьJ
закаленных стальных прокладок 2, которые располагают с внутрем
ней стороны между торцом наружного кольца и крышкой подшип-
ника. Продольная регулировка ведомой шестерни может осуще.
ствляться либо с помощью прокладок, установленных между под.]
шипником и картером дифференциала, либо с помощью кольцевых
гаек с наружной резьбой.
При этом следует повернуть на определенный угол гайку, опи-1
рающуюся на наружное кольцо подшипника ведомой шестерни,
и повернуть на такой же угол гайку с противоположной стороны.
Рис. 2.38. Упор ведомой шестерни главной передачи, выполненный в виде: I
а — болта с наконечником; б — штифта с бронзовым торцом; в — диска, установленного
на игольчатом подшипнике; 1 — болт; 2 — бронзовый наконечник; 3 — гайка крепления!
4 — штифт; б — приклепанный бронзовый торец; 6 — Диск
Эту регулировку можно также проводить путем перестановки про-
кладок с одной стороны на другую, но без изменения общего числа
прокладок, чтобы не нарушилось состояние отрегулированных
подшипников. При больших осевых силах в целях разгрузки под-,
шипников на линии действия осевой силы, возникающей в зацепле]
нин, иногда для ведомой шестерни ставят опоры скольжения. Они
воспринимают часть осевой силы, когда деформация ведомой ше-
стерни становится слишком большой. Обычно в качестве опоры при-
меняют болт, завернутый в картер главной передачи и снабженным
сменным наконечником (рис. 2.38).
2.1.8. Посадки подшипников
Рекомендации фирмы ФАГ. В главных передачах ведущего моста!
внутренние кольца всех подшипников вращаются под нагрузкой!
Внутренние кольца подшипников должны иметь в основном посадки
с натягом. Наружные кольца, когда это необходимо из соображений
установки подшипников, могут иметь посадку с зазором.
В связи с установкой ведущей шестерни в конических подшип-
никах часто должны регулироваться и внутренние кольца. Учитывав
важность точной установки, в этих случаях необходимо отказываться
от основного принципа и выбирать для внутреннего кольца фикси!
рующего подшипника посадку с зазором. •
Фирма ФАГ рекомендует следующие посадки для подшипников!
[24];
48
цля шариковых подшипников (только в случае установки ведомой шестерни
регулировке с помощью наружных колец) вал Л6, корпус J6;
пР” дЛЯ' роликовых подшипников вал Й6-/п5, корпус Л6;
В лЛЯ двухрядных шариковых радиально-упорных подшипников вал k5, кор-
для подшипников с двойным внутренним кольцом (как упорных) вал k5, кор-
пус £8; , v
' цля конических подшипников (регулируемых с помощью внутренних колец),
пал /6, корпус Мб;
D а с помощью наружных колец, вал /?6-т6, корпус J6.
Рис. 2.39. Отклонения от параллельности и соосности при установке ведущей
ше^рли по данным фирмы ФАГ [24]
Если для регулировки зубчатого зацепления применяются стаканы (см.
Рис. 2.23), то рекомендуется для стакана посадка Л6 и для корпуса — 7/6. Оваль-
ность и конусность посадочных отверстий ие должны превышать 50 % допуска на
Диаметр.
За максимальные отклонения от параллельности и соосности можно принять
Следующие (рис. 2.39): поперечное перемещение обеих посадочных поверхностей
° 0,05 мм на каждые 100 мм расстояния между подшипниками; осевое биение
плоскости прилегания на валу b = 0.02 мм и в корпусе b = 0.04 мм.
Рекомендации фирмы СКФ [26]. Оиа предлагает следующие по-
илки для подшипников.
... 1 Ведущей шестерни: корпус Кб, вал ведущей шестерни под конический под-
чини со стороны зубчатого венца тб или /5 фланца Л6;
В Под роликовый подшипник при d 40 мм k& и d > 40 мм т€>.
к * Дифференциал а при установке подшипников по наружному кольцу J7,
РгВс дифференциала под шариковые подшипники тб1 и роликовые лб1; прбме-
Ыый вал корпус Л, вал тб.
Феп ^опУски можно несколько изменить с учетом толщины стенки корпуса диф-
Ния н Кроме того, допуски можно рассчитать для каждого случая примене-
* используя рекомендации автора, данные им во второй главе книги [11*].
49
2.1.9. Смазывание и уплотнение подшипников
В главных передачах ведущего моста для смазывания применяют,
исключительно жидкие масла, причем подшипники качения и зуб-
чатые колеса смазываются одним и тем же маслом. Из-за больших
нагрузок в конических и гипоидных передачах применяются только
гипоидные масла.
Раньше сомневались в том, что подшипники качения могут!
смазываться гипоидными маслами, так как они содержали добавки,
которые приводили к коррозии и повышенному изнашиванию под-
Рнс. 2.40. Уровень масла в главной передаче
шипников. К гипоидным маслам современных марок это уже не
относится, поэтому оии годятся для смазывания подшипников.
В то же время, если для подшипников дифференциала масля
подается путем разбрызгивания в достаточной степени, то для под!
шипников ведущей шестерни, особенно подшипника, расположен-!
кого со стороны фланца, необходимо предусматривать специальные
подводящие и отводящие каналы. Опыт показывает, что при некое
торых конструкциях главных передач заднего моста происходит!
несколько большее изнашивание переднего подшипника, чем зад-1
него, хотя задний подшипник нагружен сильнее. Это можно объяхЯ
нить недостаточностью смазки при определенных частотах вращения
и дорожных подъемах. На рис. 2.40 представлена главная передачаЛ
в которой подшипники ведущей шестерни смазываются следующие
образом: прн вращении ведущей шестерни масло захватывается £4
и центробежной силой забрасывается на стенки картера. Прн этой
масло собирается в пространстве между обоими подшипниками
ведущей шестерни, проходит непосредственно через подшипники *м
возвращается в масляную ванну; масло сливается в ванну от зад1
него подшипника непосредственно, а от переднего — через отводя]
щий канал.
50
Рис. 2.41. Стенд для за-
мера количества масла,
подводимого к перед-
нему подшипнику веду-
щей шестерни главной
передачи. — Помещено
с разрешения фирмы
СКФ [22]
Испытательные устройства. Чтобы точнее установить законо-
мерности, связанные со смазкой таким способом главных передач
во время эксплуатации, фирма СКФ [221 создала в своей лаборато-
рии в г. Лутоне (ФРГ) специальное испытательное устройство.
Оно состоит из испытательного стенда (рис. 2.41) и испытательной
модели (рис. 2.42). На испытательном стенде были проверены раз-
личные главные передачи в имитированных (приближенных к дей-
ствительным) условиях эксплуатации, причем объем подводимого
к подшипникам масла измерялся при разных частотах вращения
и на разных подъемах. На модели картер разрезан и прикрыт листом
из прозрачного плексигласа. Таким образом, имеется возможность
наблюдать движение масла в разных условиях. Установлено большое
совпадение между движением масла, наблюдаемым на испытательной
модели, и результатами испытаний на стенде.
Исследования на испытательном стенде. На стенде изучались
различные главные передачи. Для имитации разгона автомобиля
в холодном состоянии применялось обычное масло для главной
передачи, в целях имитации движения автомобиля при нормальной
эксплуатационной температуре (100 "С) применялось масло меньшей
вязкости. Движение масла измерялось при частотах вращения ве-
дущей шестерни, соответствующих скорости автомобиля 0—145 км'ч,
и при наклонных положениях ведущей шестерни, соответствующих
Уклону дороги 1 : 3. Путем наблюдений для разных главных пере-
дач были установлены общие характерные особенности, которые
отрицательно влияют иа подвод масла к переднему подшипнику.
Для определения факторов, влияющих на перемещение масла
в додели, была сделана серия замеров при разных частотах вращения
• 2-42. Испытатель-
моДель главной пе-
с Д чц. — Помещено
ск^а\^]еиия фирЛ1Ы
51
й использовании обычного гипоидного масла. Было установлбнЛ
следующее. Когда ведомая шестерня вращается, масло частично
отжимается назад к стенке картера, а частично поступает к подшцц!
никам ведущей шестерни. При частотах вращения до 100 об/ммЯ
масло собирается на зубчатом венце ведомой шестерни и образуД
там масляную пленку толщиной около 6 мм (рис. 2.43, а). При боль-
шей частоте вращения масло отбрасывается от ведомой шестерни
При 150 об/мин масло достигает отводящего канала и по нему - J
переднего подшипника (рис. 2.43, б). При частоте вращения 250 об'мин
масло отбрасывается на уступ в верхней части картера, в связи с чем
часть масляного потока сбрасывается в канал (рис. 2.43, е). ВыяЯ
иено, что при частоте вращения 150 об/мин (16 км'ч), т. е. при дви!
жении автомобиля на понижающей передаче, в такого рода главным
передачах могут возникнуть трудности с подводом масла к перед-
нему подшипнику. Затруднения, связанные со смазыванием, воз-
растают еще больше, когда автомобиль движется на подъем.
Испытания показывают, что масло отбрасывается не зубьям Я
как это предполагалось ранее, а контуром зубчатого венца ведом 44
шестерни. Так как в большинстве исследованных передач bxiM
в отводящий канал находился напротив зубьев, масло отбрасывало^!
главным образом на стенку картера сбоку от входа в канал. В связи!
с этим количество масла, подводимое к переднему подшипники
было незначительным.
Из этих соображений ведомая шестерня сдвигалась в сторону та
чтобы зубчатый венец располагался напротив входа в отводят и
канал. Для изучения влияния этого смещения исследования были
начаты с частоты вращения 150 об/мин, причем сразу было по'1т
тверждено, что количество масла, достигающего передний подшич|
ряс. 2.44. Снижение уровня h масла
в зависимости от поперечного сечения
/ отводящего канала:
, _ высокая вязкость масла; 2 — малая
пячкость масла. Помещено с разрешения
фирмы С КФ [22]
Рис. 2.45. Зависимость частоты вра-
щения п ведомой шестерни, при кото-
рой масло начинает достигать отводя-
щего канала, от расстояния I между
венцом ведомой шестерни и передним
краем входа в отводящий канал. —
Помещено с разрешения фирмы
СКФ [22]
ник, значительно увеличилось (см. рис. 2.43, в). При частоте вра-
щения 250 об. мин масло направлялось главным образом ко входу
в канал, так что количество масла, достигающего переднего подшип-
ника, еще более увеличилось, хотя поток масла еще частично на-
правлялся на уступ картера (см. рис. 2.43, д).
Указания по конструированию главных передач. На основании
проведенных исследований можно дать надежные общие рекомен-
дации по совершенствованию конструкции передач такого типа
с точки зрения их смазывания. Прежде всего следует принимать
во внимание следующие положения.
1. Чтобы передний подшипник ведущей шестерни хорошо сма-
зывался при малых частотах вращения, уровень масла ие должен
снижаться. Как только ведомая шестерня начинает вращаться,
часть масла выходит из отводящего канала. Уровень масла несколько
снижается, но тем меньше, чем больше сечение канала (рис. 2.44).
Если известно расстояние между горизонтальными осями симметрии
ведомой и ведущей шестерен и уровень .масла в картере передачи,
то поперечное сечение отводящего канала должно быть выполнено
таким, чтобы переднего подшипника во время эксплуатации достигало
Достаточное количество масла, независимо от снижения его уровня.
2. Частота вращения ведомой шестерни, при которой масло
отбрасывается назад через отводящий канал к подшипникам ведущей
^естерпи, зависит от расстояния между ведомой шестерней и ниж-
им краем входа в отводящий канал. Чем меньше это расстояние,
(ри 2°лее своевременно масло достигает отводящего канала
От 3- Количество масла, отбрасываемое ведомой шестерней, зависит
Ширины зубчатого венца ведомой шестерни (рис. 2.46). Продви-
«ие Масла может быть также улучшено за счет соответствующего
’улпения ведомой шестерни.
Код ' 1 Лещадь сечения и положение отводящего канала определяют
нчество масла, подводимого к переднему подшипнику ведущей
Рис. 2.46. Зависимость максималь-
ного потока масла q от ширины b венца
ведомой шестерни:
/ — высокая вязкость масла; 2 — малая
вязкость масла. — Помещено с разреше-
ния фирмы СКФ [221
а, л/мам
Рис. 2.47. Зависимость максимам
ного потока масла q от площади Л
поперечного сечения отводящего ка-
нала:
/ — высокая вязкость масла; 2 —
вязкость масла. — Помещено с разр. м-
ния фирмы СКФ [22 ]
шестерни Сечение должно быть настолько большим, чтобы могло
проходить достаточное количество масла (рис. 2.47).
Вход в канал должен располагаться точно напротив зубчатого
венца ведомой шестерни. Кроме того, передний крап входа в канал
должен быть расположен параллельно венцу, а задний должен!
быть выполнен так, чтобы происходило зачерпывание.
2.1.10. Примеры конструкций конической главной передачи
Автомобиль «Варшава» . Главная передача автомобиля «Вар-
шава» состоит из пары конических шестерен с круговыми зубьями
нарезанными по методу Глисон-формейт (рис. 2.48). Эти шестерни
изготовляют из стали 18ХГТ, цементируют на глубину 1,2—1,5 мм
и закаливают до твердости HRC 58—62. Шестерни прирабатываю®
и подбирают в пары по малой шумности и правильному пятну кон-
такта, поэтому менять шестерни по отдельности недопустимо (только
парами). В целях устранения возможных погрешностей ведомая и
ведущая шестерни имеют общие четырехзначный номер и допуск на
монтажный размер М или расчетное расстояние от торцовой п «г
скости ведомой шестерни до оси ведущей [22*]. Числа от — 0,3
до +0,1 обозначают в десятых долях миллиметра допуск на откло-
нение от расчетного размера, в пределах которого шестерни зацеп-
ляются правильно и имеют установленный на заводе боковой за юи
Сохранение этого зазора обязательно в целях обеспечения малошуМ'
пой работы н надлежащей прочности главной передачи.
Вал 14 (рис. 2.48) ведущей шестерни установлен в двухрядной
коническом подшипнике 11 и роликовом подшипнике 15, распсЛЯ
женном в передней части картера. Наружное кольцо подшипника "
вставлено в отверстие картера и зафиксировано крышкой 10. ПоД'
шипник зажат гайкой 7 через ступицу 5 фланца и маслоотражатель Я
Ведомая шестерня 14 опирается на два конических подшипника [
внутренние кольца которых установлены на шейках корпуса I
54
аЛеренниала, а наружные в отверстиях картера главной пере-
и и его крышки 10 Преднатяг подшипника 11 регулируется
Да,омоЩЬЮ дистанционного кольца 12 толщиной • 0 мм и прокладок 13
сПстали Ю толщиной 0,1, 0,15 и 0,25 мм. Они располагаются между
!!!вцами внутренних колец.
Т расстояние ведущей шестерни от оси ведомой устанавливается
омощыо прокладок 5, изготовляемых из стали 60Г и закаляемых
С твердости HRC 38—48. Эти прокладки размещают с внутренней
кфоны между торцом наружного кольца и отверстием крышки 10.
кольца и отверстием крышки 10.
12
13
а с- 2-48, Главная передача и дифференциал автомобиля «Варшава-223»:
/ Продольный разрез; б разрез по масляным каналам подшипников ведущей шестерни;
педомт)Н|1Ческий подшипник; 2 — корпус дифференциала; 3 — картер заднего моста; 4 —
1 <я шестерня; 5 — прокладки для регулировки осевой установки ведущей шестерни;
Перед acjl «отражатель; 7 “ гайка фланца ведущей шестерни; 8 — ступица фланца главной
ЧесКий В’ ~ сальник; 10 - крышка картера главной передачи; 11 — двухрядный кони-
Рнтед. нодшипник; 12 — дистанционное кольцо; 13 — прокладки для регулировки предва-
”°Attiun Г° натяга подшипников; 14 — ведущая коническая шестерня; 15 — роликовый
*?еГо — картер хлавпой передачи; 17 — уплотнительная прокладка картера зад-
ние ллСта’ 1$ — регулировочная прокладка, 19 — отверстие для отвода масла; 20 — отвер-
тя подвода масла
55
В соответствии с потребностями прокладки 5 выполняют разное
толщин от 1,43 до 1-73 мм с шагом 0,05 мм, и кроме того, толщиной
1,25, 1,30 и 1,35 мм.
Положение ведомой шестерни и преднатяг подшипников дифф^!
ренциала регулируют путем изменения числа и толщины проклЛ
док 18, размещаемых между торцами внутренних колец подшипни-
ков 1 и уступами корпуса дифференциала. Эти прокладки выполняют
из стали 10 толщиной 0,1; 0,15; 0,25 и 0,50 мм.
Дифференциал с прямозубыми коническими шестернями состоит
из двух полуосевых шестерен и двух сателлитов, подвижно уста-
новленных на оси. Все эти детали выполнены из стали 18ХГТ и
цементированы на глубину 0,9—1,2 мм. Твердость зубьев сателлитов
HRC 58—65, а зубьев полуосевых шестерен и поверхностей оси
сателлитов не менее HRC 58. Корпус дифференциала отливается
из ковкого чугуна и является цельным, фиксация осей сателлитов
в корпусе дифференциала осуществляется цилиндрическим штифтом
из стали 45 твердостью HRC 46—50. После сборки дифференциала и
установки штифта для исключения его выпадения край отверстия
в нескольких местах сминается. Между картером дифференциала,,
полуосевыми шестернями и сателлитами установлены опорные кольца
из стали 10, предохраняющие поверхности шестерен и корпуса диф-
ференциала от изнашивания.
Для смазывания шестерен и подшипников главной передачи
применяется масло, находящееся в картере, уровень которого
доходит непосредственно до мест крепления К подшипнику 11
масло подводится через канал 20 и отводится от него через канал 19.
Объем масла в заднем мосту составляет 1,1л. Наливание масла и его
выпуск осуществляются соответственно через заливное и сливное
отверстия, закрываемые пробками. Протекание масла со стороны
фланца ведущей шестерни предотвращается маслоотражателем 6
и сальником 9, который скользит по ступице 8 фланца.
Способы регулировки главной передачи (преднатяга конических
подшипников, бокбвого зазора в зацеплении и пятна контакта!
зубьев) подробно рассмотрены в работе [22*].
Грузовые автомобили «Стар-28» и «Стар-29». Главная пере-
дача этих автомобилей состоит из конических шестерен, имеющих
круговые зубья типа «Глисон» (рис. 2.49). Для регулировки осевого
зазора в подшипниках ведущей шестерни служит гайка, а для регуИ
лировки бокового зазора в зацеплении — стальные регулировочные
прокладки. Минимальный окружной зазор составляет 0,15—0,2 мм.
В целях предотвращения прогиба ведомой шестерни при максималь-
ных нагрузках предусмотрен упорный винт с закаленным након-.’Чи
ником. Зазор между упорным винтом и шестерней должен быть
в пределах диапазона 0,1—0,125 мм.
Способ регулировки главной передачи (преднатяга подшипникояЛ
бокового зазора и пятна контакта) подробно рассмотрен в работе
[16*1.
Грузовой автомобиль «Фиат 130 NC». Современным конструк!
тивным уровнем характеризуются главная передача и дифференциал]
56
24.
Рис, 2.49. Главная передача и дифференциал грузового автомобиля «Стар’ 29»
1 ~~ ведущая шестерня; 2 — конические подшипники; 3 — роликовый подшипник; 4 — ведо-
мая шестерня; 5 — левая чашка дифференциала; 6 — правая чашка Дифференциала; 7 —
^Одический подшипник дифференциала; 8 — регулировочная гайка; 9 — крышка подшип-
ника; 1о — шплинт — проволока; 11 — стопор регулировочной гайки; 12 — болт стопора;
d ~ сателлит; 14 — шестерня полуоси; 15 — оси сателлитов; 16 — опорная шайба сател-
лита; и _ опорная шайба шестерни полуоси; 18 — стакан подшипников ведущей шестерни;
•Л" картер главной передачи; 20 — гайка крепления стакана подшипников; 21 — регули-
Ровочная прокладка; 22 — упорный винт ведомой шестерни; 23 — гайка регулировки под-
Ипников; 24 — вилка карданного шарнира; 25 — сальник; 26 прокладка; 27 — кожух
‘оДшипииков; 28 - пружинное кольцо; 29 — болты крепления чашек дифференциала
(рис. 2.50) этого грузового автомобиля средней грузоподъемности
2^ИЗельным Двигателем мощностью 106 кВт при частоте вращения
|600 об/мин (максимальный крутящий момент 490 Н-м прн
*^00 об/мин). Передаточное число конической передачи с круговыми
57
зубьями типа «Глисон» равно 5,125. Регулировка осевого зазорг
подшипников и продольной установки ведущей шестерни проводите!
та же, что и для главной передачи на рис. 2.22, причем требования,
касающиеся этой регулировки, содержатся в работе [34*1. I
Автомобиль «Хэншель» . На рис. 2.51 показаны главная пере-
дача и дифференциал этого автомобиля. В связи с тем, что при дви-
жении автомобиля вперед ведущая шестерня главной передач»
вращается против часовой стрелки (вследствие применения двух-
вальной раздаточной коробки) 1 *, ведомая шестерня располагается
с правой стороны ведущей конической шестерни
Автомобили БелАЗ. Конструкция заднего моста автомобиля
БелАЗ-548А [2* ] показана на рис. 2.99. Задние мосты автомобиле!
БелАЗ-540 и БелАЗ-548А унифицированы и отличаются от покакай
ного на рис. 2.99 размерами деталей, конструкцией главной передачи
и небольшими конструктивными изменениями других деталей: ве-
дущий мост одноосного автомобильного тягача отличается от заД‘
него моста автомобиля БелАЗ-548А конструкцией дифференциала»
картера заднего моста и ступиц колес, выполняющих роль зубчаты!
венцов шестерен.
Двухступенчатая передача автомобилей БелАЗ-540 и Б ел АЗ -540А
(рис. 2.52, а) выполнена разнесенной. Первую ступень составляв!
коническая главная передача (с дифференциалом, прикрепленный
к ведомой шестерне), вторую — планетарная передача, встроенная
в ступицу колеса (см. рис. 2.99).
1 Двухвальная двухступенчатая раздаточная коробка автомобилей «X9*
шель HS 115» и «Хэишель HS20HAK» описана в работе [13*].
58
69
28 27
Рис. 2.52. Коническая передач!
и дифференциал задних ведущи
мостов автомобилей БелАЗ "40
и БелЛЗ-540А |2*]:
а — разрез; б — схема смазки по|
шипников; 1 — крышка; 2 — мае.,
отражатель; 3. 4 и 12— коннчтсЯ
опорные подшипники; 5 — С1акан
подшипников ведущей шеек рни;
6 — регулировочные прокладки; 7 I
роликовый подшипник.' 6 — стопор
ное кольцо; S — головка упс;.н«Г5
винта; 10 — уплотнительное колыд
11 — винт упора; 13 — гайка; 14 I
стопор гайки: 15 — крышка под
шипника дифференциала; 16 — пра-
вая чашка дифференциала; i7 <
ведомая шестерня; 18 — сате л л И1
дифференциала: /5 — крестовина диф-
ференциала; 20 и 25 — втулки бро»
зовые; 21 — левая чашка ДнфферМ!-
циала; 22 и 24 — опорные бронзоМ
шайбы; 23 — черпак масляный; 26 —
шестерня полуоси; 27 — втулка; 28 i
шплинт; 29 — ведущая шестери!
30 — картер передачи заднего моста
3/и 32 —дистанционные втулки; 33
регулировочная прокладка; 34 >
сальники; 35 — фланец ведущей шв
стерпи
В целях подвода масла к подшипникам ведущей шестерни в кар
тере 5 главной передачи и прокладках 6 проделаны соответствующие
каналы. К главному каналу картера главной передачи масло от
брасывается ведомой шестерней при движении автомобиля вперед
а далее движется самотеком и под- влиянием вращающихся част-ei
масло протекает так, как показано на рис. 2.52, б, смазывая иа своего
пути подшипники 3 и 4 (см. рис. 2.52, а). При сборке главной пере»
Рис. 2.53. Коническая главная передача в заднем ведущем мосту автомобиля
«БелАЗ-548» (2*J:
В— <5лги€ц BepjiLtn шестерни, 2— сальник: 3-- крышка; 4 шариковый радмально-
алорчый однородный подшит-'к к (н« разборный); 5 и 32— дистанционные втулки; 6 —
наконечник упорного винта; 7 — уплотнительное кольцо; 8 — упорный винт; 9 — гайка;
10 - конический подшипник дифференциала; 11 -- стопор гайки; 12 — крышка иодшии-
нк 13 — чашка дифференциала правая; 14 — ведомая шестерня главной передачи; 15 —
Шестерня полуоси, 16 к 20 — упорные бронзовые шайбы; П — крестовина дифференциала;
II и бронзовые втулки; 19 — сателлит; 21 — левая чашка Дифференциала; 23 — втулка;
. I картер главной передачи; 25 — упорное кольцо; 26 и 29 — роликовые подшипники;
<7 — коническая шестерня главной передачи заднего моста; 28 — упорное кольцо; 30 —
регулировочные прокладки; 31 — стакан подшипников ведущей шестерни главной пере-
дачи; 32 — дистанционная коническая втулка
Дачи необходимо обеспечивать полное совпадение каналов в упомя-
нутых деталях, как это показано на схеме смазывания (рис. 2.52, б).
В главной передаче заднего моста автомобиля БелАЗ-548А
(рнс. 2.53) ведущая шестерня устанавливается на четырех под-
шипниках: двух однорядных шариковых радиально-упорных под-
шипниках 4 и двух роликовых подшипниках 26 и 29.
Главная передача автотягача БелАЗ-531 такая же, как и в обыч-
ном дорожном грузовом автомобиле, — повернутая и отличается
Только дифференциалом повышенного трения (рис. 2.54). Сател-
литы 10 дифференциала имеют шайбы 6. Штифт 7 предохраняет
Шайбу от проворачивания относительно сателлита. Увеличение
Механического сопротивления работе дифференциала достигается
за счет увеличения поверхности трения между шайбой 6 и опорной
Шайбой И.
В главной передаче предусмотрены следующие регулировки:
^Дшипников ведущей шестерни, зацепления конических шестерен
Равной передачи, подшипников дифференциала, зазора между
61
Рис. 2.54. Дифференциал
«БелАЗ-531» [2*]:
/ и 5 чашки дифференциала; 2 и <
бронзовые втулки; 3 и 11 — опор
бронзовые шайбы; 4 — ведомая ше< ie
полуоси; 6 — шайба сателлита; 7 — шт;
8 — крестовина; 10 — сателлит
наконечником упорного болт
и торцовой поверхностью веде
мой шестерни. Способы Bbinoj
нения указанных регулирово:
подробно рассмотрены в рабе
те [2*].
2.1.11, Специальные конструкции конической передачи моста
Автобус «Фиат-412» [33*1. В этом автобусе с задним попереч!
расположенным двигателем и карданным валом, идущим под угл<
от коробки передач, применены две конические передачи с угле
Рис. 2.55. Коническаи передача привода к установленной под углом коробке ив®
дач автобуса «Фиат-412» с задним поперечно расположенным двигателем, имеют*
угол между осями Е =5^ 90° (передаточное число 25 : 23 — 1,087) [33* ]
62
Р0С 2.56. Коническая пере-
лача с Углом между осями
Р 90° (передаточное чис-
37:20= 1,85) в зад-
нем ведущем мосту авто-
буса «Фиат-412» с задним
поперечно установленным
двигателем 133*]:
< картер главной передачи;
2 — прокладка для регули-
ровки зазора в зацеплении; 3 —
Кланги ведущей шестерни:
х — полуось; 5 — шестерня
полуоси; ’6 — опорная шайба
шестерни полуоси; 7 — ребро
корпуса дифференциала; 8 —
ведомая шестерня; 9 — сател-
лит; Ю — корпус дифферен-
циала; 11 — картер моста
между осями £ #= 90°: одна при соединении с коробкой передач
(рис. 2.55), другая — с задним мостом (рис. 2.56). Вторую ступень
передачи образуют планетарные передачи, размещенные в ступицах
колес (см. рис. 2.98).
Автомобиль «Пинцгауэр». Ведущий мост этого автомобиля
высокой проходимости фирмы «Штейер-Даймлер-Пух» (см. рис. 2.88)
имеет две конические передачи-, расположенные в средней части
моста, две бесшарнирные качающиеся полуоси и две прямозубые
цилиндрические бортовые передачи (рис. 2.57).
Картер главной передачи моста (см. рис. 2.56), отливаемый из
легкого сплава, состоит из двух частей и заключает внутри себя обе
конические передачи, дифференциал и подшипники качающихся
полуосей. В отличие от ранее рассмотренных конструкции в этой
конструкции ’дифференциал расположен переД главными переда-
чами.
Передаточное число конических передач составляет 2,846 при
числах зубьев 13 и 37. Установленный на подшипниках в картере
Идущий вал (вал дифференциала) выполняет роль опоры для обеих
jKeciepen главной передачи и конических шестерен дифференциала.
Перпендикулярно ведущему валу в картере главной передачи на
ПоДШИпниках располагаются вильчатые концы обеих качающихся
колуосей. В них установлены на подшипниках ведомые шестерни
Конических передач, которые качаются вместе с полуосями вокруг
1ВеДУщих шестерен, но при этом всегда сохраняется контакт между
РУбьями ведомой и ведущей шестерен каждой полу осн.
Чашеобразная втулка ведомой шестерни имеет внутренние шлицы
соединения с ведущим валом колеса.
63
64
Автомобиль «Татра lli»< Другой вид привода, полученный
с помощью двух ведущих конических шестерен и двух ведомых и
примененный в этом автомобиле, показан на рис. 6.21 и 8.16.
g 1,12. Примеры конструкций гипоидной главной передачи
Автомобиль «Фиат-125Р» [17*. 26*1. На рис. 2.58 представ-
лена гипоидная главная передача этого автомобиля. Ведущая ше-
стерня установлена в подшипниках, как на рис. 2.13, а, а ведомая —
в соответствии с конструкцией, изображенной на рис. 2.26. Гипоид-
ная главная передача располагается в картере 7, соединяемом
^семью болтами с картером моста. Точное продольное положение
ведущей шестерни 3 достигается с помощью одной из 12 прокладок 5.
дни выполняются толщиной 2,4—3,3 мм с шагом 0,05 мм.
Предварительный натяг подшипников создается с помощью
упругой дистанционной втулки 4 при заворачивании гайки 2 с опре-
деленным моментом. Для регулировки предварительного натяга
подшипников дифференциала и осевого положения ведомой ше-
стерни служат резьбовые кольца 6. Боковой зазор в зацеплении
шестерен дифференциала регулируется прокладками 9. Их изго-
товляют толщиной 1,95—2,1 мм с шагом 0,05 мм.
Способы регулировки главной передачи (предварительного на-
тяга подшипников, бокового зазора и пятна контакта зубьев) под-
робно рассмотрены в работе
117*]. Требования, касаю-
щиеся регулировки главной
передачи, приведены в
табл. 2.3.
Автомобиль «Москвич-
412» [1* ]. Задний мост этого
автомобиля имеет гипоидную
главную передачу (рис. 2.59)
с передаточным числом 4,22,
причем число зубьев веду-
щей шестерни равно 7, а ве-
домой шестерни — 38. В
автомобилях «Москвич-427»
РИс- 2.58. Главная передача и диф-
'₽еРенциал автомобиля «Фиат-125Р»:
ИоТг каРТсР главной передачи заднего
стм/ 2 ~ гайка фланца ведущей ше-
дист и’ 3 — ведущая шестерня; 4 —•
Кл1алан11иоиное кольцо; 5 — про-
ВедГ?КаАля регулировки положения
Рету ей Ц|естеРни; 6 — кольцо для
Зкеи|7ировки подшипников и поло-
Анфи>Я ВеАомой шестерни; 7 — корпус
s ~ ведомая ше-
вой ,,я’ 5 — опорная шайба полуосе-
‘"сстерпи
к 3 ..
L МСК1ВИЧ 3.
65
Рис. 2.59. Главная передача заднего места автомобиля «Москвич-412» [1*]: I
1 — картер главной ‘передачи; 2 — ведущая шестерня; 3 — регулировочная гайка недомой
шестерни; 4 — подшипник дифференциала (и ведомой шестерни); 5 — корпус дифференци-
ала; 6 — стопор регулировочной гайки; 7 — шестерня полуоси; 8 — сателлит; 9 — ось са-
теллитов; 10 — ведомая шестерня; 11 — штифт крепления корпуса; 12 — болт крепления
ведомой шестерни; 13 — задний подшипник ведущей шестерни; 14 — прокладки для регу-
лировки установки ведущей шестерни; 15— дистанционная втулка; 16— прокладки для
регулировки предварительного натяга подшипников; 17 — передний подшипиик ведуний
шестерни; 18 — опорная шайба фланца; 19 — сальник фланца ведущей шестерни; 21’ —
фланец ведущей шестерни; 21 — гайка; 22 — шайба; 23 — маслоотражатель; 24 — б
крепления крышки подшипника; 25 — крышка подшипника Дифференциала; А, Б — иаи
ляные каналы
(с кузовом универсал) и «Москвич-434» (с кузовом фургон) пере-
даточное число главной передачи увеличено до 4,55, причем число
зубьев ведущей шестерни равно 9, а ведомой шестерни — 41. Это I
было сделано в связи с большой массой автомобилей для увеличеГ
ния силы тяги на ведущих колесах.
Гипоидное смещение ведущей шестерни главной передачи равно
32 мм. Литой чугунный картер главной передачи крепится к кар'
теру заднего моста болтами с пружинными шайбами. В картере 1
2.3. Требования, касающиеся регулировки главной передачи автомобиля
«Фиат-125Р»
Боковой зазор в зубьях главной передачи, мм
Предварительный натяг подшипников дифференциала, мм
Максимальная разница величин боковых зазоров, мм
0,1—0,15
0,08—0,1
0,03
/рцс. 2.59) на двух конических подшипниках установлена ведущая
Шестерня 2, а на шариковых — ведомая шестерня 10.
Предварительный натяг конических подшипников регулируется
с помощью комплекта стальных прокладок 16 разной толщины
/0,05; 0,08; 0,12; 0,25 и 0,4 мм), которые устанавливаются между
^тулкой 15 и внутренним кольцом подшипника 17. В результате
предварительного натяга достигается бесшумная и надежная работа
передачи.
Положение ведущей шестерни по отношению к ведомой в осевом
направлении регулируется с помощью комплекта прокладок 14
разной толщины (0,05; 0,08; 0,12 и 0,25 мм), причем они устанавли-
ваются под торцовую поверхность наружного кольца конического
подшипника 13.
Для стопорения гайки 21 на конце вала ведущей шестерни пре-
дусмотрен продольный паз. Когда гайка завернута, ее верхняя
цилиндрическая часть вминается в паз, что предотвращает самопро-
извольное отворачивание гайки.
К фланцу 20 ведущей шестерни, установленному на шлицах
вала ведущей шестерни, болтами прикреплен задний шарнир кардан-
ного вала. В целях предотвращения вытекания масла из картера
применяется резиновый самоподжимной сальник 19.
Для обеспечения точного прилегания рабочей поверхности саль-
ника к шейке фланца и уменьшения изнашивания поверхности
фланца ее шлифуют, а затем полируют. В целях отбрасывания
масла внутрь картера на шейке фланца нарезана мелкая левая
винтовая канавка для стока масла.
Ведомая шестерня центрируется на цилиндрическом пояске
корпуса 5 дифференциала и крепится к нему восемью болтами.
Подшипники 4 корпуса дифференциала устанавливаются в крон-
штейнах картера главной передачи. Кронштейны имеют крышки 25,
сняв которые можно вынуть дифференциал вместе с ведомой ше-
стерней главной передачи. Кронштейны обрабатываются вместе
с крышками, и поэтому эти крышки недопустимо менять местами.
Чтобы не перепутать крышки, на них выбивают соответствующие
метки. Подшипники дифференциала крепятся в кронштейнах с по-
мощью двух регулировочных гаек 3, фиксируемых в необходимом
Положении стопорами 6.
С помощью гаек 3 устанавливают ведомую шестерню на необхо-
димом расстоянии от ведущей шестерни и обеспечивают предвари-
тельный натяг подшипников 4. Стопоры 6 имеют с одной стороны
°Дин выступ, а с другой — два. Между двумя выступами выполнено
Уилубление. Оно позволяет осуществить точную регулировку поло-
жения гаек 3, так как их можно зафиксировать либо выступом сто-
5*°Ра. введенным между двумя соседними радиальными выступами
аики, либо выступом гайки, вводимым в углубление стопора. Таким
способом достигается погрешность регулировки, не превышающая
ч оборота гайки.
Корпус дифференциала автомобиля «Москвич-412» выполнен как
д,1° целое, а не раздельным, составленным из двух частей. Это
; 67
обеспечивает большую жесткость корпуса п более точную обработку
его внутренней рабочей поверхности. В дифференциале иа оси g
установлены два конических сателлита Л Ось закрепляется в кор.
пусе с помощью штифта, запрессованного в отверстие корпуса диф-
ференциала. Для лучшей подачи масла в места установки сателли-
тов на оси выполнены лыски. В осевом направлении сателлит®
своими торцовыми сферическими поверхностями упираются во
внутреннюю сферическую поверхность корпуса 5 дифференциала!
В чугунном корпусе предусмотрены два окна для ввода сателлитов
и шестерен полуосей при сборке дифференциала.
Шестерни полуосей 7 по своим шлифованным шейкам сцентри-1
рованы с цилиндрическими отверстиями корпуса дифференциала!
В осевом направлении шлифованные торцовые поверхности шестерен
опираются на внутренние торцовые поверхности корпуса. Сателлиты!
имеют по 10 зубьев, а шестерни полуосей — по 14.
Подшипники,дифференциала и ведущей шестерни главной пере-
дачи смазываются гипоидным маслом, применяемым для смазывания
шестерен главной передачи. В картере предусмотрены каналы 1
и Б, улучшающие циркуляцию масла через подшипники ведущей
шестерни, которые масло не только смазывает, но и охлаждает.
Способ регулировки главной передачи (предварительного натяга
подшипников, бокового зазора в зацеплении и пятна контакта
зубьев) подробно рассмотрен в работе [3*].
Автомобиль ГАЗ-53А. Техническая характеристика заднего веду!
щего моста автомобиля ГАЗ-53А следующая:
Число зубьев ведущей шестерни
Число зубьев ведомой шестерни ... ....
Размеры конических подшипников, мм:
переднего подшипника ведущей шестерни (27308У) .
заднего подшипника ведущей шестерни (27709У) . .
дифференциала (6Н 807813)..........................
Размеры роликового подшипника ведущей шестерни (102605). . .
Биение ведомой шестерни в сборе с дифференциалом (в плоскости
прилегания к фланцу корпуса дифференциала), мм.............
Зазор между сателлитом и крестовиной, мм...................
Зазор между ступицей шестерни полуоси и корпусом дифферен-
циала, мм..................................................
Толщина опорной шайбы, мм:
для шестерни полуоси . . .
для сателлита...............
Масса заднего моста (без колес), кг ... . .........
6
41
90X 40 ' 25,5
100X45X32
110X65X30,5
62у25 24 1
0,15
0,060—0,150
0,065 0,151
1,71—0,04
1,710,04
255
Ось ведущей гипоидной шестерни смещена вниз на 32 мм
(рис. 2.60). Ведущая шестерня выполнена с левым направлением I
зуба, ведомая — с правым. Гипоидные шестерни в производстве»
подбираются по пятну контакта, в связи с чем прн замене одной
шестерни следует заменять и другую, взаимодействующую с первой
Зубчатый венец ведущей шестерни выполнен за одно целое с ве
дущпм валом 20. На задний конец вала установлен до упора в joP'
цовую поверхность зубчатого венца роликовый подшипник 27.
который фиксируется стопорным кольцом 28. При сборке кольИ^Н
68
3 4 5
69
надевается на шип рядом с канавкой, а затем сжимается и углуб-
ляется в канавку.
Внутреннее кольцо среднего конического подшипника 25 напреет
совано на гладкую шейку вала до упора в торцовую поверхность
зубчатого венца, а внутреннее кольцо переднего конического под-
шипника 22 установлено и а шейке вала ведущей шестерни с неболь-
шим зазором. Благодаря этому имеется возможность легко снимать
кольцо при регулировке натяга конических подшипников. Наруж-
ные кольца подшипников вставлены в отверстие стакана подшип-
ников до упора в бурт.
Между внутренними кольцами конических подшипников уста-
новлено дистанционное кольцо 23 и регулировочные прокладки 24,
с помощью которых регулируется предварительный натяг кониче-
ских подшипников, причем толщина прокладок составляет 0,15;
0,2 и 0,25 мм. На шлицах вала ведущей шестерни располагаются
маслоотражатель 21 и фланец 18 карданного шарнира. Все детали,
устанавливаемые иа валу ведущей шестерни, стягиваются гайкой 19.
Завернутая гайка стопорится шплинтом, вставляемым в отверстие
резьбового конца вала ведущей шестерни и в соответствующий
вырез и а гайке. При помощи фланца 18 ведущая шестерня соедм
няется с задним концом карданного вала. К фланцу приварен штам-
пованный отражатель, предохраняющий сальник 17 от попадания
грязи и повреждений посторонними предметами. Сальник, предотп
вращающий вытекание масла из главной передачи моста, вставлен
в литую крышку 15, которая сцентрирована по наружной поверх-
ности фланца стакана 14.
На наружной поверхности маслоотражателя 21 нарезаны спи-
ральные канавки, по которым при вращении маслоотражателя
масло отбрасывается от сальника. Между крышкой 15 и стаканом, |
прикрепленным к картеру с помощью шести болтов диаметром!
12 мм, расположена картонная прокладка.
Для регулировки положения ведущей шестерни при замене
изношенных шестерен главной передачи между торцовыми поверх-
ностями стакана и картера на заводе устанавливается пакет регули-1
ровочных прокладок. Толщина пакета равна 1,5 мм, а толщина
прокладок, входящих в состав пакета, составляет 0,1 (две штуки),
0,25 мм (две штуки), и 0,8 мм (одна штука).
На ведомой шестерне имеются 12 равномерно расположенных
отверстий для болтов крепления шестерни к корпусу дифференциала!
и проточка для предотвращения отворачивания болтов; с этой жч
целью на болтах выполнены соответствующие вырезы. Болты ста-
вятся так, как показано на рис. 2.60. Болты крепления ведомой
шесчерни изготовляют методом холодной штамповки из хромовой
стали и подвергают термообработке. На резьбовую часть болтов
навернуты гайки с коронками, которые стопорятся шплинтами-1
Подшипники ведущей шестерни смазываются принудительно
с помощью специального устройства, состоящего из отводящей
масло трубки 7, свободно установленной в отверстии картера глав-
ной передачи и зафиксированной посредством бол га 6 и опорной
70
поскисти тарелки 5, а также пружины 4, резьбовой пробки 3.
Пая прохождения масла предусмотрены каналы 8 и 9. Трубка 7
Вбирается в поверхность ведомой шестерни и собирает увлекаемое
Шестерней масло. Зачем масло через верхний канал 8 подводится
1. подшипникам и отводится от иих через нижний канал 9. Трубка
прижимается к шестерне резьбовой пробкой 3 через пружину 4
"Тарелку 5.
При больших нагрузках на задний мост ведомая шестерня от-
£одьг от ведущей, в связи с чем правильное взаимодействие зубьев
нарушается. Для ограничения отхода зубьев ведомой шестерни
оТ зубьев ведущей шестерни в картер главной передачи вводится
упор'- Он состоит из стального винта 12, втулки и стопорной гайки.
Йа наружном конце упорного винта для ключа выполнены лыски.
При эксплуатации авч-омобиля не рекомендуется изменять положе-
ние упорного винта. Регулировку следуеч' проводить только в слу-
чае ослабления затяжки гайки. С этой целью нужно завернуть
винг до упора, затем отвернуть на % оборота и застопорить гайку.
Пр этом следует иметь в виду, что втулка усгановлена на упорном
винте с зазором и поэтому при значительном отворачивании винта
(белее 6 мм) втулка может отделиться от пего.
С правой стороны картера передачи имеется резьбовое отверстие,
закрываемое пробкой 26. Через это отверстие, которое одновременно
является контрольным, заливается масло. Так как отверстие на-
ходится в области зацепления шестерен главной передачи, то его
используют для осмотра зубьев ведущей шестерни без разборки
моста.
Дифференциал состоит из оси сателлитов 37 (крестовины), четы-
рех сачеллитов 11, двух шестерен 34 полуосей, картера дифферен-
циала, опорных шайб 13 и 33 соответственно для сателлитов и ше-
стерен полуосей, а также масляного черпака 10. Крестовина имеет
четыре шипа, на которых свободно установлены сателлиты. Для
смазывания трущихся поверхностей сателлитов и крестовины на
ее шипах выполнены плоские вырезы. Концы шипов жестко зак-
реплены в отверстиях корпуса дифференциала.
I Зубья сателлитов находятся в постоянном зацеплении с венцами
шестерен полуосей, свободно установленных в отверстиях корпуса
Дифференциала. В двух впадинах между зубьями шестерен полу-
осей просверлены масляные отверстия. Шестерни полуосей соеди-
нены с полуосями посредством шлицев.
В целях уменьшения изнашивания трущихся поверхностей са-
геллиты и полуосевые шестерни снабжены опорными шайбами 13
и 33, изготовляемыми из низкоуглеродистой стали и подвергаемыми
Цианированию, закалке, фосфотации солями железа и марганца.
Фосфотации подвергаются также шестерни дифференциала н кре-
Стовина. Чтобы улучшить смазку трущихся поверхностей на поверх-
ностях шайб, обращенных к полуосевым шестерням, выполняются
Полусферические углубления.
Корпус дифференциала состоит из двух частей, отлитых из ков-
Ного чугуна, и соединенных болтами. Болты фиксируются от про-
71
ворота шплинтами. С левой стороны в отверстии корпуса установлен Я
отлитый из ковкого чугуна масляный черпак 10, закрепленный бол-И
том и опорной пластиной. При каждом обороте корпуса дифферен-
циала масляный черпак подает масло из картера моста к внутренним
поверхностям корпуса дифференциала, причем масло смазывает все
трущиеся поверхности дифференциала и затем, через отверстия в кор-
пусе дифференциала, стекает в картер моста. Корпус дифференциале
вращается на двух конических подшипниках, установленных в кар-
тере и крышке 39 картера главной передачи и закрепленных с по-
мощью гаек 36. Отверстия картера главной передачи и крышек,
предназначенные для подшипников, обрабатываются совместно, i
причем при этом одновременно нарезается и резьба для болтов.
Вследствие этого после разборки главной передачи крышки необхо-
димо устанавливать на свои места так, чтобы онн снова заняли исход-
ное положение. Для точной установки крышки 39 на ее торцовых
поверхностях сделаны два отверстия, в которые запрессованы уста-
новочные штифты 38 таким образом, что их конические концы вы-
ступают над торцовыми поверхностями. Для окончательной обра-
ботки отверстий под подшипники и нарезки резьбы крышки вместе
со штифтами притягиваются к картеру болтами 46. При затягивании
болтов конические выступы штифтов вдавливаются в металл картера,
и на прилегающих поверхностях корпуса появляются конические
углубления в форме штифтов. Устанавливая крышки на место, I
штифты следует совмещать с углублениями в картере.
Предварительный натяг подшипников дифференциала регули-
руется с помощью гаек 36. С их помощью также регулируется поло-
жение ведомой шестерни, т. е. боковой зазор и пятно контакта.
Главная передача и дифференциал составляют единый сбороч-
ный узел, который посредством десяти болтов диаметром 12 мм
крепится к картеру заднего моста. В картере главной передачи
имеются два резьбовых отверстия диаметром 10 мм, в которые ввер-
тываются болты при снятии главной передачи. Между фланцем
картера главной передачи и прилегающей плоскостью усилителя
заднего моста устанавливается картонная прокладка толщиной
0,5 мм.
Способ регулировки главной передачи (предварительного на-
тяга конических подшипников, бокового зазора и пятна контакта
зубьев) подробно рассмотрен в работе [3*1.
2.2. ЧЕРВЯЧНЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Червячные главные передачи чаще всего применяют в автобусах,
например в начале 60-х годов более х/3 всех моделей английских авто-
бусов было снабжено червячной главной передачей (например,
автобус «Лейланд»). Червячные передачи получили также широкое
применение на многоосных автомобилях (например, американские
трехосные автомобили «Питербилд» и английские «Эткинсон», че-
тырехосные автомобили «Торникрофт», «Элбнон», «Седдон» и др-)’ |
Хотя и редко, но червячные передачи находят применение и в иа1
72
стоящее время в автомобилях других типов (например, в двухосном
автомобиле «Кепуорт», легковых автомобилях «Пежо-403» и
<(Пежо-404» и т. п.).
Характерной конструктивной особенностью червячной передачи
является то, что оси червяка и червячного колеса перпендикулярны
друг другу и не лежат в одной плоскости. Червяк может находиться
как над червячным колесом, так и под ним (рис. 2.61). Такие кон-
струкции будем называть передачей с верхним или нижним червяком.
Передаточное число червячной передачи, выраженное отношением
частоты вращения червячного колеса к частоте вращения червяка,
равно отношению числа зубьев червячного колеса к числу заходов
червяка. Червячные передачи отличают многие преимущества
1. Малые габариты и масса при
большом передаточном числе пере-
дачи. Если в легковых автомобилях
с одноступенчатой главной переда-
чей, выполненной из пары кониче-
ских или гипоидных колес, получают
передаточное число в пределах диа-
пазона 2,5—5,5, а в грузовых авто-
мобилях — 4,5—7,2 при использо-
вании конической передачи или 8,2 в
случае применения гипоидной переда-
чи (см. рис. 2.8), то в червячной пе-
Рис. 2.61. Схема червячной глав-
ной передачи:
редаче при ЗНаЧИТеЛЬИОМ ее нагруже- а — с верхним червяком; б — с ниж-
нин можно использовать передаточ- ним червяком
ное число в пределах диапазона 8—12.
2. Малая шумность и высокая плавность работы, обусловливае-
мая продольным скольжением зубьев. Вследствие этого динамиче-
ские нагрузки, вызываемые погрешностями изготовления, в червяч-
ной передаче значительно меньше, чем в конической передаче (в рав-
ных условиях эксплуатации и при той же точности изготовления);
3. Имеется возможность для опускания карданного вала при
размещении червяка снизу. В этом случае не требуется предусма-
тривать туннель в полу автомобиля, что очень важно для автомо-
билей с низкой рамой или низко расположенным полом.
4. Существует возможность удобного и простого конструктив-
ного выполнения привода к мостам многоосных автомобилей при
использовании верхнего червяка, что позволяет просто осуществлять
привод от промежуточного моста к последующему ведущему (см.
рис. 2.61, а н 8.14).
Более подробного рассмотрения требует последний пункт. Малые
размеры червячной передачи определяются небольшим числом
зубьев червячного колеса, которое необходимо для получения плав-
кой работы с малым шумом. Кроме того, в червячной передаче меньше
Удельная нагрузка в пятие контакта зубьев, чем в конической и
гипоидной передачах. Это объясняется тем, что в зубчатых пере-
дачах меньший радиус кривизны имеют зубья ведущей шестерни,
в то время как в червячных передачах — зубья червячного колеса.
73
Радиус кривизны зубьев червячного колеса приблизительно во
столько раз больше радиуса кривизны зубьев ведущей шестери!
зубчатой передачи, во сколько раз диаметр червячного колеся
больше диаметра ведущего колеса.
Отношение диаметров ведущего звена dL червячной передачи
и ведомого d2 значительно больше, чем в конических передачах!
причем d2 = dt (z^/zj) tg ym, где Zj и г2 — число соответственна
зубьев червячного колеса и заходов червяка; ут — угол винтовой
линии червяка Обычно угол ут < 45°, поэтому d.. < dx (zjzx).
В конических передачах отношение диаметров ведущего и ведомого
колес равно отношению соответствующих чисел зубьев.
При обычно применяемом для червячных передач угле ут 1
: 25—35° и одинаковых диаметрах ведущих звеньев диаметр чер]
вяка получается в 1,7—2,15 раза больше диаметра соответствую
щей конической шестерни. При большем диаметре вала ведущего
звена червячная передача оказывается более жесткой, что позволяет^
получать более точное зацепление. Размеры червячной и конической
передач различаются тем больше, чем больше передаточное число
главной передачи, особенно при /д 5.
В качестве недостатков червячной передачи можно указат®
сложность и высокую стоимость изготовления (поэтому червячный
привод применяют прежде всего в автомобилях высшего класса)!
меньший КПД червячной передачи. Основными причинами мень-
шего КПД червячной передачи являются потери, обусловливаемые
продольным скольжением зубьев червяка относительно зубьев чер-
вячного колеса, менее подходящий для образования масляной
пленки характер относительного скольжения зубьев червяка и
червячного колеса.
Дополнительные потери мощности на трение в зубьях можно оце-
нить с помощью КПД, причем когда ведущим является червяк]
'П Tm^'tg (угп’Ч- р), а когда ведущим является червячное колесо]
т] tg (Tm p)-tg ута, где р — угол трения между зубьями червяка
и червячного колеса; tg р р (и, — коэффициент трения).
На рис. 2.62 даны кривые, характеризующие зависимость КПД 8
от коэффициента трения р и угла винтовой линии ут. Коэффициент
трения зависит от многих конструктивных и эксплуатационных
параметров. Большое влияние на его величину имеет скорость сколь-
жения витков червяка по зубьям червячного колеса (рис. 2.63).
С увеличением скорости скольжения коэффициент трения убывает]
В целях уменьшения коэффициента трения стремятся всегда
создать такие условия для скольжения, при которых между рабо-
тающими поверхностями образуется масляная пленка, исключа-
ющая их непосредственный контакт. При взаимном скольжении
криволинейных поверхностей наиболее выгодные условия для обра-
зования масляной пленки существуют тогда, когда направление
скорости скольжения перпендикулярно касательной к поверхности
скольжения. В зубчатых передачах, в которых скольжение проис-
ходит только вдоль профиля, направление скорости скольжении
перпендикулярно касательной, и условия образования масляной
74
рис. 2.62. Зависимость КПД ц чер-
вячной передачи от коэффициента тре-
ния j-i и угла винтовой линии червяка ут
Рис. 2.63. Зависимость коэффициента
трения от скорости скольжения:
1 минеральное масло; 2 — касторовое
масло
пленки наиболее оптимальные. В червячных передачах относитель-
ная скорость скольжения во многих точках контакта направлена
под углом к касательной, поэтому условия для образования масля-
ной пленки плохие. Таким образом, при одинаковых условиях
эксплуатации значение КПД червячной передачи меньше, чем у ко-
нической передачи.
Изготовляемые в настоящее время червячные передачи имеют
значения КПД, близкие к значениям КПД конической передачи.
Однако для получения такого КПД необходимы изготовление зуб-
чатого венца червячного колеса из высококачественной оловянистой
бронзы (11—14 % олова); точное изготовление и обработка поверх-
ности червяка (шлифование и полирование); применение червячной
передачи с большими углами винтовой линии червяка. Необходи-
мость применения дорогостоящих дефицитных материалов и точной
обработки рабочих поверхностей червяка, а также сравнительно
высокая стоимость нарезки червяка объясняют один из перечислен-
ных выше недостатков червячной передачи — ее высокую стоимость
изготовления.
В случае применения червячной передачи с большим углом вин-
товой линии червяка значительно уменьшается разница в размерах
червячной и конической передач. При наиболее оптимальном для
КПД угле близком к 45°, преимущество, заключающееся в ма-
Рис. 2.64. Зависимость КПД т] чер-
вячной передачи от скорости движе-
ния автомобиля:
' легковые автомобили; 2 — грузовые
"Вгомобнлн высокой проходимости
75
Рис. 2.65. Червячная главная передача автобуса «АЕС Ригел марк IV (А ЕС Regal Mark IV)
Рис. 2.66. Червячная главная передача легкового автомобиля «Пежо-404»
Рис. 2.67. Червячная главная передача типа S10 грузового автомобиля В МАЮ
дЬ1х размерах червячной передачи, практически исчезает. Поэтому
Когда, когда размеры червячной передачи имеют основное значение
/например, для автомобилей высокой проходимости), угол винтовой
кинии червяка принимают значительно меньшим 45°. Как следует
нз рис. 2.62, значение КПД червячной передачи сравнительно мало
меняется при изменении угла ут в пределах диапазона 25—45°.
3 этом диапазоне размеры червячной передачи при изменении угла у„г
Уменьшаются гораздо заметнее. Поэтому для автомобилей высокой
проходимости выбирают угол у,п в пределах диапазона 25—30е.
В легковых автомобилях, для которых размеры главной передачи
ие имеют большого значения, в целях увеличения ее КПД угол
винтовой линии принимают равным 35° и больше.
При оптимальных конструктивных параметрах (большой угол у„г),
применении высококачественных материалов (точная обработка)
Н хороших условиях работы (более высокая скорость скольжения,
эффективное смазывание и т. п.) значение КПД червячной передачи
может быть достаточно высоким. Однако червячные главные передачи
часто работают в неблагоприятных условиях, вследствие чего зна-
чения КПД ниже (рис. 2.64) приведенных выше оптимальных
значений.
В автобусах и легковых автомобилях обычно применяют чер-
вячные передачи с низким червяком (рис. 2.65 и 2.66). Применение
червячной передачи такого типа позволяет уменьшить высоту осно-
вания кузова приблизительно на 100—120 мм, т. е. значительно
больше, чем это возможно при гипоидных передачах. Очевидно, что
уменьшение высоты основания кузова позволяет снизить центр
тяжести автомобиля и, следовательно, повысить его устойчивость.
При нижнем положении червяка обязательно применение надежных
уплотнителей в месте выхода вала червяка, так как оно всегда ле-
жит ниже уровня масла.
Для охлаждения червячной передачи, работа которой отличается
большими потерями мощности, картер главной передачи обычно
оребряют н в нем предусматривают большую масляную ванну.
Применение главных передач с верхним червяком (рис. 2.67)
позволяет значительно увеличить дорожный просвет под ведущим
мостом автомобиля. При верхнем положении червяка предъявляются
менее жесткие требования к его уплотнению. Однако условия сма-
зывания червяка в верхнем положении несколько хуже, чем в ниж-
нем. В то же время главная передача с нижним червяком позволяет
Уменьшить дорожный просвет автомобиля.
2-3. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
С точки зрения прочностных й кинематических свойств цилин-
дрическая передача значительно уступает перечисленным выше
типам главных передач. Применение цилиндрической передачи
Определяется необходимостью осуществления привода при попереч-
ном расположении двигателя относительно продольной оси авто-
мобиля. Такая передача используется в легковых автомобилях с ком-
бинированным трансмиссионным агрегатом 113* |.
79
3. ДВУХСТУПЕНЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ МОСТА
Когда требуемое значение передаточного числа одноступенчатой
главной передачи вызывает необходимость применения ведомо^
шестерни слишком большого диаметра, используют двухступенчд.
тую передачу. Ее можно применять для увеличения дорожного
просвета под ведущим мостом и в целях создания проходного мосС
в многоосных автомобилях.
Двухступенчатая передача состоит из двух понижающих пере]
дач, установленных последовательно (участвующих в передаче
крутящего момента от карданного вала к ведущим колесам авто-
мобиля), и в результате общее передаточное число равно произведе] I
нию передаточных чисел обеих понижающих передач. Благодаря
этому просто получить большие понижающие передаточные числа,
необходимые для создания достаточно большой силы тяги на веду-
щих колесах. Следует подчеркнуть, что каждая двухступенчатая
передача является односкоростной, так как она обеспечивает только
одно понижающее передаточное число.
Чаще всего двухступенчатую передачу применяют в грузовых
автомобилях средней и большой грузоподъемности, средних и боль-
ших автобусах, специальных автомобилях, создаваемых на базе
агрегатов грузовых автомобилей средней и большой грузоподъеьЦ
ности или с их использованием. Однако иногда двухступенчатые i
передачи используют в автомобилях, имеющих небольшую мае- I
су, например в легковых автомобилях повышенной проходимости
(полноприводный вариант легкового автомобиля «ФольксвЯ
ген»).
Упомянутые автомобили имеют передачи моста с большим пере-1
даточным числом (обычно 1Д 6,54-11), а зубчатые колеса этих
передач, рассчитанные на восприятие большого крутящего момента, |
имеюг повышенный модуль. Поэтому в случае использования одно-1
ступенчатой передачи диаметр ведущей шестерни в этих автомобилях
был бы слишком большим, а дорожный просвет под ведущим мостом— I
слишком малым. При распределении общего передаточного числа
двухступенчатых передач по отдельным зубчатым парам следует
руководствоваться следующими зависимостями:
передаточное число передачи, передающей крутящий момент
непосредственно к колесам (через дифференциал или после Диф'И
ференциала) должно быть по возможности большим;
передаточное число конической или гипоидной главной передачи
должно быть по возможности малым.
В существующих конструкциях двухступенчатых передач пер^М
даточное число конической или гипоидной передачи лежит в пре1
делах диапазона 1,5—3, чаще всего 1,7—2,5. Возможности умеиь'
шения передаточного числа конической или гипоидной передачи
ограничены, во-первых, размерами ведомой цилиндрической iue"
стерни, которая должна позволять сохранять достаточный доро#'1
пый просвет, а, во-вторых, размерами ведомой шестерни конической
или гипоидной передачи, которые должны быть такими, чтобы ве'
80
п1ая цилиндрическая шестерня не задевала ведущую коническую
Ьдо гипоидную шестерню.
г В конструкциях современных грузовых автомобилей большой
оузоподъемности все больше стремятся применять двухступенчатые
ередачи со второй ступенью из планетарных передач, размещаемых
в ступицах колес.
К Как показали испытания, проведенные фирмой «Даймлер-Бенц»
[61, постоянный рост мощности двигателей в грузовых автомобилях
/рцс. 2.68) определяется необходимостью обеспечения безопасности
движения, сокращения времени движения, увеличения пропуск-
ай способности улиц. Вследствие роста удельной мощности двига-
тедей в грузовых автомобилях
Уменьшилась разница со ско-
ростями более динамичных
Кранспортлых средств. Так,
2 %-ный подъем автопоезд мае-
60
00
ZO
4 £
2,0 5,0 ^0 6,0 /0,0
Удельная мщнослм Овига/пеля,
хВт/т
2.69. Зависимость максимальной
I
hill'*7
II' 0 75
ZZ5
I
Рис. _____ _
скорости автопоезда массой 38 т от удель-
ной мощности двигателя и подъема дороги
/970
Год Оыпуст
Ри. 2.68. Рост мощности двигателей
тузовых автомобилей большой гру-
зопо |ьемности
сой 38 т с двигателем удельной мощностью 5,9 кВт/т может прео-
долеть со скоростью 58,2 км/ч вместо 45,1 км/ч при удельной мощ-
ное и 4,4 кВт/т (рис. 2.69). Этот же автопоезд с удельной мощ-
ное ъю 5,9 кВт.'т при загрузке его наполовину, т. е. массой 27 т
и удельной мощностью 8,3 кВт/т, достиг бы на том же подъеме ско-
рости 74,2 км/ч. В то же время автопоезд с удельной мощностью
Авигсиеля 4,4 кВт/т, загруженный наполовину, имел бы удельную
I Мощность только 6,4 кВт/т и достиг бы скорости только 60,4 км/ч.
I В ерзднем можно принять, что разница в скоростях обусловливается
ПеРедаточными числами.
Увеличение удельной мощности двигателей позволяет достичь
Польшей скорости движения, а также добиться известного прогресса
повышении безопасности движения.
В работе 161 показано, что в результате увеличения удельной
। Ицности двигателя от 4,4 до 5,9 кВт/т можно сократить время
^ИЖения в зависимости от типа дороги и доли пробега вне города
г 6 13 %. Выигрыш во времени движения удовлетворяет требова-
[ьсЯм окупаемости как со стороны отдельных предприятий так и
I его народного хозяйства.
Ну Скорость является также в первом приближении мерилом про-
1 rCKUoft способности на крутых подъемах. Так, увеличение удельной
81
мощности двигателей с 4,4 до 5,9 кВт/т позволяет повысить иа 7 %,
ном подъеме скорость с 17,8 до 23,8 км'Ч.
Современная главная передача должна соответствовать высокД
скоростным двигателям большой мощности и иметь малые размеру
и массу.
Двухступенчатые передачи по конструктивной схеме можно ра3,
делить на две основные группы: передачи, расположенные в сред^
части моста (заключенные в одном картере), и разнесенные передал
(одноступенчатая главная передача располагается в средней части
моста и отдельно размещается связанный с ней привод колес).
3.1. ДВУХСТУПЕНЧАТЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ, РАСПОЛОЖЕННЫЕ
В СРЕДНЕЙ ЧАСТИ МОСТА (ЗАКЛЮЧЕННЫЕ В ОДНОМ КАРТЕРЕ)
Можно выделить следующие виды двухступенчатых главных
передач, размещаемых в одном картере.
1. Двухступенчатая главная передача с поперечным валом и
с конической или гипоидной передачей, расположенной спереди.
В этой конструкции (рис. 2.70, а) _ между конической передачей и
дифференциалом размещена цилиндрическая передача. При малых
расстояниях между шестернями и большом расстоянии от оси ведо-
мой шестерни до торца фланца ведущей шестерни главной перс ;ачи
Рис. 2.70. Схемы двухступенчатых главных передач, расположенных в
части моста (заключенных в одном картере):
|я — С поперечным валом и установленной спереди конической или гипоидной
б - с промежуточным валом и установленной сверху конической пли гипоидной лер' Л
о — с первой ступенью в виде пары цилиндрических шестерен наружною зацеплен» чм
со второй ступенью в виде планетарной передачи
82J
^^2*71. Двухступенчатая главная передача грузового автомобиля <<Фиат-643М>
3 j Фланец ведущей шестерни главной передачи; 2 — ведущая цилиндрическая шестерня;
г 2 ШестеРня полуоси; 4 — ведомая цилиндрическая шестерня; 5 — сателлит; 6 — полуось;
Г jj ®ОДомая коническая шестерня; 8 — ведущая коническая шестерня
вас;с требуется слишком большой угол между соединяемыми валами
к КаРданном шарнире, особенно в полноприводных автомобилях.
Н р Двухступенчатая главная передача с поперечным валом и
ЧейП< Ло>кенный сверху конической или гипоидной главной переда-
ла В этой конструкции (рис. 2.70, б) цилиндрическая передача
ЧЦится над дифференциалом; расстояние от оси до торца фланца
I ДУщей шестерни главной передачи мало.
связи с высоким расположением конической или гипоидной
»РеДачц могут потребоваться изменения в конструкции кузова.
83
Такая главная передача чаще всего применяется в трехосных авто-
мобилях, так как высоко расположенный входной вал позволяет
сделать передачу проходной.
3. Двухступенчатая главная передача с первой сгупенью в виДе
пары цилиндрических шестерен. Такой привод получен в резуль-
тате укорачивания карданного вала в автомобиле с малой базои-
В конструкции, показанной на рис. 2.70, в, требуется выполнен116
ведомой шестерни конической или гипоидной передачи с левь*м
направлением зуба и ее расположения по правую сторону от веД1'
щей шестерни, вращающейся по часовой стрелке.
4. Двухступенчатая главная передача со второй ступенью в вЛ®
планетарной передачи. Такая конструкция (рис. 2.70, г) позволь (
применять коническую или гипоидную передачу с передато»’1
числом, близким к 6, при сохранении общего передаточного
главной передачи около 8,2. Недостатком этой конструкции я
84
тСя высокая рабочая температура, которая создается в резуль^
И .. излишней циркуляции масла во время движения по дороге
т81Юердым покрытием с высокой скоростью. Коронная шестерня
" ( такой конструкции главной передачи вращается примерно
П^1,33 раза быстрее, чем ведомая шестерня в одноступенчатой
г^ной передаче или в обычной двухступенчатой главной пере-
ааЧустановка подшипников. В конструкциях, показанных на
с 2-70, ведущая коническая или гипоидная шестерня может быть
L-гановлена консольно или на двух опорах. Консольная установка
Z-O5. Двухступенчатая главная передача грузового автомобиля с подшнп-
м« фирмы ФАГ [241
85
применяется тогда, когда нет места для размещения заднего по
шипника (на конце ведущей шестерни).
Для установки корпуса дифференциала в двухступенчатой гла
ной передаче используют регулируемые роликовые конические цое'
шипники (рис. 2.71 и 2.72) или шариковые (рис. 2.73). Только в cjj?"
чае цилиндрических прямозубых или шевронных шестерен во
рой ступени главной передачи для установки дифференциала можЯ
применять два роликовых цилиндрических подшипника (см. рис. 2.7г?
Регулировка обычно предусматривается при установке поперт
него вала (рис. 2.70, а и б) на двух конических подшипниках (Сй1
рис. 2.71 и 2.72). Однако также можно использовать схему фикси,
рующий подшипник — плавающий подшипник, располагая дЛя
этого в фиксирующей опоре двухрядный шариковый радиально,
упорный подшипник (см. рис. 2.73) или пару конических подщШ
ников по схеме X.
3.1.1. Примеры конструкций двухступенчатой главной
передачи с поперечным валом и расположенной
спереди конической или гипоидной передачей
На рис. 2.71 показана двухступенчатая главная передача, первая
ступень которой выполнена в виде конической передачи, а вторая -
цилиндрической косозубой. В качестве опор ведущей конической
шестерни применены два конических подшипника, установленные
по схеме О, и цилиндрический роликоподшипник без внутреннего
кольца, причем для регулировки конических подшипников ведущей
конической шестерни предусмотрены регулировочные прокладки
толщиной до 0,05 мм, которые ставят под дистанционное кольцо
между торцами внутренних колец подшипников. Регулировочные
прокладки служат также и для изменения предварительного нагяга
конических подшипников поперечного вала, причем предваритель-
ный натяг этих подшипников составляет 2,5—3 кН (соответству-
ющий момент 2,8—3,4 Н-м). В двухступенчатой главной передаче,
показанной на рис. 2.72. в качестве опор ведущей конической ше-
стерни применены два конических подшипника, установленные по
схеме X, и цилиндрический роликоподшипник. Регулировка кониче-
ских подшипников осуществляется с помощью резьбовой втулки,
поджимающей наружное кольцо конического подшипника со стороны
фланца ведущей шестерни. Положение ведущей шестерни относи-
тельно ведомой изменяется с помощью прокладок между буртоЫ
стакана подшипников и наружным кольцом конического подшипник3
со стороны ведущей шестерни. Для конических подшипников при*
няты следующие посадки: вал kb, корпус J6, а для цилиндрическое0
роликоподшипника — вал kb, корпус /<6.
Поперечный вал размещен обычным способом на конически-*
подшипниках, установленных по схеме X, причем для возможности
регулировки зазора в подшипниках и в зубчатом зацеплении посаДк1.
картера главной передачи и крышки должны быть следующей
вал — kb, корпус — Мб. Способ регулировки конических подШ,,п
86
87
Рис. 2.75. Двухступенчатая главная передача, состоящая из гипоидной и шеврон-
ной передачи (19]
ников принят такой же, как и для подшипников дифференциала,
причем больший конический подшипник воспринимает осевые иа-
грузки от косозубой главной передачи прн движении автомобиля
вперед. Со стороны большего подшипника производится блокировка
дифференциала. Для регулировки предусмотрены прокладки,
устанавливаемые между наружным кольцом меньшего коии®
ского подшипника и картером главной передачи. Для корпуса ДиФ'
ференциала принята посадка kb, а для картера главной перед9'
чи — J6.
На рис. 2.73 показана двухступенчатая главная передача гр№'
вого автомобиля, в которой для опор как ведущей, так и ведом01,
шестерен применена схема фиксирующий подшипник (двухрядны
шарикоподшипник) плавающий подшипник (цилиндрический Р‘
ликоподшипник). В качестве опор для дифференциала использован
регулируемые шарикоподшипники. .
На рис. 2.74 показана обычная двухступенчатая главная перед3
фирмы «Роквелл-стандарт». В этой конструкции ведущая шестеро
типа Глисон (коническая или гипоидная) установлена консоль
на двух конических подшипниках. Иногда, особенно в автомобП‘л
большой грузоподъемности, для главной передачи применяют шеВ^И
88
г те шестерни. В двухступенчатой главной передаче (рис. 2.75)
ступень образуют гипоидные шестерни, а вторую — цилин-
Кцсские шевронные.
। 2. Примеры конструкций двухступенчатой главной передачи
З'дс перечным валом и расположенной сверху конической
гипоидной передачей
I На рис. 2.76 показана в качестве примера конструкция двухсту-
пенчатой главной передачи с поперечным валом и установленной
сВерхУ конической передачей.
Рис. 2.76. Двухступенчатая
главная передача с попереч-
ным валом и установленной
сверху конической или ги-
поидной передачей;
1 — регулировочные про-
кладки
ЗЛ .3. Пример конструкций двухступенчатой главной передачи
с первой ступенью в виде цилиндрической передачи
Английская фирма «Солзбери трансмишн», представляющая собой
Фи. шал Объединения по производству карданных передач «Берфилд
тРачсмишн», предлагает широкий выбор главных передач. Она
Изготовляет мосты с редукторами в ступицах ведущих колес и глав-
йы? передачи. Путем подбора этих узлов можно, в сущности, удов-
летворить всем требованиям при установке ведущего моста. Отдель-
рассмотрения заслуживает главная передача, представленная
рис. 2.77. В этой конструкции используется стандартный диф-
Фершциал (см. рис. 9.1) 08/М, который имеет одинаковые размеры
А*1 я одноступенчатой и двухступенчатой главных передач. В двух-
ступенчатом варианте изменена передняя часть картера, к которой
89
Рис. 2.77. Двухступенчатая главная передача с первой ступенью, выполненной в виде косозубой цилиндрической передачи
фирмы «Солзбери трансмишн» (Salisbury Transmission) [17]
90
I ецится передняя крышка, а вал ведущей шестерни видоизменен
рР размещения косозубой ведомой шестерни, составляющей часть
Епрой ступени передачи. В конструкции используется только одна
tpa гипоидных шестерен с передаточным числом 6,17. Ряд переда-
чных чисел (от 9 до 26) образуется благодаря применению разных
Кдиидрических шестерен в первой ступени передачи. Как и для
^андартной модели 08НА, имеется возможность выбора дифферен-
циал3 с двумя или четырьмя сателлитами. Сохранена возможность
*рНменення чулков картера моста тяжелого типа диаметром 88,9 мм
легкого типа диаметром 69,85 мм.
г В конструкции применены конические подшипники, причем ве-
I чушзя шестерня гипоидной передачи установлена консольно на
I ( (ре конических подшипников, а ведущая цилиндрическая ше-
-jepjin установлена на двух опорах посредством другой пары кони-
ческих подшипников. Предварительный натяг подшипников веду-
I щей гипоидной шестерни осуществляется с помощью составного
трубчатого дистанционного элемента, который дополняет роль
основы для комплекта, состоящего из установочной шайбы, ведомой
цилиндрической шестерни и дистанционной втулки, причем этот
I комплект располагается между внутренними кольцами обоих ко-
нических подшипников. Особенностью этой компактной конструкции
(является очень короткий дистанционный элемент, создание которого
является значительным достижением в области разработки подобных
Iконструкций. Так как гайка фланца ведущей шестерни непосред-
ственно опирается иа внутреннее кольцо наружного подшипника и
обусловливает предварительный натяг подшипников, она должна
быть так надежно застопорена, чтобы исключалась полностью воз-
можность смещения ее с положения, занятого в результате затяжки.
Корончатая гайка допускает определенные отклонения от указан-
ного положения, поэтому в качестве средства стопорения гайки
применено местное закернивание ее внутренней части в продольный
паз, выполненный на резьбовой части ведущей шестерни. Подшип-
ники ведущей цилиндрической шестерни составляют одно целое
с валом, и в них не создают какого-либо предварительного натяга.
В этих подшипниках допускается осевой зазор в пределах диапазона
В,025- 0,075 мм. Этот зазор устанавливается путем подтягивания
I гайки к наружному кольцу крайнего подшипника.
3-1.4. Примеры конструкций двухступенчатой главной передачи
вторая ступень которой выполнена
8 Виде планетарной передачи
Задний мост автомобиля «Скэмел транкер марк II» 1 проекти-
Р°Вался для работы с шестиступенчатой коробкой передач. Так
ак эта коробка передач имела ускоряющую передачу с передаточ-
у Упомянутый десятиступенчатый трансмиссионный агрегат в составе делителя
и пятиступенчатой планетарной коробки передач 7?V-38 фирмы «Селф
«Жинг геарс» описан в работе [13*].
91
передаЧй
зубьям,/
ным числом 0,66, го в главной передаче требовалось большее nCJJl
жающее передаточное число. В связи с этим было признано нецед '
сообразным добиваться его только с помощью конической
Было решено объединить коническую передачу с круговыми
имеющую малое передаточное число и соответственно ведому/]
шестерню малого диаметра, с планетарным механизмом (рис. 2.7g/
Чтобы обеспечить герметичность моста и большую жесткость е/й
балки планетарные передачи были расположены по обеим стор0на
дифференциала. Все зубчатые колеса были размещены в стакан^
большого диаметра, к которым фланцами крепились кожухи полу,
осей. Корпус подшипников ведущей шестерни главной передач^
выполнен в виде отдельной отливки из ковкого чугуна 310 по Бри-
танскому стандарту и крепится к основному картеру главной пе-
редачи.
Ведомая шестерня главной передачи имела диаметр 302,2 мц
поэтому было признано целесообразным установить подшипник на
конце ведущей шестерни. Передняя часть вала ведущей шестерни
расположена на двух шариковых радиально-упорных подшипниках
и роликовом цилиндрическом подшипнике, размещенном непосред-
ственно возле зубчатого венца. Шариковые подшипники имеют вну-
тренний диаметр 45 мм, наружный 120, а высоту 29 мм. Роликовый
подшипник имеет внутренний диаметр 60 мм. Ведущая шестерня
выполнена из стали Ёп 39А или Еп 39В по Британскому стандарту
и имеет диаметр 53,8 мм.
Двенадцать длинных болтов диаметром 14,28 мм соединяют ве-
домую шестерню из стали Еп 39 А или Еп 39В. Стальные кованые
чашки дифференциала изготовлены из стали Еп 120. В дифферен-
циале имеются четыре сателлита из стали Еп 36V, установленные
на втулках из фосфорно-оловянистой бронзы на крестовине с диа-
метром шипов 25,4 мм. Для того чтобы эффективнее использовать
пространство, ступицы полуосевых шестерен из стали Еп 36V вы-
тянуты в сторону средней части главной передачи, а между ступи-
цами и крестовиной расположена втулка из оловянистой бронзы
диаметром 60 мм.
В целях облегчения сборки эти детали располагали во втулке
диаметром 360.68 мм, длиной 310 мм и толщиной 7,85 мм. Тарель-
чатые диски, откованные из стали Еп ЗА с толщиной стенки 309,88 мм»
соединяли болтами с фланцем стакана. В дисках устанавливаются
подшипники дифференциала. Каждый из дисков соединяется с карте-
ром моста через стаканы, изготовленные из нормализованной стали
Еп§, в которых располагаются планетарные передачи. Так как в это*1
конструкции коронная шестерня неподвижна, то ее зубья нарезают
непосредственно в корпусе. Ведущий вал диаметром 39,624 мм с°'
ставляет одно целое с солнечной шестерней, в то время как воД11Л<^
установлено на шлицах полуоси.
Кованая солнечная шестерня выполнена из стали 39А, а ТР‘
сателлита - из стали Еп 354. Каждый сателлит установлен на ДВУ ।
рядном роликовом подшипнике фирмы «Хофман» с внутренним Д,(й
метром 28,448 мм. Втулка подшипника с помощью стального штифт
92
-
Рис. 2.78. Двухступенчатая главная передача грузового автомобиля «.Скэммел транкер марк IV» (Scammell Trunker Mark IV) [20]
93
установлена между водилом и стальным кольцом прямоугольно,- I
сечения толщиной 16 мм. Три болта диаметром 22,225 мм креИ
кольцо к водилу. Кольцо шарикоподшипника, зафиксированное
ступице водила с помощью ганки, опирается на стенку картера пда9
нетарной передачи через кожух полуоси. d’
Параметры зубчатых колес ведущего моста автомобиля сведем,
в табл. 2.4. bI
2.4. Параметры зубчатых колес с углом профиля 20°
ведущего моста автомобиля «Скэмел транкер марк II»
Элемент главной передачи Число зубьев Диаметраль- ный питч 1 Угол спирали
Ведущая шестерня Ведомая шестерня Сателлит дифференциала Шестерня полуоси Солнечная шестерня Коронная шестерня Цилиндрический сателлит 1 Диаметральный питч — число зу< диаметра делительной окружности зубч 22 47 15 26 28 74 23 ьев. приходящ этого колеса. 4 4 5 5 7 7 7 ееся на один — Прим. пер. 2 g 1 1 1 1 1 1SS = ЯзЛ
Полуоси откованы из стали Еп 25 и подвергнуты дробеструйному
наклепу по всей поверхности. Только шлицы закалены ТВЧ.
Полуось, полностью разгруженная, имеет диаметр 59.182 мм
и снабжена фланцем диаметром 259,08 мм, который крепится к сту-
пице десятью болтами диаметром 14,29 мм. Чулки полуосей из
стали 1456 сорта А по Британскому стандарту имеют стенки тол-
щиной 12,7 мм и уменьшаются в диаметре по направлению к наруж-
ным концам, причем их диаметр возле картера передачи равен
190,5 мм, в зоне шейки внутреннего подшипника ступицы - 127 мм
и наружного— 101 мм. Так как в этом автомобиле применяются
сдвоенные колеса, тормозные барабаны крепятся к внутренней
поверхности фланца колеса. Вместе с тормозами, но без рессор И
колес, масса моста 786 кг.
3.2. РАЗНЕСЕННЫЕ ДВУХСТУПЕНЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В таких конструкциях в средней части моста расположена одно-
ступенчатая главная передача, а дополнительная передача, назы-
ваемая приводом колес, размещена за пределами средней части
картера моста, чаще всего возле ведущих колес или внутри пиХ;
Приводы колес встречаются только в автомобилях высокой
проходимости, тяжелых грузовых автомобилях и автобусах. Прим6'
ненне колесных передач усложняет конструкцию ведущего моста»
но упрощает получение больших передаточных чисел, так как ойй
равны произведению передаточного числа главной передачи и колеС5
ной. Если ведущий мост снабжен колесной передачей, то в средНеП
части моста устанавливается коническая или гипоидная главная пере'
дача.
94
Применение колесной передачи увеличивает число деталей ве-
1ущего моста, но не приводит к росту его массы. Это происходит
дЬтому, что основные части ведущего моста (главная передача, диф-
-^еренциал и полуоси) воспринимают меньшие крутящие моменты,
Увеличиваемые в нужной мере лишь в колесных передачах. Благо-
даря этому основные детали ведущего моста могут быть выполнены
1еныпих размеров, а следовательно, с меньшей массой, чем в слу-
чае создания идентичного крутящего момента на ведущих колесах
^средством только одноступенчатой главной передачи.
Можно выделить следующие типы двухступенчатых разнесен-
иях передач.
рис 2.79. Схема привода колес в ведущем мосту автомобиля:
а — наружного зацепления; б — внутреннего зацепления; I — полуось; 2 — ведущая ше-
стерня бортовой передачи; 3 — ведомая шестерня бортовой передачи; 4 — ведущая конн-
чесия шестерня; 5 — ведомая коническая шестерня
1. Одноступенчатая коническая или гипоидная передача в сред-
ней части моста, соединенная с цилиндрической передачей привода
колес наружного (рис. 2.79, а) или внутреннего (рис. 2.79, б) зацеп-
ления, передача наружного зацепления может быть расположена
в отдельном картере между дифференциалом и ступицей колес или
Даже в ступицах колес. Передача внутреннего зацепления обычно
размещается в ступицах колес.
В отличие от ранее описанных конструкций крутящий момент
увеличивается не в главной передаче, а в дополнительной цилиндри-
ческой передаче наружного зацепления, установленной возле сту-
пиц колес или внутри них. В последнем случае возможно применение
передачи внутреннего зацепления. Вследствие разделения общего
передаточного числа средняя главная передача моста и полуоси
Могут быть выполнены меньшими. В результате этого даже при пере-
даче больших крутящих моментов получается необходимый дорож-
ной просвет и сокращается расстояние от фланца ведущей шестерни
Д° середины моста.
Когда цилиндрическую передачу привода колес устанавливают
в СтУпице колеса, ее обычно располагают внутри барабанных тормо-
ши, для чего тормозной барабан должен быть достаточно большим,
бающееся пространство между тормозным барабаном и ободом
Ри развиваемых в настоящее время тормозных усилиях может ока-
аться слишком малым. И в случае дальнейшего роста подводимого
95
крутящего момента было бы очень трудно передавать возникающие
при этом относительно большие силы посредством одной пары
стерен цилиндрической передачи. В этом случае необходимо предЛ
сматривать возможность применения усиленных подшипников
зубчатых колес.
2. Одноступенчатая коническая или гипоидная главная иеЛ
дача, соединенная с планетарной передачей, расположенной в сту.
лицах колес. В ведущем мосту с планетарными передачами в ступи,
цах колес крутящий момент, подводимый к ведущему колесу авто-
мобиля, непосредственно преобразуется в тяговую силу.
Рис. 2.80. Схемы конструкций планетарных передач, изображенных иа рисунках:
а — 2.94— 2.101; б — 2.102—2.103; в — ,2.104—2.105: г — 2.106—2.108
Такая конструкция имеет следующие преимущества: малые
размеры конической или гипоидной главной передачи; малое рас-
стояние от середины моста до фланца ведущей шестерни главной
передачи; планетарная передача располагается вне тормозов; со-
осное положение шестерен, передающих крутящий момент; разделе-
ние передаваемого крутящего момента между несколькими (обычно
три или пять) сателлитами; компактность; малые частота вращения
и скольжение зубьев; высокий КПД и более равномерное распреде-
ление статических сил внутри главной передачи.
Существует^ ного*конструкций планетарных колесных передач,
размещаемых^ ведущих колесах, в которых используются различ-
ные кинематические схемы (рис. 2.80), причем у каждой из рассма-
триваемых конструкций имеется свое кинематическое передаточное
число.
3.2.1. Примеры конструкций конической или гипоидной
главной передачи, связанной с цилиндрическими передачами
привода колес
В этих конструкциях полуоси разделены на два коротких вала!
причем дополнительный вал, имеющий меньшую частоту вращеЯ*
и передающий больший момент, обычно короче. Применяются ко
96
Рис. 2.81. Задний ведущий мост с разнесенной передачей (бортовая передача внеш-
него зацепления располагается возле ведущих колес, ведущая цилиндрическая
Истерия находится ниже ведомой) 17*]
4
Яскевич 3.
97
Рис. 2.82. Задний ведущий мост автомобиля «Мерседес-Бенц» типа LP 16-20 и
LSP 1620/2020 с разнесенной двухступенчатой передачей (бортовая передача рас-
полагается в ведущих колесах, ведущая шестерня главной передачи находится на
одном уровне с ведомой цилиндрической)
струкции, в которых цилиндрическая передача расположена либо
в ведущих колесах, либо возле колес, ближе к рессорам. В последних
конструкциях дополнительный ведущий вал обычно длиннее, чем
в конструкциях с цилиндрической передачей в супицах ведущих
колес. Самой простой является конструкция цилиндрической пере-
дачи с внешним зацеплением, представляющая собой зубчатую пере-
дачу, составленную из двух цилиндрических шестерен с внешним
зацеплением. Меньшая из шестерен воспринимает крутящий момент
от полуоси и передает его на большую, жестко связанную со ступи-
цей ведущего колеса. Цилиндрические передачи внешнего зацепле-
ния — наиболее дешевые, но, вместе с тем, и наименее удобные
в конструктивном отношении, главным образом из-за необходимости]
в большом пространстве для их размещения и установке зубчатых
колес на подшипниках. В конструкциях, показанных на рис. 2.81—
2.86, цилиндрическая передача расположена возле ведущих колес,
а в конструкциях, изображенных и а рис. 2.87—2.90, - в ступицах
ведущих колес.
То, что ведущая цилиндрическая шестерня лежит ниже ведомой
(рис. 2.81), позволяет получить более низкое положение пола кузова,
а следовательно, и центра тяжести автомобиля. Такая конструкция
находит широкое применение в автобусах.
Положение ведущей цилиндрической шестерни на одном уровне
с ведомой (рис. 2.82—2.84) обусловливает большой дорожный про-
свет под центральной главной передачей и низкое положение
центра тяжести кузова. Наибольшее увеличение дорожного про-
света достигается в случае использования привода колес, ве-
дущая шестерня которого располагается над ведомой (рис. 2.85-'
2.89).
98
Il
99
100
«лонная трубка; 14 — корпус дифференциала; 15 — вилка включения; 16 — полуось; 17 —
«о/КУх полуоси; 18 — тормозной щит; 19 — тормозной барабан; 20 — ступица колеса: 21
ведущая шестерня бортовой передачи; 22 — ведомая шестерня бортовой передачи; 23
дисковое колесо; 24 — тормозная колодка; 25 — пружина включения; 26 — ось эксцеи»
Арика; 27 — тяга; 28 — сальники; 29 — кольцо Зиммера; 30 — регулировочные прокладки;
3/ - картер главной передачи; 32 — конический подшипник; 33 — ведущая шестерня глав-
яой передачи; 34 — поворотный кулак (наружная часть); 35 — сдвоенный карданный шар-
нир; 36 — кулак поворотный (внутренняя часть); 37 — шкворень поворотного кулака;
— сливная пробка бортовой передачи; 39 — ведомая шестерня главной передачи; 40
рама: 41 - рычаг рулевой трапеции; 42 — механизм блокировки дифференциала; 43
телескопический амортизатор; 44 — рулевая продольная тяга; 45 — поперечный балансир;
46 — картер рулевого механизма, 47 — картер бортовой передачи; 48 — сальник: 49 —
рходиое кольцо; 50 — точка смазывания (сдвоенный карданный шарнир): 51 — тормозной
цилиндр; 52 — полуось; 53 — пробка отверстия для слива масла; 54 — тормозной трубо-
провод; 55 — штуцер рабочего цилиндра; 56 -- отверстие для залива масла (цилиндрическая
фортовая передача)
В конструкции, показанной на рис. 2.86, в качестве опоры ве-
дущей цилиндрической шестерни служат шариковые подшипники 1
и 2, причем, чтобы подшипники не имели осевого натяга, между
обеими частями корпуса вставлены регулировочные прокладки.
Внутренние кольца подшипников нагружаются окружным усилием,
возникающим в зацеплении, а наружные кольца •— радиальным.
В целях облегчения сборки наружные кольца устанавливаются
в корпусе с зазором. Для поперечного и продольного перемещений
заднего колеса автомобиля и зубчатого колеса колесной передачи
на полуоси и служит шариковый подшипник 3 (фиксирующий)
и роликовый подшипник типа Л7 (плавающий). Так как подшип-
ник 4 может быть установлен отдельно, то целесообразно применять
посадку с натягом для его внутреннего и наружного колец. Уста-
новленная с натягом крышка и сальниковое уплотнение предохра-
няют подшипники от загрязнения и предотвращают вытекание сма-
зочного материала наружу.
В конструкции, показанной на рис. 2.87, в качестве опоры ве-
дущей цилиндрической шестерни служат шариковый подшипник
(фиксирующий) и роликовый подшипник (плавающий), а ведомая
шестерня устанавливается на регулируемые конические подшип-
ники.
На трубчатом конце качающейся полуоси (см. рис. 2.88), связан-
ной с главной передачей, показанной на рис. 2.56, установлен
жес’гкий корпус ступицы, в котором размещена цилиндрическая
передача с передаточным числом 2,27 при числах зубьев на шестер-
нях соответственно 15 и 34. Ведомая шестерня установлена на наруж-
ном конце полуоси на роликовых подшипниках, причем подшип-
ник NUP является фиксирующим. Нижняя шестерня установлена
на шариковом подшипнике (фиксирующем) и на роликовом (пла-
вающем).
В конструкции, изображенной иа рис. 2.89, цилиндрическая
колесная передача выполнена плавающей на роликовых подшип-
никах типа NJ. Применение цилиндрических шестерен внешнего
зацепления не всегда позволяет получить большое передаточное
число передачи, расположенной возле колес или в ведущих колесах.
Значительно большее передаточное число можно получить в случае
Применения цилиндрической передачи внутреннего зацепления (кон-
струкция показана на рис. 2.79, б).
101
Рис. 2.85. Задний ведущий мост грузового автомобиля W50L с разнесенной двухступенчатой передачей (цилиндрическая бор-
товая передача расположена возле ведущих колес, ведущая цилиндрическая шестерня находится на одном уровне с ведомой):
1 — механизм включения блокировки дифференциала
102
Цилиндрическая бортовая передача (рис. 2.90) является зубчатой
дередачей, состоящей из двух цилиндрических шестерен (меньшей
ведущей и большей ведомой) внутреннего зацепления. При таком
исполнении требуется значительно меньше пространства, но не устра-
няются трудности, связанные с размещением подшипников шестерен
бортовой передачи.
Конструкции ведущих мостов с бортовыми передачами
внутреннего зацепления в ступицах колес представлены на
рчс. 6.11 и 7.12.
Рис. 2.86. Установка заднего ведущего колеса грузового автомобиля с двигателем
мощностью 32,36 кВт с бортовой передачей, установленной возле ступицы ко-
леса:
9 шариковый подшипник 6305 TN (внутренний диаметр 25&5. наружный диаметр
-*’•’6); 2 — шариковый подшипник 6306 TNC3 (внутренний диаметр 30/г5. наружный
ЛИвметр 72J6); 3 — шариковый подшипник 6306 TNC3 (внутренний диаметр 30Л5, на-
1к7К|,Ь1й Диаметр 72J6); 4 — роликовый подшипник N 207 EJPC3 (внутренний диаметр
6. наружный диаметр 72М6). — Помещено с разрешения фирмы «Дюркоп» («Diirkoppx)
103
104
105
Рис. 2.89. Установка заднего колеса с цилиндрической передачей, встроенной в
ступицу колеса. — Помещено с разрешения фирмы СКФ
Рнс. 2.90. Цилиндрическая бортовая передача внутреннего зацепления в ведут»*
колесах грузового автомобиля «Магирус дойц AHD К»:
1 — наружная полуось; 2 — шестерня внутреннего зацепления; 3 — внутренняя полуось!
4 — велушая шегтрпня
106
3.2.2. Примеры конструкций конической и гипоидной главных
передач, соединяемых с планетарными колесными передачами
р ступицах колес
Схемы наиболее распространенных конструкций планетарных
передач, расположенных в ступицах колес, даны на рис. 2.80, а—г.
1. Планетарная колесная передача, основанная иа кинематиче-
ской схеме, показанной на рис. 2.80, а. В этих передачах водило
жестко связано со ступицей, солнечная шестерня установлена на
шлицах полуоси, а коронная шестерня внутреннего зацепления
неподвижна. Во время вращения полуоси солнечная шестерня за-
ставляет сателлиты обкатываться по внутреннему зубчатому венцу
неподвижной коронной шестерни и таким образом поворачивать
водило вместе со ступицей ведущего колеса вдогонку за полуосью,
но значительно медленнее.
В рассматриваемой схеме (см. рис. 2.80, а) понижающее переда-
точное число передачи i = 1 + (da}, что позволяет получить пони-
жающее передаточное число больше 2,2; например в новых веду-
щих мостах грузовых автомобилей «Даймлер-Бенц» передаточное
число планетарной колесной передачи (см. рис. 2.94) составляет
3,48 или 3,947. В тягаче «БелАЗ-548А», оборудованном планетарной
колесной передачей (см. рис. 2.99k кинематическое передаточное
число передачи равно 6.
Колесные передачи автомобилей фирмы «Даймлер-Бенц». В 70-х
годах фирма «Даймлер-Бенц» стала производить новые ведущие
мосты с планетарными колесными передачами в ступицах колес,
основанными на кинематической схеме, показанной на рис. 2.80, а.
Результаты анализа [6], проведенного этой фирмой по распределению
общего передаточного числа между конической и планетарной пере-
дачами, представлены на рис. 2.91. Изменения передаточного числа
планетарной передачи от 3.0 до 4,5 при соблюдении требований по проч-
ности сопровождаются изменением размеров ведомой шестерни ко-
нической передачи и ширины венца шестерен планетарной передачи.
Наиболее оптимальные размеры достигаются в случае преду-
сматривания максимально возможного передаточного числа на ко-
Рис. 2.91. Зависимость требуемых
диаметра ведомой шестерни кони-
ческой передачи и ширины веица са-
теллитов от передаточного числа глав-
ной передачи, равного 6:
1 — коронная шестерня (внутрен-
него зацепления); 2 — постоянное
межосевое расстояние
107
нечной ступени, т. е. в планетарной передаче. На этом основано
требование, чтобы передаточное число планетарной передачи прини-
малось максимально большим, а конической передачи — по воз-
можности малым. В результате можно иметь значительно меньшие
размеры конической передачи, дифференциала и полуосей при почти
неизменных больших размерах планетарной передачи. Таким обра-
зом, элементы центральной части моста могут быть выполнены ми-
нимальных размеров.
Конструктивное оформление планетарной колесной передачи
по схеме, показанной на рис. 2.80, и, целесообразно с точки зрения
установки 'сателлитов (при использовании пяти сателлитов) и рас-
ширения диапазона возможных передаточных чисел планетарной
передачи до 4,0. Когда общее передаточное число ведущего моста
быстроходного автобуса равно приблизительно 4,2, планетарная
колесная передача может иметь передаточное число около 3,5,
если не учитывать увеличения размеров ведущей конической ше-
стерни, исключающего применение одинаковых подшипников. Это
также полностью применимо к планетарным передачам с передаточ-
ными числами 3,947 и 3,48 Следовало бы попробовать применить
в двухскоростной главной передаче, изготовляемой фирмой «Дайм-
лер-Бенц» более 20 лет, центрально расположенную планетарную
передачу с передаточным числом 3,48.
Первые опытные ведущие мосты 1966 года были изготовлены
фирмой «Даймлер-Бенц» с диаметром ведомой конической шестерни
около 280 мм при сохранении передаточного числа планетарной
передачи 3,48, принятого в упомянутой двойной главной передаче.
Ожидавшееся повышение мощности двигателей и массы автопоездов
заставило прежде всего пересмотреть диаметр ведомой конической
шестерни, определенный с учетом ранее предполагавшихся нагрузок;
новый диаметр ведомой шестерни равен 300 мм.
Размеры деталей моста были определены по методу, разработан-
ному П. Штрифлером [20, 21], обеспечивающему высокую прочность
и надежность. В расчетной программе, разработанной для ЭВМ,
кроме физико-математических зависимостей, были использованы
также экспериментально определенные гистограммы нагрузок авто-
мобилей, ранее серийно выпускавшихся фирмой «Даймлер-
Бенц».
Нагрузочная способность конической передачи, выполненной
в разных вариантах с диаметром ведомой шестерни 300 мм, пред-
ставлена на рис. 2.92 в зависимости от передаточного числа и удель-
ной мощности двигателя (кВт/т). Из рисунка следует, что передаточ-
ное отношение 29 : 17 при скорости по шоссе 85 км/ч для автомобиля,
оснащенного двигателем мощностью 236 кВт с удельной мощностью
5,9 кВт/т и ведомой шестерней 300 мм, приемлемо [5]. Что касается
конических главных передач, то при большой проектной частоте
вращения остаются резервы по передаваемой мощности.
В процессе конструирования автомобилей среднего класса с боль- I
шим дорожным просветом был принят диаметр ведомой конической
шестерни 230 мм. Для повышения нагрузочной способности кониче-
108
рис. 2.92. Способность мо-
ста с планетарными ко-
лесными передачами
к передаче мощности при
применении ведомой ко-
нической шестерни диа-
метром 300 мм (для раз-
ных эксплуатационных
нагрузок автомобиля
обозначена допустимая
мощность двигателя при
разных передаточных
числах конической пе-
редачи одной и той же на-
дежности):
-------- эксплуатация на
дороге с твердым покры-
тием; —
эксплуатация самосвала
б тяжелых условиях.
Передаточное число пла-
нетарной колесной пере-
дачи 3,48; максимальное
передаточное число короб-
ки передач 13,0; шины
12.00—20. Диаметр ведо-
мой конической шестерни
300 мм
ской шестерни передаточное число планетарной передачи было
увеличено с 3,48 до 3,947.
На рис. 2.93 приведен диапазон скоростей, которые могут быть
достигнуты с помощью конической и планетарной передач. Практи-
чески все требуемые в настоящее время для грузового автомобиля
скорости (50—120 км/ч) возможны при использовании передаточных
чисел, различающихся по величине на 10—16 %.
Рис. 2.93. Скорости автомо-
биля при разных переда-
точных числах конической
главной передачи и плане-
тарной колесной передачи
и частоте вращения вала
двигателя около 2500 об/мин:
1 — передаточное число пла-
нетарной колесной передачи
3,48; 2 — передаточное число
планетарной колесной пере-
дачи 3.947
109
«Даймлер-Бенц»
На рис. 2.94 представлен задний ведущий мост HL7, причем
показан общий вид моста,- главная передача и планетарная передача
в ступице колеса. В связи с большим передаточным числом планетар-
ной передачи конические сателлиты в дифференциале вращаются
значительно быстрее, чем в обычной конструкции, вследствие чего
дифференциал необходимо принудительно смазывать. При проекти-
ровании опор конической передачи предусмотрена возможность
установки пары шестерен с другим передаточным отношением для
увеличения скорости автомобиля, если это потребуется. Блокировка
дифференциала осуществляется специально сконструированным
узлом. Расстояние между подшипниками дифференциала значительно
больше диаметра ведомой шестерни, поэтому изменение зазора
в подшипниках должно незначительно повлиять на положение пятна
контакта в конической передаче.
При рациональном использовании пространства в ступицах
колес можно спроектировать колесную передачу с пятью сателли-
тами. Распределение нагрузки между несколькими зубьями позво-
ляет выполнить сателлиты узкими (31 или 41 мм) и предусмотреть
простую регулировку пятна контакта. Кроме того, можно умень-
шить длину пальцев сателлитов, что желательно в целях повышения
нзгнбной прочности.
Фирма «Даймлер-Бенц» в течение многих лет изготовляет двой-
ную главную передачу с планетарной передачей в средней части
(см. рис. 2 115). В этой конструкции использован опыт применения
планетарной передачи с пятью сателлитами. Крутящий момент
подводится к планетарной передаче от солнечной шестерни, уста-
новленной с натягом на полуоси, а снимается с водила и его ступицы
колоколообразной формы. Водило через ступицу жестко связано
со ступицей ведущего колеса автомобиля. Коронная шестерня вну'
треннего зацепления прикреплена к фланцу картера ведущего моста.
Венец коронной шестерни относительно шлицевого соединения стУ'
110
пины ведущего колеса установлен с таким большим зазором, что
коронная шестерня может самостоятельно центрироваться. Анало-
гичным образом солнечная шестерня центрируется в сателлитах.
Колесная передача фирмы «Цанрадфабрик пассау». На рис. 2.95
показана планетарная колесная передача, встроенная в ступицу
колеса и выполненная по кинематической схеме рис. 2.80, а. В этой
конструкции колесная передача имеет только три сателлита и смен-
ные конические подшипники.
Колесная передача фирмы «Кларк иквипмент». Планетарная
колесная передача, встроенная в ступицу колеса и снабженная
тремя сателлитами, представлена на рис. 2.96. В настоящее время
эта фирма изготовляет ведущие мосты с планетарными колесными
передачами в ступицах колес для грузовых автомобилей и строитель-
ных машин грузоподъемностью от 2,95 до 81,5 т.
Колесная передача фирмы «Итон». На рис. 2.97 представлена
планетарная колесная передача, применяемая в автобусах «Лей-
ланд».
Ш
Рис, 2.96. Планетарная колесная передача грузового автомобиля фирмы «Кларк
иквипмент»
Колесная передача фирмы ФИАТ. В заднем ведущем мосту
автобуса «Фиат-412» применена планетарная колесная передача
(рис. 2.98) с числом зубьев ведомой шестерни с = 54 и числом зубьев
солнечной шестерни а 18. Передаточное число планетарной пере-
дачи i 1 4- (с/а) 1 + (54/18) = 4. Так как в конической пере-
даче использованы шестерни с числом зубьев 20 и 37 (см. рис. 2.56),
то общее передаточное число моста ig = 4 (37/20) = 7,4.
Колесная передача автомобилей Бел АЗ-548А [2* ]. Солнечная
шестерня 8 (рис. 2.99) установлена на полуоси 38 и находится в за-
цеплении с тремя сателлитами 9. Сателлиты крепятся на водиле
каждый на двух роликовых подшипниках 12. От осевого перемещения
подшипники фиксируются стопорными кольцами 14. Подшипники,
расположенные на осях 10, фиксируются крышкой 6. Сателлиты
входят в зацепление с коронной шестерней 15. Эта шестерня, име-
ющая внутреннее зацепление, с помощью болтов и штифтов при-
соединена к корпусу 47, установленному на шлицах кожуха полу*
осн. Водило прикреплено болтами к ступице 19 колеса и вращается
вместе с нею. Крутящий момент передается от солнечной шестерни
к сателлитам. Сателлиты при вращении солнечной шестерни обкаты*
Баются по неподвижной коронной шестерне и заставляют вращаться
водило, а так как оно жестко связано со ступицей, то начинает
вращаться и ступица колеса. Осевое перемещение полуоси ограни'
112
Рис. 2.97. Планетарная колесная передача фирмы «Итон» в ступицах ведущих
колес автобуса «Лейланд»
чивается упором, запрессованным в крышку 6. Подшипники 18
ступицы регулируют с помощью гайки 17, которая стопорится коль-
цом 48, шайбой 16 и гайкой 49. Внутренние объемы колесной пере-
дачи и главной передачи разделены сальниками 34.
Колесные передачи автомобилей БелАЗ-540 и БелАЗ-540А не-
значительно отличаются от описанных выше. Колесная передача
тягача БелАЗ-531 полностью унифицирована с передачей автомо-
биля БелАЗ-548А. Привод заднего колеса, спроектированный с при-
менением планетарной колесной передачи, представлен на рис. 2.100.
Для опоры колеса принята схема фиксирующий подшипник (бочко-
образный сферический) - плавающий подшипник (роликовый), при-
чем первый из них установлен на ступице коронной шестерни, а дру-
гой на втулке полуоси. В качестве опоры сателлитов использованы
роликовые цилиндрические подшипники без внутреннего кольца.
Ступица солнечной шестерни установлена на шлицах полуоси и по
ним сцентрована так же, как шариковый подшипник единственной
опоры полуоси.
Колесная передача автомобиля «Магирус-дойц». В предыдущих
конструкциях планетарная колесная передача была встроена в сту-
пицу колеса с наружной стороны. Первоначально в грузовом авто-
мобиле «Магирус-дойц AHDE-К» планетарная колесная передача
размещалась с внутренней стороны колеса (рис. 2.101). Установка
113
Рис. 2.98. Планетарная колесная передача в заднем ведущем мосту автомобиля
«Фнат-412» (33*]:
1 — дистанционная втулка; 2 — устанавливающая пластина; 3 — шлицевая ступица корой*
ной шестерни; 4 — кольцо солнечной шестерни; 5 — коронная шестерня (внутреннего за-
цепления); 6 — водило; 7 — крышка; 8 — установочный болт; 9 — солнечная шестерня;
10 — ось сателлитов; 11 — сателлит; 12 — игольчатый подшипник; 13 — гайка
такой передачи более трудоемкая по сравнению с установкой на-
ружной колесной передачи. Конструкция не позволяет пропускать
внутреннюю полуось с наружной стороны, кроме того, съем полу-
оси (например, в случае поломки) более затруднен, чем в предыду-
щих конструкциях. В целом устройство менее компактное, чем при-
меняемое в современном автомобиле «Магирус-дойц А HD-К».
2. Колесная передача, основанная на кинематической схеме,
показанной на рис. 2.80, б. В конструкции, изображенной на
рис. 2.102, планетарная колесная передача встроена снаружи.
Солнечная шестерня 1 планетарной передачи жестко закреплена иа
полом шипе, приваренном к втулке полуоси. Водило планетарной
передачи жестко связано со ступицей, а коронная шестерня внутрен-
него зацепления выполнена на кованом конце полуоси. В этой кон-
струкции вращаются водило с сателлитами 2 и коронная шестерня,
а солнечная шестерня закреплена жестко. Конструкция отличается
компактностью, особенно по диаметру. Недостатком такой конструК'
ции является возможность применения передаточных чисел 2,<»
а фактически до 1,8.
В конструкции, показанной на рис. 2.103, сателлиты установлен
на двух игольчатых подшипниках, что обеспечивает высокую гр°
ность опоры. Чтобы игольчатые подшипники не заклинивались, Д
боковых жестко закрепленных диска предотвращают осевое смешеи
114
31 32 33 34 31 35
Рис. 2.100. Заднее ведущее колесо грузового автомобиля с встроенными планета
ними колесными передачами; колесо опирается на фиксирующий подшипник (бочк
образный сферический) и плавающий (шариковый типа NU). — Помещено с раз
решения фирмы ФАГ [25]
сателлитов. Наименьшая ширина зубчатого венца равна 40 м?
В качестве опоры ступицы сдвоенных ведущих колес служат два
конических подшипника 2 и 3, регулируемые с помощью двух гаек
через солнечную шестерню планетарной передачи.
3. Субпланетарная колесная передача, основанная на кинема
тической схеме, показанной на рис. 2.80, в. Совершенно своеобра:
ную конструкцию, спроектированную по этой кинематической
Рис. 2.101. Планетарная колесная передача
дойц» AHDE-K, встроенная изнутри:
грузового автомобиля «Магирус-
J — наружная полуось; 2 — коронная шестерня; 3 — солнечная шестерня; 4 — внуп
няя полуось; 5 — сателлит
116
оис. 2.102. Планетарная колесная передача грузового автомобиля «Магирус-дойц»
AHDK-.
1 солнечная шестерня; 2 — сателлит; 3 — полуось
3
Рис. 2.103. Конструкция заднего ведущего колеса с планетарной передачей, встроен-
ной в ступицу колеса:
J — два игольчатых подшипника фирмы «Дюркоп» К 20 X 28 X 20 (внутренний диаметр
20Л5. наружный Диаметр 28G6); 2 — конический подшипник 30216 (внутренний диаметр
80h6,’ наружный диаметр 140W7); 3 — конический подшипник 32215 (внутренний диаметр
75йб. наружный диаметр 130W7). — Помещено с разрешения фирмы «Дюркоп» L23J
117
Ряс. 2.104. Планетарная колесная передача, встроенная изнутри в ступипу перед
него ведущего колеса автомобиля BPW [7*]
схеме, имеет субпланетарная передача, встроенная в ступицу перед-
него ведущего колеса с внутренней стороны (рис. 2.104). Сателлиты
установлены между цапфой и внутренним корпусом сдвоенного
кардана, солнечная шестерня закреплена на валу шарнира, а корон-
ная шестерня присоединена болтами к фланцу ступицы. В этой
конструкции вращаются солнечная шестерня и большая коронная
шестерня, а водило неподвижно. Конструкция допускает примене-
ние дисковых колес малого диаметра и с малым количеством болтов.
В колесах имеется хороший доступ к тормозным механизмам после
снятия тормозного барабана, что упрощает замену накладок и
устранения неполадок в работе рабочего тормозного цилиндра.
Доступ к планетарной передаче возможен только после снятия тор-
мозного цилиндра и отделения тормозных колодок.
Высокое передаточное число можно получить в случае приме-
нения в ведущих колесах двойной субпланетарной передачи
(рис. 2.105). В этой конструкции ступица резделена на две части,
а между ними установлена планетарная передача. Водило субпла^-
нетарной передачи с внешней стороны выполнено в виде короткой!
полой цапфы, а с внутренней стороны прикреплено болтами к фланиУ
картера моста с помощью промежуточного элемента, используемого
для установки внутреннего конического подшипника В представлен-
ной конструкции солнечная шестерня и коронная шестерня с внУ'
тренним зацеплением вращаются, а водило с сателлитами закреп!
лено неподвижно. Тормозные механизмы становятся доступными
после снятия тормозного барабана, а демонтаж планетарной переда411
возможен после отвинчивания болтов сдвоенной ступицы. ПодШИП'
ники ступицы устанавливаются обычным способом.
4. Планетарная колесная передача, основанная на кинемати-
ческой схеме, показанной на рис. 2.80, г. Необычной является
118
конструкция планетарной колесной передачи (рис. 2.106), выпол-
ненной в виде обычного дифференциала, встроенного в ступицу
ведущего колеса таким образом, что наружная шестерня распо-
лагается на шлицах полуоси, ось сателлитов (водило) связана со
ступицей ведущего колеса, а осевое смещение внутренней шестерни
устранено в результате установки ее на конце картера ведущего
моста. При вращении полуоси наружная шестерня приводит в дви-
жение сателлиты, заставляя их обкатываться по коническому венцу
внутренней шестерни. Таким образом саттелиты вращают водило
вместе со ступицей ведущего колеса вслед за полуосью, но в 2 раза
медленнее, так как кинематическое передаточное число передачи
равно 2.
Для размещения конической колесной передачи требуется не-
большое пространство, причем по сравнению с цилиндрическими пла-
нетарными передачами гораздо проще решается вопрос опоры сту-
пицы ведущего колеса. Конические передачи дешевле, но не позво-
Рис. 2.105. Колесная планетарная передача с двойными сателлитами, встроенная
снаружи в ступицу ведущего колеса автомобиля BPW [7* ]
119
Рис. 2.106. Заднее ведущее колесо грузового автомобиля с планетарной колесной
передачей в виде конического дифференциала. Ступица колеса установлена на фи-
ксирующий подшипник (двухрядный шариковый радиально-упорный) и плавающий
(роликовый) фирмы СКФ. Для установки дифференциала использованы радиаль-
ные и упорные игольчатые подшипники фирмы /Л64. - Помещено с разрешения
фирмы СКФ
ляют получить понижающее передаточное число более 2, что часто
оказывается недостаточным.
В конструкции в качестве опоры ступины колеса приняты двух^-
рядный радиально-упорный шариковый подшипник и роликовый
подшипник типа NJ. Для установки сателлитов на осях применены
роликовые подшипники, а для восприятия осевых снл между нару#'
ной шестерней и корпусом передачи — упорный игольчатый поД'
шинник с кольцом.
В конструкции, показанной на рис. 2.107, шестерни дифферен-
циала установлены на конических роликоподшипниках, а сатеЛ’
литы на игольчатых подшипниках без наружных колец. ДрУг0®
расположение сателлитов предусмотрено в конической колесной
передаче грузового автомобиля «Фоден» (рис. 2.108). на конических
и игольчатых подшипниках.
12Q
Рис. 2.107. Заднее веду-
щее колесо грузового
автомобиля большой гру-
зоподъемности с встроен-
ной планетарной пере-
дачей в виде конического
дифференциала. Для
установки корпуса диф-
ференциала использо-
ваны два конических
подшипника, располо-
женных по схеме X. В ка-
честве опоры сателлитов
применен игольчатый
подшипник фирмы «На-
делла» {Nadella} [28 ]
Рис. 2.108. Коническая
колесная планетарная
передача грузового ав-
томобиля «Фоден» с пол-
ной массой 32 т
3.2.3. Специальные конструкции двухступенчатой разнесенной
передачи моста
В жестком переднем ведущем мосту грузового автомобиля «Мак»
применена оригинальная передача, состоящая из конических зуб-
чатых колес с круговыми зубьями, встроенная в поворотный кулак
и участвующая в передаче крутящего момента от полуоси к ступице
управляемого колеса (рис. 2.109). Оси вращения промежуточных ко-
нических шестерен колесной передачи являются одновременно осью
вращения колесной передачи в целом, в связи с чем необходимость
в каких-либо шарнирах отпадает.
121
Рис. 2.109 Коническая колесная передача в приводе
мобиля «Мак»:
управляемого колеса авто-
/ — ведомая коническая шестерня; 2 — цапфа; 3 — ступица;
шестерня; 5 полуось; 6 — ведущая коническая шестерня;
шеетепня
4 — промежуточная верхняя
7 — промежуточная нижняя
4. ДВУХСКОРОСТНЫЕ ПЕРЕДАЧИ МОСТА
Применение двухскоростной передачи позволяет удвоить число
передач трансмиссии без применения сложных многоступенчатых
коробок передач, причем низшее передаточное число может быть
получено путем включения второй ступени передачи, благодаря
чему карданный вал и первая ступень передачи не воспринимают
увеличенного крутящего момента.
Применение двухскоростных передач особенно целесообразно
для тягачей и специальных автомобилей с одним ведущим мостом,
создаваемых на базе стандартных автомобилей. В этом случае двух-
скоростная передача дает возможность увеличить максимальное
передаточное число трансмиссии (что необходимо в связи с увели-
чением полной массы автомобиля) и число передач, так как разница
между массами груженого и негруженого автомобиля (особенно
в седельных тягачах) большая. При этом все остальные механизмы
и их общая схема остаются неизменными.
Двухскоростная передача находит применение и в легковых
автомобилях, причем высшее передаточное число двухскоростной
рередачи увеличивает частоту вращения ведущих колес. В совре-
менных конструкциях встречаются только два типа двухскоростных
рередач: цилиндрической передачей внешнего зацепления или пла-
нетарной передачей.
4.1. ДВУХСКОРОСТНЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ, ВЫПОЛНЕННЫЕ
В ВИДЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
В двухскоростной главной передаче, состоящей из цилиндриче-
ских шестерен внешнего зацепления (рнс. 2.110), большие цилиндри-
ческие шестерни должны быть прикреплены болтами к корпусу
дифференциала, а меньшие — свободно установлены на поперечном
валу. На шлицах поперечного вала между шестернями находится
кулачковая муфта, которая может перемещаться по шлицам и вхо-
дить в зацепление с зубчатыми венцами шестерен, жестко соединяя
их с валом. При перемещении кулачковой муфты влево включается
Рис. 2.110. Двухскоро-
стная главная передача
фирмы «Цанрадфабрик
пассау»
122
123
Рис. 2.111. Двухскоростная главная передача фирмы «Роквелл — стандарт» (США)
с поперечным валом и установленной спереди гипоидной передачей [8]:
а — общий вид; б — расположение шестерен
большее понижающее передаточное число, а при перемещении
вправо - меньшее понижающее передаточное число.
В главной передаче рассматриваемого типа всегда работают две
пары зубьев, в связи с чем потери в зацеплении в этой передаче
такие же, как в двухступенчатой главной передаче, а потери, вызы-
ваемые разбрызгиванием масла, значительно больше. Главные пере-
дачи такого типа увеличивают размеры и массу всего моста.
На рис. 2.111 и 2.112 показаны двухскоростные главные пере-
дачи производства фирмы «Роквелл -стандарт». В этих передачах
первая ступень выполнена в виде гипоидной передачи, вторая —
в виде цилиндрической косозубой, передаточное число которой
(высшее или низшее) выбирается водителем в зависимости от условий
движения. Ведущая шестерня гипоидной передачи размещена в кар-
тере главной передачи на двух конических подшипниках. Ведомая
Рис. 2.112. Двухступенчатая главная передача фирмы «Роквелл — стандарт» (США)
с поперечным валом и установленной сверху гипоидной передачей |8J:
Q — общий вид; б — расположение шестерен
124
Рис. 2.113. Включение передачи в главной передаче с обычным передаточным чис-
лом производства фирмы «Роквелл — стандарт» (США) [8]:
а — повышающая передача: б — понижающая передача
гипоидная шестерня установлена на поперечном валу с натягом
и с помощью шпоики. На поперечном валу, лежащем на двух кони-
ческих подшипниках, установлены с зазором две ведущие цилиндри-
ческие шестерни. Они зацепляются с ведомыми шестернями, при-
крепленными к корпусу дифференциала, который также размещен
на конических подшипниках.
На внутреннем торце каждая ведущая цилиндрическая шестерня
имеет шлицы (рис. 2.113). На поперечном валу также нарезаны
шлицы. Вилка переключения передач перемещается с помощью
привода (электрического, пневматического или вакуумного), сдви-
гает муфту по шлицевой части поперечного вала для зацепления
со шлицами ведущей цилиндрической шестерни низшей или высшей
передачи. Двухскоростные главные передачи изготовляются с боль-
шим и обычным передаточными числами как с расположенной спе-
реди, так и сверху конической или гипоидной передачей. Диапазон
низких передаточных чисел составляют значения 2—2,5, а обычный—
1,25—1,5.
4.2. ДВУХСКОРОСТНЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ, ВЫПОЛНЕННЫЕ
В ВИДЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
В некоторых автомобилях применяются ступенчатые планетар-
ные главные передачи, преимущественно двухскоростные, а в послед-
нее время даже трехскоростные. Передаточное число одной передачи
может быть понижающим или повышающим, передаточное число
другой передачи может быть равным 1.
На рис. 2.114 показана кинематическая схема двухскоростной
главной передачи, связанной с планетарной колесной передачей.
Ведущим звеном главной передачи является коронная шестерня с,
неподвижным — солнечная шестерня а, а ведомым — водило са-
теллитов Ь. Солнечная шестерня а жестко связана с подвижной
зубчатой муфтой М. Так как муфта М входит в зацепление с зубча-
125
Рис. 2.114. Кинематическая схе-
ма двухскоростной главной
передачи с редуктором
той втулкой, закрепленной на картере
моста, солнечней шестерня неподвиж-
на. Шестерня с внутреннего зацепления
вращается вместе с ведомой шестерней
главной передачи, обкатывая сателлиты
b по неподвижной солнечной шестер-
не а. Сателлиты при обкатывании вра-
щают с меньшей частотой водило и
корпус дифференциала.
Передаточное число главной пере-
дачи i = 1 Передаточное число
передачи невелико (не более 1,5). в пе-
редаче фирмы «Итон» i = 1,39. Прямая
передача получается при выведении
муфты М из зацепления с шестерней,
закрепленной на картере моста, и введения ’солнечной шестерни- а
в зацепление с шестерней k, связанной с корпусом дифференциал*а.
В этом случае планетарная передача блокируется, а корпус ко-
Рис. 2.115. Задние ведущие мосты автомобилей «Мерседес-Бенц» типа L. LK, LP,
KPS 1418, 1413 с двухступенчатой главной передачей:
ВИД; 6 и в~ разрез главной перэдачи; 1 — зубчатый венец, связанный с кар-
«°СЬ сателлит°в; '3 — коронная шестерня: 4 — ступица ведомой шестерни главной
передачи, 5 — корпус дифференциала; 6 — солнечная шестерня; 7 — зубчатый венец кор-
пуса дифференциала; S — зубчатый венец ступицы солнечной шестерни
Рис. 2.116, Двухскоростная главная передача фирмы «Итон
экслз»
нического дифференциала вращается с частотой, равной частоте
вращения шестерен внутреннего зацепления.
Примером конструкции выполненной по схеме, изображенной
на рис. 2.114, является двухскоростная главная передача автомо-
биля «Мерседес-Бенц» (рис. 2.115). В этой конструкции ступица 4
ведомой шестерни не является частью корпуса дифференциала. Кор-
пус 5 дифференциала размещен внутри ступицы ведомой шестерни
главной передачи и может вращаться относительно последней. С кор-
пусом дифференциала связано водило 2 планетарной передачи. Ко-
ронная шестерня <5 связана со ступицей ведомой шестерни главной
передачи, а солнечная шестерня 6 установлена с зазором на одной
из полуосей и может перемещаться вдоль нее в осевом направле-
нии. Как одно целое со ступицей солнечной шестерни выполнен
зубчатый венец 8. С корпусом дифференциала связан зубчатый ве-
нец 7, а со ступицей 4 ведомой шестерни главной передачи — зуб-
чатый веиец 1.
В положении, показанном на рис. 2.115,6, зубчатый венец 8
ступицы солнечной шестерни находится в зацеплении с зубчатым
венцом 1, связанным с картером. Сателлиты обкатываются по не-
подвижной солнечной шестерне и коронной шестерне, вращающейся
вместе с ведомой шестерней главной передачи с частотой вращения,
меньшей частоты вращения ведомой шестерни главной передачи. При
такой схеме зацепления получается понижающее передаточное число.
Если передвинуть солнечную шестерню влево, то зубчатый ве-
нец 8 выйдет из зацепления с зубчатым венцом, связанным с карте-
127
126
Рис. 2.117. Двухскоростная главная передача фирмы «Итон Вкслз» с подшипни-
ками фирмы СКФ
ром, а сама шестерня войдет в зацепление с зубчатым венцом 7
корпуса дифференциала, находясь одновременно в зацеплении
с сателлитами. Шестерни планетарной передачи остаются заблоки-
рованными, а корпус дифференциала вращается с той же самой
частотой, что и ведомая шестерня главной передачи.
На рис. 2.116 изображена конструкция двухскоростной главной
передачи фирмы «Итон экслз», основанная на схеме, показанной
на рис. 2.114, а на рис. 2.117 — подшипниковые опоры этой пере-
дачи. Ведущая коническая шестерня главной передачи расположена
на двух опорах, причем имеет собственный стакан, установленный
в отверстии главной передачи. Ведомая шестерня главной передачи
и шестерня внутреннего зацепления планетарной передачи состав-
ляют одно целое, присоединенное не к корпусу дифференциала,
а к специальному внутреннему корпусу. Этот корпус установлен
на двух конических подшипниках, расположенных по схеме X,
причем в этом корпусе размещены планетарная передача и корпус
-28
Рис. 2.118. Расположение элементов
в двухскоростной главной передаче
фирмы (Итон экслз» при включении
(понижающей передачи)
Рис. 2.119. Расположение элементов
в двухскоростной главной передаче
фирмы «Итон экслз» (при прямой
передаче)
дифференциала. Положение элементов передачи при включении по-
нижающей и прямой передачи показано на рис. 2.118 и 2.119.
Двухскоростная главная передача упомянутой конструкции очень
компактна и может разместиться в картере одноступенчатой кониче-
ской или гипоидной передачи. Это обстоятельство имеет большое
значение, так как некоторые фирмы производят автомобили со стан-
дартной одноступенчатой передачей, а двухскоростные изготовляют
по специальным заказам. Благодаря этому ведущий мост не изме-
няется, а в него устанавливается только другой картер главной
передачи.
При отключении планетар-
ной передачи в работе главной
передачи принимает участие
только одна пара шестерен, в
связи с чем достигается такой же
КПД, как и в одноступенчатой
главной передаче. Потери, вы-
зываемые разбрызгиванием мас-
ла, возрастают незначительно.
В двухскоростной главной
передаче с планетарной уско-
ряющей передачей (рис. 2.120)
ведущим звеном является води-
ло с сателлитами Ь, ведомым —
коронная шестерня с, неподвиж-
ным — солнечная шестерня а.
При перемещении зубчатой муф-
ты М вправо по шлицам сту-
5 Яскевич 3.
Рис. 2.120. Кинематическая схема двух-
скоростной главной передачи с ускоря-
ющей планетарной передачей
129
пицы солнечной шестерни а до зацепления с шестерней k, связанной
с неподвижным картером моста, солнечная шестерня не вращается.
Водило, приводимое в движение от конической передачи, обкаты-
вает по неподвижной шестерне а сателлиты Ъ, которые в свою оче-
редь вращают коронную шестерню с с большей частотой вращения.
Шестерня внутреннего зацепления вращает корпус дифферен-
циала и полуоси. Передаточное число ускоряющей передачи i
1 [1 1 (а/с)]. Для получения передаточного числа муфта М
передвигается влево, выходит из зацепления с шестерней k и входит
в зацепление с шестерней I, расположенной вместе с сателлитами 6
на водиле. При этом шестерни планетарной передачи блокируются
и вращаются как одно целое с частотой вращения, равной частоте
вращения водила. Вместе с планетарной передачей с той же частотой
вращается конический дифференциал с полуосями. Управление двух-
скоростными главными передачами чаще всего осуществляется с по-
мощью пружинного, пневматического, электропневматического или
электромагнитного привода.
Передаточные числа двухскоростной главной передачи подби-
раются такими, чтобы передаточные числа всей трансмиссии обра-
зовывали ряд, близкий к геометрической прогрессии. При этом
высшее передаточное число ige> главной передачи выбирается таким,
как и для односкоростной главной передачи. Низшее передаточное
число ign = ig(jS j q, где - высшее передаточное число главной
передачи; ig„ низшее передаточное число главной передачи;
q - знаменатель геометрической прогрессии передаточных чисел
коробки передач.
5. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
На рис. 2.121 в качестве примера показана многоступенчатая
главная передача, состоящая из трех передач: двух цилиндриче-
ских и конической. В некоторых многоступенчатых главных пере-
дачах применяют конические передачи с передаточным числом 1
(например, в английских автомобилях «Саладин», «Сейрасен» и
«Саламандра») или цилиндрические передачи с таким же передаточ-
ным числом (рис. 2.121) (например, в самосвалах «Келбл»).
Подробное рассмотрение конструкций комбинированных главных
передач, используемых при проектировании проходных мостов,
приведено в п. 3.4 гл. VIII.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Brownyer N. Р. Effects of high horsepower on transmission and axle opera-
tion and design. Paper Ke 386 A. Society of Automotive Engineers, New York, 1961.
2. Double-reduct ion drive unit Field maintenance mamiel № 6. Rockwell —
Standard Corporation. Transmission and Axle division. Detroit, Michigan (без г.).
3. Eaton 2-speed axle. Service manual. Operation, maintenance, lubrication,
driving instructions. Eaton Ltd. Warrington. Publication № IE.
4. Gebauer R. Europaische Nutzfahrzeuge fur 1974. ATZ, 1973, № 12,
S. 433—442.
130
Рис. 2.121. Двухступенчатая главная передвча с первой ступенью, выполненной
в виде цилиндрической передачи заднего ведущего моста самосвала «Келбл» мо-
дели TV 21 Е8:
в — продольный разрез по ведущей шестерне; б — продольный разрез на виде сверху
5*
131
5, Gleason — Passenger car drive axle gear design. Gleason works, Rochester
1970.
6. Gohring R., Hopf W., Striffler P. Eine nene Achsbaureihe fur Nutzfahr-
zeuge mit Planetengetri eben in den Radnaben. ATZ, 1973, Nr. 9, S. 308—414.
7. Hampp W. Walzlagerungen-Berechnung und Gestaltung. Berlin: Springer-
Verlag, 1971.
8. Hypoid-helical two-speed double-reduction drive unit. Field maintenance
manual № 7. Rockwell-Standard Corporation. Transmission and Axle Division. Det-
roit, Michigan.
9. Jaskiewicz Z. Lozyskowania toczne w pojazdach mechanicznych. Warszawa
WNT, 1971.
10. Jaskiewicz Z. Kryteria doboru iozysk tocznych do przekladni gtownej samo-
chodu. Mechanika nr. 25. Warszawa, Wydawnictwa Politechniki Warszawskiej, 1974.
II. Klanner R. Die neue schwere M. A. N. — Frontlenker-Baureihe. ATZ, 1967-
Nr. 9, S. 307—311.
12. Ledwinka E. Der Steyer-Puch «Pinzgauer» — Gelandewagen. ATZ, 1972
Nr. 6, S. 228—235.
13. Lewis R. P., O’Brien L. J. Rear axles-today — tomorrow. Society of Auto-
motive Engineers, New York, 1957.
14. Muller A. H. Neuentwicklungen von Daimler-Benz—Nutzfahrzeugen. ATZ,
1967, Nr. 9, S. 311—318.
15. Nelson R. K-, Valentine L. J. Two-speed tandem drive axles. Society of Auto-
motive Engineers, Inc. New York, I960.
16. New double reduction axle. Automobile Engineer Supplement, October,
1968, p. 436.
17. Петров А. В. Планетарные и гидродинамические передачи колесных и гу-
сеничных машин. Машиностроение, 1966.
18. Riblet R. М., Kitson Ch. М. Bearing applications for heavy — duty axles.
SAE Quarterly Transactions, Volume 66, 1958, p. 5—31.
19. Scammell Trunker Mark II. Part two. The Leyland. 0.680 engine including
details of the turbocharged version — and the transmission. Automobile Engineer,
July 1967, p. 294—304
20. Strifler P. Zur Problematik der Lebensdauervoraussagen fur Kraftfahrzeug-
teile. Automobil-Industrie, Heft II, 1967, S. 85.
21. Strifler P. Einflusse auf die Lebensdauer von Antriebsverzahnungen bei La-
stkraftwagen. Automovil-Industrie, Heft 4, 1965.
22. Woodbridge K.. W. Richtige Schmierung von Ritzel Lagern. Die Kugel-
lager-Zeitschrift, Nr. 178, S. 1—4.
23. Diirkopp-Nadel lager in Kraft fa hrzeugen. Bielefeld: Durkoppwerke GmbH,
1969.
24. FAG — Das Walzlager in Kraftfahrzeugen, Publ. 05 100. Schweinfurt: FAG
Kugelfischer Georg Schafer &Co.
25. FAG — Die Gestaltung von Walzlagerungen. Schweinfurt: FAG Kugelfischer
Georg Schafer & Co. Publ. — Nr. 00200 DA, 1970.
26. SKF — Walzlager in Kraftfahrzeugen. Scweinfurt: SKF Kugel Lagerfabri-
ken GmbH, 1966. h
27. SKF — Lagerungsbeispiele. Schweinfurt: SKF Kugellagerfabriken GmbH,
1966.
28. Nadella — Typical Assemblies. Nadella Societe Anonyme, 1963.
ГЛАВА III
МЕХАНИЗМЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ
Со времени появления самодвижущегося транспортного средства
перед конструкторами стоит проблема правильного распределения
потока мощности между ведущими колесами. В первых конструк-
циях самодвижущихся транспортных средств вся мощность пере-
давалась на один вал, соединявший оба ведущих колеса. Из-за
ограниченной мощности транспортное средство застревало на пер-
вом же повороте. В поисках причин этого было установлено, что
внутреннее и наружное колеса должны вращаться с разной частотой
вращения. Чтобы как-то разрешить эту проблему, стали всю мощ-
ность подводить к одному ведущему колесу, благодаря чему другое
колесо могло двигаться самостоятельно в соответствии с колеей транс-
портного средства и дорожными условиями. Ограниченная способ-
ность маневрирования таких транспортных средств становилась
заметной, как только ведущее колесо попадало в плохие условия
по сцеплению.
Мысль о подводе мощности к каждому колесу отдельно возникла
в связи с тем, что отсутствовала возможность с учетом быстро ме-
няющихся дорожных условий делать ведущими колесами левое или
правое. Идея механического соединения двух ведущих колес по-
явилась в 1827 г. В конце XIX века такое соединение, представля-
ющее собой дифференциальный механизм, распространилось на
транспортные средства всех видов и по настоящее время находит
широкое применение. Успешность автомобилезации во многом мо-
жет быть обязана этому изобретению. В других отраслях промыш-
ленности в тех случаях, когда требуется переменное распределение
потока мощности и скорости между двумя ведомыми узлами, также
используют такую конструкцию.
1. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ ЗАМЕЧАНИЯ
М. Дембицкий в своей книге «.Teoria samochodu, — teoria napfdu»
(Варшава, 1971) сделал анализ распределения потоков мощности
на примере двух колес, установленных на одной оси и кинемати-
чески жестко связанных друг с другом. Этот анализ показал, что
в определенных условиях движения, особенно' во время криволи-
нейного движения автомобиля, нагрузка на полуось внутреннего
колеса значительно увеличивается, и в случае появления в транс-
миссии циркулирующей мощности момент, нагружающий это ко-
лесо, может более чем вдвое превзойти крутящий момент, действу-
133
ющий при прямолинейном движении автомобиля. Чтобы предотвра-
тить возникновение этого явления, которое особенно нежелательно
при движении по гладким поверхностям с высоким коэффициентом
сцепления, в автомобилях применяют механизмы распределения
мощности, которые разделяют подводимую к ним мощность между
двумя колесами иначе, чем в случае кинематически жесткого соеди-
нения (блокировки) колес друг с другом.
Простейшим способом устранения циркуляции мощности в ве-
дущем мосту является применение в ступицах колес односторонних
муфт свободного хода, передающих крутящий момент только в одном
направлении. Когда при движении автомобиля на повороте частота
вращения наружного колеса увеличивается, односторонняя муфта
не допускает передачи мощности в противоположном направлении,
т. е. от опорной поверхности через колесо к оси автомобиля.
Односторонние муфты не должны исключать движения автомобиля
назад, что требуется предусматривать в их конструкции. Вместо
того, чтобы размещать в ступицах колес две односторонние муфты,
с этой целью лучше применять один механизм, общий для двух по-
луосей и установленный по центру у главной передачи. Механизмы,
которые при движении на повороте отключают колесо, проходящее
больший путь (независимо от направления движения автомобиля
вперед или назад), называют отключающими механизмами. Однако
наиболее часто применяемым механизмом для распределения мощ-
ности по колесам автомобиля является дифференциал.
Передаточное число дифференциала. Дифференциалы, устанав-
ливаемые между колесами, чаще всего имеют внутреннее передаточ-
ное число iw — —1. Это означает, что при иевращающемся корпусе
(со о =* 0) одно колесо вращается с частотой вращения toj = 1, а вто-
рое— и2 —1. Такой дифференциал называется симметричным.
Симметричный дифференциал (без учета внутреннего трения) распре-
деляет крутящий момент между колесами поровну. Если дифферен-
циал распределяет крутящий момент между двумя или более веду-
щими мостами, потребность которых в крутящем моменте из-за
разных нагрузок разная, то такой дифференциал называется несим-
метричным, и его внутреннее передаточное число iw =/= 1
В отдельных конструкциях передаточное число дифференциала
может циклически изменяться в определенных пределах, тогда мы
имеем деле с пульсирующим дифференциалом.
Виды механизмов распределения мощности. Механизмы распре-
деления мощности, применяемые в автомобилях, можно классифици-
ровать следующим образом В зависимости от назначения различают
дифференциалы: межколесные (рис. 3.1), межосевые (рис. 3.2) и
межбортовые (см. п. 10.3). По конструктивной схеме дифференциалы
делятся на простые и сложные, а также симметричные и несимме-
тричные. Учитывая степень автоматизации дифференциалов, можно
выделить дифференциалы без блокировки, с принудительной блоки-
ровкой, включаемой врдителем, и самоблокирующиеся. По конструк-
ции дифференциалы можно разделить на дифференциалы малого
трения (конические и цилиндрические), дифференциалы повышен-
134
Рис. 3.1. Конструктивные схемы простых межколесных дифференциалов малого
грения:
а — конический симметричный дифференциал; б — цилиндрический дифференциал (с пар
ными сателлитами)
иого трения (с дисками трения, кулачковые, с зубчатыми колесами),
дифференциалы с гидравлическим сопротивлением, пульсирующие
дифференциалы (с переменным передаточным числом), отключающие
механизмы (с односторонними муфтами), самоблокирующиеся диф-
ференциалы (с помощью многодисковых муфт свободного хода или
гидравлической муфты с вязкой жидкостью).
Требования, предъявляемые к дифференциалу. Идеальной кон-
струкцией дифференциала с точки зрения динамических свойств
(см. п. 3.2 этой главы) была бы такая, при которой крутящий момент,
снимаемый с коленчатого вала двигателя и передаваемый корпусом
дифференциала к ведущим колесам автомобиля, был бы пропор-
Рис. 3.2. Конструктивные схемы простых межосевых дифференциалов малого
трения:
а — конический симметричный дифференциал; б, в и г — конические несимметричные диф-
ференциалы; д — цилиндрический дифференциал
135
ционален силам сцепления каждого из колес с опорной поверхностью
в различных условиях движения. Ни один из применяемых в на-
стоящее время дифференциалов этому требованию не удовлетворяет
(не считая самоблокирующихся дифференциалов). Таким образом,
рационально сконструированным дифференциалом можно считать
механизм, повышающий способность автомобиля к движению по
бездорожью, г е. способный подвести крутящий момент к одному
из ведущих колес, когда другое утрачивает сцепление с дорогой.
Основные требования, которые предъявляются к автомобильным
дифференциалам, сводятся к следующему.
1. Кинематические свойства дифференциала не должны нарушать
закономерностей качения ведущих колес при криволинейном дви-
жении автомобиля и отвечать условию <п0 (<о1 + (о2)/2.
2. Автомобиль, оснащенный дифференциалом, должен отли-
чаться легкой управляемостью. Сила трения, возникающая обычно
внутри механизма, вызывает стабилизирующий момент на колесах,
для преодоления которого необходимо прикладывать к управляе-
мым колесам некоторую силу, и чем эта сила меньше, тем легче
управлять автомобилем.
3. Дифференциал должен иметь постоянный механический КПД.
4. Конструкция дифференциала должна быть простой и прием-
лемой для массового производства.
5. Интенсивность изнашивания элементов дифференциала должна
быть малой.
2. ЭЛЕМЕНТЫ ТЕОРИИ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
В этом пункте приведены важнейшие положения теории плане-
тарных передач, рекомендованные проф. Е. Хабихом из Варшав-
ского политехнического института.
2.1. КИНЕМАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
На рис. 3.3 представлена произвольная передача (трансформатор
энергии), причем входные момент, частота вращения на валу 1
обозначены соответственно М.ъ <i)lt а на выходном валу 2 — М2, со2;
момент на корпусе механизма обозначен Мо, а частота вращения
корпуса w0. Как известно из механики, производная по времени
вектора момента количества движения при движении системы отно-
сительно некоторой точки или оси равна главному моменту внешних
Рис. 3.3. Общая схема
трансмиссии как транс-
форматора энергии
136
Рис. 3.4. Схема простой планетарной
передачи:
1 — коронная шестерня внутреннего за-
цепления; 2 — сателлит; 3 — солнечная
шестерня; 4 — водило
Рис. 3.5. Схема простой планетарной
передачи с двумя промежуточными
сателлитами
сил, действующих на систему относительно этой точки или оси Та-
ким образом, справедлива зависимость
Мк + М2 + (3.1)
где К. — вектор момента количества движения; t — время действия,
Для равномерного движения
Мх+М2+Мо = 0. (3.2)
Передаточное число дифференциала можно выразить следующим
образом
;(0) _/Q
В последней формуле нуль в скобках означает систему отсчета,
в которой данное передаточное число реализуется (в данном случае
для ы0 0 система нулевая). Очевидно, что
>а>(2, 1)—w2 С)) ,
причем
.-(0) _ 1 / .-(0) „
(1.2) — (2. !)
(3.5)
Для теоретического рассмотрения не имеет значения, что при-
нимать: /щ<1,2) или й?(2,1). В механизме, показанном на рис. 3.4,
действуют зависимости й°(1,2) =C0i0)/w20> - —z2/zi, Mi + (—/И2) +
4- Мо 0 или Мо М2 — Мг Для планетарной передачи, пред
ставленной иа рис. 3.5, справедлива зависимость Й'р.г) Wi/<D2 =
= z2lzx.
Формула Виллиса. Для любой планетарной передачи (например,
выполненной по схеме, изображенной на рис. 3.4) верна зависимость
(cdt — С0о)/(С1)2 — С^о) = ^шЦ.2)- (3-6)
137
Так как в рассматриваемом случае1 * = —Тг/''i = —z2Zz,, то
(й>1 — й>с)/(ю2 — со,,) = —rjrl (3.7)
или
(<£>! — Ы„)'(ш2 — Ио) = —Zj/Zj, (3.8)
где <ot, ы2, tn,, — частота вращения соответственно ведущей шестерни,
ведомой шестерни и водила (корпуса).
При со, О
— (w2''<»i) + 1 = — fete,);
в./о„ I + fe/zj). (3.9)
При ш2 - О
<0,/<00 = 1 + fe/z,). (310)
Формулы (3.9) и (3.10) можно также представить в виде
<л0.'ш2 = 1, [1 + fe.fe)]; (3.11)
<•)„.'<», = 1 11 + (z2/z,)J (3.12)
2.2. СТАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
На рис. 3.7 показана планетарная передача. Внешние силы,
действующие на эту передачу, следующие:
Р, Р2; Ро - Р, + Р2 = 2Р, = 2Р,- (3.13)
М„ М, |- .М2, (3.14)
1 При более сложной передаче (см. рис. 3.6) имеются следующие зависимости:
С. 2) - Р>!°7< = %/*) 3, = <>/43’ - - (*Аэ) fe2fe) i«”<2. 3,=
= = — (z3/zs3) (zs2/z2).
Рис. 3.7. Статика плане-
тарной передачи
138
и так как
Мх = Pin; М2 - Р2г2;
то
Mv И.2 Р1Г1/Р3Г2 = rJr2 = zJz-i-
Из уравнений (3.14) и (3.16) следует
Мо -- (zx/z2) М2 + .и2.
Следовательно,
(AVMo) 1 + (zx/z2);
(Мо/Мд) = 1 + (z2/zxy
2.3. ПОТЕРИ МОЩНОСТИ В
ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧАХ
(3.15)
(3.16)
(3.17)
Механический КПД произвольной планетарной передачи Чт =
= NziNt. Поскольку М2 M2ci)2; Мх = то ijm = MifiJ/AI,©!.
Кинематическое передаточное число планетарной передачи lh —
(i)j/(i)2. Динамическое передаточное число передачи определяется
по зависимости id Таким образом, справедлива зависи-
мость
’1т = 'Л- <318)
Мощность, передаваемая передачей. Для простой планетарной
передачи, представленной на рис. 3.8, справедливы следующие зави-
симости. При ых 0 и М2 =- М, = Мсо2 и Nu -• Л4ю0. Мощность
передаваемая передачей, = М2 — Мв = М (о)3 — (й0). Из фор-
мулы (3.11) следует, что соо = <*>2/[ 1-|-(zx/z2)L тогда
<3-19)
С другой стороны, выражение для мощности, передаваемой пере-
дачей, может быть представлено в следующем виде: Mz2 = P2vwi-
Так как Р2 = Л1/г2 и иш2 =- г2 (со2 — соо), то после подстановки
М22 - (М/г2) г2 (ы2 — w0) = М (со2 — о0).
Аналогично
Nit = = М (г^) [ =
г^та-=^- <3-2°)
При ci)2 0 и All - М
= = (3-21)
Для Za/Zj 2 при ©!= О Мг1 = Мг2=" (1/3) N
и при (о2 = 0 AZzl = Мг2 = (2/3) N.
Рис. 3.8. Схема простой
планетарной передачи
(toi =0, М> = М)
139
3. ТЕОРИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛА
Характерной особенностью дифференциала является наличие
в нем одного ведущего и двух ведомых звеньев; иногда может быть
и наоборот.
3.1. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
Для определения кинематических свойств автомобильного диф-
ференциала необходимо знать и <оо. Для механизма, изобра-
женного на рис. 3.9, должна выполняться зависимость
((Oj f- о)2)/2 Юр, (3.22)
Рис. 3.9. Схема конического симметричного диф-
ференциала с передаточным числом iw = —1
Рис. 3.10. Схема цилиндрического дифференциала
с передаточным числом iw = 2
а для механизма, показанного на рис. 3.10,
1(0! 4- ы0) г2 со2. (3.23)
Подставляя в формулу Виллнса (3.6) зависимость (3.22), полу-
чаем
(«1 - сор) _ .(0) _ .
(3.24)
(3.25)
а подставляя в формулу (3.6) зависимость (3.23) -
(«! — <00) .(0) IQ
Обе конструкции применяют на практике, причем чаще встре-
чаются конструкции, разработанные с учетом формулы (3.24). Диф-
ференциал, разработанный на основании формулы (3.25), имеет вид,
представленный на рис. 3.20 Очевидно, что в данном случае переда-
точное число между валом 1 и воднлом О, а следовательно, и между
полуосями, равно —1 (см. рнс. 3.10).
Дифференциал с передаточным числом iw -1 характери-
зуется следующими свойствами. Когда частота вращения одной
полуоси уменьшается относительно корпуса дифференциала, частота
вращения другой полуоси на такую же величину увеличивается.
140
Колесо (или полуось), частота вращения которого в определенных
условиях движения автомобиля увеличивается относительно кор-
пуса дифференциала, называется опережающим, а колесо (полуось),
которое в это же время будет иметь меньшую частоту вращения,
называется отстающим.
Если обозначить со<щ, шот, со0 частоту вращения соответственно
опережающего и отстающего колес н корпуса дифференциала, то
для дифференциала с внутренним передаточным числом iw - —1
получим сооп = соо + Дсо; toOT = соо — Дсо. Таким образом, всегда
будут выполняться зависимости сооп + (оот — 2(о0; оОГ1 — (дот =
2Д(о.
3.2. ДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
На рис. 3.9 показана схема симметричного дифференциала с ко-
ническими шестернями и с внутренним передаточным числом iw —
= - 1. Если крутящий момент, подведенный к корпусу дифферен-
циала, обозначить Л40, а крутящие моменты на выходных валах
соответственно Л40т и Моп, то, в соответствии с формулой (3.14),
уравнение внешних крутящих моментов имеет внд
МОТ + /ИОП = Л1О, (3.26)
где Мо, Моп, .Мат — крутящий момент, соответственно на кор-
пусе дифференциала, на опережающем валу и на отстающем валу.
В американской литературе [18] обычно принято определять
момент трения в дифференциале с внутренним передаточным числом
iw - —1 как разность между моментами, необходимыми для дви-
жения механизма и поворота одного вала относительно другого х.
При таком подходе
= (3.27)
н, принимая во внимание зависимость (3.26), найдем
Мот = О,5Мо + 0,5Mz;
(3.28)
7ИОП = 0,57И0 - О,57И<.
1 Тут следует особенно подчеркнуть, что такой метод не совпадает с рассужде-
нием Е. А. Чудакова (см. работу [3] в списке литературы к гл. V) и его последо-
вателей. Е. А. Чудаков предложил следующую систему уравнений:
(а)
Мо = Л -|- /Иа; соо = (0)1 + <о2)/2.
Уравнение (а) можно представить в виде
Л40со0 = AljWi 4- Л420)2 J- Mt (о)2 — <ол),
гдеЧИ/ — момент внутреннего трения. В результате решения этих уравнений в окон-
чательном виде получаем зависимость
М2 — Mi = 2Mt. (б)
Отсюда момент треиия в дифференциале с внутренним передаточным числом
iu> =—1 согласно уравнению (б) вдвое меньше момента трения, определяемого по
формуле (3.27).
141
Для получения симметричного дифференциала (т. е. с внутрен-
ним передаточным числом iw = —1) необходимо, чтобы разность
крутящих моментов полуосей равнялась М(. Чем дольше разница
между касательными реакциями опорной поверхности будет недо-
статочной для преодоления внутреннего трения и приведения в дви-
жение элементов дифференциала, тем дольше оба колеса будут иметь
одинаковую частоту вращения = со2. Однако крутящие моменты
на отдельных колесах не должны быть одинаковыми. Они могут
изменяться от Л4т111 = 0,57Vlo — 0»5Aiz до Мтх = 0,5Л4о + О,5Л4{.
Следовательно, при неработающем дифференциале разность крутя-
щих моментов полуосей должна заключаться в пределах
О,5Л4о — О,5Л4, < Mr 2 < О,5Мо + 0,5Mf, (3.29)
так же как границы области нечувствительности дифференциала
(рис. 3.11). Когда дифференциал под влиянием внешних сил начнет
действовать, крутящие моменты устанавливаются в соответствии
с зависимостью (3.28).
Энергетический баланс дифференциала. Сопровождающее работу
дифференциала трение является причиной энергетических затрат.
Если мощность, подведенную к корпусу дифференциала, обозна-
чить No, а мощности, подведенные к полуосям, соответственно
Non Nor, то энергетический баланс дифференциала принимает
следующий вид:
= N'r'+Ni, (3-30)
где Nt — затраты механической энергии на трение.
142
С учетом выведенных зависимостей работу дифференциала с вну-
тренним передаточным числом i,„ - -1 можно характеризовать
системой четырех уравнений:
Wq = (о)от <орп)/2;
Мо = Мог -|- ,МОП;
Л4, = Л1ОТ- Л4ОП;
Л^о == Л^от-|- Ncu -|- Nt.
Первое из этих уравнений представляет собой условие кинема-
тического равновесия, а четвертое — энергетического. Третье урав-
нение характеризует трения дифференциала с передаточным числом
—1 .
3.3. МОМЕНТ ТРЕНИЯ В ДИФФЕРЕНЦИАЛЕ
Момент трения определяется прежде всего конструкцией диф-
ференциала, поэтому конструктор имеет большие возможности для
получения нужной величины. Трение в дифференциале является
переменной величиной. Ее можно рассматривать как сумму двух
составляющих, нз которых одна Л4ДОп не зависит от передаваемого
крутящего момента, а другая пропорциональна приложенному
к корпусу крутящему моменту. Следовательно, момент трения
Л4=Л1ДОП ,-kM0. (3.32)
В зависимости от конструкции дифференциала величины Млоц
и k могут принимать разные значения. В частности, когда величина
Л4ЦОП мала, ею можно пренебречь. При работе дифференциала вели-
чина Л4ДОП возрастает. Чем дольше отсутствует вращение одной
полуоси относительно другой, тем дольше в дифференциале сохра-
няется трение покоя. Дополнительный момент трения Л4ДОп прн
этом имеет начальное значение Л1нач- С началом относительного
взаимного движения звеньев дифференциала величина Л4ДОП умеиь
шается, и. как показали испытания 134], по закону показательной
функции:
МДоп = [Л1кач/(1 в), (3.33)
где Лео — частота вращения полуоси относительно корпуса диф-
ференциала; А и В — параметры, зависящие от конструкции диф-
ференциала, которые можно определить только экспериментальным
путем. Однако, если рассматривать явления, происходящие на гра-
нице проявления дифференциального действия, т. е. когда Л4ДОП =
*= Л4нач, то можно использовать упрощенную формулу
Мг = Мнач-' Ж- (3.34)
В последние годы появились конструкции дифференциалов,
в которых против осевых сил, возникающих в зацеплении коннче-
143
1
1
} (3.31)
ских шестерен, направляют силу пружины (см. п. 5.1.4.3). В этом
случае, очевидно, справедлива зависимость
Mt = —MHa4~i-kMn. (3.35)
Коэффициент т мгновенного значения внутреннего трения.
Чтобы дифференциал работал, должно выполняться условие Мо >
> Mt, и, следовательно, величина внутреннего трения всегда дол-
жна лежать в пределах 0 < Mt < Mo-
В технической литературе [13] отношение т = MJMq назы-
вают коэффициентом мгновенного значения внутреннего трения,
причем, очевидно, что 0 < т < 1. У дифференциалов с малым
внутренним трением верхняя граница значений коэффициента равна
примерно 0,04. Когда величина т отклоняется от этого предела,
то имеется дифференциал повышенного трения.
На рис. 3.11 показана область нечувствительности дифферен-
циала для случая, когда Mt === Мнач^Мо. Прямые, ограничивающие
область нечувствительности, соответствуют крутящим моментам,
действующим на правом и левом колесах прн работе дифференциала.
Крутящие моменты изменяются в зависимости от того, какое из
колес является опережающим или отстающим. Эти линии проведены
в соответствии с зависимостями
Мит = (М0 + М,)/2 и Моп = (М0-Л4/)/2.
Если автомобиль двигается прямолинейно и ни одно из колес
не теряет сцепления с опорной поверхностью, то распределение
моментов соответствует прямой = Мп/2, а отношение
моментов, передаваемых к отдельным колесам, M^Mki = 1. Когда
при постоянном моменте Л40 крутящий момент на колесе будет расти,
а на другом падать, то, чем дольше разница между моментами не
будет достигать величины Mt, тем дольше дифференциал не будет
работать, хотя отношение крутящих моментов Mhz/Mhx 1. В дан-
ном случае моментам Л40, Л1Й1 н Mh<> может соответствовать любая
точка, лежащая в пределах заштрихованного поля на рнс. 3.11.
Если разница между моментами станет такой большой, что диф-
ференциал начнет работать, то четырем имеющимся моментам Л40,
Mt, Mhi и Мд2 будет соответствовать любая точка, лежащая на
одной нз двух прямых, ограничивающих область нечувствитель-
ности.
3.4. КОЭФФИЦИЕНТ БЛОКИРОВКИ ДИФФЕРЕНЦИАЛА
Обычно тяговая способность дифференциала повышенного TpeJ
ння определяется коэффициентом К распределения крутящих мо-
ментов, причем
гг ^ОТ Mfj 4~ 'Mt 1 (Mf/ Ч) I -р/П /О O£A
Ян Mo - Mt I - (MtlMo) ~\~m'
Момент А4<)п соответствует колесу, которое имеет менее благо-
приятные условия по сцеплению, например лед, снег илн грязь.
144
Этим колесом также может быть колесо, нагруженное реактивным
моментом от карданного вала. Момент Л4ОТ возникает на колесе,
у которого лучше условия по сцеплению, в результате чего он может
воспринять больший момент.
Таким образом, коэффициент /( определяет, в какой степени диф-
ференциал улучшает тяговые качества транспортного средства.
Чем больше значение этого коэффициента, тем большую тяговую
силу может развить автомобиль, н наоборот, чем меньше значение
коэффициента, тем хуже тяговые качества. Для обычных дифферен-
циалов с малым внутренним трением можно принять ЛД » 0, и
тогда К ~ 1.
Формулы (3.28), определяющие распределение моментов по
полуосям для дифференциалов разных типов, основаны на том,
Рис. 3.12. Типичный график изменения коэф-
фициента распределения крутящих момен-
тов для дифференциала с муфтами тре-
ния [18]:
1 прямая предельного сцепления, 2 — коэф-
фициент блокировки; 3—обычный дифферен-
циал с муфтами трения; 4 — прямая сухой по-
верхности
что частоты вращения полуосей неодинаковы. Эти формулы опреде-
ляют условия, при которых элементы дифференциала имеют взаим-
ные перемещения. Если отношения моментов на выходных звеньях
дифференциала меньше отношения моментов, найденного по фор-
мулам (3.28), т. е. отношение моментов на полуосях меньше значе-
ния коэффициента К. то дифференциал не работает и все его элементы
вращаются как одно целое.
Дальнейший анализ коэффициента Л распределения крутящих
моментов направим на то, какое значение имеет этот коэффициент,
когда одно из колес транспортного средства находится на мокром
льду. Это значение является критерием тяговой способности диф-
ференциала повышенного трения в самых невыгодных условиях
эксплуатации. Этим условиям на графике коэффициента блоки-
ровки соответствует точка, которая используется в основном для
сравнения эффективности работы двух подобных механизмов. В этой
точке определяется значение коэффициента блокировки 1 Кь. Точка
находится путем пересечения кривой коэффициента К распреде-
ления моментов с линией предельно малого сцепления, как пока-
зано на рис. 3.12. Линией предельного сцепления является штрихо-
вая прямая, найденная для коэффициента сцепления проскальзы-
1 Здесь следует особо подчеркнуть, что автор принял определение коэффициента
блокировки в соответствии с американской литературой [18]. Определение не со-
впадает с тем, что дал М. Дембицкий [13], который коэффициент блокировки опре-
деляет по формуле Kb =(MOT)max/(/Vlon)inax== (Мо шах 4~ Mt стах)/(^0tnax — Mt стах)-
145
колеса, имеющего меньшее
сцепление
Рис. 3.13. График теоретического тя-
гового усилия, обеспечиваемого диф-
ференциалом [8]:
I — сила тяги для колеса с частичным сце-
плением; 2 — сила тяги для колеса, име-
ющего полное сцепление: 3 — сила тяги
для колеса, имеющего полное сцепление,
и колеса, имеющего частичное сцепление;
4 сила тяги для двух колес, имеющих
нолное сцепление; 5 — теоретическая
сила тяги, обеспечиваемая дифферен-
циалом
Прямые тяговой силы служат для определения полной тяговой
силы транспортного средства, двигающегося по поверхностям с раз-
ными коэффициентами сцепления. В действительности теорети-
ческая оценка тяговой силы крайне затруднена, так как значения
коэффициентов сцепления, принимаемые при расчетах, определяются
многими переменными. Эти трудности можно преодолеть с помощью
лабораторных замеров в контрольных условиях движения. Путем
измерения крутящего момента на каждом ведущем колесе в извест-
ных условиях сцепления и проведения расчета по предлагаемым
формулам может быть получена реальная кривая тяговой силы.
Таким образом можно получить и оценить действительные кри-
вые для различных механизмов распределения мощности. Анализ
этих кривых показывает, что каждый механизм характеризуется
своей неповторимой кривой. Однако большинство механизмов может
быть описано с помощью одной из четырех основных кривых, каж-
дой из которых присвоен свой класс.
Класс 1. Даже обычный конический дифференциал можно рас-
сматривать как дифференциал повышенного трения из-за наличия
трения между его составными частями. Кривая тяговой силы для
дифференциала такого типа показана на рис. 3.14, а и является
характерной для первого класса. Как видно по этой" кривой, факти-
ческая тяговая сила больше расчетной. По мере роста момента,
передаваемого дифференциалом, увеличиваются потери на трение
и растет отклонение от расчетной кривой. Некоторые типы диффе-
ренциалов, такие как червячный, работа которых протекает при
пониженном КПД, также относятся к этой группе Однако наклон
кривых тяговой силы для этих дифференциалов значительно круче
в связи с более низким КПД этих механизмов.
Некоторые передачи со специальной формой зубьев обеспечивают
такой выход крутящего момента на ведущих колесах, что работа
дифференциала получается пульсирующей нли синусоидальной.
Кривая тяговой силы в этом случае подобна той, что и у обычного
дифференциала, но отклоняется от нее до 30 %.
Класс 2. В практике находят применение несколько типов диф-
ференциалов повышенного трения с фрикционными муфтами, общим
148
для которых является предусматривание ограничения действия
механизма некоторым постоянным значением силы трения. Этот
тип механизмов представлен на рис. 3.14, б и характеризует второй
класс. К нему в основном относятся дифференциалы, в которые
встроены автоматические ограничители скольжения. Выбор пре-
дельной точки на кривой тяговой силы определяет КПД механизма,
а также положение реальной кривой тяговой силы относительно
расчетной. Чем больше ограничение скольжения, тем больше рас-
стояние между кривыми.
Увеличение трения в дифференциале уменьшает буксование
колес и не сказывается на действии механизма, но влияет на управ-
ляемость транспортного средства. В некоторых конструкциях на
выходную шестерню действует осевая сила, что увеличивает наклон
кривой. В связи с этим дифференциал блокируется в хороших до-
рожных условиях, что уже нежелательно.
Класс 3. Конструкции, позволяющие передавать всю тяговую
силу через одну полуось, характерны для третьего класса. Это меха-
низмы распределения мощности с односторонними муфтами, кото-
рые предотвращают скольжение колес и допускают относительные
взаимные движения звеньев. По отношению к дифференциалам —
это заменяющие их устройства, несмотря на то, что онн противоре
чат их основным законам. В настоящем дифференциале одно звено
Рис. 3.14. Классификация кривых силы тяги, обеспечиваемой дифферен-
циалами [81
а — I класс; б — II класс: в — III класс; г — IV класс; I — теоретический дифференциал
149
вращается медленнее, а другое — пропорционально быстрее, Чем
корпус. Кроме того, крутящий момент должен быть пропорциона
лен тяговым силам на ведущих колесах. В конструкциях, относя
щихся к третьему классу, не соблюдается никакой пропорциональ-
ности, а скорее происходит полная передача момента к звену, вра-
щающемуся медленнее.
Такая передача крутящего момента может ухудшить управляе-
мость транспортного средства. Кривая тяговой- силы для механиз-
мов этого типа показана на рис. 3.14, в. Эта кривая показывает,
что если одно из ведущих колес имеет коэффициент сцепления,
равный нулю, то другое ведущее колесо может развить тяговую
силу до значения, соответствующего моменту начала проскальзы-
вания колес. При таком действии механизма одна полуось может
быть вынута, и транспортное средство будет двигаться с помощью
оставшейся полуоси.
Класс 4. Кривая тяговой силы для дифференциалов, принадле-
жащих к четвертому классу, показана на рис. 3.14. г. Этому классу
характерен специальный встроенный механизм, создающий пред-
варительный момент, уменьшающий действие дифференциала по
мере улучшения дорожных условий.
С ростом входного крутящего момента кривая тяговой силы
такого дифференциала приближается к кривой обычного дифферен-
циала. Необходимо иметь в виду, что диапазон дифференцирования
скоростей ограничен, а при низких значениях коэффициента тре-
ния ухудшается управляемость транспортного средства.
Кривая тяговой силы на рис. 3.14, г является функцией нагру-
жения комплекта дисков муфты в зависимости от углов делитель-
ного конуса и профиля зуба конической шестерни. Когда эти вели-
чины возрастают, наклон кривой может отсутствовать либо даже
быть отрицательным. Когда сцепление хорошее, диски не нагру-
жены, и дифференциал свободно вращается.
Основной недостаток этого механизма заключается в том, что
в условиях хорошего сцепления выходной момент может быть ма-
лым. Это происходит, когда давление на муфту уменьшается при
приближении к повороту или в условиях движения по автомаги-
страли. В подобной ситуации механизм проявляет свойства меха-
низмов второго класса. Действие дифференциала ограничено и повы-
шает управляемость транспортного средства.
Идеальный дифференциал повышенного трения. Большинство
существующих конструкций может быть сведено к одному из четы-
рех кЛассов, указанных выше. Каждый класс имеет определенные
преимущества и недостатки. Тогда что должно характеризовать
идеальный «дифференциал»? Поиск ответа на этот вопрос должен
помочь составить перечень всех возможных требований к его свой-
ствам как с теоретической, так и с практической точки зрения.
В соответствии с работой [8] идеальный дифференциал должен
удовлетворять следующим важнейшим требованиям.
1. Распределять момент так, чтобы полностью использовалось
имеющееся сцепление.
150
2. Ограничивать момент, подводимый к выходному звену так,
чтобы предотвращалось нежелательное скольжение колеса.
3. Допускать относительное вращение ведущих колес, необходи-
мое по условиям эксплуатации: закруглением дороги, движением
по неровной поверхности, различием радиусов качения шин и т. п.
4. Не влиять на управляемость транспортного средства.
5. Действовать автоматически, удовлетворяя противоречивым
требованиям.
Был проведен анализ дифференциалов разных классов и сделано
сопоставление их механизмов. На основании анализа была дана
оценка механизмов, результаты которой приведены в табл. 3.1.
3.1. Оценка дифференциалов четырех классов с точки зрения требований,
предъявляемых к идеальному дифференциалу [8]
Класс Требования к идеальному дифференциалу
Полное использование имеющегося сцепления Предотвра- щение скольжения колес Возможн ость дифферен- цирования вращения Отсутствие нарушения управляемо- сти Автоматич ность работы
1 2 - -
3 — — —
4 — — — —
Совершенно ясно, что ни один из существующих механизмов
распределения мощности не удовлетворяет всем требованиям. Иногда
то или иное требование может быть выполнено в ограниченных
пределах. Можно проанализировать таблицу и определить для
каждого класса конструктивный параметр, обусловливающий появ-
ление недостатка. К сожалению, обратная процедура не позволяет
найти конструктивное решение, которое удовлетворяло бы всем
требованиям
Очевидно, что идеальный дифференциал удовлетворял бы всем
перечисленным требованиям. Однако форма кривой тяговой силы
оптимального дифференциала не ясна, и построить ее не просто.
Эта кривая, возможно, должна быть комбинацией кривых всех
классов. Но при нынешнем состоянии дел кривая долгое время будет
оставаться неопределенной.
3.7. СРАВНЕНИЕ ТЯГОВОЙ СПОСОБНОСТИ МОСТА, СНАБЖЕННОГО
ДИФФЕРЕНЦИАЛОМ, И ЖЕСТКОГО ВАЛА
На рис. 3.15 представлен ведущий мост с нагрузкой Gn, равно-
мерно распределенной по ведущим колесам (таким образом, реак-
ция поверхности на каждое колесо равна GJ2). Примем, что коэффи-
| циент сцепления колеса 1 равен plt а колеса 2 — р2, причем рг < р2-
Необходимо найти тяговую силу, которая будет создаваться обоими
ведущими колесами под действием крутящего момента Мо, подве-
151
Рис. 3.15. Распределение кру-
тящего момента по полуосям
при .применении дифференци-
ала малого трения
дениого к корпусу дифференциала, когда колесо 1 полностью про-
скальзывает.
Крутящий момент, передаваемый проскальзывающим колесом,
(см. рис. 3.15) А^ pi (Gn''2) где rd—динамический радиус
колеса. В соответствии с формулой (3.27) другое колесо будет на-
гружено крутящим моментом
М2 - + Mt -- Hi (Gn/2) rd + Mt. (3.47)
Крутящий момент на обоих ведущих колесах
М Mt 4- Л12 - 4- (3.48)
а найденная окружная тяговая сила на ведущих колесах
Ph M/rd = + (Mt/rd). (3.49)
Применение дифференциала в ведущем мосту ограничивает пере-
даваемый колесами крутящий момент величиной, которая опреде-
ляется колесом с меньшим коэффициентом сцепления и моментом
трения М, дифференциала. Когда одно колесо, вследствие потери
сцепления, проскальзывает, другое колесо может передать кру-
тящий момент больший на момент трения Mt дифференциала. Сле-
довательно, крутящий момент, передаваемый обоими колесами, за-
висит от того, какой момент имеется на колесе с меньшим сцепле-
нием. В дифференциале малого трения момент трения Mt очень
мал, поэтому с большим приближением можно считать, что макси-
мальная тяговая сила на колесах равна двойной силе сцепления
колеса, находящегося на поверхности с меньшим коэффициентом
сцепления.
Теперь рассмотрим, как передается момент в ведущем мосту без
дифференциала, т. е. с жестким валом. Когда опорные реакции
дороги одинаковы, крутящий момент распределяется поровну
между колесами. Однако, как только одно из колес теряет сцепле-
ние и начинает проскальзывать, крутящий момент, подводимый
к другому колесу, возрастает до тех пор, пока колесо не потеряет
сцепления. Весь происходящий прирост крутящего момента пере-
дается к другому колесу в пределе, обусловливаемым его сцепле-
нием.
Суммарная тяговая сила, получаемая на обоих ведущих колесах
в автомобиле с жестким валом,
Pk = (Hi + 1М Gn/2. (3.50)
152
Следовательно, при большой разнице между коэффициентами р,
сила Ph может быть значительно больше тяговой силы, развивае-
мой на ведущих колесах автомобиля, оборудованного дифферен-
циалом малого трения. Отсюда можно сделать вывод, что при дви-
жении в условиях, в которых возможно появление большой разницы
между сцеплениями ведущих колес автомобиля (например, боло-
тистая местность, обледенелые или песчаные дороги) лучше подво-
дить крутящий момент к колесам с помощью жесткого вала, дающего
возможность использовать полное сцепление на обоих ведущих
колесах, чем с помощью дифференциала, позволяющего использо-
вать только часть этого сцепления. Однако, с другой стороны,
в связи с необходимостью качения колес без скольжения на закруг-
лениях дороги, а также из соображений предотвращения появления
в трансмиссии циркулирующей мощности применение автомобиль-
ных дифференциалов необходимо.
Дифференциалы повышенного трения в определенной степени
устраняют возможность потери сцепления одним из колес, так как
для работы дифференциала в соответствии с формулой (3.27) необ-
ходима значительная разница в крутящих моментах ведущих колес
автомобиля. В соответствии с формулой (3.49), чем сильнее треиие
в дифференциале, тем больше тяговая сила на ведущих колесах.
Рассмотренные недостатки дифференциалов, не позволяющие
полностью использовать сцепление обоих колес или колес обоих
мостов, можно преодолеть путем отключения дифференциала, т. е.
принудительной (см. п. 10) или автоматической (см. п. 9.1.4) блоки-
ровки дифференциала. Принудительная блокировка, производимая
водителем, предотвращает относительное взаимное вращение
звеньев дифференциала. Блокировка должна производиться тогда,
когда транспортное средство попадает в плохие дорожные условия.
Однако водители часто забывают включать и выключать блокиро-
вочное устройство в то время, когда в этом имеется необходимость.
Когда дифференциал не заблокирован, происходит непрерывное
скольжение. В случае блокировки дифференциала в хороших до-
рожных условиях происходят истирание шин, циркуляция мощ-
ности и потери ее.
4. ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ МАЛОГО ТРЕНИЯ
4.1. СИММЕТРИЧНЫЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Конический дифференциал (кинематическая схема дана на
рис. 3.1, а и 3.2, а). Обычный дифференциал с коническими зубча-
тыми колесами, применяемый в грузовых автомобилях, имеет чаще
всего четыре сателлита (рис. 3.16) или, реже, трн. Большинство
легковых автомобилей имеет дифференциалы с двумя сателлитами.
Они могут свободно вращаться вокруг шипов неподвижной кресто-
вины, концы которой зажаты между чашками корпуса дифферен-
циала, и постоянно находятся в зацеплении с шестернями полу-
осей. В общем случае сателлиты опираются на внутренние стенки
153
2
Рис. 3.16. Конический дифференциал (без корпуса):
с — в сборе; б — в разобранном виде; 1 — шестерни полуосей; 2 — сателлиты; 3 — кре-
стовина; 4 — опорная шайба шестерни полуоси; 5 — опорные шайбы сателлитов
корпуса через опорные шайбы 5 скольжения, а полуосевые ше-
стерни — через опорные шайбы 4. Составные части (чашкн) корпуса
дифференциала соединяют между собой с помощью болтов или вин-
тов, причем часто для этого применяют установочные штифты.
Корпус дифференциала в большинстве случаев имеет фланец, к кото-
рому с помощью болтов или заклепок крепится шестерня главной
передачи. Иногда ведомая шестерня соединяется с корпусом диффе-
ренциала с помощью болтов, соединяющих обе его чашкн.
Каждый из конических сателлитов работает как рычаг между
двумя шестернями полуосей, поэтому крутящий момент, снимаемый
с корпуса дифференциала, теоретически делится поровну между
шестернями полуосей и, следовательно, между ведущими колесами.
Такое распределение моментов происходит независимо от траекто-
рии движения транспортного средства и дорожных условий.
Конические дифференциалы, отличающиеся высоким механи-
ческим КПД, наиболее распространены и находят применение
в большинстве автомобилей, преимущественно легковых. Суще-
ственный недостаток обычного конического дифференциала заклю-
чается в задерживании вращения одного из ведущих колес при
скольжении другого колеса данного моста.
Цилиндрический дифференциал. В некоторых автомобилях при-
меняют цилиндрический дифференциал, который отличается от
конического только выполнением сателлитов в виде пар цилиндри-
ческих шестерен (рис. 3.17). Такая конструкция не нарушает упо-
мянутого выше принципа действия конического дифференциала,
причем роль конического сателлита выполняет пара цилиндри-
ческих шестерен, а выходных шестерен - цилиндрические шестерни,
установленные на концах полуосей. Длину зубьев сателлитов и их
положение выбирают такими, чтобы каждый сателлит частью своего
154
зубчатого венпа зацеплялся с цилиндрической шестерней полуоси.
Остальной частью зубчатого венца сателлит взаимодействует с Дру-
гим сателлитом (равным ему по размерам), который зацепляется
с цилиндрической шестерней другой полуоси. К корпусу диффе-
ренциала болтами крепится ведомая коническая шестерня главной
передачи. Вместе с ведомой шестерней вращается корпус диффе-
ренциала, а также закрепленные в нем оси сателлитов.
Рис. 3.17. Конструктивная схема цилиндрического дифференциала при главной
передаче:
а — конической; б — червячной; 1 и 2 — шестерни полуосей; 3 —корпус дифференциала;
4 и S — сателлиты; 6 — шестерня ведомая коническая; 7 — шестерня ведущая коническая;
8 — червяк; 9 — колесо червячное
Недостатком цилиндрического дифференциала является необ-
ходимость применения большого числа сателлитов, что усложняет
конструкцию и увеличивает массу ведущего моста. Обычно такой
дифференциал короче, но прн одной и той же передаваемой мощ-
ности имеет больший диаметр. Использование дифференциала боль-
шего диаметра создает трудности в обеспечении необходимого дорож-
ного просвета автомобиля. Малая ширина оказывается желатель-
ной для применения в некоторых отраслях промышленности.
155
Рис. 3.18. Шариковый
дифференциал:
1 — левая полуось; 2 и 6 -
шестерни полуосей: 3
ведущая шестерня глав-
ной передачи; 4 водило;
5 — сателлиты; 7 правая
полуось
Шариковый дифференциал. Оригинальная конструкция автомо-
бильного дифференциала показана на рис. 3.18. В этой конструкции
шариковые сателлиты 5 установлены в водиле 4, имеющем форму
плоской коробкн. Крутящий момент, передаваемый передачей этого
типа, не может быть большим вследствие возникновения больших
давлений (теоретически нагрузка передается одной точкой), кото-
рые приводят к быстрому изнашиванию передачи.
Сложный дифференциал. Оригинальная конструкция главной
передачи с дифференциалом ведущего моста производства фирмы
«Киркстолл» применена в автотягаче «Энтар» фирмы «Торпикрофг»
(рис. 3.19). Дифференциал, кроме функции равномерного распре-
деления крутящего момента по обеим полуосям, выполняет роль
редуктора, который представляет собой вторую ступень главной
передачи. К червячному колесу прикреплен корпус 4 планетарной
передачи с коронной шестерней с внутреннего зацепления, уста-
новленной в подшипниках 2 и 10. Планетарная передача состоит
из шестерни с внутреннего зацепления, солнечной шестерни а и
сателлитов Ь, установленных в водиле 5, которое, в свою очередь,
размещено на шлицах левой полуоси 1. Солнечная шестерня а со-
ставляет одно целое с ведущей шестерней d, которая вращает ше-
стерню f внутреннего зацепления посредством трех промежуточных
шестерен е. Оси этих шестерен установлены на пальцах 6, закреплен-
ных в детали 5, которая болтами присоединена к картеру. Шестерня f
внутреннего зацепления, выполненная в корпусе 7, установлена
на шлицах правой полуоси 8.
Левая полуось вращается в направлении движения вследствие
вращения вперед коронной шестерни с внутреннего зацепления.
156
157
Это происходит в том случае, когда солнечная шестерня а остается
неподвижной. Однако, если солнечная шестерня останется свобод-
ной, то она будет вращаться в противоположную сторону, поэтому
скорость водила 3 и полуоси 1 будет меньше, чем в случае закреп-
ления солнечной шестерни. Вращение солнечной шестерни а назад
сопровождается вращением ведущей шестерни d, которая застав-
ляет вращаться вперед правую полуось. Это приводит к некоторому
уменьшению частоты вращения.
Так как к полуосям должны подводиться равные моменты, то
шестерни d, е и f должны иметь определенное передаточное число
по отношениям к шестерням с и а, причем условие симметричности
данного дифференциала имеет вид (с/а) + 1 = f/d, в которое необ-
ходимо вместо символов шестерен проставить число имеющихся
на них зубьев.
Заметим, что для вала, на котором выполнены шестерни а и d,
находящиеся в зацеплении с сателлитами b и е применены только
торцовые опоры. Это обеспечивает равномерное распределение кру-
тящего момента, подводимого к шестерням and, между ними.
Цилиндрический дифференциал с передаточным числом iw = 2.
На рис. 3.20 представлены все элементы главной передачи и диффе-
ренциала, применяемого в автомобиле «Олдсмобнл торнадо», при-
чем схема цилиндрического дифференциала представлена на рис. 3.10.
Так как в конструкции ведущего моста приняты интересные реше-
ния, рассмотрим их. Чтобы избежать трудностей, обычно возни-
кающих с вертикальным смещением ведущей гипоидной шестерни
относительно ведомой, была выбрана конструкция конической глав-
ной передачи. Это позволило расположить полуоси на такой высоте,
при которой обеспечивается достаточное расстояние от них до масля-
ного резервуара и дорожный просвет не менее 164 мм в полностью
груженом автомобиле (пять человек и багаж). В целях выполнения
картера главной передачи компактным н узким применен цилиндри-
ческий дифференциал. Коронная шестерня внутреннего зацепления
(наружный диаметр 250 мм) размещена внутри ведомой шестерни
главной передачи.
Масло, используемое для главной передачи, образует достаточно
прочную пленку и оказывает хорошую сопротивляемость заднру.
Шестерни главной передачи изготовляют из стали 4617 по стан-
дарту SAE, причем для того, чтобы понизить напряжения, приме-
няют крупные зубья. Эксперименты, проведенные с литым сталь-
ным корпусом дифференциала, показали, что его твердость недо-
статочна даже после термообработки. Тогда были применены термо-
обработанные поковки нз стали 4118 по стандарту SAE. Диаметр
делительной окружности шестерни внутреннего зацепления ра-
вен 152,4 мм, а диаметральный питч 12 дюйм '1. Солнечная шестерня
изготовлена из стали 4617 по стандарту SAE, После долгих экспе-
риментов с разными типами карданных шарниров для полуосей
были выбраны шарниры равных угловых скоростей Рцеппа. Прн
каждом внутреннем шарнире применено скользящее шлицевое сое-
динение с комплектом шариков между поверхностями зубьев и впа-
158
Рис. 3.20. Передний ведущий мост автомобиля «Олдсмобил торнадо» (разрез глав-
ной передачи; левой полуоси и цапфы переднего колеса):
159
дин. Рабочие поверхности полуосей предохраняются специальными
кожухами. Магнитные деформированные кольца, установленные
в канавках, обеспечивают высокую антикоррозийную стойкость.
4.2. НЕСИММЕТРИЧНЫЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Для автомобилей с колесной формулой 4 <4 или 6 хб часто
требуется неравномерное распределение крутящего момента между
ведущими мостами. Например, в автомобиле с колесной формулой
4 .4, задние сдвоенные колеса способны воспринять вес больший,
чем одиночные передние колеса, по крайней мере в 2 раза. Если
для распределения крутящего момента между передним и задним
мостами будет применен обычный симметричный дифференциал,
то для создания тяговой силы будет использоваться только поло-
вина веса, приходящегося на задний мост, так как к задним коле-
сам невозможно подвести крутящий момент больший, чем к передним.
В грузовых автомобилях с двумя или более ведущими мостами
крутящий момент должен быть распределен между этими мостами
пропорционально нагрузкам, действующим на них. К сожалению,
ни один из существующих несимметричных дифференциалов не со-
ответствует этому требованию. Простые несимметричные дифферен-
циалы распределяют крутящий момент (прн малом внутреннем тре-
ннн) пропорционально радиусу действия окружного усилия (см.
рнс. 3.2, бив) коронной и солнечной шестерен (см. рис. 3.2, б)
либо тангенсам углов конусов сателлитов к образующим которых
прилагаются окружные усилия (см. рис. 3.2, г).
Несимметричные дифференциалы (см. рис. 3.2, бив) могут быть
применены только для малых перераспределений крутящего мо-
мента, так как передаваемый крутящий момент пропорционален
радиусу действия окружного усилия на выходной шестерне. Наи-
большее отношение крутящих моментов можно получить в конструк-
ции, разработанной согласно рис. 3.2, г. Однако в этом случае
диаметр корпуса дифференциала получается большим. В настоящее
время среди несимметричных дифференциалов наибольшее приме-
нение имеют конструкции, выполняемые по схеме рис. 3.2, д.
5. ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ ПОВЫШЕННОГО ТРЕНИЯ
Как уже упоминалось, в случае применения обычного диффе-
ренциала максимальная сила тяги будет ограничена величиной,
примерно вдвое больше тон, которую развивает колесо, находя-
щееся на скользкой дороге. Если эта величина будет превышена,
то колесо, находящееся иа скользкой поверхности, начнет про-
скальзывать, и движение автомобиля прекратится. По этому поводу
существует мнение, что затруднения, создаваемые этими ограни-
чениями, проявляются чаще всего у двух совершенно разных типов
автомобилей.
1. У автомобилей с высокой удельной мощностью (отношением
мощности двигателя к массе автомобиля), которые могут работать
160
иа грани потери сцепления, например, спортивные и гоночные
автомобили.
2. У транспортных средств, двигающихся на грани потери сцеп-
ления^благодаря особым свойствам поверхностей, по которым они
ездят, например сельскохозяйственные машины и автомобили высо-
кой проходимости, включая санитарные н пожарные. Так как потери
тяговой силы могут снизить достижения гоночного автомобиля,
то .многие автомобили этого типа в 1920 1940 годах выпускались
без дифференциала. Поскольку предполагалось, что неизбежные
в этом случае потери энергии вполне компенсируются постоянством
способности автомобиля к движению. Хотя на некоторых из таких
автомобилей и были достигнуты определенные успехи, тем не менее
с дальнейшим прогрессом они были признаны устаревшими.
Большинство механизмов, изобретенных и усовершенствован-
ных к настоящему времени в целях исключения потери способности
автомобиля к движению вследствие скольжения ведущего колеса
в неблагоприятных дорожных условиях, основаны на повышении
трения в дифференциале. Очевидные преимущества дифференциала
повышенного’трения проявляются зимой на обледенелой или покры-
той снегом дороге. В этих условиях дифференциал повышенного
трения позволяет подвести к колесам, которые нмеюг большее сцеп-
ление, увеличенный крутящий момент и таким образом повысить
силу тяги автомобиля. Дифференциал повышенного трения необ-
ходим тем потребителям, которые иногда используют автомобиль
в туристических целях и при этом сталкиваются с самыми неблаго-
приятными условиями бездорожья. Потребность в дифференциале
повышенного трення возникает при спуске на воду лодки, букси-
ровавшейся на прицепе. Необходимость в дифференциале повышен-
ного трения здесь вызвана тем, что благодаря ему колесо, имеющее
лучшее сцепление, может развить больший гяговый момент, чем
при использовании обычного дифференциала.
Дифференциал повышенного трения приносит пользу и вла-
дельцам высокоскоростных автомобилей. При больших ускорениях
реактивный момент карданного вала, действуя на задний мост,
уменьшает нагрузку на правое заднее ведущее колесо. Это приводит
к уменьшению тяговой силы, которую может развить колесо, вслед-
ствие чего на нем создается меньший крутящий момент, чем на ле-
вом. Дифференциал повышенного трения в определенной степени
уменьшает вероятность потерн сцепления одним из колес, так как
для включения дифференциала в работу, в соответствии с форму-
лой (3.27), необходима большая разница между крутящими момен-
тами ведущих колес автомобилей. Подобная ситуация складывается
при больших ускорениях на поворотах большого радиуса, когда
центробежная сила уменьшает нагрузку на внутреннее ведущее
колесо.
В течение многолетней борьбы за рынок появилось множество
механических и гидравлических конструкций. Из них наиболее
широкое применение в автомобилестроении получили конструкции,
в которых используется трение. Дифференциалы повышенного
6 Яскевич 3. 161
трения относятся к более простым конструкциям и почти не влияют
иа тяговые качества автомобиля.
Из последующего рассмотрения конструкций, в которых исполь-
зуется трение, читателю станет ясио, что может существовать мно-
жество их разновидностей. Конструктор может выбрать любую нз
них.
5.1. ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ С ФРИКЦИОННЫМИ МУФТАМИ
Во всех дифференциалах повышенного трения используются
явления трения. Под названием «дифференциал с фрикционными
муфтами» подразумеваются те дифференциалы, в которых сопро-
тивление создается специально сконструированными фрикцион-
ными муфтами. Несомненно, эта группа охватывает свыше 90 %
всех дифференциалов повышенного трения.
5.1.1. Применение дифференциалов с фрикционными муфтами
для различных автотранспортных средств
Легковые автомобили. Преимущества дифференциалов повышен-
ного трения, основанные на подведении крутящего момента ко всем
ведущим колесам даже тогда, когда одно колесо имеет малое сцеп-
ление или уже потеряло сцепление, распространяются на все транс-
портные средства. Однако польза от этого различная и зависит от
вида транспортного средства и области его применения, а в случае
использования на легковых автомобилях — существенная. Обще-
принято, что дифференциал повышенного трения необходим только
в спортивных автомобилях или на период зимней эксплуатации
(т. е. по снегу и льду) и поэтому ие применяется в обычных усло-
виях эксплуатации. Это выглядит правдоподобно, поскольку ста-
рые конструкции кулачкового илн храпового типа могли быть жест-
кими в работе и были неприемлемы, кроме как в особых случаях,
таких как гонки или автопробеги. Современные дифференциалы
с фрикционными муфтами мягки в работе и совсем не ощущаются
прн движении автомобиля в обычных условиях эксплуатации.
Транспортное средство, оборудованное таким дифференциалом, мо-
жет проехать там, где автомобиль с обычным диф»ференциалом вы-
нужден будет остановиться из-за снега или льда и, кроме того, не
застрянет на мягком грунте. Благодаря этому водитель может дей-
ствовать решительно, а повышенное трение в дифференциале не
допускает при медленном выезде с какого-либо вязкого участка
дороги буксования колес. Применение современных дифференциалов
с фрикционными муфтами значительно уменьшило вероятность
резкой смены направления движения передних колес на выбитой
дороге вследствие отрыва какого-либо колеса от опорной поверх-
ности и последующего свободного вращения и затем резкого замед-
ления вращения при соприкасании с этой поверхностью. Умень-
шаются потери мощности, а также колебания моста на крутых пово-
ротах. Что касается управляемости, то действие дифференциала
162
с фрикционными муфтами также способствует повышению устой-
чивости автомобиля при боковых порывах ветра.
На рис. 3.21—3.23 представлены кривые изменения скорости
вращения колес и крутящих моментов при обычном дифференциале
с фрикционными муфтами в случае, когда какое-либо колесо начи-
нает терять сцепление.
Грузовые автомобили малой грузоподъемности. Приведенные
выше замечания касаются также легких развозных автомобилей,
особенно в случае движения их без груза. Для них особенно важны
вопросы сохранения устойчивости при боковом ветре.
Грузовые автомобили. Дифференциалы с фрикционными муф-
тами оказываются особенно эффективными для грузовых автомоби-
лей, эксплуатируемых на твердых дорогах и вне их. Самосвалы
иногда вынуждены разгружаться, когда одно из ведущих колес имеет
недостаточное сцепление; из-за этого разгруженное транспортное
средство не может отъехать. Другой серьезной проблемой является
случай выезда автомобиля из грязи, так как часто в этом случае
одно колесо начинает буксовать, и в тот момент, когда оно касается
твердой поверхности, возникает ударная нагрузка, которая чаще
всего бывает причиной скручивания полуоси.
Чтобы уйти от этих проблем, уже много лет выпускают ведущие
мосты грузовых автомобилей, оборудованные устройствами для
блокировки дифференциалов, которые, жестко соединяя полуоси,
позволяет достигать максимальной силы тяги по сцеплению. Однако
для размещения указанных устройств требуются значительные
изменения в корпусе дифференциала и картера моста, и кроме того,
при этом появляются серьезные недостатки, рассмотренные в п. 3.6.
Замена дифференциала с блокировкой иа дифференциал с фрикцион-
ными муфтами позволяет избежать упомянутых трудностей ценой
небольшой потери сцепления. Другой недостаток жесткого вала
проявляется при движении на скользких поверхностях, когда ра-
диус поворота может значительно возрасти. Используя дифферен-
циал с фрикционными муфтами, можно найти компромиссное со-
отношение между силой сцепления и радиусом поворота.
Ниже (см. рис. 3.25) дано сравнение возможной для использо-
вания силы сцепления для дифференциалов: обычного, с принуди-
тельной блокировкой и с фрикционными муфтами.
Автобусыв Наиболее эффективно применение дифференциалов
С фрикционными муфтами в автобусах, которые часто вынуждены
задерживаться на остановках, особенно в горных районах. В зим-
нее время, даже когда дорога не обледенела и посыпана песком,
часто нужно (для удобства пассажиров) съезжать на обочииу (на
снег и лед).
Специальные транспортные средства. Термином «специальные
транспортные средства» можно охватить разные виды транспортных
средств, но здесь речь пойдет главным образом об автопогрузчиках.
Эти машины работают в различных условиях, начиная от замаслен-
ного пола в фабричных цехах и кончая палубами судов. Для лучшего
выполнения работы приходится производить крутые повороты при
6* 163
Рис. 3.21 Изменения крутящего момента и частоты вращения колес при дифферен-
циале с фрикционными муфтами [26]:
а — левое колесо; б — правое колесо; / — частота вращения; 2 — крутящий момент
Рис. 3.22. Изменения частоты вращения колеса при обычном дифференциале [26]:
а — левое колесо; б — правое колесо; I — крутяп кй мсмснт; 2 — частота вращегмя
Рис. 3.23. Изменения крутящего момента на входе дифференциала [26]:
1 — с фрикционными м^фтамм; 2 — обычного
164
непрерывной передаче крутящего момента. Дифференциал с фрик-
ционными муфтами, по-видимому, лучше удовлетворяет этому тре-
бованию, чем обычный дифференциал с принудительной блокировкой.
5.1.2. Анализ тяговой способности дифференциалов, имеющих
постоянный момент силы трения или возрастающий с ростом силы
тигн
Ниже рассмотрены методы оценки тяговой способности диффе-
ренциалов, в которых момент трения является постоянной величи-
ной или возрастает по мере увеличения силы тяги на колесах. Оценка
проводилась по методу, распространенному в немецкой литературе
(в зависимости от показателя т мгновенного значения внутреннего
трения) и методу, нашедшему широкое применение в американской
н английской литературе (в зависимости от коэффициента К рас-
пределения крутящих моментов). Очевидно, что оба метода дают
полностью равнозначные результаты.
5.1.2.1. Метод оценки тяговой способности дифференциалов
в зависимости от показателей т мгновенного значения внутреннего трения
(немецкий метод) [27]
Обозначения:
°i и 02 — фрикционные муфты (см. рис. 3.26);
а\ и а> — фрикционные муфты (см. рис. 3.29);
и of — фрикционные муфты (см. рис. 3.31);
Ь — шил крестовины дифференциала радиуса га\
а и Съ — скошенные поверхности с углом <р, показанные на рис. 3.26 стрел-
ками;
d — сателлиты:
£1 и е2 — нажимные кольца со скошенными поверхностями cj и с2:
J — ведомая шестерня главной передачи на корпусе дифференциала;
Ях и Иг — полуоси с фланцами для крепления ступиц колес;
hi и h2 — шестерни полуосей;
ii и t2 — захваты для постоянного соединения нажимных колец с корпусом диф-
ференциала;
I — число поверхностей трения;
k — нажимные пружины;
гд — средний радиус делительного конуса шестерни полуоси;
rv — средний радиус дисков треиия муфт а\
Гюе — наружный радиус дисков треиия муфт а;
rwi — внутренний радиус дисков треиия муфт с;
rw — средний радиус дисков трения муфт о;
Fs — усилие нажимной пружины;
Fw — осевая составляющая силы зацепления, действующей на шестерню полу-
оси;
Fv — осевая сила, действующая со стороны крестовины дифференциала;
/V — нормальная сила, приложенная к шипу крестовины дифференциала;
Р — реакция шипа дифференциала;
Мо — крутящий момент на ведомой шестерне главной передачи (подведенный
к корпусу дифференциала);
Л?! - крутящий момент иа левом колесе (наружном на закруглении или с мень-
шим коэффициентом сцепления с опорной поверхнсстыо либо на буксу-
ющем);
Л/2 — крутящий момент на правом колесе (внутреннем на закруглении или
с большим коэффициентом сцепления с опорной поверхностью либо на
буксующем).;
365
Ms — момент треиня, создаваемый нажимными пружинами;
Mf — момент внутреннего трения в дифференциале;
М( — момент внутреннего трения дифференциала, зависящий от передаваемого
крутящего момента;
Mv — момент трения, создаваемый осевой силой в зацеплении конических
шестерен дифференциала (с каждой стороны дифференциала);
Mw — момент трения, вызываемый крестовиной дифференциала (с каждой сто-
роны дифференциала);
rnv = 2Mv!M0 — зависящий от передаваемого крутящего момента частичный
показатель мгновенного значения внутреннего трения в дифференциале,
вызванного моментом Mv',
mw = 2Mw!Mq — зависящий от передаваемого крутящего момента частичный
показатель мгновенного значения внутреннего трения дифференциала,
вызванного моментом Mw\
tns = 2MS/MO — частичный показатель мгновенного значения внутреннего
трения в дифференциале, вызванный моментом Ms;
а — угол профиля зубьев конических шестерен дифференциала;
6 — половина угла делительного конуса шестерни полуоси;
р, — коэффициент трения;
ф — угол скоса плоских поверхностей нажимных колец е.
Приведенный метод рекомендуется тем конструкторам, которые
сравнивают тяговую способность дифференциалов в зависимости
от момента внутреннего трения.
Частичные показатели т мгновенного значения внутреннего
трения. На рис. 3.24 показаны схема дифференциала повышенного
трения и составляющие момента внутреннего трения.
В работе [27] принято, что левое колесо (индекс I) всегда вра-
щается быстрее, чем правое (а отсюда TW, = Моп и М2 = 7И0;),
что соответствует случаю, когда автомобиль движется по кривой
вправо либо с пробуксовкой левого колеса, а также случаю, когда
сцепление с опорной поверхностью, а отсюда и передаваемый кру-
тящий момент (сила тяги) меньше на левом колесе, чем на пра-
вом.
Для каждой из этих предпосылок на левом колесе [внешнем
на закруглении или буксующем (с индексом I) ] с частотой вращения
«! = л + Ди, крутящий момент
= 0,5Мо — 0,5М„
(3.51)
Рис. 3.24. Схема дифференциала по-
вышенного трения [27]:
М© — крутящий момент на корпусе
дифференциала (на ведомой шестер-
не главной ' передачи); Л4, — крутя-
щий момент на опережающей полу-
оси (левой): Мя — крутящий момент
на отстающей полуоси (правой);
— полный момент трения; 2И* —
момент трения, зависящий от на*
грузки; Mw — момент трения на шипе
крестовины Дифференциала (с каж-
дой стороны дифференциала); М& —
момент трения, вызванный силами
зацепления (с каждой стороны диф-
ференциала); М8 — постоянный мо-
мент от усилия пружин (с каждой сто*
роны дифференциала)
166
а на правом колесе [внутреннем на закруглении или имеющем луч-
шее сцепление (с индексом 2) ] с частотой вращения /г2 п — Д/г
крутящий Кюменг
Д12 - О,57Ио + 0,5Мь (3.52)
где п — частота вращения ведомой шестерни главной передачи;
Д/г — разность частот вращения ведомой шестерни главной пере-
дачи и левого или правого колеса.
Момент треиия Д4{, зависящий от конструкции дифференциала,
составляют момент, определяемый нагрузкой н постоянные мо-
менты иа левой или правой стороне дифференциала (см. рис. 3.24).
Моменты трения Mw и Мо создаются в зависимости от нагрузки
фрикционными муфтами, например, многодисковыми, однодиско-
выми илн конусными, которые сжимаются осью сателлитов диффе-
ренциала при взаимном смещении соответствующих срезов, кулач-
ков или под действием сил зацепления, в том время как момент тре-
ния Л'18 постоянного действия обеспечивается главным образом силой
сжатия спиральных или тарельчатых пружин.
При симметричной структуре дифференциала полный момент
трения, передаваемый на левую н правую полуоси,
М, = 2(Л-1,., -1 М, I AQ = + 2MS. (3.53)
Показатель т мгновенного значения внутреннего трения
т~ — mv — 2Ms/M0 (3.54)
причем
mw = (3.55)
mv = 2Л1„/Л1„ (3.56)
являются частичными показателями мгновенного значения внутрен-
него трения, зависимыми от нагрузки.
Между крутящими моментами /И2 и на обоих колесах, а
также моментом Мо на корпусе дифференциала как при движении
по кривой, так и при проскальзывании колеса имеются следующие
зависимости: Мо = Mj 4- М2 и М2 = 4- Mt, которые с учетом
уравнения (3.53) сводятся к выражениям
Д/[ — О ~Ь 4~ тг>) 4- 2MS zg
1 -— ^'v
И
/Ис = 2(Л41 + Л45)/(1 — mw- т„). (3.58)
Из выражения (3.58) следует, что сила тяги, которую при кри-
волинейном движении или буксовании колеса автомобиля может
передать дифференциал повышенного трения, возрастает, например,
при mw 4- mv 0,5 и Ms = 0 такой дифференциал в соответствии
с выражением (3.58), передаст на опорную поверхность момент Мо
4/VIj, в то время как обычный дифференциал — только Л40 = 24^.
График тяговой способности дифференциалов. На рис. 3.25 пока-
заны переданные разными дифференциалами максимальные отно-
167
Рис. 3.25. Крутящий момент, передаваемый
па опорную поверхность, при применении
различных дифференциалов [271:
1 — жесткая ось; 2 — Дифференциал, внутрен-
нее трение в котором зависит от нагрузки (кру-
тящего момента) и усилия пружины; 3 — диф-
ференциал, внутреннее трение в котором зависит
только от нагрузки; 4 — дифференциал, внутрен-
нее трение в котором зависит только от усилия
пружины; 5 — обычный дифференциал (без
внутреннего трения); 6 — значение отноше-
ния M0/M2max, иРи КОТОРОМ еще возможна обыч-
ная работа Дифференциала (без блокировки):
7 увеличение тяговой способности диффе-
ренциала вследствие повышения внутреннего
трения; Мв — крутящий момент, переданный
на опорную поверхность обоими колесами; —
крутящий момент пробуксовывающего ко
леса; ^gmax — максимальный по сцеплению
крутящий момент на колесе, обладающем боль-
шим сцеплением
сительные крутящие моменты (равнозначные силам тяги) в зависи-
мости от относительного момента скольжения на левом колесе. При
этом считается, что правое колесо имеет хорошее сцепление (сухая
опорная поверхность), и лишь при моменте М2№ах достигается пре-
дельное сцепление. Левое колесо в зависимости от состояния по-
верхности начинает проскальзывать при отношении моментов
(МгЛ121Пах) < 1 либо При ДВИЖеНИН ПО кривой, когда (Mj/Mgmax) < 1.
Прямая 1 (жесткий вал) соответствует верхнему пределу, выше
которого оба колеса (правое — при отношении М2/M2 max 1 и
левое — при зависимости 0 < < 1) начинают пробуксо-
вывать. Эти границы не может превзойти ни один автомобиль с более
мощным двигателем н жестким валом. Начальная прямая 5 отно-
сится к обычному дифференциалу, когда .М01пах = 2Мг. В этом слу-
чае передаваемые обоими ведущими колесами крутящие моменты
могут быть как максимум вдвое больше крутящего момента на левом
колесе с малым коэффициентом сцепления.
Более круто наклонена прямая 3, относящаяся к дифференциалу
повышенного трения, в котором момент трения определяется нагруз-
кой. Прямая 4 (проведенная параллельно прямой 5) соответствует
дифференциалу повышенного трения, в котором нагрузка создается
силой пружины. Комбинацию обеих прямых представляет пря-
мая 2.
Расстояние по вертикали (отрезок 7) между прямыми 2, 3, 4
и прямой 5 указывает на рост крутящего момента или силы тяги
по сравнению с обычным дифференциалом. Расстояние по вертикали
168
Рис. 3.26. Структурная схема дифференциала повышенного трения, момент тре-
ния которого зависит только от нагрузки [27 ]
до прямой 1 (отрезок 6) является мерой оставшейся легкости диф-
ференцирования частоты вращения.
Частичные показатели мгновенного значения внутреннего тре-
ния mw и mv, как и момент треиия 2MS, создаваемый пружинами,
следует подбирать так, чтобы дифференциал повышенного трения
на основном участке работы, который лежит в области малых зна-
чений М], с одной стороны, увеличивал крутящий момент, а с дру-
гой стороны, сохранял достаточную легкость дифференцирования
частоты вращения.
Основные конструктивные схемы дифференциалов повышенного
трения. Дифференциал повышенного трения, в котором момент
трения определяется нагрузкой. В зависимости от нагрузки, про-
порциональной входному моменту Мо, момент трения
Mt = 2Mw , 2Mv = (mw- (3.59)
и находится на основании сил сжатия, действующих в дисковых
муфтах. На рис. 3.26 и 3.27 шип b длиной 2rd удерживается между
четырьмя криволинейными поверхностями Сл и с2 двух шайб е, кото-
рые с помощью захватов и г2 жестко соединены с корпусом диф-
ференциала, но сохраняют возможность перемещения в осевом
направлении.
Сила реакций Р оси сателлитов b в месте контакта со скошен-
ными поверхностями колец вызывает на обеих сторонах дифферен-
циала в направлении оси распирающую
силу Fw, которая сжимает фрикционные
диски муфт а и позволяет передать кру-
тящий момент Mw через каждую из муфт.
Из уравнения сил и моментов опре-
деляется момент трения
2/МЛ = 2Fw|vX = 2 (Af o/2r0) ctg<p|vX =
(3.60)
где <p — угол наклона скошенных поверх-
ностей; — коэффициент трения; iw —
Рис. 3.27. Силы, действу-
ющие на ось сателлитов диф-
ференциала [27]
169
Рис. 3.28. Распределение крутя-
щего момента в дифференциале по-
вышенного трения, показанном
на рис. 3.26 и 3.27, при криволи-
нейном движении и показателе
мгновенного значения внутрен-
него трения mw= 0,4 [27]
число поверхностей трения в каждой муфте. Средний радиус тре-
ния rw дисковых муфт находится на основании внутреннего и на-
ружного диаметров дисков из уравнения
г„=(4.- (3.61)
В зависимости от нагрузки показатель тю мгновенного значе-
ния внутреннего трения фрикционных муфт а, сжатых осью сател-
литов дифференциала, определяется по зависимости
= (3.62)
Например, при ср 30°, |лш = 0,07, iw - 4, га 70 мм, rwe =
= 75 мм, rwi = 36 мм и rw == 57,7 мм из уравнения (3.62) следует,
что mw = 0,4. Это означает, что 40 % крутящего момента на кор-
пусе дифференциала и ведомой шестерне главной передачи пере-
дается через обе фрикционные муфты а (рис. 3.28). При разных
частотах вращения колес крутящий момент Мо, подведенный к ве-
домой шестерне главной передачи, всегда распределится в следующем
отношении: 70 % на правое колесо и 30 % — на левое. Рис. 3.28
подтверждает эту мысль. Правое колесо, имеющее больший коэф-
фициент сцепления, передает большую силу тяги, в то время как
левое колесо, вследствие меньшего сцепления с поверхностью дороги,
может передать на нее только малый крутящий момент и в данном
случае проскальзывает. Таким образом, через фрикционную муфту
и корпус осуществляется своего рода циркуляция момента, равного
0,2Л1о.
Вследствие действия осевых сил Fv со стороны конических ше-
стерен d и h, а также нагрузки моменты трения в фрикционных
муфтах а или в двух отдельных муфтах а{ и (рис. 3.29)
2/Ис = л?юЛ10
Рис. 3.29. Дифференциал
повышенного трения, за-
висящего от нагрузки,
созданной осевыми си-
лами Fv, действующими
в зацеплении кониче-
ских шестерен [27]
170
Рис. 3.30. Распределение крутя-
щего момента в дифференциале по-
вышенного трения, показанном
на рис. 3.29, при криволинейном
движении и показателе мгновен-
ного значения трения ти = 0,13
[27]
при частичном показателе мгновенного значения внутреннего трения
m _lgasm6|vA ( (ЗИ)
где а — угол профиля зуба шестерен d и h; б — половина угла дели-
тельного конуса выходных шестерен h-, rk — радиус делительного
конуса выходных шестерен ft; rv — радиус трения активных поверх-
ностей трения в'муфте а\ iv — число активных поверхностей трения
в муфте а'.
Например, при а = 24°, 6 58°, rk = 47 мм, - 0,07, iD = 4
наружный радиус фрикционных дисков rve = 75 мм, внутренний
радиус фрикционных дисков rvi = 36 мм, г„ = 57,7 мм, в соответ-
ствии с уравнением (3.64) mv = 0,13. Откуда видно, что распреде-
ление крутящего момента соответствует рис. 3.30.
Дифференциал повышенного трения, в котором момент трения
определяется силой пружины. В дифференциале повышенного тре-
ния данного вида тарельчатые, спиральные пружины k или пру-
жины другого типа давят на трущиеся поверхности задних стенок
выходных шестерен h и фрикционные поверхности корпуса диффе-
ренциала, либо момент трения, как это показано на рис. 3.31, со-
здается пружинами фрикционной муфты а, устанавливаемой между
корпусом дифференциала и полуосями gx или g2. Момент трения
в муфтах зависит от сил Fs пружин.
В однодисковых или многодисковых муфтах, нагруженных
только силон пружины, достигается момент трения Mt 2MS *=
= 2Fsp,srsis (3.65), где ps - коэффициент трения; г8—радиус фрик-
ционного диска; i8 — количество активных поверхностей трения в
каждой муфте.
Представленное на рис. 3.32 распределение крутящего момента
подобно распределению крутящего момента в дифференциале, трение
Рис. 3.31. Дифференциал
повышенного треиия
с фрикционными муф-
тами nJ и нагружен-
ными только усилием
пружины [27]
171
Рис. 3.32. Распределение
крутящего момента в диффе-
ренциале повышенного тре-
ния, показанном на рис. 3.31
при криво линейном движе-
нии [27]:
тах максимальный кру
тящий момент при полной на-
грузке на первой и второй пере-
дачах; М„ - О.бМ^ кру-
тящий момент при частичной
нагрузке на третьей и четвер-
той передачах
в котором зависит только от нагрузки. Однако рассмотренные ниже
кинематические свойства указывают совсем на другое положение.
Кинематические особенности автомобиля. Если речь идет о влия-
нии дифференциала повышенного трения, зависящего от нагрузки,
на кинематические особенности автомобиля, то, в принципе, без-
различно, определяемся ли зависимый от нагрузки момент трения
Мг М, только осевыми силами со стороны оси сател-
литов дифференциала (рис. 3.26 и 3.27), или осевыми силами кони-
ческих шестерен (см рис. 3.29), или всеми сразу. Прн наличии фрик-
ционных муфт одинакового размера и обычных размерах корпуса
показатель мгновенного значения внутреннего трения mw в 3-
5 раз больше mv, так что для т > 0,3 можно считать, что сжатие
фрикционных поверхностей осуществляется осями сателлитов. Кроме
того, дифференциалы этого типа имеют то преимущество, что в них
силы сжатия фрикционных муфт и их износ не зависят от точности
зацепления конических шестерен. Показатели мгновенного значе-
ния внутреннего трения ти) и в основном не зависят от частоты
вращения и нагрузки, а только от геометрических размеров фрик-
ционных муфт и их коэффициентов трения р!(; и р,с. Зависящий от
нагрузки момент трения Mt всегда пропорционален входному мо-
менту Л10 на ведомой шестерне главной передачи (момент Mt нахо-
дится в постоянном неизменном отношении к моменту Мо), вслед-
ствие чего трение в дифференциале соответствует переменному кру-
тящему моменту двигателя на отдельных передачах и составляет,
например, 40 % наибольшего крутящего момента на ведомой ше-
стерне главной передачи при движении автомобиля с полной нагруз-
кой н проскальзывающем колесе, и точно также 40 % крутящего
момента двигателя на прямой передаче при высокой скорости и
частичной нагрузке автомобиля при криволинейном движении.
В случае криволинейного движения к внутреннему колесу подво-
дится больший крутящий момент, чем при прямолинейном движе-
нии. В данной ситуации автомобиль реализует большую силу тяги
с внутренней стороны и стремится к прямолинейному движению.
Для сохранения управляемости и уменьшения склонности автомо-
биля к заносу необходима его стабилизация. С другой стороны,
затрудняется вход на продолжающуюся далее кривизну Таким
образом у автомобиля повышается способность к движению прямо
вперед, т. е. затрудняется управление или наблюдается поведение,
характерное для высокой скорости.
172
Вызываемая дифференциалом повышенного трения склонность
автомобиля к движению по внешнему радиусу поворота не приводит
к отрицательным последствиям, так как водитель среагирует на это
либо путем дополнительного поворота рулевого колеса, либо путем
снятия ноги с педали акселератора. Вследствие притормаживания
двигателя уменьшается крутящий момент A*f0 на ведомой шестерне
главной передачи и пропорционально этому автоматически умень-
шается момент трения, зависящий от нагрузки во фрикционных
муфтах. Если после поворота автомобиль снова начнет разгоняться,
то вместе с крутящим моментом на ведомой шестерне главной пере-
дачи будет возрастать и момент трения М,, помогая выйти автомо-
билю на прямую.
Отрицательным здесь является то, что при трогании автомобиля
с места масло выжимается из пространства между фрикционными
дисками раньше, чем возникает момент трения, зависящий от на-
грузки во фрикционных муфтах. С другой стороны, сила тяги на
колесе с большим сцеплением мала, так как другое колесо вслед-
ствие очень малого сцепления (длительное движение по льду) не
может передать почти никакого момента (Alt 0). С этой точки
зрения достаточно сравнить начальные прямые 3 и 5 (см. рис. 3.25),
которые при малых значениях абсциссы быстро приближаются
друг к другу.
Из этих соображений необходимо предварительное сжатие фрик-
ционных дисков. Для этого достаточно к каждому пакету дисков
добавить тарельчатую пружину или пружинящую пластину в форме
буквы S.
Дифференциал повышенного трения, зависящего только от
усилия пружины, имеет преимущество, заключающееся в простой
конструкции корпуса. Кроме того, фрикционные муфты при этом
всегда включены (сжаты); моменты трения Afs возникают ие сразу
после включения, а автоматически, когда колесо полностью теряет
сцепление.
Однако с уменьшением входного крутящего момента Л40 показа-
тель мгновенного значения внутреннего трения ms = уве-
личивается. На рис. 3.22 нанесен крутящий момент, подведенный
к ведомой шестерне главной передачи на первой или второй пере-
даче при полной нагрузке (Мо /VI0lljax). Каждая из муфт отрегу-
лирована на момент трения 0,2Мотах» при котором показа-
тель мгновенного значения внутреннего трения ms 0,4. Распреде-
ление крутящего момента при криволинейном движении происхо-
дит так, что на правом колесе момент /VL 0,77Иошах, а на левом
колесе Alj = 0,ЗМопих Величины, помещенные в скобках на
рис. 3.32, отражают распределение крутящего момента, которое
имеется, когда входной момент Л40 на ведомой шестерне главной
передачи, вследствие изменения передачи в коробке передач или
в случае частичного изменения нагрузки, уменьшается до половины.
Так как каждая фрикционная муфта постоянно передает момент
М 0,2/V[omax, то показатель мгновенного значения внутреннего
трения повышается до ть = 0,4/0,5 = 0,8, в результате чего пра-
173
вое колесо начинает передавать крутящий момент М2 = 0,45Л4Спмх
(90 % Мо 0,5-Мошах), а левое колесо — = 0,05МО1Пах (10 % Л40 =
- 0,5Л4Опих). Таким образом, дифференциал повышенного трения
превращаете^ почти в жесткий вал, который передает крутящий
момент только односторонне. Этот теоретический случай в таком явном
виде в практике почти не встречается, так как крутильная упругость
полуосей и шин также обеспечивает определенное дифференцирова-
ние. Из-за такой работы дифференциала постоянный момент трения
2A4S должен подбираться равным 0,1—0,2МО1пах.
Нагружение полуосей. В описанных дифференциалах повышен-
ного трения по сравнению с обычным дифференциалом через вну-
треннее колесо или колесо, имеющее большее сцепление, передается
больший момент трения [уравнения (3.52) и (3.57)]. Это вызывает
большее нагружение полуоси, что должно быть учтено конструкто-
ром при выборе диаметра полуоси. Прн показателе блокирующих
свойств т mw — 0.5, например, 75 % входного крутящего мо-
мента передается одной полуосью, а другая полуось нагружается
моментом, равным только 25 % входного момента. В случае уста-
новки дифференциала повышенного трения эта дополнительная
нагрузка может быть передана полуосями обычным способом, так
как иапряженне в них будет ниже того, которое соответствует
принимаемому запасу прочности.
Несимметричные дифференциалы с фрикционными муфтами.
В описанных выше дифференциалах повышенного трения фрикцион-
ные муфты размещены симметрично и парами. Благодаря этому
крутящий момент, передаваемый к выходным шестерням от оси са-
теллитов дифференциала, всегда равен входному моменту /Ио, и
блокирующее действие в обоих направлениях (влево и вправо)
при криволинейном движении одинаково.
Однако известны дифференциалы, имеющие только одну фрик-
ционную муфту (с трением, зависящим от нагрузки или усилия
пружины) установленную несимметрично между корпусом диффе-
ренциала и одной из полуосей. Эта асимметрия способствует тому,
что выходные шестерни, в зависимости от иаправлення движения,
нагружаются по-разному. Из условия равновесия сил крутящий
момент, действующий на оси сателлитов дифференциала при дви-
жении в одну сторону (1 4- т) Л1о и в другую — (1 — т) Мо.
При среднем значении коэффициента блокировки т 0,5 кони-
ческие шестерни следует проектировать на 1,5-кратное значение
крутящего момента. Несимметричные дифференциалы повышен-
ного трения, работающие в зависимости от нагрузки, блокируются
-так же и в зависимости от направления движения, например, при
т = 0,3 во время поворота направо и при т 0,78 во время пово-
рота налево. На практике эта разница уменьшается, так как ска-
зываются факторы динамического «перескакивания» колес, упру-
гость полуосей и шин, а также трение в подшипниках и в зубчатом
зацеплении; вследствие этих факторов выводы, полученные только
на основе условий равновесия, становятся менее обоснован-
ными.
174
5.1.2.2. Метод оценки тяговой способности дифференциалов в зависимости
от коэффициента К распределения крутящих моментов (американский метод) [18]
Принятые обозначения:
Fc — полная сила сжатия муфты;
Fs — усилие нажимной пружины;
Fd — осевая составляющая на выходной конической шестерне от сил зацепле-
ния шестерен дифференциала;
Mh — крутящий момент на выходной шестерне;
Л40 — крутящий момент иа ведомой шестерне главной передачи (подведенный
к корпусу дифференциала);
Мг — момент трения муфты (который может быть передан муфтой);
Mt — момент внутреннего трения в дифференциале;
Mi — крутящий момент на ведущем колесе с меньшим сцеплением (на буксу-
ющуем колесе);
/И2 — крутящий момент на ведущем колесе с большим сцеплением;
I — число поверхностей трения;
Д’ — коэффициент распределения крутящих моментов;
Кь — коэффициент блокировки;
kr — коэффициент несущей способности муфты;
kv — коэффициент осевой нагрузки выходной шестерни;
ге — наружный радиус фрикционных дисков;
г, — внутренний радиус фрикционных дисков;
— средний делительный радиус выходной шестерни;
Гт — средний радиус конусной муфты;
а — угол профиля зубьев конических шестерен дифференциала;
6 — половина угла делительного конуса выходной шестерни;
0 — половина угла конуса фрикционной муфты;
[л — коэффициент трення.
Чтобы найти значение коэффициента К распределения крутящих
моментов для данного дифференциала с фрикционными муфтами,
необходимо, во-первых, составить уравнение, описывающее несу-
щую способность муфт. Затем, на основании анализа моментов внутри
дифференциала, нужно составить систему уравнений с четырьмя
неизвестными. В результате получается уравнение коэффициента
распределения моментов в виде функции момента Можно упро-
стить расчеты путем введения переменных, касающихся крутящего
момента, передаваемого муфтой, в коэффициенте несущей способ-
ности муфты Лг, а геометрических параметров выходных шестерен —
в коэффициенте осевой нагрузки выходной шестерни kv.
Несущая способность муфты (способность муфты передавать
крутящий момент). Момент трения, передаваемый муфтой, очень
просто определить из обычного уравнения, используемого для''на-
хождения несущей способности многодисковой муфты,
Mr = |UrmFf. (3.66)
Так как для кругового кольца
rm = (2/3)((Al-rf)/(ri-r|)],
то
М, = -|- piFc . (3.67)
175
В муфтах дифференциалов с повышенным трением, обусловливае-
мым пружиной, полная сила давления представляет собой сумму
постоянной силы сжатия пружин Fs и сил Fv, распирающих выход-
ные шестерни. Таким образом, полная сила, приложенная к муфте,
FC = FS' F„ (3.68)
илн
Fe = Fs + Mh (tg a sin 6/oJ, (3.69)
Уравнение для нахождения сил Fo является уравнением, кото-
рое описывает распирающие силы, определяемые геометрией выход-
ных шестерен. Подставляя зависимость (3.69) в уравнение (3.67),
получаем выражение для момента трения в многодисковой муфте;
2 Г г u tga sin 6 И re —
4 = n(3.70)
Для данной конструкции почти все величины в этом уравнении
постоянны, следовательно, оно может быть преобразовано к более
простому виду:
= krFs (3.71)
Коэффициенты kr и ko являются для рассматриваемой конструк-
ции постоянными, причем коэффициент несущей способности муфты
о г3 — г?
<3-72)
а коэффициент осевой нагрузки выходной шестерни
<3-73)
Следует отметить, что все типы муфт описываются с помощью
одного коэффициента, определенного как коэффициент kr несущей
способности муфты, а все типы зубчатых колес учтены коэффициен-
том kv осевой нагрузки выходных шестерен. Введение этих коэффи-
циентов позволяет очень просто и точно определить относительное
влияние несущей способности муфты, осевой нагрузки зубчатых
колес и усилия пружины в зависимости от момента, передаваемого
дифференциалом.
Для данного ведущего моста все приведенные выше величины
постоянны, за исключением момента /Ий, который является функ-
цией крутящего момента, подводимого к мосту, и силы по сцеплению
колес. Эта функция будет проанализирована ниже.
Уравнение коэффициента распределения крутящих моментов.
Как уже упоминалось выше, действие дифференциала повышенного
трения зависит от коэффициента К распределения крутящих момен-
тов, т. е. от отношения крутящего момента колеса с большим мо-
ментом к моменту буксующего колеса.
В соответствии с определением этот коэффициент находится для
момента появления буксования колеса с меньшим крутящим момен-
176
том. В этот момент преодолевается усилие муфты в дифференциале
и начинается относительное движение полуосей. До момента начала
движения в дифференциале скольжения в муфтах не происходит,
что не дает возможности найти крутящие моменты для муфт и зуб-
чатых колес, зависящие от размеров зазоров в зубчатых зацепле-
ниях. Однако это лишь теоретическое решение, так как данные,
необходимые для понимания эффективности действия дифферен-
циала с фрикционными муфтами, следует получать при действии
дифференциала.
Чтобы вывести формулу, представляющую коэффициент распре-
деления крутящих моментов, как функцию подведенного момента Л40,
а)
Я)
Рис 3.33. Схема крутящих моментов, действующих на дифференциал [18 J:
а - внешние моменты; б — внутренние моменты; 1 — колесо, воспринимающее меньший
момент; 2 — колесо, воспринимающее больший момент
следует произвести анализ моментов, действующих на каждую часть
в отдельности (рис. 3.33). Это приводит к четырем независимым урав-
нениям, описывающим механизм распределения моментов.
Направления действия моментов Л1,. и определяются следу-
ющим образом:
1) М, (правый) - момент трения, препятствующий ускоренному
вращению корпуса. Правая полуось не вращается;
2) Мг (левый) подобным же образом препятствует ускоренному
вращению левой полуоси. Корпус вращается с частотой, равной
половине частоты вращения левой полуоси;
3) Момент (правый) и Mlt (левый) должны быть равны, что
следует из условия равновесия крутящих моментов на сателлите.
На основании схемы можно вывести следующие независимые
уравнения:
Мо (К t 1) М7; (3.74)
ЛЬ Mh — /VI,.; (3.75)
Л1„ 2Afft; (3.76)
Mr^krkvMh |~Vs- (3.71)
Величины Л1(|, kv, Fs известны, а величины Л4Л, /Иг, ЛЬ и К
не известны (4 уравнения 4 неизвестных) Пятое уравнение
М2 КЛ'Ь ЛЬ, 1 Л1Г не является независимым, так как его
можно получить из уравнений (3.74) -(3.76).
177
6
Рис. 3.34. График коэффи-
циента К [18]:
1 — линия предельного сцепления;
2 — коэффициент блокировки; 3 —
дифференциал с фрикционными
муфтами; 4 — обычный дифферен-
циал
В общем случае уравнение коэффициента распределения момен-
тов можно вывести следующим образом. Прежде всего из уравне-
ний (3.74) и (3 75) получаем (К + 1) = — Мг). Затем,
подставляя уравнение (3.71) (К + 1) = М0/(Мк — — krF*)
и, используя уравнение (3.76),
(К + 1) = Мр/[(М/2) - krkv (Мо/2) krFs\,
получаем окончательный вид уравнения для нахождения коэффи-
циента распределения крутящих моментов:
(К -г 1) = 2/[ 1 - krkv - (2krFs/M0)].
(3.77)
Следует отметить, что здесь не учтены трение и потери мощности
во всех частях системы, за исключением трения в муфтах. Считаем,
что такой подход не внесет существенных погрешностей, так как
общие потери на преодоление трения в промежуточной муфте зна-
чительно больше потерь мощности на отдельных элементах.
Типичный график коэффициента распределения крутящих момен-
тов. На рис. 3.34 показано изменение коэффициента К для диффе-
ренциала с фрикционными муфтами. В области больших значений
крутящего момента кривая коэффициента К лежит почти горизон-
тально и асимптотически приближается к величине (1 + krkv)-'(l —
— kj-kv). Для меньших значений крутящего момента коэффициент К
растет и достигает значения, близкого к 2,5, в условиях, характе-
ризуемых линией предельного сцепления. В этих условиях колесо
с большим сцеплением может передать крутящий момент в 2,5 раза
больший, чем то же колесо при использовании обычного диффе-
ренциала.
Левая часть кривой коэффициента К указывает на эффективность
работы дифференциала при буксовании колеса на льду и снеге.
Правая сторона графика, характеризующая большие крутящие мо-
менты, отражает распределение крутящего момента в условиях
хорошего сцепления, например при буксировке прицепа или движе-
нии автомобиля с большой нагрузкой. Для сравнения на рисунке
представлена прямая коэффициента распределения крутящих момен-
тов обычным дифференциалом, который постоянен и равен единице.
178
Расчетная кривая, представленная на рис. 3.34, определена для
конструкции с 14 фрикционными дисками и пружиной, усилие ко-
торой равно 892 Н, и очень точно соответствует опытным данным.
Действительное значение коэффициента /( несколько больше, при-
чем это, по-видимому, вызвано действием трения в зубчатых зацеп-
лениях, которое приводит к увеличению значения коэффициента /С
В расчетах было принято, что коэффициент трения равен 0,11.
Такое значение коэффициента трения определено исследовательской
лабораторией фирмы «Дженерал моторе» при замерах на одиночных
дисках трения.
Окончательный вид графика коэффициента К позволяет проана-
лизировать различные конструктивные параметры и таким образом
определить их влияние на работу дифференциала с фрикционными
дисками. Кроме того, можно проанализировать отдельные случаи
общего уравнения, как, например, для дифференциала без пружин
(Ft — 0) и без устройств самоусиления (^ — 0), или оценить кон-
струкции, имеющие одиночные или двойные пакеты муфт. Резуль-
таты этого анализа даны ниже.
Влияние числа фрикционных дисков и усилия пружины на коэф-
фициент /С. Из рассмотрения уравнения (3.77) ясно, что характер
кривой коэффициента К может быть изменен путем изменения уси-
лия пружины Fs (рис. 3.35). Как и предполагалось, применение
дополнительных фрикционных дисков вызывает рост коэффициента
во всем диапазоне изменения крутящих моментов. Очевидно, что
уменьшение числа дисков способствовало бы уменьшению значений
коэффициента также во всем диапазоне моментов.
Подобным же образом коэффициент К может быть увеличен путем
усиления пружины. Так как полная сила сжатия муфты составляет
сумму усилия пружин и осевых сил на выходных шестернях, то,
очевидно, что повышенное усилие пружин более эффективно в об-
ласти малых крутящих моментов. Это следует из рис. 3.35. Усилие
пружины, равное 2 кН, увеличивает коэффициент распределения
крутящих моментов главным образом до момента 2,05 кН-м.
На рис. 3.35 отражено применение обоих методов в целях повы-
шения коэффициента блокировки до значения 3,15. Однако, оче-
Рис. 3.35. Влияние числа дисков
и усилия пружины на измене-
ние коэффициента К [18]:
I — 18 дисков с усилием пружины
895 Н; 2 — 14 Дисков с усилием
Пружины 2000 Н; 3 — 14 дисков
с усилием пружины 895 Н; 4 — ли-
ния предельного сцепления
179
видно, что замена пружины вызывает рост коэффициента К в диапа-
зоне малых крутящих моментов, в то время как дополнительное
трение приводит к повышению коэффициента К во всем диапазоне
моментов. Дальнейшего роста коэффициента К можно достигнуть
путем последующего увеличения усилия пружин.
Ограничения, обусловливаемые отрывом колесотопорной поверх-
ности. Вначале можно было бы предположить, что для того, чтобы
достигнуть высоких тяговых качеств, коэффициент К должен быть,
по возможности, наибольшим. Однако это неосуществимо, гак как
дифференциал с фрикционными муфтами должен иметь оптимальные
свойства для широкого диапазона эксплуатационных условий. Кон-
струкция должна отвечать тяговым требованиям и одновременно
обеспечивать удобную эксплуатацию автомобиля во всех условиях
движения. Дифференциал, имеющий слишком большое значение
коэффициента Л, всегда будет препятствовать относительному дви-
жению полуосей, т. е. блокироваться на поворотах. Если при пово-
роте автомобиля скольжения в муфтах дифференциала ие происхо-
дит, то возникают вибрации. Эти вибрации являются следствием
разницы путей прохождения поворота внутренним и наружным коле-
сами. Вибрации, ощущаемые в пассажирском помещении, создаются
в результате прерывистого движения шин по дороге, которое при-
водит к тому, что на повороте вся трансмиссия входит в резонанс.
В связи с таким характером движения колес эти вибрации иногда
называют «перескакиванием колес».
Так как несущая способность муфты является функцией вход-
ного момента, то «перескакивание колес» наиболее ярко выражено
при больших ускорениях. Если опорная поверхность увлажнена,
то опасность этих вибраций увеличивается, что уменьшает сцепле-
ние колес и облегчает перескакивание.
Из этих соображений характер кривой коэффициента К не дол-
жен макси мал изи роваться в целях достижения наибольшей силы
тяги, но должен быть подобран такой, чтобы выполнялись требова-
ния. предъявляемые к автомобилю, в наиболее широких пределах.
Параметрами транспортного средства, имеющими решающее влияние
на «перескакивание колес», являются масса транспортного средства,
крутильная жесткость элементов трансмиссии, величина затухания
колебаний и жесткость задней подвески, а также размеры шин.
Так как эти величины связаны между собой сложно, то склонность
автомобиля к «перескакиванию колес» может быть определена только
опытным путем.
Уравнения коэффициента распределения момента для разных
конструкций дифференциалов с фрикционными муфтами. Дифферен-
циалы без предварительного поджатия. Если в дифференциале нет
сжатой пружины, то сжатие ^уфт осуществляется только осевыми
силами, действующими со стороны выходных шестерен. В конструк-
циях такого типа величина Fs равна нулю, поэтому уравнение (3.77)
приобретает вид
К -F 1 = 2/(1 - krkv). (3.78)
180
Рис. 3.36. График изменения
коэффициента К для дифферен-
циала с фрикционными муфтами
предварительно несжимаемы-
ми [18]:
1 -- 14 Дисков с усилием пружины
895 Н: 9 — 14 Дисков без пру-
жин - 0): 3 — лилия предель-
ного сцепления; 4 — обычный
дифференциал
Необходимо иметь в виду, что для дайной конструкции kr и ko —
постоянные, следовательно, независимо от крутящего момента по-
стоянную величину имеет коэффициент К (рис. 3.36). Вследствие
этого удовлетворительная работа механизма наблюдается в области
больших крутящих моментов при малом значении коэффициента
распределения крутящих моментов в условиях буксования, напри-
мер, и а льду, что не удовлетворяет среднего статистического потре-
бителя легкового автомобиля.
В действительности, как показали измерения, при торможении
автомобиля с дифференциалом без предварительного поджатия
происходит небольшой рост коэффициента /( в области малых мо-
ментов. Это можно объяснить тем, что для особо малых значений
крутящих моментов пропорционально больше становятся потери
на трение в зацеплении. Поскольку пренебречь ими нельзя, то в ре-
зультате наблюдается небольшой рост коэффициента Д.
Дифференциалы с предварительным поджатием без самоусиления.
В дифференциале этого типа осевая сила зацепления, действующая
на выходные шестерни, не передается на муфты, поэтому его и назы-
вают дифференциалом без самоусиления. Выражение для такой кон-
струкции можно вывести из уравнения (3.77). Если принять коэф-
фициент k„ — 0, то
К 4 1 -- 2/11 — (2^FS/MO)1. (3.79)
Общую характеристику (рис. 3.37) дает график коэффициента Д,
который проходит вблизи линии предельного сцепления и при боль-
ших крутящих моментах резко падает, достигая почти тех же зна-
чений, как и обычный дифференциал. Работа дифференциального
механизма такого типа соответствовала бы требованиям среднеста-
тистического автомобиля типа седан, но совсем не отвечала бы тре-
бованиям высокоскоростных автомобилей.
Чтобы удовлетворить требованиям, характеризуемым линией пре-
дельного сцепления, необходим больший коэффициент нагружения
муфты, добиться которого трудно в пространстве, которым распола-
гает конструктор.
181
Рис. 3.37. График изменения
коэффициента Д’ для дифферен-
циала с фрикционными муф-
тами без самоусиления, ко-
торые предварительно сни-
маются (18}:
I — 14 Дисков с усилением пру-
жины 895 Н; 2 — дифференциал
с фрикционными муфтами без само-
усиления = 0); 3 — линия
предельного сцепления: 4 — обыч-
ный дифференциал (ft = 0)
Дифференциал с конусными муфтами. Конусная муфта подобна
дисковой, в которой осевые силы выходных шестерен и усилие пру-
жины приложены к муфте. Основное различие заключается в том.
что одни конструкторы применяют многодисковые муфты, а другие —
только поверхности трения на выходных шестернях. Уравнение для
нахождения момента трения, переданного конусной муфтой другое,
но для получения приведенного ниже уравнения может быть приме-
нен тот же подход, что и для уравнения (3.70).
К -J- 1 = 2/[ 1 - krkv — (адЛ10)1> (3.77)
где коэффициент нагружения конусной муфты
kr ~ Km^sin 0; (3.80)
коэффициент осевого усилия выходной шестерни
kv = tg ос sin 6/rfe. (3.73)
Следует обратить внимание на то, что изменено только уравнение
для нахождения момента трения муфты, и, таким образом, общий
характер кривой коэффициента К будет таким же, как и для кон-
струкции с дисковыми муфтами.
Однако ограниченность пространства внутри .корпуса дифферен-
циала обычно лимитирует размеры фрикционных конусов, вслед-
ствие чего коэффициент kr несущей способности муфты имеет малые
значения. Требуемый коэффициент kr может быть достигнут только
путем уменьшения размеров шестерен или увеличения диаметра
ведомой шестерни главной передачи. Чтобы компенсировать умень-
шение значения коэффициента kr для нахождения среднего значения
коэффициента К, должно быть приложено значительно большее
предварительное усилие пружины. В соответствии с уравнением
для коэффициента распределения крутящих моментов (3.77), если kr
имеет меньшее значение, то добиться требуемого значения К можно
путем увеличения усилия пружины Fs. Кривые, полученные в итоге
уменьшения значения kr и увеличения Fs, представлены на рис. 3.38.
Эти изменения усиливают крутизну кривой так, что левая часть
графика смещается несколько выше, а правая — несколько ниже.
182
Этот более крутой характер кривой коэффициента распределения
крутящих моментов обусловливает большее, чем нормальное зна-
чение коэффициента К для области малых крутящих моментов при
значении коэффициента К, соответствующем области больших кру-
тящих моментов. Больший, чем обычно, коэффициент К для области
малых моментов указывает на появление нежелательных «переска-
киваний колес».
Одномуфтовый дифференциал. Этот дифференциал подобен диф-
ференциалу с фрикционными дисками, но отличается от последнего
тем, что в нем применяют только одну муфту возле одной нз выход-
ных шестерен. В этой конструкции в муфте используются усилие
пружины, а также осевые силы выходных шестерен. Хотя это прямо
и не видно, тем не менее муфта анализируется так же, как при вы-
воде уравнения (3.77). Анализ показывает, что дифференциал рабо-
тает по-разному в зависимости от того, с какой стороны находится
муфта — со стороны колеса с большим сцеплением или с меньшим
сцеплением.
В уравнении коэффициента распределения крутящих моментов
используются те же величины, но они группируются иначе. Для диф-
ференциала с одной муфтой, расположенной на стороне колеса
с меньшим сцеплением н меньшнм крутящим моментом, коэффи-
циент определяется следующим образом:
К 1 = (2 ЛД)/[1 - krkv - (krFs/M0)]. (3.81)
Коэффициент К для муфты, лежащей на стороне колеса с боль-
шим моментом, определяется следующим образом:
К 1 = (2 Д М,)/[1 - (krFjMe)\. (3.82)
На рис. 3.39 представлены графики этих двух уравнений для
дифференциала, способного передавать момент муфтой, эквивалент-
ной 14 фрикционным дискам при усилии пружины, равном 892 Н.
Так как здесь используется только одна муфта, то коэффициент
несущей способности муфты с одним комплектом дисков (в целях
определения сравнительной эффективности действия) должен быть
больше, чем в случае дифференциала с двумя комплектами дисков.
Рис. 3.38. График изменения
коэффициента К для дифферен-
циала с конусной муфтой [18]:
1 — типичный дифференциал с ди-
сковыми муфтами и усилием пру-
жины 895 H: 2 — типичный диф-
ференциал с конусной муфтой и
усилием пружины 3580 Н; 3 — ли-
ния предельного сцепления : 4—
обычный дифференциал 0 <- .Мо <
< 5,4 кН-м
183
Рис. 3.39. График изменения коэффициента Д’
для дифференциала с одной дисковой муф-
той [18]:
1 — колесо, буксующее со стороны муфты, К -Ь
+ i-(2--W,P- - ("rFS/"»)]: 2 - ™
лесо с большим сцеплением со стороны муфты:
К +> (2 + */„)/[! - (/с,.^/М0)]; 3 - л«-
ния предельного сцепления 0-'7Ио<540 гН
Следует обратить внимание на значительную зависимость коэф-
фициента К от того, какое колесо буксует. Этим определяется раз-
ница в эффективности работы дифференциала. Эта разница, оче-
видно. вынуждает принимать компромиссное решение при приме-
нении дифференциала с одной муфтой. В процессе проектирования
определенные трудности могут возникнуть с обеспечением больших
размеров корпуса муфты.
Одномуфтовый, дифференциал без самоусилсния. Интересный слу-
чай возникает тогда, когда осевое усилие выходных шестерен не дей-
ствует на муфту (^, 0). При этом график коэффициента К не за-
висит от того, какое колесо буксует. Кроме того,
К-т 1 2/11 — (krFs.'M0)]. (3.83)
Уравнение (3.83) является таким же, как и уравнение (3.79) для
нахождения коэффициента К двухмуфтового дифференциала без са-
моусиления. Единственное отличие состоит в том, что уравнение
(3.79) содержит величину 2kr, которой учитывается применение
двух муфт. Из-за отсутствия самоусиления муфта препятствует
относительному вращению полуосей независимо от осевых сил вы-
ходных шестерен. Полный момент, передаваемый муфтой, остается
неизменным независимо от числа муфт. Оба уравнения должны иметь
одинаковый характер кривой коэффициента К.
График тяговой способности дифференциала. На рис. 3.40 пред-
ставлен график тяговой способности дифференциала с конусными
муфтами и центральной нажимной пружиной [дифференциал «Спин
резистент» фирмы «Борг-уорнер» (см. рис. 3.56)1. Этот график по-
строен для условного ведущего моста, имеющего нагрузку 4530 кН
на каждое колесо и радиус качения шины 305 мм.
С ростом коэффициента сцепления и силы тяги график для рас-
сматриваемого дифференциала (согласно рис. 3.56) начинает откло-
няться от графика для обычного дифференциала.
Максимальная сила тягн, которую можно получить при разных
значениях коэффициента сцепления, соответствует пересечению вер-
тикальной линии, проведенной для данного значения коэффициента
сцепления jllj (для колеса с меньшим сцеплением), с наклонной
штриховой линией (коэффициент сцепления р2 колеса с большим
сцеплением). Найденная таким образом сила тяги при применении
обычного дифференциала растет от нуля для коэффициента сцепле-
ния рх — 0 до 4070 Н на колесе, имеющем коэффициент сцепления
184
Рис. 3.40. Сила тяги, обеспечивае-
мая дифференциалом, показан-
ным на рис. 3.56, внутреннее
трение в котором увеличивается
по мере роста силы тяги (диффе-
ренциал фирмы «Борг-уорнер»),
Нагрузка’на мост 3390 Н. радиус
качения шины 305 мм [23]:
1 - колесо с большим коэффициентом
сцепления ц2; 2 — колесо с мень-
шим коэффициентом сцепления Ц1
р, 0,9 (сила тяги для двух
колес 8140 Н). Для |ij
0,6 максимальная сила тя-
ги должна быть равна 5420 Н
или 2710 Н на каждом колесе.
Теперь некоторые сообра-
жения, касающиеся графика,
построенного для дифферен-
циала, в котором внутреннее
трение увеличивается по мере
роста силы тяги. Благодаря
усилию пружины при коэф-
фициенте сцепления pt О
можно создать силу тяги, равную
99,3 Н. Заметный выигрыш в силе тяги получается при коэффи-
циенте сцепления 0,47. Когда рх 0,47, колесо с большим
сцеплением достигает своего момента буксования при коэффициенте
сцепления р2 0,9. Выше этой точки выигрыш в силе тяги ограни-
чен коэффициентом сцепления колеса с большим сцеплением. Сила
тяги растет незначительно, когда рг 0,47—0,9. Если оба колеса
находятся на поверхности с коэффициентом 0,9, то создаются усло-
вия для полного использования силы тяги моста, и сила тяги, обес-
печиваемая дифференциалом (согласно рис. 3.40), равна силе тяги,
развиваемой в случае применения обычного дифференциала.
Следует подчеркнуть, что для меньших значений коэффициента р,2
перегиб кривой происходит раньше. Например, при р2 0,5 усло-
вие полного использования силы тяги наступает, когда коэффициент
сцепления р3 0,19.
5.1.2.3. Равноценность выводов, получаемых по обоим методам, для оценки
тяговой способности дифференциалов
Описанные в и. 5.1.2.2 уравнения позволяют, очевидно, вывести
зависимости для оценки момента Л4г внутреннего трения и получить
зависимости, приведенные в п. 5.1.2.1. В соответствии с уравне-
нием (3.27) момент трения представляет собой разность между кру-
тящими моментами колеса с большим сцеплением и колеса с мень-
шим сцеплением в момент начала буксования, т. е. Л4г Л42 - Mlt
так как .Их — Мг и М2 = Mh + Мг, то Mt 2М, =
2 {krkvMh 4- krFs) krkvM0 + 2krFs. Поскольку m0
а момент трения, создаваемый нажимной пружиной (установленными
185
с каждой стороны дифференциала), Ms krFs, то Mt — mvM0 +
+ 2MS, что соответствует уравнению (3.53) для mw 0.
Чтобы представить момент трения в функции момента Л4Х, следует
воспользоваться уравнениями, вытекающими из рис. 3.33. Из урав-
нений (3.71) и (3.75) следует Mk = Л4Х 4- Л4Г; Mr = krkvMh + krFs.
На основании последнего
Mr = krkv (Alj -ф Mr) + kr^s', Mr (1 krkv) = krkvMy 4- krFs,
откуда
Mr = (krkvMr 4- krFs)/(l - krkv). (3.84)
Так как Mt — 2Mr, to
Mt = 2 (krkvMr + krFs)l(\ - krkv). (3.85)
Это уравнение определяет Mt, как линейную функцию от мо-
мента Му на пробуксовывающем колесе и может также использо-
ваться для сравнения эффективности работы разных дифференциалов.
5.1.3. Анализ тяговой способности дифференциалов, момент
трения которых уменьшается с ростом силы тяги
Для выполнения анализа тяговой способности дифференциала,
у которого внутреннее трение уменьшается по мере роста силы тяги
(рис. 3.41), приняты следующие обозначения:
Fп — сила, перпендикулярная к поверхности конуса;
Fs — усилие пружины дифференциала;
Fv — осевая составляющая сил зацепления выходной конической шестерни;
Мь — крутящий момент на выходной шестерне;
Мо — крутящий момент на ведомой шестерне главной передачи (подведенный
к корпусу дифференциала);
Мг — момент трения конусной муфты;
Л11 — момент на ненагруженном колесе или момент на колесе с меньшим сце-
плением;
Mz — момент иа нагруженном колесе или момент на колесе с большим сцепле-
нием;
г к — эффективный радиус делительной окружности выходной шестерни;
гт — средний радиус трения конуса;
Рис. 3.41. Структурная схема дифференциала, в котором внутреннее трение умень-
шается по мере роста силы тяги
186
Рис. 3.42. Схема сил, действующих в дифференциале, в котором внутреннее трение
уменьшается по мере роста силы тяги, и его составные части [23]
а — угол профиля зуба ведомой шестерни;
б — половина угла делительного конуса выходной шестерни;
0 — половина угла конуса фрикционной муфты;
р — коэффициент трения между фрикционной муфтой и корпусом.
На основании рис. 3.42 и 3.43 можно написать следующие урав-
нения для описания действия дифференциала. В точке справед-
ливы зависимости Fn (Fs — Fy)/sin 6; Mr = |irFn. В точке Ст
момент трения конуса определяется предварительным усилием пру-
жины, так как осевых усилий на шестернях нет. Таким образом,
в точке Ct, если Fv = 0, Mr — prmFs/sin 6. Точка Q взята только
для получения графического представления; физического смысла она
не имеет В то же время точка С2
может быть определена практически.
Если одно заднее колесо вывешено,
а другое заблокировано, то сила тя-
ги, измеренная на заблокированном
колесе, определяет значение точки С2.
Значение в точке С2 соответствует
также общей силе тяги, так как одно
Рис. 3.43. График тягового момента, обеспе-
чиваемого дифференциалом, в котором вну-
треннее -трение уменьшается по мере роста
силы тяги (нагрузка на ось 4820 Н, радиус
качения шин 335 мм, усилие пружины
8860 Н) [23]:
* — 'коэффициент сцепления колеса с большим
сцеплением; 2 — общий крутящий момент моста
(дифференциал,* 'в котором внутреннее трение
уменьшается по мере роста силы тяги): 3 — об-
щий крутящий момент моста (обычный диффе-
ренциал); 4 — крутящий момент на колесе с боль-
шим сцеплением; 5 — крутящий момент на вы-
ходной шестерне: 6 — крутящий момент на ко-
лесе с меньшим сцеплением: 7 — крутящий мо-
мент трения конусов
270 О 270 540 Н-м
Крутящий момент на колесе
с меньшим сцеплением
О 0,2 0,4 0,6 1JJ
Коэффициент сцепления
колеса с меньшим сцеплением
187
из колес находится на поверхности с коэффициентом сцепления 0.5
или большим.
Таким образом, Мо = , М2; = 0 и М.> Мг г А4Й.
Кроме того, Мк И0/2 или А1(| = 2Mh. Следовательно, 2Mh
*= 0 -+- Мг + Mh‘, Mh =-Mr; Af0 = 2Mk = 2Mr в точке C2.
На основании изложенного можно утверждать, что крутящие
моменты на конусах имеют равные значения, но противоположные
по знаку. Колесо с меньшим сцеплением вращается быстрее, чем
корпус дифференциала. Трение препятствует вращению, поэтому
момент Мг противодействует моменту на выходной шестерне Mh.
Так как момент Л4Г равен моменту Mh н имеет обратный знак, то
в результате момент на колесе равен нулю (Мг 0).
Со стороны колеса с большим сцеплением корпус дифференциала
вращается быстрее, чем конусная муфта. Это приводит к тому, что
моменты Мг и М){ суммируются. Итак, М2 2Л4Й 2Л4Г, или,
проще, момент на нагруженном колесе в 2 раза больше момента
трения конусов.
Ранее установлено, что осевые силы на выходных шестернях
почти уравновешивают усилие пружин при моменте проскальзыва-
ния по поверхности с хорошим сцеплением. Из американских иссле-
дований следует, что удовлетворительная характеристика работы
дифференциала достигается в том случае, когда усилие пружины
подобрано для момента проскальзывания при коэффициенте сцепле-
ния, равном 1. Конструкция со значением р 1 соответствует боль-
шинству случаев применения на автомобилях, хотя р = 0,4-е-0,7
представляется лучшим для транспортных средств, работающих
вне твердых дорог, для которых предельный коэффициент сцепления
чаще всего меньше 1. В расчетах осевые силы на выходных шестер-
нях при максимальном моменте проскальзывания можно приравнять
усилию пружины. Зная усилие пружины и ранее выведенные зави-
симости, можно рассчитать действительные значения для точки С2:
F„ = (Fs — FJ/ sin 0; Mr =
= = (3.86)
Fv — (tg a sin 6/2rh) Mo; Mo = 2Mr;
== (tg a sin 6/rA) Afr. (3.87)
Решая уравнение (3.86), находим
p Fs—Mr zq qoi
Qirm/Sine) *
Приравнивая уравнения (3.87) и (3.88):
tgastafi __ (prm, sin fl) Fs — Л1Г
r (ргщ/sin 6)
можно найти
ЛЛ —__________PVm________p /о QQ\
sin 6rA 4-ргда tg a sin 6
188
Таким образом, момент трения конусной муфты, когда одно ко-
лесо теряет сцепление (для коэффициента сцепления, равного нулю),
выражается уравнением (3.89). Теперь имеются все уравнения,
необходимые для графического построения характеристики работы
дифференциала с внутренним трением, уменьшающимся по мере
роста силы тяги. На рис. 3.43 показан график характеристики
такого дифференциала, примененного в автомобиле. Значения мо-
ментов в разных точках дифференциала и на колесах даны в зави-
симости от моментов на менее нагруженном колесе нли от коэффи-
циента сцепления этого колеса.
Следует подчеркнуть, что точка Сг является теоретической и
не относится ни к одному конкретному значению коэффициента
сцепления, однако помогает нам в построении графика и в оценке
протекания зависимости перед тем, как дифференциал начнет рабо-
тать в условиях малого момента. Пока момент на выходных шестер-
нях не будет равен моменту трения в конусах (точка С2) или не пре-
взойдет его, дифференциал не начнет работать. Он начнет работу
только тогда, когда будет соблюдено одно из следующих условий.
1. К ведомой шестерне главной передачи приложен крутящий
момент, достаточный для того, чтобы создать требуемые моменты
на выходных шестернях.
2. Транспортное средство имеет достаточный крутящий момент
и сцепление шин с опорной поверхностью, чтобы дифференциал
мог работать.
3 Комбинация условий 1 и 2.
Условие 1 чаще всего наступает при ускорении, условие 2 —
при замедлении, а условие 3 наиболее справедливо при переходе
от движения «внатяг» к движению «внакат».
Как уже отмечалось выше, момент, соответствующий точке С2,
может быть замерен при вывешивании одного колеса (вращении
в воздухе) и блокировании другого. Точка С2 может также соответ-
ствовать ситуации, когда одно из колес находится на поверхности
с коэффициентом сцепления р* = 0, а другое —- на поверхности
с хорошим сцеплением (чаще всего р2 — 0,5—0,6).
По мере улучшения сцепных условий шины могут передавать
все больший момент. Следовательно, момент на выходных шестернях
растет за точку С2- Наоборот, момент трения конусов уменьшается,
так как осевые силы, действующие на выходных шестернях, вычи-
таются из усилия пружины. Момент трения конусов уменьшается
равномерно и в точке С3 достигает нуля. В этой точке осевые силы
в зацеплении почти равны усилию пружин. Все детали дифферен-
циала находятся в динамическом равновесии, а конусная муфта —
на физической границе потери контакта с конической поверхностью
корпуса. В такой ситуации этот механизм во всех отношениях дей-
ствует как обычный дифференциал.
Очевидно, что упомянутые выше крайние условия достигаются
только в транспортных средствах, которые управляются водите-
лями, ездящими наиболее «агрессивно» и развивающими высокие
ускорения. Интересно, что применение упомянутых дифференциалов
189
в транспортных средствах, эксплуатируемых такими водителями,
дало первый убедительный довод, что дифференциал с уменьшаю-
щимся моментом трения по мере роста тяговой силы имеет характе-
ристику, необходимую для высших скоростных достижений.
Некоторые фирмы применяют дифференциал такого типа для
высокоскоростных автомобилей. Автомобиль имеет задние колеса
с качающимися полуосями. Все существующие до настоящего вре-
мени дифференциалы с фрикционными муфтами оказывались не под-
ходящими при одном определенном условии. На повороте, при при-
ложении большого крутящего момента, дифференциал повышенного
трения по мере роста силы тяги, позволял обоим колесам превышать
предельный момент пробуксовки, что в результате приводило к по-
тере боковой устойчивости. Чтобы сохранить устойчивость задней
части автомобиля, водитель вынужден был выполнять поворот
с меньшей скоростью.
При использовании дифференциала с уменьшающимся внутрен-
ним трением по мере роста силы тягн водитель мог выполнять пово-
рот с максимальной скоростью и точностью Вместо потери сцепле-
ния обоих колес этот механизм давал такой же эффект, как и обыч-
ный дифференциал, позволяя терять сцепление только одному
колесу, а не двум. Весь излишний момент передавался на свободно
вращающееся колесо, в то время как работающее (нагруженное)
колесо все время передавало максимальный момент без скольжения.
Улучшение характеристики управляемости достигнуто без ухудше-
ния требуемой при работе с малым моментом тяговой способности
дифференциала в тот период, когда достижение максимальной силы
тяги важнее, чем хорошая управляемость.
5.1.4. Описание конструкции и действия
5.1.4.1. Дифференциалы с постоянным моментом внутреннего трения
Характерной особенностью этих дифференциалов является по-
стоянство момента трения, который создает на отстающей полуоси
крутящий момент даже в том случае, когда на другой полуоси он
равен нулю.
Дифференциал фирмы «Тимкен». Фрикционная муфта 1
(рис. 3.44) дифференциала связывает с постоянным моментом трения
одну из полуосей с корпусом дифференциала. Муфта состоит из чере-
дующихся стальных и бронзовых дисков. Стальные диски закреплены
на полуосях, а бронзовые — во втулке, связанной с корпусом.
Комплект дисков нагружен осевой силой, создаваемой 12 спираль-
ными нажимными пружинами 4.
При прямолинейном движении автомобиля, когда обе полуоси
вращаются с одинаковой частотой, относительное перемещение зуб-
чатых колес и дисков муфты отсутствует, и весь дифференциал и
муфта вращаются как одно целое. Однако, если одно из колес попа-
дает на участок дороги с низкими сцепными свойствами и возникает
проскальзывание колес, то оно полностью нли частично нейтрали-
180
Рис. 3.44. Дифференциал с постоянным моментом трения фирмы «Тимкен»:
1 — многодисковая фрикционная муфта: 2 — втулка; 3 — полуось; 4 — нажимная пру-
жина
зуется силой трения в муфте. Увеличенный в муфте момент трения
передается на другое ведущее колесо. Колебания усилия в опреде-
ленных пределах могут вызвать неравномерное распределение кру-
тящего момента, т. е. разные коэффициенты блокировки.
Дифференциал фирмы «Роквелл—стандарт». На рис. 3.45—3.47
показана другая конструкция дифференциала с фрикционными встав-
ками, момент внутреннего трения которого постоянен. Конструкция
получила название уравнитель тяги и представляет собой фрикцион-
ную муфту, состоящую из уравнительной вставки в виде втулки
(см. рис. 3.45) с внутренним шлицевым отверстием нли оправки,
которая одним концом установлена на наружных шлицах удлинен-
ной чашки корпуса 2 дифференциала. Внутри втулки установлен
набор специально обработанных стальных дисков 14 муфты, которые
снабжены попеременно наружными и внутренними шлицами для
зацепления с внутренними шлицами втулки или наружными шли-
цами полуоси. Специально сконструированные и сгруппированные
тарельчатые пружины (Бельвилля) контактируют основаниями, соз-
давая необходимое усилие прн сравнительно линейной характери-
стике, и обеспечивают небольшую компенсацию уменьшения тол-
щины в связи с износом дисков в пакете.
Полуось подогнана к фланцу 18 таким образом, чтобы создава-
лась опора для спиральной пружины 19, которая постоянно удер-
живает на месте уравнительную вкладку 13 на шлицевом конце
чашки дифференциала. Уравнительная вкладка снабжена масля-
ными черпаками 10, служащими для забора масла и подвода его
191
Рис. 3.45. Дифференциал с постоянным моментом трения (уравнитель силы тяги)
фирмы «Роквелл — стандарт», (США) [40]:
1 — ведомая гипоидная шестерня: 2 — корпус дифференциала; 3 — шестерня полуоси;
4 — шлицевой конец полуоси; Б — гайка крепления чашек дифференциала: С - болт чашек
дифференциала; 7 — шплинт гайки крепления чашек: В — подшипник дифференциала;
9 - регулировочная гайка; 10 — масляный черпак; 11 — пружинное кольцо: 12 — дистан-
ционная прокладка; 13 — вкладка тягового уравнителя; 14 — диски с наружным и вну-
тренним зацеплениями; 15 — тарельчатые пружины (Бельвилля); 16 — шлицы полуоси;
17 — пружина; 18 - фланец полуоси; 19 - стакан; 20 — болт, блокирующий уравнитель-
ную вкладку; 21 — стопорная гайка болта, блокирующего уравнительную вкладку
к углублениям в дисках. Вкладка запрессовывается или вворачи-
вается по резьбе с большим шагом для сжатия тарельчатых пружин.
В соответствующие места устанавливаются пружинные кольца 11 -
и уравнительная вкладка готова к установке через отверстие в чаше
на конец полуоси.
Длинный набор дисков муфты применяют вместо нескольких
дисков для получения меиьшего поверхностного давления на диски.
Это позволяет уменьшить износ поверхности дисков, если автомо-
билю приходится работать с частыми поворотами или с различной
нагрузкой на колеса. Материал, применяемый для дисков, аналоги-
чен тому, который используется для опорных шайб шестерен полу-
осей в обычном дифференциале. Опорные шайбы шестерен полуосей
обычного дифференциала испытывают большие нагрузки только
при действии большого крутящего момента. Так как диски муфты
в уравнительной вкладке работают при постоянной нагрузке, то
желательно, чтобы они работали при более низких давлениях, чем
опорные шайбы обычного дифференциала. Рассматриваемая кон-
струкция, которая связывает полуоси и корпус дифференциала,
192
работает даже тогда, когда одно нз колес теряет сцепление. Чем
больше усилие, влияющее на трение в муфтах, тем больше сопротив-
ление работе дифференциала, причем можно обеспечить такое трение
на фрикционных поверхностях, которое позволит автомобилю двигать-
ся вперед и назад даже тогда, когда одно из колес потеряет сцеп-
ление.
Усилие пружин может быть изменено в целях приспособления
к характеристике транспортного средства. При достижении в дисках
максимально возможного трения может ухудшаться управляемость
автомобиля с малой базой. В связи с этим желательно иметь устрой-
ство, которое можно было бы применить для обеспечения требуемой
управляемости. Рассмотренная конструкция многовариантна в том
смысле, что в ней можно применить две уравнительные вкладки,
когда требуется максимальное трение, или одну уравнительную
вкладку в легко нагруженном мосту. Для автомобилей с колесной
формулой 6 ' 6, имеющих три одинаковых картера ведущего моста,
мосты могут быть снабжены двумя или одной уравнительной вклад-
Рис. 3.46. Детали дифференциала с постоянным моментом трения (уравнитель
силы тяги) фирмы «Роквелл — стандарт» (США) [40]:
1 шестерня полуоси; 2 — чашка дифференциала; 3 — пружинное кольцо; 4 — дистан-
ционная прокладка; 5 вкладка тягового уравнителя; 6 — диск с наружными зубьями;
7 — диск с внутренними зубьями: 8 — диск с наружными зубьями: 9 тарельчатые пру-
жины (Бельвилля); 10 — дистанционная прокладка; II пружинное кольцо; 12 — пру-
жина; 13 — фланец полуоси; 14 — стакан пружины: 15 — упорное кольцо стакана пру-
жины: 16 — фаска кромки; 17 — радиус сферы
7 Яскевнч 3. 193
Рис. 3.47. Установка вкладки «тягового уравнителя» на полуоси [40]:
1 — тарельчатые пружины (Белызилля); 2 — стопорная гайка болта. 3 — болт, блокиру-
ющий уравнительную вкладку; 4 — диск с наружными зубьями; 5 — диск с внутренними
зубьями; 6 — масляный черпак; 7 —.чашка дифференциала со шлицевым концом; 8 — шлицы
уравнительной вкладки; 9 — шлицы полуоси: 10 — диски
кой или не иметь даже ни одной вкладки. Последнее зависит от ре-
зультатов окончательных испытаний.
Для облегчения применения уравнительной вкладки корпус диф-
ференциала автомобиля оставляют стандартным. Нестандартными
деталями, необходимыми для сборки устройства, являются только
полуоси и чашка дифференциала.
Дифференциал фирмы «Порше». В конструкции, согласно
рис. 3.48, одиночный конус большого диаметра с помощью паза
установлен на выходной шестерне дифференциала. Этот конус со-
прикасается с корпусом дифференциала и прижат к нему тарельча-
той пружиной. Сопротивление
вращательному движению диф-
ференциала обусловливает дав-
ление пружины.
Рис. 3.48. Дифференциал повышен-
ного трения (патент № 1167685
фирмы «Порше»)
194
5.1.4.2. Дифференциалы с моментом трения, возрастающим с увеличением
силы тяги
К этой группе относятся дифференциалы с элементами или муф-
тами трения, в которых усилие пружин совпадает по направлению
с осевыми составляющими сил зацепления конических шестерен
дифференциала. Дифференциал с фрикционными муфтами, относя-
щимися к этой группе, взаимозаменяем с обычным дифференциалом.
Увеличенный момент трения достигается применением муфт, встраи-
ваемых между выходными шестернями и корпусом дифференциала.
Эти муфты противодействуют относительному движению полуосей
и обеспечивают связь выходных шестерен с корпусом. Момент,
передаваемый муфтами, препятствует возникновению в дифферен-
циале относительного движения полуосей до тех пор, пока внешний
момент не превзойдет максимального момента, который способны
передать муфты. В случае превышения этого момента в муфтах на-
ступает скольжение.
Муфта в дифференциале этого типа является типичной много-
дисковой муфтой с усилием, создаваемым как сжатой пружиной,
так и осевыми силами, возникающими в зацеплении шестерен диф-
ференциала. Силы зацепления шестерен дифференциала являются
функцией крутящего момента, передаваемого шестернями.
Следует иметь в виду, что при определенном значении момента
муфты начинают проскальзывать. Такой механизм часто называют
неправильным термином «блокирующаяся ось». Дифференциал с мо-
ментом внутреннего трения, увеличивающимся по мере роста силы
тяги (подобно всем дифференциалам повышенного трения), не отно-
сится к блокирующимся, а является механизмом, с помощью кото-
рого могут передаваться крутящие моменты неодинаковой величины,
меньшей той, при которой муфты начинают проскальзывать, и появ-
ляется относительное движение полуосей.
В дополнение к требованиям, предъявляемым к дифференциалу
с фрикционными муфтами и направленным на повышение тяговых
качеств, следует еще добавить, что дифференциал должен работать
и в других ситуациях. Связано это с тем, что большинство водителей
использует эффективно достоинства повышенного трення только
в течение 1 % времени эксплуатации автомобиля. В течение осталь-
ных 99 % времени дифференциал также должен работать исправно.
Дифференциал «Паур-лок» . На рис. 3.49 показан дифференциал
с фрикционными элементами переменного действия «Торнтон паур-
лок», изготавливаемый фирмой «Дана» (по лицензии фирмы «Паур-
лок»). Этот механизм применяется во многих автомобилях США,
обеспечивая высокую степень блокировки дифференциала. В этом
механизме в основном применены элементы обычного конического
дифференциала, однако в него внесены определенные конструктив-
ные изменения, которые заключаются в следующем.
1. Крестовина заменена двумя отдельными пересекающимися
под прямым углом осями 4 четырех сателлитов 5. Вследствие сколь-
зящего соединения осей в средней части каждый из сателлитов имеет
7*
195
Рис. 3.49. Дифференциал «Торнтон
паур-лок» фирмы «Дана»:
а — разрез; б — вид с вырезом четверти;
в — ось сателлитов, передвинутая влево
по подвижному диску муфты левой полу-
оси; г — ось сателлитов, передвинутая
вправо по нажимному диску муфты правой
полуоси; 1 и 2 — чашки дифференциала;
3—нажимной диск (опорная чашка); 4 —
ось сателлитов: 5 — сателлит; 6 — ше-
стерня полуоси; 7 — ведомые Диски фрик-
ционной муфты; 8 — ведущие диски
фрикционной муфты
возможность независимого частичного осевого и окружного пере-
мещения. В целях обеспечения подвижного соединения с корпусом
дифференциала концы осей сателлитов оформлены в виде буквы V.
Подобные же вырезы в виде буквы V выполнены, в свою очередь,
на противоположных торцовых поверхностях взаимодействующих
чашек 1 и 2 дифференциала. Торцовые поверхности этих вырезов
подвергнуты поверхностной закалке.
2. Между шестернями полуосей и чашками дифференциала уста-
новлены на шлицах нажимные диски 3, выполненные в виде опорных
чашек. Эти диски контактируют с наружными краями сателлитов.
Между каждым из нажимных дисков и обработанной внутренней
поверхностью корпуса дифференциала установлен комплект из че-
тырех штампованных стальных дисков муфты. Эти диски улучшены
термообработкой и механически обработаны для получения требуе-
мой толщины. Из этих дисков два установлены на наружных шлицах
нажимного диска, а два — в корпусе дифференциала.
С 1960 г. фирма «Дана» применяет комплект из пяти дисков
муфты, причем диск, устанавливаемый со стороны корпуса диффе-
ренциала, в каждом комплекте выполнен в виде тарелки, образуя
таким образом тарельчатую пружину. Эти пружины нагружают
диски муфты в осевом направлении.
Описание действия дифференциала начнем с механизма передачи
крутящего момента при прямолинейном движении автомобиля.
196
Под действием окружных сил Pv, приложенных к концу оси са-
теллитов и создаваемых корпусом дифференциала, происходит не-
значительное окружное перемещение оси относительно корпуса
(рис, 3.49, виг), причем оси перемещаются по вырезам в виде
буквы V в направлении, противоположном направлению движения
корпуса (конструкция обеспечивает максимальное перемещение
в выемках корпуса приблизительно 0,1 мм). Это вызывает попереч*
ное перемещение опорных поверхностей оси (вдоль оси выходных
шестерен) на величину <Ss (в разные для каждой оси стороны).
Расхождение осей сателлитов под действием передаваемого кру-
тящего момента вызывает разведение нажимных дисков, на которые
давят цилиндрические поверхности сателлитов, перемещение на-
жимных дисков и увеличение давления между подпружиненными
фрикционными дисками. Кроме того, на нажимные диски действуют
осевые составляющие сил зацепления сателлитов с шестернями
полуосей. В сумме это приводит к .появлению определенного момента
трения во фрикционной муфте, в результате чего в описываемом
механизме повышается внутреннее трение. Момент трения в диффе-
ренциале «Паур-лок» обусловливает трение во фрикционных муфтах,
между сателлитами и нажимными дисками, а также в местах посадки
сателлитов на осях.
При криволинейном движении автомобиля описанный процесс
частично происходит в обратном направлении; шестерни полуосей
работают как шестерни планетарной передачи. Для лучшего пони-
мания кинематического взаимодействия частей дифференциала ше-
стерню полуоси внутреннего ведущего колеса следует рассматри-
вать как неподвижный элемент, по отношению к которому шестерня
полуоси наружного ведущего колеса увеличивает частоту вращения
в связи с прохождением наружным колесом большего пути. Сател-
литы, находящиеся в зацеплении с шестернями полуосей (наружная
вращается, внутренняя неподвижна), также должны вращаться, но,
чтобы произошел поворот, они сместят концы осей по срезанным
в виде буквы V поверхностям в прежнее положение, в связи с чем
значительно уменьшится давление на нажимной диск и, следова-
тельно, момент трения между дисками муфты.
Таким образом, работа дифференциала при криволинейном дви-
жении автомобиля осуществляется так же, как и при прямолиней-
ном движении, т. е. с подтормаживанием, пропорциональным кру-
тящему моменту, передаваемому колесами.
Из изложенного выше следует, что блокирующее действие диф-
ференциала «Паур-лок» является не только следствием разницы
частот вращения ведущих колес, но и зависит от передаваемого
крутящего момента. Подобное обстоятельство является важным до-
полняющим фактором. В результате тормозящего действия диффе-
ренциала при передаче крутящего момента обеспечивается связь
между полуосями. Это устраняет опасность мгновенных ускорений
колес при резком уменьшении сцепления с опорной поверхностью,
а также повышает устойчивость автомобиля на повороте и при вы-
сокой скорости движения.
197
1
Рис. 3.50. Дифференциал «Паур-лок» фирмы «Солзбери трэнсмишн (старая кон-
струкция):
а — продольный разрез; б — общий вед с вырезом четверти: в — в разобранном веде; 1
и 2 — чашки дифференциала: 3 — нажимной диск (опорная чашка); 4 — ось сателлитов;
5 — сателлит; 6 — шестерня полуоси; 7 — ведомые диски фрикционной муфты; 8 — та-
рельчатая пружина; 9 — ведущие диски фрикционной муфты; 10 — дистанционный элемент
полуоси; 11 — цилиндрический шип дистанционного элемента; 12 — болт чашек дифферен-
циала
Основной недостаток дифференциала «Паур-лок», заключающийся
в полной потере силы тяги, когда какое-либо колесо теряет сцепле-
ние с дорогой, в значительной мере уменьшается с применением
в комплекте дисков муфты тарельчатых пружин. s
На рис. 3.50 и 3.51 показаны дифференциалы «Паур-лок» фирмы
«Солзбери трэнсмишн». В этом дифференциале диск, ближайший
к корпусу дифференциала, имеет тарельчатую форму и в целях по-
лучения предварительного натяга, необходимого при отсутствии
нагрузки, работает как тарельчатая пружина.
Для достижения необходимых отклонений и заданного характера
Поверхности дисков муфты разработана специальная технология
изготовления, которая, конечно, улучшается. В связи с осадкой
тарельчатых дисков муфты происходит некоторое незначительное
Нарушение работы дифференциала, для устранения которого преду-
смотрена соответствующая регулировка. Последствия осадки, кото-
рая. после пробега около 32 000 км не увеличивается, видны из
рис. 3.52*
198
Рис. 3.51- Дифференциал «Паур-лок» фирмы «Солзбери трэнсмишн» (новая кон-
струкция):
а — продольный разрез; б — общий вид с вырезом четверти; е — в 'разобранном виде: 1 —
левая чашка дифференциала- 2 — тарельчатая пружина; 3 — ведущий диск фрикционной
муфты; 4 — сателлит; 5 - ось; 6 - шестерня полуоси; 7 — подвижный диск (опорная
чашка); 3 — ведомый диск муфты; 9 — правая чашка дифференциала: 10 — болт чашек
Дифференциала
В дифференциалах «Паур-лок» достаточно часто возникают вибра-
ции. Это происходит в трудных условиях эксплуатации, которые
создаются при выполнении на автомобиле крутого поворота с малой
скоростью и большим нагрузочным моментом. На это также неко-
торым образом влияет и температура моста во время движения.
Однако в последнее время разработаны специальные смазочные
пластические материалы, соответствующие характеристикам трения
муфт. С их появлением проблема вибрации снялась, и в настоящее
Рис. 3.52. Характеристика силы
тяги, обеспечиваемой дифферен-
циалом (нагрузка на мост 1I320H,
= 0,85):
1 — максимально возможная сила тяги;
2 - обычный дифференциал; 3 — диф-
ференциал «Паур-лок»; 4 — дифферен-
циал «Паур-лок» после пробега
32 000 км
199
Рис. 3.53. Дифференциал «Лок-о-матик»
фирмы «Цанрадфабрик Фридрихсхафен»:
1 — ведомая шестерня главной передачи;
7 — корпус дифференциала; 3 —сателлит; 4-
ось сателлита; 5 — лыски (в форме буквы V)
на поверхностях торцов оси сателлитов: в -
фрикционные наружные диски; 7 — внутрен-
ние фрикционные Диски; 8 — крышка кор-
пуса: 9 — опорное кольцо; 10 — выходная
шестерня; II — нажимной диск. 12 тарель-
чатая пружина
время такие смазочные материалы
применяют для дифференциалов
«Паур-лок».
Дифференциал «Локоматик»
(рис. 3.53). Этот дифференциал,
выпускаемый фирмой «Цанрадфаб-
рик Фридрихсхафен», представ-
ляет собой дальнейшее развитие
дифференциала «Паур-лок» фирмы
«Торнтон эксл» (США), причем
дифференциал работает по слож-
ной [схеме, одна часть которой
соответствует рис. 3.26. а дру-
гая— рис. 3.31, Часть момента
трения 2ЛЦ, как и в конструкции,
показанной на рис. 3.50, зависит
от нагрузки, а другая, постоянно
действующая часть момента трения
создается двумя тарельчатыми пружинами, каждая из которых
расположена с внешней стороны комплекта дисков муфты. Значе-
ние показателя т, равное в среднем 0.5. изменяется в широких
пределах в зависимости от угла наклона рабочих фрикционных по-
верхностен или количества их, а также от усилия пружин, так что
каждому типу автомобиля для повышения трения (коэффициента
блокировки) можно найти оптимальные зависимости. Так как вы-
ходные шестерни опираются на корпус дифференциала двумя уз-
кими опорными дисками, то осевые силы зацепления конических
шестерен не используются для сжатия фрикционных муфт (Mv 0).
Благодаря этому зазор в конической передаче при уменьшении тол-
щины пакета фрикционных дисков, вследствие износа, остается
неизменным.
Дифференциал « Трэк-эйд»Фирма «Итон» производит диффе-
ренциал «Трэк-эйд», который разработан и испытан в США. Принцип
действия дифференциала «Трэк-эйд» (рис. 3.54) примерно такой же,
как и «Паур-лок», хотя конструкции обоих механизмов разные.
Дифференциал «Трэк-эйд» допускает применение как двух, так
и четырех сателлитов, а силы, разводящие конические поверхности,
возникают от осевого усилия, служащего для сжатия муфт, находя-
щихся с наружной стороны выходных шестерен, так что нет необхо-
димости в специальных кулачках на осях сателлитов. Следует доба-
200
Рис. 3.54. Дифференциал «Трэк-эйд»
фирмы «Итон»:
а — общий вид: б — в разобранном виде;
I — чашка дифференциала: 2 — сателлит;
3 — многодисковая муфта; 4 — ведомая
шестерня главной передачи; 5 — шестерня
полуоси
б)
вить, что эта конструкция работает эффективнее, так как для ее
работы в первую очередь требуется осевое усилие, а не осевое пере-
мещение.
Для получения необходимого осевого усилия и в целях стан-
дартизации фирма «Итон» приняла для своих конических дифферен-
циалов диапазон угла профиля зуба 22,5—24'. На практике оказа-
лось, что колесо, передающее на дорогу больший крутящий момент,
может передать силу тяги в 1,7 раза большую, чем буксующее,
т е. на 35 % больше, чем это можно получить при обычном диффе-
ренциале. Такое усовершенствование представляется очень суще-
ственным для водителей, а также составляет важный фактор без-
опасности.
Дифференциал «Трэк-эйд» представляет собой цельный литой
корпус, в котором на оси располагаются два конических сателлита,
имеющие корригированные зубья и находящиеся в зацеплении
с шестернями полуосей. Обоймы из закаленной стали образуют
опоры для дисков с наружными выступами н специальные углублен-
ные поверхности, обеспечивающие во всех условиях достаточный
момент трения.
201
Рис. 3.55. Дифференциал «Спин-рези-
стент» фирмы «Борг-уорнер», в ко-
тором внутреннее трение увеличивает-
ся по мере роста силы тяги:
а — разрез; б — общий вид с вырезом чет-
верти; е — схема действия
Дифференциал «Спин-резистент» фирмы «Борг-уорнер». Этот
механизм (рис. 3.55) имеет схему, представляющую собой комбина-
цию схем, показанных на рис. 3.29 и 3.31. В зависимости от на-
грузки и ее постоянства во времени усилие, прикладываемое к обоим
фрикционным конусам, вследствие действия осевых сил зацепления
конических шестерен и комплекта спиральных пружин (размещен-
ных между двумя нажимными дисками, опирающимися на внутрен-
ние поверхности выходных шестерен) создает момент трения Mt —
= 2/Ие + 2MS.
Подбором угла вершины фрикционных конусов и числа пружин,
а также их усилия можно устранить все зазоры в механизме. Осталь-
ные детали просты по своей конструкции: например, фрикционные
диски даже можно было бы установить непосредственно на шлицах
полуоси.
На рис. 3.56 показана современная конструкция дифференциала
фирмы «Борг-уорнер» с одиночной центральной спиральной пру-
жиной.
Дифференциал фирмы «Олдсмобил». Показателем возросшего
интереса к дифференциалам с фрикционными муфтами является
стремление изготовителей автомобилей к разработке собственных
конструкций. Фирма «Олдсмобил» концерна «Джи-эм-си» (GMC)
производит в настоящее время дифференциал с фрикционными муф-
тами, похожий по конструкции на дифференциал «Трэк-эйд», но
с постоянной начальной нагрузкой, создаваемой пружиной в форме
202
Рис. 3.56. Дифференциал «Спии-рези-
стент» с центральной нажимной пру-
жиной
Рис. 3.57. Дифференциал фирмы «Олдс-
мобил» концерна «Джи-эм-си» (GMC)
118]
буквы S, расположенной между выходными шестернями (рис. 3.57).
Повышенное трение достигается путем применения небольших много-
дисковых муфт, располагаемых по наружным сторонам каждой
из выходных шестерен. Диски на фрикционных поверхностях имеют
Рис. 3.58. Диски дифференци-
ала с фрикционными муфтами
фирмы «Олдсмобил» (3):
а — конструкция 1966 г.: б — кон-
струкция 1967 г.
желобковые спиральные канавки. Эти канавки выполняют с помощью
специально разработанного процесса электротермической обработки.
Интересно, что спиральные канавки, задачей которых является
удержание смазочного материала, обеспечивают высокое трение и
повышают прочность по сравнению с прежними дисками с канавками,
образующими мелкую клетку (рис. 3.58).
Дифференциал «Трэкшн-лок» . Фирма «Форд» тоже производит
дифференциалы повышенного трения собственной конструкции, в ко-
торой на одной из выходных шестерен располагается дисковая муфта
большого диаметра. Эта муфта включается под действием осевой
силы, возникающей на ведомой шестерне, а спиральные пружины
между выходными шестернями обеспечивают начальную нагрузку.
Общая оценка. Из анализа приведенных выше конструкций
следует, что дифференциалы с повышением внутреннего трения по
мере роста силы тяги обладают следующими двумя преимуществами:
203
1) когда только одно колесо имеет хорошее сцепление, автомобиль
сохраняет возможность движения (см. рис. 3.40); 2) когда колесо,
потерявшее сцепление, снова входит в контакт с опорной поверх-
ностью, возникают ударные нагрузки, которые в этом случае ста-
новятся меньше (см. рис. 3.22 и 3.23).
К сожалению, дифференциал, в котором внутреннее трение уве-
личивается по мере роста силы тяги, имеет также и некоторые не-
достатки. Здесь имеется в виду прежде всего недостаточная эффек-
тивность. Эффективность характеризуется крутящим моментом, ко-
торый может быть передан фрикционной муфтой к колесу с большим
сцеплением, т. е. моментом, препятствующим вращению правого и
левого колес с разными частотами. Отсюда — эффективность зависит
от усилия пружин, действующего на диски муфты; чем больше это
усилие, тем больше должен быть момент, обеспечивающий действие
дифференциала. Таким образом, эффективность должна быть доста-
точно высокой, чтобы сохранялась работоспособность дифферен-
циала при движении автомобиля на поворотах в нормальных усло-
виях эксплуатации.
В этом скрывается противоречивость требований, предъявляемых
к усилию: с точки зрения повышения эффективности и с точки зре-
ния уменьшения сопротивления при классическом действии диффе-
ренциала. Увеличение усилия пружин может повысить эффектив-
ность, но и усилить износ дисков муфты и шин. а также снизить
устойчивость автомобиля в нормальных дорожных условиях. Если
сцепление обоих ведущих колес нарушено и оба они пробуксовы-
вают, то при этом достигается наивысший КПД дифференциала
повышенного трения. Заслуживает внимания также и гот факт, что
коэффициент трения покоя между шиной и опорной поверхностью
обычно больше, чем в движении, поэтому, когда колеса начинают
пробуксовывать, способность автомобиля двигаться уменьшается.
Очевидно, что вождение автомобиля по скользкой поверхности
требует повышенного внимания и бдительности от водителя, поэтому
наличие дифференциала повышенного трения, способного увеличить
силу тяги, имеет большую важность. Однако при этом необходимо
избегать резких ускорений в тех случаях, когда оба колеса находятся
на скользкой опорной поверхности. Так как дифференциал повы-
шенного трения обеспечивает одновременное вращение обоих колес,
то он может вызвать и одновременное буксование обоих колес,
а также занос автомобиля при повороте.
5.1.4.3. Дифференциалы, в которых момент трения убывает с увеличением
силы тяги
Конструкция дифференциала, в котором внутреннее трение уве-
личивается по мере роста силы тяги, кроме несомненных достоинств,
имеет, однако, и некоторые существенные недостатки, которые рас-
смотрены в п. 5.1.4.2. В целях устранения этих недостатков фирма
«Борг-уорнер» разработала новый дифференциал (рис. 3.59). В этом
механизме на обоих выходных шестернях находятся конусные
муфты, к которым приложено усилие тарельчатых пружин (типа
204
«Бельвнлль»). Следовательно, осевая сила зацепления выходных
шестерен действует в направлении, противоположном силе пружин.
Тяговые достоинства нового дифференциала по сравнению с дру-
гими конструкциями фирмы «Борг-уорнер» (см. рнс. 3.56), наглядно
выявляются при анализе тяговой способности дифференциала, в ко-
тором внутреннее трение увеличивается по мере роста силы тяги
(см. рис. 3.40). Анализ приводит к выводу, что дифференциал, пока-
занный на рис. 3.56, может быть усовершенствован так, что вну-
треннее трение будет уменьшаться, когда дальнейший рост силы
тяги ограничивается сцеплением
колеса, имеющего большее сцеп-
ление. На рис. 3.59 представлена
новая конструкция дифференциа-
ла, в котором по мере роста силы
тяги внутреннее трение умень-
шается. Изображенная конструк-
ция представляет собой результат
дальнейшего развития технологии
изготовления дифференциалов (см.
рнс. 3.56), с успехом применяемой
в настоящее время.
В конструкции, показанной на
рис. 3.59, усилие пружин дей-
ствует против осевых сил зацепле-
ния выходных шестерен. Следова-
тельно, при малом крутящем мо-
менте дифференциал препятствует
подводу мощности к колесу с
меньшим сцеплением. Крутящий
Рис. 3.59. Дифференциал «Спип-рези-
стент» фирмы «Борг-уорнер», в ко-
тором внутреннее трение уменьшается
по мере роста силы тяги [23]
момент ведомой шестерни главной передачи делится пропорцио-
нально сцеплению колес. Если дорожные условия улучшаются и
колесами может быть передан больший крутящий момент, то трение
в дифференциале уменьшается. Тренне (трение в конусах) умень-
шается потому, что осевые силы, действующие в зацеплении кони-
ческих шестерен, направлены против сил пружин. С ростом крутя-
щего момента дифференциал, показанный на рис. 3.59, приобретает
характеристику, которая приближается к характеристике обычного
дифференциала (см. рис. 3.43). В предельных случаях, когда имеется
проскальзывание колеса на опорной поверхности с коэффициентом
сцепления 1, осевые силы почти, но не полностью уравновешивают
силу пружин. Момент трения в конусах достигает нуля, и диффе-
ренциал становится обычным.
5.1.4.4. Двухрежимные дифференциалы1
В целях устранения недостатков дифференциалов, в которых по-
вышается внутреннее трение по мере роста силы тягн и подробно
рассмотренных в п. 5.1.4.2, фирма «Итон» разработала двухрежим-
П. 5.1.4.4 написан главным образом на основании работы [22].
205
ный дифференциал. В выключенном состоянии дифференциал рабо-
тает как обычный дифференциал, а во включенном — как диффе-
ренциал с фрикционными муфтами.
При включении зубчатой муфты (рис. 3.60) крутящий момент
передается с ведущего вала на корпус точно так же, как н в обычном
дифференциале. Однако от него, независимо от того, какое из колес
имеет большее сцепление, крутя-
щий момент подводится к ведущим
колесам двумя путями.
Если левое колесо имеет боль-
шее сцепление, то корпус передает
крутящий момент через пакет дис-
ков к внутренней втулке муфты.
Подвижная муфта включения, сое-
диненная с внутренней втулкой
муфты шлицами, передает крутя-
щий момент при включенной зуб-
чатой муфте к левой выходной
шестерне. Левая полуось, соединен-
ная шлицами с выходной шестер-
ней, передает крутящий момент к
ведущему колесу. Этот момент мо-
жет быть равен только моменту,
развиваемому в дисковой муфте.
Если правое колесо имеет боль-
шее сцепление, то крутящий мо-
мент подводится к сателлитам точ-
но так же, как и в обычном диффе-
ренциале, однако вместо реакции
на левой выходной шестерне,
определяемой сцеплением левого
колеса, здесь развивается реактив-
препятствующий вращению левой
выходной шестерни относительно корпуса дифференциала. Благо-
даря этому крутящий момент сателлитов передается к правой выход-
ной шестерне и к правому ведущему колесу. Этот момент может
быть равен сумме момента трения дисковой муфты и момента трения
в дифференциале. Испытания показали, что последний момент может
достигать 3490 Н м в зависимости от полного крутящего момента,
передаваемого дифференциалом. Этот момент и соответствующая ему
дополнительная сила тяги, получаемая благодаря повышенному
трению в дифференциале, когда правое или левое колесо имеют малое
сцепление с опорной поверхностью, показаны заштрихованным по-
лем на рис. 3.61.
Наиболее очевидным достоинством рассмотренного двух режим-
ного дифференциала является то, что после включения в работу
он имеет все преимущества дифференциала с фрикционными муфтамн
(в котором увеличение внутреннего трения происходят по мере роста
силы тяги) и ни одного из его недостатков. Нет необходимости в под-
Рис. 3.60. Двухрежимный дифферен-
циал фирмы «Итон» [22]:
1 — поводок пневматического цилиндра;
2 — зубчатая муфта во включенном поло-
жении; 3 — корпус дифференциала; 4 —
смазочная система; 5 — внутренняя втулка
дисковой муфты; 6 - фрикционные диски;
7 — нажимные пружины; 8 — зубчатая
муфта в выключенном положении
ный момент дисковой муфты,
206
боре промежуточного усилия пружин дисковой муфты между вели-
чиной достаточно большой для передачи крутящего момента, когда
одно из колес имеет малое сцепление, и достаточно малой для того,
чтобы допустить работу дифференциала при повороте автомобиля
в нормальных дорожных условиях. Отсюда же следует, что в двух-
режимном дифференциале усилие пружин может быть больше, что
позволяет развивать большую силу, чем в обычном дифференциале
с фрикционными муфтами. Долговечность двухрежимного диффе-
ренциала выше, так как он включается только тогда, когда это не-
обходимо. В противоположность дифференциалу с постоянно вклю-
Крутящий, момент на колесе
с меньшим сцеплением
Рис. 3.61. График силы тяги, обеспечиваемой двухрежимным дифференциалом
фирмы «Итон» во включенном и выключенном положениях при нагрузке на ведущие
колеса 84,4 кН [22]:
1 левое колесо: 2 — правое колесо; 3 — лед. покрытый водой; » — лед, покрытый све-
жим снегом; 5 — утрамбованный снег; 6 — грязь
каждом повороте автомобиля, в двухрежимном дифференциале
диски муфты изнашиваются только тогда, когда автомобиль дви-
гается по дороге с малым сцеплением, для движения по которой
водитель включает муфту.
На рис. 3.61 дан график силы тяги, обеспечиваемой дифферен-
циалом. Сила тяги или сила на крюке дана для включенного или
выключенного дифференциала в функции крутящего момента или
касательной силы колеса с меньшим сцеплением. В экспериментах
для регистрации момента на полуоси и замера силы тяги на крюке
использовалась тензометрическая аппаратура. Двухрежимный диф-
ференциал имеет 12 нажимных пружин, действующих с силой
2450 Н каждая на 25 дисков муфты диаметром 247,65 мм. Оконча-
тельная конструкция диска является результатом продолжительных
исследовательских работ, проведенных фирмой «Итон» на динамо-
метрических стендах. Тринадцать гладких стальных дисков взаимо-
действуют с корпусом дифференциала посредством выступов, а две-
надцать — с внутренней втулкой муфты посредством шлицев. Наруж-
ные диски после штамповки подвергаются дробеструйной обработке,
207
Рис. 3.62. Смазочная система фрик-
ционных дисков в двухрежимном диф-
ференциале фирмы «Итон» [22]
термическому улучшению и покрываются защитным слоем для улуч-
шения смазывания. Диски, снабженные внутренними шлицами,
после штамповки подвергаются дробеструйной обработке, термиче-
скому улучшению и дополнительно покрываются защитным веще-
ством, способствующим получению низкого коэффициента трения
при начальном скольжении.
Коэффициент трения дисков составляет около 0,1, а передавае-
мый муфтой момент приблизительно 3210 Н-м. После включения
двухрежимного дифференциала происходило увеличение силы на
крюке почти на 6660 Н. Наибольшая достигнутая во время экспери-
ментов сила на крюке была равна
35 500 Н, в то время как колесо
с большим сцеплением начинало
буксовать при силе около 17 750 Н.
В двухрежимном дифференциа-
ле применена необычная система
смазывания подшипников, зубча-
тых колес и муфты дифференциала.
Эта система действует следующим
образом: масло увлекается кор-
пусом и передается к входному
каналу (сгребающая лопатка), как
показано на рис. 3.62. Канал на-
правляет масло к правому подшип-
нику через полость в его опоре, а
затем — через отверстия, просвер-
ленные в плоскости чашки диффе-
ренциала, — к зубчатым колесам,
а оттуда, через отверстие в чаш-
ке — к каналу между выступом
шлицев дисков муфты и впадиной
шлицев внутренней втулки муфты. Благодаря центробежной силе
масло двигается по каналам, выштампованным на дисках с внутрен-
ними шлицами и через входной канал диаметром 6,35 мм во фланце
чашки дифференциала возвращается в картер.
Общая оценка. Двухрежимный дифференциал с фрикционной
муфтой фирмы «Итон» лучше, чем непереключаемый дифференциал
с фрикционными муфтами, в котором трение увеличивается по мере
роста силы тяги. Достоинством двухрежимного дифференциала
представл яется следующее:
1. Конструкция обеспечивает повышенную эффективность. Так
как дифференциал включается на определенный режим, то иет
необходимости ограничивать его эффективность; таким образом,
в обычных дорожных условиях работа механизма не сопровождается
чрезмерным износом шин, потерей мощности и расходом топ-
лива.
2. Срок службы дифференциала значительно увеличен в
связи с тем, что он включается только тогда, когда это необхо-
димо.
208
3. Конструкция предотвращает внезапную блокировку колес и
возникающую в связи с этим потерю устойчивости, особенно опас-
ную тогда, когда оба колеса имеют малое сцепление.
4. Применена единственная в своем роде система смазывания,
которая увеличивает срок службы конструкции.
Недостатком рассмотренного механизма является необходимость
включения и выбора режима работы механизма водителем в зависи-
мости от условий эксплуатации автомобиля.
5.1.5. Рекомендации по конструированию, изготовлению
и испытанию
5.1.5.1. Дифференциалы, момент трения которых растет с увеличением
силы тяги 1
Из рассмотренных выше конструкций следует, что работа диф-
ференциала с моментом трения, увеличивающимся по мере роста
силы тяги, должна быть оптимизирована так, чтобы он мог удовлетво-
рять разным условиям движения. Во-первых, кроме улучшения
тяговых качеств автомобиля, такой механизм должен обеспечивать
высокую управляемость автомобиля в самых трудных условиях
и. стало быть, на обледенелой, заснеженной и грязной дороге. Во-вто-
рых, коэффициент распределения моментов в области больших кру-
тящих моментов должен быть таким, чтобы обеспечивалось увеличе-
ние силы тяги при работе с большими нагрузками, например для
тягачей, буксирующих прицепы, или высокоскоростных автомоби-
лей. В-третьих, внутреннее трение должно быть подобрано такое,
чтобы обеспечивалась свободная работа дифференциала при всех
маневрах во время прямолинейного движения и на поворотах.
Эффективность работы дифференциала определяется типом авто-
мобиля и должна наилучшим образом соответствовать условиям
его работы. Например, для ведущего моста грузового автомобиля
требуется увеличение коэффициента распределения крутящих мо-
ментов, и «перескакивание колес» для него не столь опасно. Наобо-
рот, типичный легковой автомобиль должен иметь дифференциал
очень мягкого действия, удовлетворяющий одновременно требова-
ниям, предъявляемым для движения по льду, снегу или при букси-
ровании прицепа.
Выбор типа и числа дисков муфты определяется исходя из тре-
буемой характеристики коэффициента распределения моментов для
того, чтобы дифференциал действовал наилучшим образом.
В работе [181 даны рекомендации по конструированию, изготов-
лению и испытанию дифференциалов с фрикционными муфтами,
поджимаемыми как осевыми силами, возникающими в зацеплении
конических шестерен дифференциала, так и нажимными пружинами.
При этом рассмотрены вопросы, связанные с конструкцией и техно-
логией изготовления корпуса дифференциала, силы сжатия, способ-
ность зубчатых колес к передаче усилий, конструкция и технология
П- 5.1.5.1 написан на основании работы [18].
209
Рис. 3.63. Силы, возникающие от
предварительного натяга подшипников
дифференциала [18]:
1 — подшипники дифференциала
изготовления фрикционных эле-
ментов, а также смазывания
дифференциала Эти рекоменда-
ции опираются, главным обра-
зом, па эксперименты фирмы
«Олдсмобнл», причем рассмот-
ренные исследования направ-
лены на усовершенствование
конструкции.
Корпус дифференциала. В корпусе должны размещаться элементы
конструкции, повышающие внутреннее трение, причем он не должен
занимать больше места, чем корпус обычного дифференциала. Кор-
пус является элементом, на который устанавливается ведомая ше-
стерня главной передачи, и поэтом} должен позволять установку
такой же самой шестерни, что и обычный корпус. Корпус должен
быть достаточно жестким, чтобы смещения зубчатых колес были
минимальными.
Кроме того, деформация ведомой шестерни главной передачи
не должна быть больше, чем те, что имеют место при применении
обычного корпуса. Исследование динамических деформаций зубча-
тых колес позволяет определить их перемещения. Эксперименты,
проводимые с помощью хрупких покрытий для исследования дефор-
маций, упрощают выявление частей корпуса, усиление которых
требуется. Необходимо подчеркнуть, что жесткость корпуса диффе-
ренциала с фрикционными муфтами должна быть аналогична жест-
кости обычного корпуса, так как со стороны подшипников диффе-
ренциала действует такая же сила сжатия (рис. 3.63). В большин-
стве современных картеров ведущих фирм США, в частности в кон-
струкциях типа «Солзбери» (см. гл. V), для создания предваритель-
ного натяга подшипников дифференциала между корпусом диффе-
ренциала и картером главной передачи (рис. 3.64) применяют по-
садку с натягом. Рекомендуется, чтобы корпус вместе с фрикцион-
ными муфтами имел бы такую же посадку с натягом для обеспечения
предварительного натяга подшипников.
Отдельно следует упомянуть о шейках чашек дифференциала.
Шейки должны иметь достаточную толщину для предотвращения
проворачивания внутреннего кольца подшипника при приложении
к подшипникам достаточного усилия (рис. 3.65). Если толщина
шейки будет недостаточной, то она деформируется, и внутреннее
кольцо подшипника будет проворачиваться, вследствие чего произой-
дет изнашивание посадочной поверхности корпуса. В конце концов
это приведет к смещению зубчатых колес от расчетного положения,
что вызовет усталостное разрушение зубьев. Типичный натяг под-
шипников составляет 0,05—0,1 мм, а типичная толщина цапфы
из стали Арма по стандарту SAE — 5 мм.
210
Рис. 3.64. Предварительный натяг подшипников дифференциала в ведущем мосту
с картером типа «Солзбери» [18]:
1 — посадка с натягом между подшипниками дифференциала и картером главной передачи
(натяг обычно равен 0,2 мм)
Что касается способа заделки фрикционных элементов внутри
корпуса, то здесь существуют два пути. Один основан на примене-
нии корпуса, состоящего из двух частей, соединяемых болтами,
другой — на использовании цельного корпуса с большими монтаж-
ными отверстиями. При выборе того или иного пути необходимо
учитывать разные факторы.
В общем случае корпус, состоящий из двух частей (рис. 3.66),
более жесток, что важно для точной установки зубчатых колес.
Рис. 3.65. Разрез корпуса дифференциала
рядом с цапфой, на которой установлены
подшипники [18]:
1 цапфа; 2 — обычная толщина втулки, вы-
полненной из стали Арма: 3 — посадочная
поверхность, износ которой от вращения под-
шипников может вызвать перемещение колеса
Рис. 3.66, Типичный корпус диф-
ференциала, состоящего из двух
частей (шестерни дифференциала,
фрикционные диски и нажимные
устройства, установленные в двух
отдельных частях корпуса) [18]
211
Рис. 3.67. Типичный цельный корпус диффе-
ренциала (шестерни дифференциала, фрикцион-
ные диски и нажимные устройства, установлен
ные на свои места через большие монтажные
отверстия) [18]
Корпус такого типа обеспечивает более
легкий доступ к внутренним поверх-
ностям и допускает установку больших
деталей. Однако он имеет два недостат-
ка, на которые необходимо обращать
внимание. Один — необходимость пре-
дотвращения самоотворачивания бол-
тов. Другой — дополнительные произ-
водственные расходы, связанные со
сборочными операциями. Поверхности в местах соединения долж-
ны быть обработаны точно, что также повышает производствен-
ные расходы. Неразъемный корпус (рис. 3.67) в целях обеспечения
соответствующей жесткости для установки зубчатых колес требует
большой работы по анализу деформаций и напряжений. Большие
монтажные окна приемлемы с точки зрения подвода масла к тру-
щимся элементам.
В этом месте следует затронуть несколько вопросов, касающихся
дифференциалов с многодисковыми муфтами. Итак, ведущие диски
установлены на шлицах выходных шестерен, а ведомые диски по-
добным же образом закреплены в корпусе (рис. 3.68). Конструкция
корпуса в значительной степени зависит от фрикционных дисков,
которые в ней закреплены. Корпус должен обеспечить возможность
передачи реактивного момента, а также установки дисков в среднее
положение. В конструкции фирмы «Олдсмобил» на дисках имеются
Рис. 3.68. Типичный способ передачи крутящего момента с корпуса на фрикцион-
ные диски [18]:
/ — приливы в корпусе, предотвращающие радиальные перемещения дисков: 2 — вырезы
в корпусе, предотвращающие вращение дисков относительно корпуса
212
выступы, которые входят в вырезы корпуса. Вначале считали, Что
вырезы в корпусе должны подвергаться объемной закалке для пре-
дотвращения врезания в корпус выступов дисков. Однако дальней-
шие исследовательские работы показали, что этому можно воспре-
пятствовать только в том случае, если диски закрепить так, что их
радиальное перемещение исключается (рис. 3.68). Это было достиг-
нуто путем выполнения внутри корпуса приливов, ограничивающих
наружный диаметр дисков. Действительный процесс износа опреде-
ляется по разрезу корпуса, а не по твердости. Такая установка дисков
позволила отказаться от закалки корпуса.
Дифференциалы с самоусилением и начальным усилием. Пружины
в многодисковых и конусных устройствах сжимаются осевыми си-
лами, действующими со стороны шестерен дифференциала. Если бы
усилие муфты определялось только этими силами, то оно было бы
пропорционально крутящему моменту, передаваемому зубчатыми
колесами. Что же касается величины этого усилия, го-здесь кон-
структор имеет полную свободу выбора. Так как это усилие про-
порционально силам зацепления, то изменить осевую составляющую
сил зацепления можно путем изменения угла профиля зубьев. Чаще
всего угол профиля конических шестерен дифференциала равен
20—24;.
Использование только осевых составляющих сил зацепления
выходных шестерен для сжатия муфты обеспечивало бы очень малый
коэффициент распределения моментов, когда одно из колес находи-
лось бы на скользкой поверхности. Для устранения этого недо-
статка в большинстве дифференциалов с фрикционными муфтами
применяют устройства, создающие начальное усилие. Эти устрой-
ства обеспечивают некоторое усилие муфты даже тогда, когда одно
из ведущих колес не касается опорной поверхности. Величина силы
предварительного сжатия, применяемого в настоящее время в диф-
ференциалах, в которых рост момента трения происходит по мере
увеличения силы тяги (производимых в США), колеблется в диапа-
зоне 900—5900 кН, причем величину силы сжатия следует выбирать
с учетом специальных требований, предъявляемых механизму. Боль-
шое начальное усилие позволяет автомобилю двигаться даже тогда,
когда одно из ведущих колес не имеет контакта с опорной поверх-
ностью. Однако, с другой стороны, большая сила начального сжа-
тия будет препятствовать относительному движению полуосей на
повороте, результатом чего будет прерывистый характер передачи
силы тяги к внутреннему колесу, вызывающий «перескакивание
колес».
Устройства начального сжатия, чаще всего используемые в на-
стоящее время, являются пружинами или пакетом пружин, которые
создают усилие в муфте. В большинстве механизмов применяется
пакет, выполненный из спиральных пружин, которые вызывают
осевое усилие на выходной шестерне дифференциала (рис. 3.69).
В других конструкциях применяется плоская пружина, выгнутая
в форме буквы S. Такая пружина не имеет фиксированной формы,
и каждая из ее наружных поверхностей опирается на одну из выход-
213
Рис. 3.69. Типичный дифференциал с
нагрузочными спиральными пружинами
Рис. 3.70. Дифференциал с нагрузоч-
ной S-образной пружиной 118]
ных шестерен (рис. 3.70). Хотя такая конструкция устраняет необ-
ходимость применения нескольких пружин и их установочных эле-
ментов, она все-такн сложна в изготовлении. Несущие поверхности
концов пружины в виде буквы S являются подшипниковыми и могут
двигаться относительно торцовых поверхностей выходных шестерен.
Поэтому прн проектировании такой пружины необходимо решать
вопросы износа взаимодействующих поверхностей шестерен и пру-
жины.
Способность шестерен дифференциала к передаче крутящего
момента. В общем случае дифференциал с фрикционными муфтами
будет иметь выходные шестерни меньшего размера, чем обычный
дифференциал при той же самой величине ведомой шестерни главной
передачи. Это связано с разделением передаваемого крутящего мо-
мента между выходной шестерней и дисками муфты при работе
в области больших крутящих моментов. В дифференциале с фрик-
ционными муфтами крутящий момент передается по двум отдельным
путям (рис. 3.71).
Первый (обычный) путь проходит от корпуса дифференциала
через крестовину, сателлиты, выходные шестерни к шлицам полу-
осей. Второй пролегает от корпуса дифференциала через пакет дисков
муфты, выходные шестерни к полуосям. Необходимо иметь в виду,
что мощность передается двумя путями, но силы зацепления шесте-
Рис. 3.71. Два пути передачи момента
в дифференциале с фрикционными муф-
тами [18]:
/ и 2 — пути
214
рен дифференциала этого типа будут такими же, как в обычном
дифференциале. Последнее следует из того, что крутящие моменты,
передаваемые пакетами дисков муфты, имеют противоположное на-
правление относительно шестерен, и суммарный крутящий момент
полуосей должен передаваться через шестерни дифференциала.
При работающем дифференциале крутящий момент на шестернях
будет иметь сравнительно малые значения. В случае передачи боль-
шого крутящего момента муфты имеют тенденцию к блокировке,
ограничивая тем самым относительное движение полуосей. Это умень-
шает время работы зубчатых колес дифференциала с большими на-
пряжениями. Муфты будут распределять крутящий момент только
тогда, когда крутящие моменты на выходных шестернях равны или
когда дифференциал не работает. Точно определить распределение
момента между зубчатыми колесами и пакетом дисков муфты в этих
условиях сложно, так как имеющиеся зазоры и деформации зубча-
тых колес и муфт влияют па распределение моментов.
Фрикционные элементы. Рассмотрение фрикционных элементов
ограничено только многодисковыми муфтами. При подборе элементов
трения необходимо решать два вопроса. Первый — обеспечить устой-
чивость против износа и прочность, и второй — нужную характе-
ристику трения фрикционных дисков.
В многодисковом механизме выходные шестерни опираются либо
на фрикционные диски (рис. 3.72), либо на пакет дисков муфты.
Этот пакет устанавливает монтажное расстояние выходных шестерен
относительно сателлитов. Данные прочности, собранные на осно-
вании испытаний автомобилей, показывают, что шестерни будут
эффективно работать при износе пакета муфты примерно 0,125 мм
на каждые 16 000 км пробега автомобиля.
Сохранение характеристики трения фрикционных элементов яв-
ляется более сложным вопросом, чем предотвращение чрезмерного
износа. Прн этом имеются в виду два аспекта характеристики тре-
ния. Первый — зависимость коэффициента трения от относительной
скорости муфт, второй — общий уровень трения между дис-
ками.
Зависимость коэффициента трения от относительной скорости
дисков является важнейшим вопросом, связанным с трением. Это за-
висимость, которую легко замечает потребитель. При малых отно-
сительных скоростях дисков коэффициент трения может быть больше,
чем в покое (рис. 3.73). Если бы тренне не имело такой характери-
стики, то вполне возможно, что на поворотах в дифференциале воз-
никали бы вибрации. Чтобы не допустить появления вибраций,
диски должны сохранять свою характеристику в течение всего
времени эксплуатации автомобиля. Чаще всего проблемы возникают
в связи с тем, что диски, имеющие необходимую характеристику,
пока они новые, теряют ее по мере износа.
Проблема общего уровня трения заключается в том, чтобы
для достижения требуемого распределения крутящих моментов
обеспечить в дифференциале с фрикционными муфтами достаточное
трение. Коэффициент распределения моментов должен быть таким,
215
Рис. 3.72. Отношение толщины па-
кета муфт к монтажному расстоянию
шестерен дифференциала:
1 — монтажное расстояние; 2 — толщина
пакета, определяющая положение вы-
ходной шестерни
Рис. 3.73. Графики изменения коэф-
фициента трения [18]:
I требуемая характеристика трения;
2 нерациональная характеристика тре'
ния (такая форма кривой способствует
возникновению вибраций)
чтобы дифференциал работал даже тогда, когда диски изношены,
и характеристика их поверхностей трения изменилась.
Износ дисков нарушает работу дифференциала, так как при этом
уменьшаются коэффициент трения поверхностей дисков, усилие пру-
жин и происходит перемещение выходных шестерен. Обычно интен-
сивность изнашивания находится на допустимом уровне в резуль-
тате предусматривания соответствующего смазывания и малых уси-
лий на поверхностях элементов трения. При крутящем моменте
1350 Н-м на ведомой шестерне главной передачи давление на по-
верхность обычно составляет 412—2550 МПа.
Выбор материала дисков имеет главное значение для сохранения
характеристик изнашивания и трения. В типичном многодисковом
дифференциале, производимом в США, применяются диски нз
стали 1020 по стандарту SAE. Они могут цианироваться или термо-
обрабатываться по методу Тафтранд (Tufftride). Цианирование дает
большую глубину закаленного слоя, чем метод Тафтранд, но при
цианированных дисках более труден контроль коробления. Обычно
после обработки Тафтранд диск имеет толщину закаленного слоя
около 0,13 мм, а цианированный —около 1,3 мм.
Фирма «Олдсмобил» пробовала, причем с некоторым успехом,
применять специально покоробленные волнистые диски. Но контро-
лировать амплитуду волны в волнистых дисках очень сложно. Если
амплитуда велика, то установка зубчатых колес дифференциала
после размещения пакетов дисков муфты становится невозможной-
Следует помнить, что пакеты муфты определяют монтажное рас-
стояние шестерен. При этом волнистые диски будут сплющиваться,
что приведет к росту осевых сил, действующих на зацепление
стерен. Это вызовет нарушение расчетного расстояния между ше'
стернями и в итоге нх поломку.
216
После термообработки диски фосфатируют. В результате полу-
чается несколько пористая поверхность дисков с хорошей характе-
ристикой трения. К сожалению, фосфорное покрытие стирается
с поверхности дисков, и для получения необходимой характеристики
трения требуются фрикционные элементы и масла с другими харак-
теристиками. Тип поверхности дисков также оказывает существен-
ное влияние на характеристику трения комплекта. В общем случае,
с точки зрения устранения вибраций, правильно сконструированный
[дифференциал имеет высокие удельные нагрузки фрикционных по-
верхностей и свободный доступ масла к ним.
Необходимо добавить, что поверхности должны удерживать масло
й тогда, когда механизм не работает, например при равномерном
движении с высокой скоростью на автомагистрали. Если во время
длительной работы ведущего моста при высокой скорости все масло,
содержащееся между дисками, вытечет, то в ведущем мосту возникнет
явление, извесгное в американской литературе как «дорожный удар»
(expressway pop). Это имеет место тогда, когда при движении с боль-
шой скоростью появляются многократные колебания моста, несмотря
на то, что в других условиях он работает правильно.
Испытывались покрытые разными материалами стальные диски.
Некоторые фенопласты, в которые были погружены куски металла,
показали отличные характеристики трения. Одиако из-за своей
низкой прочности они имеют второстепенное значение. Этот тип
фрикционных элементов с успехом применяется в автоматических
трансмиссиях.
Некоторое применение эти элементы имеют также и в дифферен-
циалах с фрикционными муфтами. В этих механизмах высокие
удельные нагрузки и ограниченный доступ масла к элементам тре-
ния приводит к высокой интенсивности изнашивания обкладок
дисков. Удельные нагрузки могут быть уменьшены путем увеличе-
ния среднего радиуса трення. Однако лимитирующим фактором
тут является размер дифференциала.
Рекомендации по смазыванию. Дифференциал с фрикционными
муфтами предъявляет разнообразные требования к смазыванию.
Они охватывают все требования, касающиеся обычного дифферен-
циала, но имеют еще и специфические требования к смазыванию
в местах повышенного трения. Как уже упоминалось, чтобы пред-
отвратить вибрации в муфтах, дифференциал повышенного трения
должен иметь необходимую характеристику трения. В связи с этим
требуется, чтобы коэффициент трения покоя был меньше, чем коэф-
фициент трения движения. Модификаторы трения, содержащиеся
в масле, уменьшают коэффициент трения покоя, откуда получается
необходимая характеристика трения. С применением модификаторов
трения связаны два важных вопроса.
Во-первых, они имеют тенденцию к снижению эффективности
действия тех присадок в масле, которые применяются для предотвра-
щения задиров гипоидной передачи. В настоящее время, пока сме-
щение оси ведущей шестерни не превышает 45 мм и применяются
фосфатированные закаленные шестерни, задиры — проблема не глав-
217
пая. Большинство используемых в настоящее время масел для
дифференциалов с фрикционными муфтами имеет вполне удовлетво-
рительную способность к предотвращению задиров шестерен гипоид-
ной передачи с фосфатированными поверхностями зубьев.
Другой проблемой, связанной с модификаторами, является их
стойкость при работе в условиях постоянно повышенной темпера-
туры масляного резервуара ведущего моста. Вероятно, это та об-
ласть, в которую поставщики масел могут внести наибольший вклад
в производство ведущих мостов с фрикционными муфтами. Приме-
няемые в настоящее время масла с модификаторами трення начинают
изменять свою характеристику трения, как только попадают в усло-
вия постоянной температуры (около 100 °C и выше).
Рабочая температура ведущего моста медленно, но постоянно
растет. В США при эксплуатации автомобилей на современных авто-
магистралях мост нередко работает при температуре НО—120 С
непрерывно в течение 8 ч. В результате движения и остановок неко-
торые ведущие мосты достигают температуры даже 150 °C. По-видн-
мому, характеристики масел, применяемых в настоящее время в диф-
ференциалах с фрикционными муфтами, вполне удовлетворительны,
когда масло новое. Однако характеристика трення того же масла
после пробега 80 000 км становится проблемой, которая требует
от поставщиков масел дальнейших исследований.
Исследования и усовершенствование конструкции. Полная про-
грамма испытаний, проводимая в целях усовершенствования кон-
струкции, охватывает некоторые исследования, предназначенные
для обычных дифференциалов, и серию специфических исследований
с фрикционными муфтами.
Исследования обычных дифференциалов проводятся в общем
случае обычным порядком по программе испытаний ведущих мостов.
Исследования же дифференциалов с фрикционными муфтами никак
не регламентированы и не упорядочены, что создает одну из труд-
нейших проблем в развитии и совершенствовании этих механизмов.
Фирма «Олдсмобил» с учетом этих соображений проводит следующий
цикл исследований: 1) исследования прочности и характеристики
работы; 2) исследования коэффициента трения; 3) исследования
коэффициента распределения моментов в автомобиле; 4) исследова-
ние вибраций (снятие показаний при движении по прямой и на стенде
с беговыми барабанами).
Исследования прочности и характеристики работы. Эти иссле-
дования имеют две главные цели: оценку характера изнашивания
дисков муфт дифференциала и оценку изменения эффективности
действия механизма по мере изнашивания дисков. Эти исследования
основаны на динамометрическом испытании в течение 20 ч. Для этого
требуется комплект из трех динамометров, которые можно запро-
граммировать для изменения соответственно скорости и нагрузки
на полуоси.
Толщины дисков замерялись до испытаний и после них. Распре-
деление моментов измерялось до испытаний и после них, а также
через определенные интервалы в ходе эксперимента. Для исследова-
218
3.2. Программа испытаний элементов ведущего моста иа прочность,
Проведенная фирмой «Олдсмобил» 118]
Время, с Момент на ведомой шестерне главной передачи, кН-м Частота вращения левой полуоси, об/мин Частота вращения правой полуоси, об/мин
3,0 1270 300 300
60 1270 220 280
3,0 1270 300 300
60 1270 380 220
ния брался задний мост с полуосями. В замене при каждом новом
эксперименте обычно нуждались только элементы дифференциала
с фрикционными муфтами. Программа испытаний сведена в табл. 3.2
Цикл, приведенный в таблице, повторялся каждые 4 ч и при этом
замерялся коэффициент распределения моментов. Общая продолжи-
тельность цикла испытаний составила 20 ч.
Исследование коэффициента трения. Это исследование можно
провести разными способами. Фирма «Олдсмобил» применяет скон-
струированный в лаборатории фирмы «Джи-эм» прибор «Роджерс-
Хавилэнд» для исследования трения, который определяет коэффи-
циент трения двух дисков муфты, вращающихся в противоположных
направлениях в экспериментальном масле. Зависимость коэффици-
ента трения от относительной скорости дисков измеряется при задан-
ном нормальном давлении. Как уже упоминалось, если дифферен-
циал работает без вибраций, то коэффициент трения покоя должен
быть меньше, чем в движении. Этот эксперимент дает также возмож-
ность исследовать поверхности дисков и масло. Можно также иссле-
довать влияние износа дисков и загрязнения масла. Целесообраз-
ность применения этого метода подтверждена исследованиями фирмы
«Олдсмобил». Полное описание этого прибора и его действия содер-
жится в работе 144].
Замер коэффициента распределения моментов на автомобиле.
Это исследование служит для замера действительной тяговой способ-
ности дифференциала с фрикционными муфтамн, установленного на
автомобиле. Крутящий момент на каждом из задних колес измеряется
при разных значениях крутящего момента на колесе с меньшим сцеп-
лением. Одно из задних колес располагают на плите, реакции от ко-
торой передаются на элемент, записывающий значения силы. Другое
заднее колесо находится на беговом барабане (рис. 3.74). Колесо,
опирающееся на плиту, не может вращаться и имитирует колесо, на-
ходящееся на поверхности с хорошим сцеплением. Момент на колесе,
установленном на беговом барабане, увеличивается от 34,3 до 272 Н • м
с шагом 34,3 Н-м. Это колесо вращается с частотой, соответствующей
скорости 8—16 км/ч и имитирует буксующее колесо или колесо на
поверхности с малым сцеплением. Для каждого значения крутящего
момента на плите с неподвижным колесом определяется сила. Зна-
чения крутящих моментов на вращающемся и неподвижном колесах
используют для расчета коэффициента распределения моментов. По-
219
Рис, 3.74. Схема стенда
для исследования коэф-
фициента распределения
крутящих моментов [18];
/ — беговой барабан; 2 —
плита для замера усилия на
колесе: 3 — прибор для
записи усилия
лученные данные графически воспроизводят через изменение коэф-
фициента распределения моментов в функции силы тяги или крутя-
щего момента.
Исследования вибраций. Этот вопрос был и является одним из
труднейших в процессе совершенствования дифференциалов с муф-
тами трения. При доступных в настоящее время маслах и наиболее
часто употребляемых типах дисков (если диски н масло новые) можно
избежать вибраций. После изнашивания поверхностей дисков и по-
тери модификаторами трения своих свойств возникают вибрации
механизма. Если конструкция дисков н масло выбраны правильно,
то вибрации появляются после значительного пробега. Обычно этот
пробег достаточно большой, чтобы можно было провести исследова-
ние вибраций при нормальной эксплуатации. Поэтому испытания
должны проводиться ускоренно. Чтобы они могли принести пользу, из-
нос дисков и изменение свойств модификаторов трения должны быть
такими же, как и при обычной эксплуатации. Фирма «Олдсмобил» с
переменным успехом пользовалась разными лабораторными исследо-
ваниями. В настоящее время первое исследование проводится при
ускоренных испытаниях автомобилей. Это исследование названо фир-
мой «Олдсмобил» Harmonogram East—west—straight—way. В процессе
исследования автомобиль движется по прямой с шинами разного
диаметра на задних колесах, что дает разницу частоты вращения 55—
60 об/мин. Для получения повышенной температуры масла мост по-
крывается изоляционным покрытием. Чтобы в случае необходимости
охлаждение происходило, задний мост имел двойную оболочку с до-
полнительным охладителем. Температура в масляном резервуаре
моста поддерживалась в пределах 155— i65 °C. Автомобиль проезжает
в прямом направлении расстояние 8 км со скоростью около 130 км/ч.
Затем через 160 км обычного пути проверяют, не возникли ли в мосту
вибрации, и так эксперименты повторяются до момента появления
вибраций. Во время таких исследований вибрации в дифференциале
с фрикционными муфтами обычно возникали после пробега около
3200 км.
Чтобы результаты исследований воспроизводились, их следует
проводить очень тщательно. Перед каждым экспериментом необхо-
димо проверить частоту вращения задних колес, чтобы удостовериться
в наличии рассогласования 55—60 об/мин. Другой величиной', кото-
220
пую необходимо контролировать, является температура масла в кар-
тере моста. Она должна поддерживаться в указанных выше пределах
и течение всего времени исследования. Время охлаждения должно
быть сведено к минимуму. При испытаниях конструкции на вибра-
ции следует четко определить уровень вибраций, который считается
«исчезающим». В исследовании такого рода за минимальный уровень
вибраций можно принять такой, который наблюдается при неработа-
ющих тормозах. Результаты исследования могут не повториться,
если для каждого эксперимента не применять новых подшипников и
гипоидной передачи.
Подобные испытания можно проводить и на беговых барабанах.
В этом случае для получения разницы скоростей также применяют
шины разных радиусов и двойной оболочки для масляного резер-
вуара моста. Вместо внешнего охладителя масляного резервуара ис-
пользуют пропускание охлаждающей воды через двойную оболочку.
Стенд имитирует скорость движения около 80 км/ч до появления виб-
раций моста. Периоды охлаждения масла исключены, за исключением
простоя автомобиля прн заправке топливом, которая не бывает до-
статочно длительной для того, чтобы мост успел охладиться.
Оба указанных выше исследования нацелены на установление
причин чувствительности механизма к вибрациям. Как бы ни были
успешны исследования, окончательной проверкой для механизма
является, конечно, эксплуатация в реальных условиях.
5.1.5.2. Дифференциалы с моментом трения, уменьшающимся с ростом силы тяги
Испытания показали, что дифференциал с моментом трения,
уменьшающимся по мере роста силы тяги, имеет очень высокий срок
службы. Усилие, прикладываемое к торцам муфты, с ростом крутя-
щего момента уменьшается, фрикционные элементы во время эксплу-
атации автомобиля работают при более низких средних давлениях,
чем в обычном дифференциале с ростом момента трения. В дифферен-
циале, в котором момент трения уменьшается по мере роста силы
| тяги, предусмотрено эффективное смазывание канавок и фрикцион-
I ных поверхностей в соответствии с требованиями крупного современ-
I него производства. В этом дифференциале может быть' использовано
масло для ведущих мостов с фрикционными муфтамн, предлагаемое
I большинством нефтяных компаний.
Для компенсации износа конусов, а также обычных сборочных
I отклонений, применены пружины типа Бельвилль, которые в преде-
I лах действующих сил имеют пологую характеристику жесткости.
Менее чем 10 %-ное уменьшение силы при изменении деформации
i в пределах 0,25—0,5 мм достигается преимущественно, когда отно-
I шение свободной высоты к толщине равно 1,5. В этом случае измене-
ние усилия пружин в незначительной степени влияет на коэффициент
распределения крутящих моментов.
Хотя рассмотренный материал относится к легковым автомоби-
I Лям, тем не менее общие принципы, лежащие в его основе, в одинако-
вой мере применимы и к сельскохозяйственным транспортным сред-
221
ствам и транспортным средствам высокой проходимости. Новый диф-
ференциал может использоваться в автомобилях высокой проходи-
мости шире, чем в грузовых автомобилях. В настоящее время пред-
лагаются дифференциалы повышенного трения с кулачковыми или
храповыми механизмами, а также блокирующиеся, работающие при
высоких напряжениях в деталях, которые независимо от работы шин
могут вызывать в трансмиссии нежелательные ударные нагрузки.
Дифференциал, в котором момент трения уменьшается по мере роста
крутящего момента, противодействует буксованию колес мягко и под
контролем и только тогда, когда это необходимо. Переход к способу
работы обычного дифференциала происходит автоматически и не тре-
бует действий водителя. В результате растет доверие водителя и мак-
симально используется рабочее время.
Общая оценка. Дифференциал, согласно рис. 3.59, представляет
собой результат дальнейшего развития применяемой в настоящее
время конструкции дифференциалов (см. рис. 3.55). Новая кон-
струкция обладает следующими уникальными и полезными особен-
ностями.
1. Осевые составляющие сил зацепления конических шестерен
направлены против усилия пружин. Таким образом, работа внутрен-
него трения ^ограничение работы буксования) наибольшая при пере-
даче малого крутящего момента. Когда дорожные условия хорошие
и передаваемый крутящий момент велик, механизм работает почти
так же, как и обычный дифференциал.
2. Фрикционные элементы работают при более низких средних
давлениях, чем детали других дифференциалов с фрикционными
муфтами, в связи с чем срок службы дифференциала, по сравнению
с другими конструкциями, более высок.
3. Уменьшены или исключены «перескакивание колес», нежела-
тельная блокировка при передаче большого крутящего момента
либо преждевременная блокировка, приводящая к потере боковой
устойчивости в некоторых условиях движения.
4. Конструкция, показанная на рис. 3.59, может быть применена
во всех транспортных средствах таких, как легковые и грузовые
автомобили, сельскохозяйственные машины, военно-транспортные
средства и т.’п.
5. Рассмотренная конструкция представляет собой базу для соз-
дания новой конструкции привода к четырем колесам для движения
по автомагистрали или вне ее (см. п. 9.2).
5.2. КУЛАЧКОВЫЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Механический дифференциал является устройством, уравнове-
шивающим силы и делящим входное усилие на две части в определен-
ном отношении. Устройство позволяет изменять частоту вращения
между выходными звеньями любым способом, но так, чтобы ее сред-
нее значение всегда было равно выходной частоте вращения. В слу-
чае межколесного или межосевого дифференциала для двух мостов
в тележке обычно ограничиваются применением устройства, переда-
222
ющего вращательное движение при равном распределении выходного
момента (в отношении 1,2 : 1/2) и без учета внутреннего трения.
Способность к неравномерному распределению крутящих моментов,
основанная на возможности увеличения внутреннего трения в устрой-
ствах этого типа, допускает двух- и трехкратное увеличение крутя-
щего момента, подводимого к колесу, находящемуся в хороших усло-
виях по сцеплению, по отношению к колесу, сцепление которого не-
достаточно. Отсюда можно считать, что коэффициент распределения
крутящих моментов равен 3. Обычный дифференциал с коническими
шестернями в ведущем мосту автомобиля при передаточном числе 1
передает к обоим колесам крутящий момент одной и той же величины.
Это приводит к тому, что при пробуксовывании одного из колес
ситуация складывается такая, как если бы оба колеса находились
в условиях слабого сцепления. Следовательно, дифференциал повы-
шенного трения, имеющий коэффициент распределения крутящих
моментов К = 3, в отличие от обычного дифференциала позволяет
увеличивать силу тяги на скользких поверхностях, когда сцепление
левого и правого колес различается.
Убедиться в том, что дифференциал во время вращения делит
передаваемый крутящий момент пополам, можно путем блокировки
одного из выходных звеньев и вращения входного звена (корпуса
дифференциала). -Другое выходное звено совершает в этом же время
удвоенное число оборотов в том же направлении.
5.2.1. Двухрядные кулачковые дифференциалы 1
Дифференциал фирмы «Мак траке» основан на принципе взаимо-
действия кулачков с сухарями, выполненными в форме клиньев.
Это, в сущности, относится к дифференциалам, работающим при
вращении и делящим входной крутящий момент поровну без учета
повышенного внутреннего трения. Такой дифференциал аналогично
обычному дифференциалу с коническими шестернями удовлетворяет
всем приведенным выше требованиям. Особенностью кулачкового
дифференциала является то, что он позволяет создавать довольно
большое внутреннее трение при сохранении высокой компактности
конструкции.
5.2.1.1. Описание конструкции и действия
В соответствии с рис. 3.75—3.77 ведущее звено, выполненное
в виде обоймы, содержит два кольца (ряда) из клиновых сухарей,
скользящих в радиальном направлении. Одно кольцо имеет 12 суха-
рей, расположенных через 30е Обойма допускает ограниченное дви-
жение сухарей вдоль их оси симметрии и исключает их проворот.
Это предусмотрено для того, чтобы клиновые края оставались па-
раллельными оси выступов кулачка. Клиновые сухари большого но-
минального диаметра (равного 25,4 мм) для обеспечения необходи-
П. 5,2.1 разработан главным образом на основании работы [36 J
223
Рис. 3.75 Схема двухрядного кулачкового
дифференциала [36]:
I — корпус; 2 — внутренний кулачок для левого
колеса: 3 — наружный кулачок для правого коле''—
4 коническая главная передача
мого контакта с кулачком выполнены <
внутренним контуром, отличным от на-
ружного. При меньших размерах суха-
рей (с номинальным диаметром 17,5 мм)
достаточный контакт можно получить
и при одинаковых контурах с обеих
сторон.
Другое кольцо аналогично первому
Различие заключается только в том, что
оно повернуто относительно первого кольца на 15°. Оба звена
приводятся в движение соосными кулачками (наружным и внут-
ренним) цилиндрической формы, имеющими одинаковое количест-
во выступов. В исходном положении между ними по радиусу об-
разуется' зазор, равный ширине (рис. 3.76, а). Траектория движе-
ния обеих поверхностей сухаря образует отрезок спирали Архимеда,
что обеспечивает постоянное перемещение по радиусу при равных
угловых смещениях. Чтобы происходило непрерывное повторение
процесса взаимодействия кулачка с сухарем, эти отрезки должны
иметь выступы При симметричном положении выступов каждый
ведущий сухарь будет находиться против соответствующего ему вы-
ступа в углублении кулачка (рис. 3.76. а). На рис. 3.76, б показано
изменение зазора между кулачками в области, лежащей справа от
вертикальной оси симметрии в пределах 1 рад и содержащей вы-
ступ С внутреннего кулачка, который повернут на 30'. Вначале за-
зор между кулачками равен высоте сухаря, а затем, вследствие при-
ближения наружного кулачка уменьшается справа и увеличивается
слева в результате перемещения внутреннего кулачка. Уменьшение
и рост зазора происходят равномерно по мере прохождения криво-
линейного пути. В итоге, независимо от угла, на который выступ С
Рис. 3.76. Часть дифференциала, в которую входит корпус внутреннего
кулачка [36]:
а — начальная установка кулачков; б — внутренний кулачок повернут на 30° вправо (п0
часовой стрелке) по отношению к начальному положению: 1 и 4—сухари Ви А; 2 и 7—углу-
бления Е и О; 3—наружный кулачок; 5 — обойма; 6—выступ С; 8—внутренний кулйЧ,м'
224
рис. 3.77. Разрез кулачкового дифферен-
циала {36 ]:
» __ сухарь первого кольца; 2 наружный ку-
пячок; 3 — обойма; 4 — внутренний кулачок; 5 —
ось выходного вала; 6 — сухарь второго кольца
внутреннего кулачка повернулся
вправо от углубления Е наружно-
го кулачка, сухарь должен распо-
лагаться посередине угла.
Имеется только одно положение,
в котором зазор равен высоте суха-
ря. В процессе работы сухари нахо-
дятся в контакте с обоими кулач-
ками. Центростремительное усилие
сухаря А, направленное вдоль его
оси и возникшее вследствие враще-
ния наружного кулачка, вызывает
вращение внутреннего кулачка отно-
сительно обоймы в противоположном направлении по мере того,
как сухарь А скользит вниз по левой стороне выступа С. Проти-
воположная ситуация возникает соответственно для сухаря В и
других пар сухарей, в связи с чем они занимают соответствующие
положения относительно ведущей обоймы в обоих направлениях. Из
описания работы следует, что при задержке наружного кулачка
ведущее колесо обоймы вместе с сухарями поворачивается на по-
ловину угла в том же направлении, что и внутренний кулачок. Вра-
щательное движение происходит аналогично тому, как и в обычном
дифференциале с зубчатыми колесами. Движение сухарей вдоль осей
вызывает такое же движение кулачков в противоположном направ-
лении относительно обоймы сухарей. Кулачковый дифференциал
этого типа является механизмом с постоянным передаточным чис-
лом, имеющим такую же точность, как и в обычном дифференциале
с зубчатыми колесами, причем эффективность их работы одинакова.
Условием равного распределения крутящего момента (в отношении
1/2 : 1/2) является равенство числа выступов во внутреннем и
наружном кулачках. Теоретически неравное распределение крутя-
щего момента будет при неравном числе выступов д'ля внутреннего
и наружного кулачков. Например, удваивая число выступов для
одного из кулачков, можно получить распределение входного кру-
тящего момента в отношении от 1,3 до 2/3, если не учитывать влия-
ния внутреннего трения.
Характерным и очевидным свойством этого механизма является
то, что сухарь, перемещаясь по кривой конечной длины, совершает
возвратно-поступательное движение. Изменение направления движе-
ния происходит через каждые 30° перемещения сухаря относительно
кулачка, так как под таким углом попеременно расположены вы-
ступы и углубления. Момент изменения направления сухарями од-
ного кольца показан на рис. 3.76, а, на котором все сухари находятся
на выступах кулачков или в углублениях, а оба кулачка (наружный
8
Яскевич 3.
225
Рис. 3.78. Типичное положение кулачков
в кулачковом дифференциале, когда диффе-
ренциальное действие отсутствует (одинако-
вые моменты иа выходных валах) [36]:
I — наружный кулачок: 2 — сухарь; 3 — обойма:
4 - внутренний кулачок: О — центр дифферен-
и внутренний) располагаются симметрично относительно друг друга.
Находясь в таком положении, сухари кольца перестают приводить
в движение кулачки. Проблема привода решается путем разделения
кулачка на две кулачковые части, лежащие рядом на общей ступице,
и поворотом одной части относительно другой на 30°.
Второе кольцо с 12 сухарями действует на второй внутренний ку-
лачок, а оба кольца—на наружный кулачок, который не делится на
две части, как внутренний (см. рис. 3.77). Так как цикл движения од-
ного сухаря от одного выступа до другого охватывает угол 60°, то
в результате поворота на 30° другого конца сухаря он займет поло-
жение, противоположное первому кольцу сухарей. Это, в свою оче-
редь, обеспечивает непрерывность передачи крутящего момента.
Согласно изложенному в рассматриваемом устройстве должны быть
по меньшей мере два сдвинутых по фазе сухаря.
Работа кулачкового дифференциала. В соответствии с рис. 3.78
одна из двух пар кулачков находится в таком положении, что ку-
лачки все время несимметрично смещены. При заданном направле-
нии вращения часть, состоящая из 12 сухарей, зажата на участке
сужения зазора между кулачками, что приводит к движению ку-
лачка. Если автомобиль движется назад, то оставшаяся часть суха-
рей сдвигается в противоположном направлении межкулачкового
зазора. Если движение происходит против часовой стрелки, то сила F,
действующая на сухари, направлена по нормали к поверхности ку-
лачка в точках В иЕ контакта с сухарем. Со стороны наружного ку-
лачка действует реакция Fne, а со стороны внутреннего — реакция
Fni- Окружные составляющие этих сил для наружного кулачка обо-
значены Fte и для внутреннего Fti.
Так как наклон наружного кулачка всегда меньше внутреннего,
то можно принять, что окружная сила на наружном кулачке меньше,
чем на внутреннем. Эта разница компенсируется самопроизвольно
благодаря тому, что плечо re — ОЕ силы наружного кулачка длин-
нее, чем плечо силы гг- — О В для внутреннего кулачка в той же про-
порции. Такое положение поддерживается постоянным независимо
от смещения кулачков друг относительно друга. В связи с этим,
если не учитывать внутреннее трение, крутящие моменты, прило-
226
ценные к внутреннему и наружному кулачкам, будут равны, хотя, на
первый взгляд, должно быть иначе. Это подтверждается приведен-
нь1ми ниже расчетами (см. уравнения (3.86) — (3.97)]. На рис. 3.78
дифференциал занимает положение, соответствующее нормальным
условиям передачи крутящего момента, т. е. дифференциальное дей-
ствие отсутствует и на выходах одинаковые моменты.
На рис. 3.79, а показано направление сил трения, действующих
со стороны кулачков на сухарь, в момент начала дифференцирова-
ния скоростей при более медленном вращении наружного кулачка
(если медленнее будет вращаться внутренний кулачок, то направле-
ния стрелок будут противоположными). Так как выше было доказано,
что звенья дифференциала вращаются обычным способом (т. е. при
задерживании вращения ведущего звена оба кулачка вращаются
в противоположных направлениях), то при дифференцировании, как
показано на рис. 3.79, а, трение наружного кулачка будет пре-
пятствовать движению сухаря, что повлияет на рост крутящего мо-
мента на наружном кулачке. Действие силы трения внутреннего
кулачка совпадает с движением сухаря, поэтому уменьшается кру-
тящий момент, приходящийся на внутренний кулачок. На рис. 3.79, б
показано действие сил внутреннего трения. Треугольники, образуе-
мые штриховыми прямыми, показывают величину векторов сил, когда
дифференциальное действие, показанное на рис. 3.78, не возникает
и выходные моменты на наружном и внутреннем кулачках равны
между собой. Треугольники, образуемые сплошными прямыми, от-
ражают изменение векторов, т. е. к окружной силе Fte = EG до-
бавляется вектор силы трения Ffe = GH. Подобным же образом
сила трения внутреннего кулачка Ffi = CD отнимается от вектора
окружной силы Fa =BD. Так как плечи сил Г; = ОВ и re = ОЕ
б)
Рис. 3.79. Дифферег’циальвое действие дифференциала:
сил- ^апРавЛения действия тормозящих сил: б — система действующих в дифференциале
катёп ~' наРУжный кулачок, вращающийся медленнее; 2 — направление скольжения тол-
сухап П0 наРУжномУ кулачку; 3 — сухарь: 4 — обойма: 5 — направление скольжения
напп И П° ВнУтРеннему кулачку; 6 — внутренний кулачок, вращающийся быстрее: 7 —
р равление вращения всех звеньев против часовой стрелки; 8 — равнодействующая сила;
пе нормальная сила; О — центр дифференциала
не равны между собой, то очевидно, что прибавление или вычитание
силы трения вызывает увеличение момента для наружного кулачка
и соответствующее уменьшение для внутреннего кулачка [для про-
верки можно сравнить расчеты, выполненные по уравнениям (3.98)
(3.106)1. Это именно то действие, которое обусловливает распреде-
ление крутящих моментов в дифференциале, с помощью которого мож-
но получить необходимое увеличение крутящего момента на колесе,
вращающемся медленнее или с большим коэффициентом сцепления
(в случае движения по скользкой поверхности) и повышение, таким
образом, суммарной силы тяги.
Из рис. 3.79, б видно, что распределение крутящих моментов под
действием внутреннего трения происходит пропорционально векто-
рам Fje и Ffi, которые, в свою очередь, пропорциональны радиаль-
ным силам Frc и FT= и соответствующим им нормальным силам Fne
и Fni- Нормальные силы зависят, в свою очередь, от наклона выступа
кулачка. Отсюда видно, что, уменьшая наклон выступа, можно по-
лучить увеличение коэффициента распределения крутящих момен-
тов.
Интересным свойством конструкции является то, что момент
от сил трения на наружном кулачке всегда больше, чем на внутрен-
нем. Отсюда следует, что окружные силы трения Ffe и F^ (если
имеется одинаковый коэффициент трения), действующие на сухарь,
равны, но плечи действия их ге и г, разные. Так как наружный ку-
лачок имеет большее плечо, то момент сил трения на нем больше.
Эта разница обусловливает особенность работы дифференциала, за-
ключающуюся в том, что для каждого способа действия дифферен-
циала существует свой коэффициент распределения крутящих мо-
ментов.
При распределении крутящего момента моменты от сил трения
соответственно прибавляются на одном кулачке н вычитаются на
другом, когда дифференциал работает по одному способу, и наобо-
рот, - в случае работы по другому способу (противоположное отно-
сительное движение кулачков). В результате коэффициент распре-
деления крутящих моментов для обоих случаев работы дифферен-
циала не одинаков. Когда медленнее вращается наружный кулачок,
коэффициент распределения крутящих моментов в среднем равен
около 2. Если медленнее вращается внутренний кулачок, то коэффи-
циент распределения крутящих моментов в среднем равен около 3.
Математическое обоснование этой разницы дано в расчетах [см.
уравнения (3.106) — (3.109)1.
В соответствии с рис. 3.79, б коэффициенты распределения кру-
тящих моментов равны только тогда, когда окружная сила сопротив-
ления трения Ffe наружного кулачка будет меньше,
сила сопротивления трения Ffi внутреннего кулачка,
чем окружная
настолько,
что
моменты от обеих сил трения равны. В приведенной конструкции та-
кая ситуация не возникает, хотя имеется мнение,
что этот недостаток
компенсируют достоинства, обусловливаемые переносом действую-
щих сил на кулачки и исключительной компактностью конструк-
ции.
228
5.2.1.2. Анализ тяговой способности
Уравнения (3.86) - (3.96) показывают, что когда дифференциаль-
ное действие отсутствует (ведущие сухари неподвижны относительно
кулачков) либо внутреннее трение в дифференциале отсутствует,
то выходные крутящие моменты для наружного и внутреннего
кулачков равны между собой. Гео,метрическая форма профиля каж-
' пого кулачка такова, что остается неизменным отношение между пле-
чом действия силы (гс или гг) и углами наклона составляющих сил
(а и «[) к направлениям действия нормальных сил Fne и Fni. Из урав-
нения спирали Архимеда можно получить для наружного кулачка
а, tg а (3.86)
и внутреннего
а, Г: tg <f, (3.87)
где ас и Of — постоянные основной окружности соответственно для
наружного и внутреннего кулачков. Так как профили кулачков на-
чинаются с основных окружностей ае и то
г, tg a rt tg <J (3.88)
Из равновесия основных сил сухаря следует
Fs Fri (3.89)
Отсюда
Fne cos a Fni cos <p. (3.90)
Из уравнении (3.88) и (3.89) находим выражение, связывающее
плечо, нормальную силу и функцию угла. Так как
re (sin cc/cos а) гг (sin ф/cos ф); (3.91)
cos а Ftli cos (р.< Fne, (3.92)
получаем
re sin a cos ф = i i sin q>Fni cos ф, Fne (3.93)
или
re sin aFne = rf sin tpFni. (3.94)
Момент, действующий на каждый из кулачков, является функ-
цией плеча и окружной составляющей силы, поэтому момент на
наружном кулачке
-К = reFte = re sin aFne, (3.95)
а на внутреннем
Mi = rtFtt — Гг sin qFni. (3.96)
После подстановки в уравнение (3.83) находим
Л1(. Mi. (3.97)
Таким образом, доказано, что, когда иет дифференциального
действия, выходные крутящие моменты на наружном и внутреннем
229
кулачках равны независимо от зависимостей, существующих между
кулачками.
Уравнения (3.98) -(3.105) показывают, что кулачок, враща-
ющийся медленнее при дифференциальном действии, получает боль-
шую часть крутящего момента.
Первый случай дифференциального действия — наружный кула-
чок вращается медленнее. Момент трения для наружного кулачка
Mc = rc(Fte , pFre), (3.98)
или
Ме = re (bln aFne -| pFnc cos а), (3.99)
где р — коэффициент трения.
Момент трения для внутреннего кулачка
Afi = n(F„- pFri) (3.100)
или
Aft = rt (sin tpFn= pFni cos cp). (3.101)
Момент, определенный по уравнению (3.99), будет больше, чем
по уравнению (3.101), что указывает на то, что повышенное внутрен-
нее трение имеет наружный кулачок, или тот, который вращается
медленнее.
Случай дифференциального действия — внутренний кулачок вра-
щается медленнее. Момент трения для наружного кулачка
Me = re(F/e-pFre) (3.102)
или
Ме = re (sin aFne - iiFne cos a). (3.103)
Момент трения для внутреннего кулачка
Mi = ri(Ffi + pFri) (3.104)
или
мi = rt (sin q>Fni -ь pFni cos (J>). (3.105)
Момент, определенный по уравнению (3.105), будет больше, чем
по уравнению (3.103), что указывает на повышенное внутреннее тре-
ние на внутреннем кулачке, или на том, который вращается медлен-
нее.
Уравнения (3.108) — (3.109) показывают, что существуют два
разных значения коэффициента распределения крутящих моментов,
которые зависят от направления кинематического рассогласования.
Рассогласование, при котором внутренний кулачок вращается мед-
леннее, даст значение коэффициента распределения крутящих мо-
ментов больше, что показано с помощью уравнений (3.106) — (3.109).
Случай дифференциального действия — внутренний кулачок вра-
щается медленнее. На основании лабораторных исследований уста-
новлено, что отношение суммы нормального момента внутреннего
кулачка и момента от снл трения для внутреннего кулачка к раз-
230
'пости нормального момента наружного кулачка и момента от сил
трення для наружного кулачка в среднем равно 3,2 [из уравнений
(3.98) — (3.105) следует, что кулачок, вращающийся медленнее, по-
ручает больший момент}. Следовательно, коэффициент распределе-
ния крутящих моментов
А = (Ftirt + ^Frirt)l(Ftere - [iFrere). (3.106)
Так как из уравнений (3.95) и (3.96) следует, что Fah FtPrc,
то оба выражения заменяются символом X. Поскольку Frf Fre,
т. е. ^Fri V'Fre, то остальные выражения заменяются символом Y.
Тогда
К (X + Yri)/(X - Yre) = 3.2. (3.107)
Второй случай дифференциального действия — наружный кула-
чок вращается медленнее. На основании лабораторных исследова-
ний было установлено, что отношение суммы нормального момента
наружного кулачка и момента от сил трения наружного кулачка к
разности нормального момента внутреннего кулачка и момента от
сил трения для внутреннего кулачка равно в среднем 2,1 [из уравне-
ний (3.98) — (3.105) следует, что кулачку, вращающемуся медлен-
нее, сообщается больший момент]. Следовательно, коэффициент рас-
пределения крутящих моментов
А=(Ftere -J- ^Frere)/(Ftin - p,Frirt) (3.108)
или
К (X + Yre)/(X — Yri) =2,1. (3.109)
Так как rf ге, то Yri <2 Yre. Следовательно, значение, найденное
по уравнению (3.107), должно быть больше, чем по уравнению (3.109).
Это доказывает, что, когда медленнее вращается внутренний кулачок,
значение коэффициента распределения крутящих моментов больше.
5.2.1.3. Рекомендации по конструированию, изготовлению и испытанию
Результаты исследований. Проверкой теоретических выводов
являются, конечно, контрольные лабораторные исследования. Фирма
«Мак траке» проводила их следующим образом. На обеих полуосях
устанавливались тензометрические датчики, проградуированные в
единицах измерения крутящего момента. Такой же датчик разме-
щался на входном валу заднего моста грузового автомобиля. С по-
мощью магнитных датчиков, установленных на каждом колесе, оп-
ределялась частота вращения колес. Грузовой автомобиль, предна-
значенный для испытаний, загружался до максимально допустимого
Веса. Автомобиль обеспечивал работу дифференциала во всех нор-
мальных условиях, таких как: 1) прямолинейное движение по гори-
зонтали с постоянной скоростью и ускорением; 2) повороты налево
и направо с определенным радиусом; 3) спиральное движение влево
вправо с постоянной скоростью; 4) трогание с места на подъеме;
) движение на виражах с наклонами.
231
вращения по вращения против
часовой стрелне часовой стреми
наружный
ну лачок вращает-
ся медпени ее
внутренний
кулачок вращается
медленнее
Отношение частот
вращения полуосей
Рис. 3.80. Результаты исследования коэффициента распределения крутящих мо-
ментов в межколесиом дифференциале.— степень увеличения крутящего момента
иа полуоси в функции отношения частот вращения полуосей (правая полуось свя-
зана с наружным кулачком, а левая — с внутренним кулачком) [361
Результаты приведены на рис. 3.80. Из рисунка следует, что,
когда наружный кулачок вращается медленнее, дифференциация
происходит при среднем значении коэффициента Д’ 2,1. Для
ситуации, когда внутренний кулачок вращается медленнее, получено
среднее значение коэффициента /\ 3,2. Это наглядно подтверждает
тот факт, что в дифференциале, вследствие внутреннего трения, рас-
пределение крутящих моментов происходит так, как и ожидалось по
направлению действия и отношению величин.
Смазывание. Существенную роль в популяризации этого диффе-
ренциала сыграли последние достижения в области смазочных ма-
териалов, более эффективных присадок. Характер движения вслед-
ствие прижатия и отрыва поверхностей длительное время был ос-
новной проблемой для создателей всех видов дифференциалов повы-
шенного трения, а при работе в тяжелых условиях он иногда приво-
дил к поломке. Рассмотренная конструкция, в связи с высокими дав-
лениями и наличием скольжения при использовании обычных ми-
неральных масел характеризуется случаями прилипания и отрыва-
ния поверхностей, которые сопровождаются специфическими зву-
ками. На протяжении ряда лет, по мере того как возрастали требова-
ния к ведущим мостам грузовых автомобилей, во время работы диф*
232
Кпенциала часто возникало прерывистое движение, приводившее
к появлению задиров и трещин на сухарях.
В конце 50-х годов были разработаны присадки к маслам, пред-
назначенные для дифференциалов повышенного трения, применяе-
мых в легковых автомобилях. Однако практически не было ничего
подобного для грузовых автомобилей большой грузоподъемности.
В начале 60-х годов фирма «Мак траке» в сотрудничестве с постав-
щиками применила рассмотренный кулачковый дифференциал в ка-
честве испытательного механического устройства. Это устройство
очень подходило для определения различий между маслами, так как
во время дифференциального действия при движении автомобиля
по закруглению малого радиуса оно издавало выразительный звук,
сопровождавший каждый случай начала прерывистого движения.
По общему числу подачи этих звуков во время контрольного
испытания устанавливалось качество масла.
Результаты испытаний детали на прочность дополняли уже имев-
шиеся данные. Были определены условия проведения испытания на
появление прерывистого движения. Такие испытания проводились
на тягаче (колесная формула 4‘<2) с прицепом, оборудованным
рассматриваемым дифференциалом. Тягач проезжал 500 раз по коль-
цу диаметром около 30,5 м при значительно перегруженной главной
передаче.
Было установлено, что обычные минеральные масла и присадки
SCL (серно-хлорио-свинцовые), разработанные в 40-х годах, не пре-
дотвращали прерывистого движения в дифференциалах, а также
происходивших из-за него механических повреждений в период
контрольных испытаний. Во время длительных испытаний, прове-
денных в 1963 г., было установлено, что присадки соединений серы,
фосфора и хлора вместе с дополнительными смазывающими состав-
ляющими (фирма «Мак» приняла для этих присадок название GOD)
значительно улучшают работу и повышают срок службы рассматри-
ваемого механизма [41 ]. Во время последних ускоренных испытаний
с использованием старых присадок SCL на пяти грузовых автомоби-
лях часто наблюдались прерывистое движение и повышенный износ
деталей. В то же время на 500 грузовых автомобилях со смазывающи-
ми составляющими GOD и с добавкой соединений серы, фосфора и
хлора в масле звуковых сигналов прерывистого движения и износа
деталей обнаружено не было. В настоящее время фирма «Мак» улуч-
шила маспо типа GOF, отказавшись от хлора, что позволило повы-
сить допустимую эксплуатационную температуру и применить одно
и то же масло в коробке передач и в главной передаче. Основной
присадкой стала серо-фосфорная, что главным образом и привело
к устранению недостатков, связанных с обслуживанием. Так как
Эта присадка подходит и для гипоидных передач, то большинство
Мярок масел для ведущих мостов относится к маслам этого
типа.
I Чувствительность рассмотренного дифференциала к смазочному
Материалу и простота испытания масел различных сортов на слух
и визуально склонили фирму «Мак» включать результаты этих
233
исследований в число показателей, характеризующих масла GOF
применяемые в коробках передач и ведущих мостах.
Рекомендации по изготовлению. На протяжении ряда лет повы-
шалась точность изготовления и доводки, совершенствовались ме-
тоды производства, что привело к определенным успехам. Детали
такого дифференциала, хотя и не выпускаются в большом количе-
стве, все-таки сложны для изготовления с необходимой степенью
точности. Точность является основным условием одинакового на-
гружения сухарей, что, в свою очередь, определяет способность диф-
ференциала к передаче всего крутящего момента.
Особого внимания заслуживают изменения, произошедшие в тех-
нологии изготовления внутреннего кулачка. Первоначально заго-
товку грубо обрабатывали на вертикально-фрезерном станке, за-
тем начисто обтачивали и окончательно полировали вручную. При
новом методе изготовления кулачки рассматриваются как зубчатые
колеса. Станок «Феллоуз» для долбления заготовки кулачка с ше-
стью выступами в течение 3 мин грубо обрабатывает обе кулачковые
детали. Окончательная обработка осуществляется на специальном
станке «Феллоуз», используемом для окончательной обработки зуб-
чатых колес, известной как «Фини-шиар» (Fini-shear). Фреза в форме
кулачка, взаимодействуя с поворачивающимися деталями, устра-
няет все погрешности контура, деления и размеров, снимая слой ма-
териала толщиной 0,2—0,4 мкм. Время обработки детали уменьши-
лось с 21 мин до 7 мин, а качество обработки повысилось.
Сухарь является другим элементом, контур и длина которого
играют очень важную роль. Первоначально концы сухарей обра-
батывались на токарно-копировальном станке, а боковые поверх-
ности фрезеровались отдельно. В настоящее время эти операции
выполняются за проход цепного конвейера через отверстия протяжки
и обеспечивают длину сухаря с погрешностью 0,05 мм. Затем на са-
моналаживающемся станке происходит сортировка сухарей на четыре
группы с допуском по 0,013 мм. Комплект из 24 сухарей подбирается
для одного дифференциала целиком из сухарей одной группы, так
что их длины не различаются более чем на 0,013 мм.
Точность длины сухарей не имела бы значения, если бы расстоя-
ния между отверстиями в обойме не выдерживались очень точно.
Эти отверстия выполняются на специальном станке с высокой угло-
вой точностью попарно соосно с противоположных сторон обоймы.
Чистовая обработка осуществляется с помощью развертки на та-
ком же станке, сохраняющем точное угловое деление. После термиче-
ской обработки отверстия хонингуются.
Хотя определить значение этих производственных усовершен-
ствований в обеспечении хорошей работы механизма сложно, но, по
всей вероятности, это значение очень велико.
Общая оценка. В приведенных материалах дано описание кон-
струкции и работы, теоретические основы и рекомендации по кон-
струированию и изготовлению, связанные с усовершенствованиями
кулачкового дифференциала, самого старого среди всех дифферен-
циалов повышенного трения, проведенными фирмой «Мак траке»-
234
дифференциал еще применяется в ведущих мостах автомобилей и*
в связи с этим остается в действующем производстве. Хотя диффе-
ренциал и очень тщательно разработан теоретически, тем не менее
высокая эффективность при эксплуатации в современных грузовых
автомобилях возможна только при условии постоянного технологи-
ческого совершенствования и улучшения качества смазочных масел.
5.2.2. Однорядные кулачковые дифференциалы
По-видимому, наиболее известным устройством этого типа яв-
ляется дифференциал ZF повышенного трения, изготовленный фир-
мой «Цанрадфабрик Фридрихсхафен» (рис. 3.81). Этот дифференциал
Рис. 3.81. Кулачковый дифференциал ZF:
а — радиального типа; б — осевого типа: 1 — левая чашка: 2 — венец в виде внутреннего
кулачка; 3 — правая чашка; 4 — венец в виде наружного кулачка; 5 — сухари: б — обойма
с сухарями:
до недавнего времени находил широкое применение в грузовых авто-
мобилях, внедорожных автомобилях и тягачах, а также в спортив-
ных автомобилях. В настоящее время этот механизм фирма ZF
изготовляет только по заказу потребителя, а вместо него серийно
выпускает дифференциал «Лок-о-матик». Кулачковый однорядный
дифференциал позволяет колесам вращаться с разной частотой, так
же как и обычный дифференциал при движении автомобиля по за-
круглению, а также обеспечивает распределение крутящего момента
ПО полуосям в определенном соотношении. Как только сцепление од-
ного колеса уменьшается или пропадает, движение автомобиля про-
должается посредством второго колеса.
Однорядный кулачковый дифференциал радиального типа содер-
жит следующие элементы (рис. 3.81, а):
ведущий элемент в виде обоймы I, которая заменяет обычный кор-
пус дифференциала;
1'5 два ведомых элемента в виде кулачковых венцов 4 и 2, заменяю-
щие выходные шестерни на полуосях;
восемь сухарей 5 в форме ромбов, играющих роль, подобную той,
что и сателлиты в дифференциале.
235
Корпус 1 дифференциала имеет выступающее кольцо, так назы.
ваемую обойму 6 дифференциала с восемью отверстиями для сухарей
5, которые способны ограниченно перемещаться в радиальном на-
правлении в результате особого расположения выступов наружного
кулачка 4 и внутреннего кулачка 2. Внутренний кулачок имеет Ц
выступов, а наружный - 13 выступов. Внутренний кулачок 2 уста-
новлен на шлицах левой полуоси, а наружный кулачок 4 на пра-
вой. Крутящий момент подводится к корпусу 1. от которого пере-
дается к сухарям 5.
Если разница в крутящих моментах, передаваемых обоими кон-
цами сухарей к внутреннему и наружному кулачкам, не превышает
внутреннего момента трения механизма, то дифференциал не рабо-
тает. В этом случае часть сухарей 5 заклинивается между кулачками
2 и 4, вызывая их совместное вращение. Если упомянутая разница
крутящих моментов превышает внутренний момент трения диф-
ференциала, то кулачки 2 и 4 через сухари приводятся во вращение
с разной частотой.
Подобный принцип работы имеет однорядный кулачковый диф-
ференциал осевого типа, показанный иа рис. 3.81, б.
5.3. ЧЕРВЯЧНЫЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Очень своевременно появились дифференциалы червячного типа,
отличающиеся высоким коэффициентом Первые конструкции
появились еще в 30-х годах. Механизм представляет собой частный
случай червячного редуктора (рис. 3.82), кинематические свойства
которого аналогичны свойствам обычного дифференциала с кониче-
скими шестернями.
На рис. 3.82 показан поперечный разрез червячного дифферен-
циала. Сателлитами в дифференциале этого типа являются червяки 3
и 7, отдельно для каждой из выходных шестерен, роль которых в дан-
ном случае играют червячные колеса 1 и 9. Ведущий червяк 10
главной передачи зацепляется с червячным колесом 11, связанным
с центральной частью 4 корпуса дифференциала, состоящего из
чашек 2 и 8. В этом корпусе закреплены оси 5, на которых установ-
лены червячные колеса 6. Колеса, в свою очередь, зацепляются с
сателлитами — червяками 3 и 7, а оии — с выходными червячными
колесами 1 и 9. Таким образом, оба ведущих колеса автомобиля
связаны между собой четырьмя взаимодействующими червячными
передачами.
Когда разность крутящих моментов, передаваемых червячными
колесами 1 и 9, не превышает внутреннего момента треиия дифф6’
ренциала, то он не работает, а червячные колеса 6 только выпол-
няют функции кулачковых муфт. Когда же упомянутая разница
крутящих моментов превысит внутренний момент трения дифферен-
циала, то пары сателлитов придут в движение, и дифференциал на-
чнет работать. В случае потери сцепления одним из ведущих колес
червячный дифференциал частично блокируется, не давая этому
колесу возможности увеличивать частоту вращения.
236
A-A
B-B
Рис. 3.82. Червячный дифференциал:
1 и 9 — червячные выходные колеса; 2 — левая чашка дифференциала; 3 и 7 — червяки-
сателлиты; 4 — центральная часть корпуса дифференциала; 5 — ось; 6 — червячное колесо;
8 — правая чашка дифференциала: 10 — червяк главной передачи; 11 — червячное колесо
главной передачи
Степень блокирования дифференциала зависит от момента вну-
треннего трения, которое можно определить по углу наклона витков
червяков. В существующих конструкциях червячных дифферен-
циалов этот угол равен 24 26е, коэффициент блокировки составляет
8 -12. При углах, уменьшенных до 22г, дифференцирование происхо-
дит в случае приложения к полуосям противоположно направленных
крутящих моментов. В аналогичном дифференциале, сконструирован-
ном НАМИ, угол наклона винтовой линии червяка составил 24°.
Экспериментально найденный коэффициент блокировки для разных
условий работы составлял 6—10. Испытания дифференциалов, про-
веденные НАМИ на трехосных грузовых автомобилях «Урал-375»,
показали высокую их эффективность [42].
Расчетный механический КПД т]т дифференциала для случая
относительного вращения полуосей равен произведению КПД от-
дельных червячных передач при передаче крутящего момента с чер-
вячного колеса одной полуоси на другую [19*], т. е.
flm == Т]1Т|8Т]зП4. (3.110)
где Гц — КПД при передаче мощности с червячного колеса 1 на
червяк 3; г]2 — КПД при передаче мощности с червяка 3 на сателлит 6;
237
Рис. 3.83. Червячно-винтовой дифференциал
т)3 — КПД при передаче мощности с сателлита 6 на червяк 7; т]4 —
КПД при передаче мощности с червяка 7 на червяк 9.
В свою очередь, КПД каждой червячной передачи
*l=Wh*h>. (3.111)
где Tin — КПД’ с учетом потерь в зацеплении; % - КПД с учетом
потерь в подшипниках; т]р — КПД с учетом потерь на разбрызгива-
ние и перемешивание масла [19*].
Зная КПД г\т, можно найти коэффициент блокировки червячного
дифференциала
Ко = l/'lm = l/lJlWlt (3.112)
На рис. 3.83 показана конструктивная схема червячно-винтового
дифференциала фирмы «Уолтер» (США), применяемого в грузовых
автомобилях с колесной формулой 4x4, работающих в тяжелых до-
рожных условиях. Особенностью этого дифференциала является
отсутствие среднего ряда сателлитов и непосредственное зацепление
червяков (точнее винтовых цилиндрических шестерен) правого и
левого ряда.
Для обеспечения взаимно противоположного вращения полуосей
сателлиты обоих рядов выполнены с одинаково направленными
винтовыми линиями. Угол винтовой линии относительно оси сател-
лита равен 30°, а угол между осями сателлитов 60°. Средней частью
зубьев сателлиты зацепляются с червячными колесами полуосей, а
концами зубьев — с сателлитами. Следует иметь в виду, что техноло-
гия изготовления этого дифференциала сложна, так как его элементы
требуют очень точного изготовления.
Дифференциал «Боленсед трэкшн» [45]. В 1936 г. американский
инженер К- Масса предложил дифференциал «Боленсед трэкши»
238
/известный как В—Т), распределяющий подводимый к ведомой ше-
стерне главной передачи крутящий момент таким образом, что
большая часть момента передается колесом, имеющим большее сцеп-
ление. Этот механизм в основном состоит из зубчатых колес, находя-
щихся в постоянном зацеплении, и никаких других устройств (бло-
кирующих, заклинивающих, фрикционных или тормозных) в нем
нет. Конструкция, показанная на рис. 3.84, предназначена для лег-
ковых автомобилей с двигателем рабочим объемом до 1,8 л. В конце
60-х годов демонстрировался легковой автомобиль, оборудованный
прототипом такого дифференциала. Было показано, что такой авто-
мобиль может выполнять повороты на высокой скорости без"пробук-
совки и ухода с заданного направления движения.
Момент подводится к дифференциалу В—Т обычным способом —
от ведущей и ведомой шестерен главной передачи. Фланец на кор-
пусе дифференциала служит для крепления ведомой шестерни.
Две конические шестерни 3 и 8, связывающие полуоси, размещены
в корпусе 7, причем оси этих шестерен перпендикулярны оси кор-
пуса и параллельны между собой. Коническая шестерня 3 приводит
во вращение коническую шестерню ’4 одной полуоси (или вала)
так же, как и коническая шестерня 8 коническую шестерню 9 дру-
гой полуоси (или вала). На валах конических шестерен 3 и 8 установ-
лены винтовые дифференцирующие шестерни 5 и /, которые, в свою
очередь, зацепляются с общей управляющей цилиндрической ше-
стерней 2. Эта шестерня расположена в корпусе таким образом, что
ее ось перпендикулярна оси дифференцирующих шестерен 5 и 1.
Так как обе полуоси (или вала) вращаются с одинаковой частотой,
очевидно, нет относительного движения между дифференцирующими
шестернями, и крутящий момент делится поровну между обоими ве-
дущими колесами.
Рис. 3,84. Один из двух основных типов дифференциала В — Т, применяемого для
легковых автомобилей с рабочим объемом двигателя до 1,8 л [45]:
1 11 5 — цилиндрические винтовые шестерни (дифференцирующие): 2 — цилиндрическая
винтовая шестерня (управляющая): 3 и 8 — конические шестерни, связывающие полуоси;
и 9 — конические шестерни полуосей: б — фланец корпуса для крепления ведомой ше-
'терни главной передачи; 7 — корпус дифференциала
239
Если автомобиль движется криволинейно, так что возникает раз.
ница между скоростью опережающего и отстающего колес при ода-
наковом сцеплении обоих колес с дорогой, дифференцирующие колеса
вращаются с частотой, пропорциональной этой разнице.
Когда появляется различие в сцеплении того или иного колеса
с опорной поверхностью, шестерня, связанная с ведущим колесом
сохраняющим сцепление, блокируется, а шестерня, связанная с ве-
дущим колесом, потерявшим сцепление, вращается. Так происхо-
дит из-за трения между управляющей шестерней и дифференцирую-
щими шестернями. Сопротивление, возникающее при вращении уп-
равляющей шестерни и дифференцирующих, используется для при-
ведения в действие тормозящего или управляющего механизма.
Если крутящие моменты неодинаковы, то полуось, на которой
возникает большая сила тяги, способствует увеличению сопротивле-
ния на зубьях дифференцирующей шестерни. Это вызывает рост тре-
ния между этой шестерней и управляющей шестерней до величины,
большей, чем это имеет место между дифференцирующей шестерней
другой полуоси и управляющей шестерней. Вследствие этого диф-
ференцирующую шестерню, имеющую внешнее сопротивление, легче
привести в движение посредством корпуса, чем другую шестерню.
Факторы, влияющие на трение, такие как вид материала шестерен и
смазочного материала, также играют роль в работе дифференциала.
Эти факторы учитываются при выборе угла наклона зуба управля-
ющей шестерни.
Как уже упоминалось, представленная конструкция предназна-
чена для легковых среднелитражных автомобилей. Такая конструк-
ция обозначается 2—1, а вариант 4—4 предназначен для автомоби-
лей, оборудованных двигателями большого рабочего объема.-По-види-
мому, большая модель имеет четыре дифференцирующих колеса и
четыре управляющих х. Применение механизма такого типа, вероят-
но, влияет на расход топлива и срок службы шин. Этот механизм
производится фирмой «Метрон юроп» (Мальта).
Дифференциал «Тру трэк» [15, 46]. Отделение фирмы «Эспроу»
в Детройте (США) разработало дифференциал повышенного трения,
работающий в зависимости от разницы крутящих моментов. В прин-
ципе этот дифференциал является механизмом с сателлитами (рис.
3.85), отличие которого от обычного дифференциала заключается
в том, что сателлиты имеют винтовые зубья (а не прямые) и размещены
в отверстиях, представляющих собой гнезда для вершин зубьев, а не
устанавливаются на осях, проходящих через их центра. КажДая
шестерня пары зацепляется с выходной шестерней, что создает усло-
вия, необходимые для работы дифференциала. На участке взаимного
зацепления шестерни опираются на центральную дистанционную
втулку, расположенную между выходными шестернями.
Крутящий момент двигателя, преобразованный в коробке передач,
прикладывается к сателлитам в точках, расположенных на максималь-
1 Предположение автора, которому по этому вопросу не были доступны какие-
либо конструкторские графические материалы.
240
Рис. 3.85. Дифференциал «Тру-трэк» фирмы «Эспро» [46];
, Для грузового автомобиля грузоподъемностью 2 т; б — для применения с ведомой
111(гернсй главной передачи диаметром 114,2 мм
нам диаметре, что вызывает появление момента трения, препят-
ствующего вращению сателлитов. Если это сопротивление не оди-
наково для обоих выходных звеньев механизма, то и нагрузка на
зубьях каждого механизма не будет равной, и осевые составляющие
обоих видов нагрузки не уравновесятся. Поэтому, когда дифферен-
циал стремится провернуться под действием приложенного крутя-
щего момента, какая-либо группа сателлитов приводится в движе-
ние силами, действующими на зубья со стороны гнезд в корпусе
дифференциала.
Отверстия гнезд в картере выполнены несколько коническими,
в результате чего осевое усилие вызывает значительный рост сил,
действующих между гнездом и сателлитом. Углы наклона зуба и ко-
нуса отверстия гнезда подобраны такими, чтобы сателлит зажимался,
вызывая блокировку дифференциала. Однако это происходит только
тогда, когда крутящий момент отличается от обычно действующего
при движении. Так как выходные шестерни передают крутящий мо-
мент только на ведущие колеса с шинами, блокировка не ускоряет
изнашивание дифференциала.
На рис. 3.86 даны результаты испытаний дифференциала «Тру-
трэк», связанного с ведомой шестерней главной передачи диаметром
228,6 мм. На автомобиле был установлен V-образный восьмицилин-
Дровый двигатель модели 302, трехступенчатая механическая ко-
робка передач, два электродинамических тормоза и разные измери-
тельные устройства. Момент, развиваемый двигателем, увеличивается
в коробке передач (включена низшая передача с передаточным чис-
л°м 3), а затем по карданному валу с шарнирами передается на ве-
дущую шестерню главной передачи. С каждой полуосью связан тор-
моз, причем для одного колеса создается сильное сцепление, а для
Другого — слабое (колесо буксует). Ни при одном эксперименте по-
Дуось^не блокировалась.
241
Рис. 3.86. Распределение кру.
тящих моментов в дифферен-
циале «Тру-трэк» для легко-
вого автомобиля [46]:
I - левое колесо имеет плохое спр
пленке; правое колесо имеет хор.
шее сцепление: 2 — левое коле .
имеет хорошее сцепление: иравй>
колесо имеет плохое сцепление; з —
обычный дифференциал
Температура масла перед измерениями была 60 °C. Частота вра-
щения вала двигателя поддерживалась постоянной. Управляя тор-
мозом, можно было регулировать сопротивление трения буксующему
колесу (колесо с малым сцеплением) и определять возникающий при
этом крутящий момент иа правом колесе (колесо с высоким сцепле-
нием). Эксперименты повторялись в целях определения коэффициен-
тов распределения крутящих моментов между колесами в обоих
направлениях.
Полученный в результате график распределения крутящих
моментов (см. рис. 3.86) учитывает непрерывную работу дифферен-
циала, начиная с малого крутящего момента на буксующем колесе
до самой блокировки. Одновременно измерялись тормозной момент
и разрежение во впускном трубопроводе двигателя. Зная разреже-
ние и частоту вращения вала двигателя, можно найти выходной кру-
тящий момент двигателя. Поделив крутящий момент на колесе с вы-
соким сцеплением на момент на колесе с низким сцеплением, можно
найти коэффициент распределения крутящих моментов. Рассматри-
ваемая кривая представляет коэффициент распределения крутящих
моментов в функции крутящего момента на ведущем валу главной
передачи при постоянной частоте вращения вала двигателя
1000 об/мин.
Приведенные результаты испытаний показывают, что при малых
крутящих моментах дифференциал повышенного трения «Тру-трэк»
работает почти как обычный дифференциал с коэффициентом распре-
деления моментов К = 1. Вместе с увеличением крутящего момента
возрастает и коэффициент К. Испытания показали, что распределе-
ние крутящих моментов в большей степени зависит от момента, чем
от частоты вращения. В связи с этим при движении по автомаги-
стралям, когда имеются малые крутящие моменты и высокие скоро-
сти, механизм «Тру-трэк» работает как обычный дифференциал. Диф-
ференциал «Тру-трэк» остается заблокированным при моменте около
950 1009 Н-м. Это желательно, так как это тот уровень, на котором
необходима большая сила тяги.
Фирма «Эспроу» отмечает следующие стороны дифференциалов
«Тру-трэк»: распределение крутящих моментов осуществляется без
применения фрикционных муфт; срок службы механизма соот-
24?
ретствует сроку службы всей трансмиссии; достигается мягкая ра-
бота и оптимальная характеристика ходовых качеств автомобиля;
широкая сфера применения (от микролитражных легковых автомоби-
лей до больших грузовых автомобилей и специальных машин);
автоматическая работа, не требующая вмешательства водителя;
используется обычный смазочный материал; работает кинематически
точно при движении вперед и назад; сохраняется высокая управляе-
мость автомобиля в связи с отсутствием предварительно нагружен-
ных элементов.
5.4- ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ С ГИДРАВЛИЧЕСКИМ СОПРОТИВЛЕНИЕМ
Как уже упоминалось, в определенных случаях большой момент
внутреннего трения ухудшает управляемость и устойчивость дви-
жения автомобиля. К этим случаям относится криволинейное дви-
жение, а также прямолинейное движение с разными радиусами ка-
чения ведущих колес. Очень полезным для внедорожных транспорт-
ных средств является дифференциал с переменным внутренним со-
противлением, меняющимся вместе с относительной частотой враще-
ния полуосей. Этим требованиям отвечает специальный дифференциал
с гидравлическим сопротивлением.
На рис. 3.87 показана одна из констр у кци ^дифференциал а с гид-
равлическим сопротивлением, в котором применен лопастной насос.
_ Кольцо насоса: 2 — входной канал: 3 — ротор лопастного насоса, 4 — пружина для
Уст ЯиИЯ лопасте®; 5 — лопасть: 6 — регулировочный клапан; 7 — выходной канал; 8 —
В'-тройство, распирающее выходные шестерни: 9 — масляный черпак: 10 — диск насоса
243
Ротор этого насоса установлен на шлицах выходной шестерни диф-
ференциала и приводится во вращение от этой шестерни. В пазах
ротора расположены лопасти 5, прижатые к рабочей поверхности дву-
мя плоскими пружинами 4. Одна из поверхностей, ограничивающих
рабочее пространство насоса, выполнена в кольце 1, жестко связан-
ном с корпусом дифференциала. Масло засасывается насосом из к^р.
пуса дифференциала через каналы 2, находящиеся в диске 10, и па.
гнетается через клапан 6 н каналы 7 внутрь корпуса. В связи с при-
менением лопастного симметричного насоса, способного работать
в обоих направлениях движения относительно кольца, применено по
четыре входных и выходных канала. Однако во время работы насосу
попеременно используются по два входных и выходных канала.
В это время два входных канала, находящиеся на нагнетательной
стороне насоса, закрыты.
Диск 10, замыкающий лопастной насос с внутренней стороны,
вставлен в корпус дифференциала таким образом, чтобы было не-
возможно осевое перемещение ротора. Распирающее устройство 8.
действующее через выходную шестерню, обеспечивает постоянное
прилегание ее к диску ротора. Это усгройсгво работает постоянно
и независимо от осевых составляющих сил зацепления сателлитов
с выходными шестернями.
Подвод трансмиссионного масла внутрь корпуса дифференциала
обеспечивают два черпака 9. Они выполнены таким образом, что
один из них работает, когда автомобиль двигается вперед, а другой -
когда назад. Минимальное давление масла, выходящего из насоса,
определяется усилием пружины в клапане 6.
При движении автомобиля с одинаковыми частотами вращения
ведущих колес масляный насос не работает. С момента появления
разницы в частотах вращения колес лопастной насос начинает пере-
качивать масло, находящееся в корпусе дифференциала. Возникаю-
щее при этом гидравлическое сопротивление будет тем больше, чем
больше разница частот вращения колес.
На основании анализа [12 ] динамических качеств дифференциала
с гидравлическим сопротивлением можно сделать следующие вы-
воды.
,1. Момент гидравлического сопротивления растет пропорцио-
нально квадрату относительной частоты вращения вала насоса, т. е.
квадрату разности частот вращения обеих полуосей. Такой характер
изменения момента сопротивления целесообразен в связи с разнооб-
разием условий движения автомобиля по твердым дорогам и без-
дорожью.
2. При работе дифференциала появляется циркулирующая мощ-
ность, вызывающая дополнительное нагружение полуосей и диф*
ференци ал а. На величину момента, определяемого этой мощностью,
влияет в основном момент гидравлического сопротивления, который
не является постоянной величиной, а изменяется указанным выше
способом (момент трения в случае дифференциала с коническими
шестернями относительно невелик). В отличие от дифференциала с
постоянно повышенным моментом трения изменение момента гид*
244
пявлического сопротивления положительно влияет на сопротивление
Усталости элементов, передающих эту мощность.
У 3. Отрицательным свойством дифференциалов с гидравлическим
сопротивлением является то, что момент гидравлического сопротивле-
ия в значительной степени зависит от вида и состояния нагнетае-
мого масла, и преподе всего от его температуры. С ростом температуры
уменьшается вязкость масла, а это, в свою очередь, приводит к умень-
шению гидравлического сопротивления.
4. Для получения необходимых моментов гидравлического со-
противления, особенно в грузовых автомобилях н тягачах, требуется
создание высоких давлений, дополнительно нагружающих элементы
насоса. Эти давления значительно превышают величины, встречаю-
щиеся в применяемых в настоящее время масляных насосах.
6. ПУЛЬСИРУЮЩИЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ (С ПЕРЕМЕННЫМ
ПЕРЕДАТОЧНЫМ ЧИСЛОМ)
В дифференциалах с переменным передаточным числом (так на-
зываемых пульсирующих) крутящий момею распределяется между
полуосями переменно, без увеличения сил трения в механизме. На
Рис. 3.88. Обычный кони-
ческий дифференциал и
дифференциал повышен-
ного трения фирмы «Тим-
кен» [6]
рис. 3.88 показаны комплекты зубчатых колес дифференциала по-
вышенного трения «Хай трэкшн» фирмы «Тимкен» и конических зуб-
чатых колес обычного дифференциала. Дифференциалы «Хан трэкшн»,
применявшиеся в начале 30-х годов в ведущих мостах фирмы «Тим-
кен» для грузовых автомобилей, до настоящего времени остаются
единственным дифференциалом этого типа, находящимся в произ-
водстве. Указанный механизм взаимозаменяем с обычным дифферен-
циалом.
В обычном дифференциале с эвольвеитными коническими ше-
стернями профиль зубьев обеспечивает постоянство плеч сил, дей-
ствующих на шестерни полуосей. В этом случае сохраняется постоян-
ное равновесие крутящих моментов на полуосях. В отличие от этого
в Дифференциале «Хай трэкшн» сателлит, расположенный между
полуосевыми шестернями, служит промежуточным рычагом и в за-
висимости от своего углового положения относительно оси имеет
неодинаковые плечи. Поэтому поворот одной из выходных шестерен
245
Рис 3.89. Схема изменения плеч сателлц.
та в дифференциале повышенного трения
фирмы «Тимкен»
вызывает поворот другой с частотой
вращения, изменяющейся в пределах
каждого шага поворота сателлита.
На рис. 3.89 показана схема из.
менения плеч сателлита при его вра-
щении. В случае 1 плечо а (от центра
сателлита до точки контакта с зубом
левой выходной шестерни), силы
действующей на левую полуосевую
шестерню, больше плеча Ь. Из этого
следует, что при таком положении
сателлита больший крутящий момент
будет передаваться на левую полуось.
В случае 2 плечи сателлитов а и Ь
равны, и к обеим полуосям передают-
ся равные крутящие моменты. В слу-
чае.? отношение плеч а и b обратно
отношению плеч для случая 1, в ре-
зультате чего на правую полуось передается больший крутящий
момент.
При прямолинейном движении автомобиля, когда оба ведущих
колеса имеют одинаковое сцепление с дорогой, дифференциал авто-
матически устанавливается в положение, соответствующее случаю 2,
и обеспечивает равномерное распределение крутящего момента ме-
жду обеими полуосями. Если сцепление с дорогой одного из ведущих
колес уменьшается, то сателлиты автоматически занимают положе-
ние, при котором на это колесо будет передаваться меньший, а на
другое — больший крутящий момент.
Таким образом, по мере вращения сателлитов, вследствие непре-
рывной смены плеч, возникает пульсирующее распределение кру-
тящего момента по полуосям. Частота изменения плеч силы
(период пульсации) тем меньше, чем больше частота относитель-
ного вращения колес и число зубьев шестерен дифференциа-
ла. Из этого следует, что наибольший блокирующий эффект до-
стигается тогда, когда начинает пробуксовывать одно из ведущих
колес.
Испытания дифференциалов «Хай трэкшн» показали, что, не-
смотря на применение зубьев шестерен со специальным профилем,
не удается добиться значительного повышения проходимости авто-
мобиля, поскольку блокирующие свойства этих механизмов малы-
Коэффициент блокировки дифференциалов описанного типа обычно
колеблется в пределах 1,25—1,5. Эти значения коэффициентов самые
низкие по сравнению с коэффициентами блокировки других диф'
ференциалов повышенного трения.
246
q МЕХАНИЗМЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ
I’ ОДНОСТОРОННИМИ МУФТАМИ (ОТКЛЮЧАЮЩИЕ
МЕХАНИЗМЫ)
В конце 30-х годов в США начали применять различные отключаю-
щие механизмы, действующие по принципу односторонних муфт дву-
стороннего действия. Современные модификации этих механизмов
производятся во многих странах. Отключающие механизмы с одно-
сторонними муфтами при прямолииейном движении автомобиля спо-
собны передавать через полуоси максимально возможный по сцепле-
нию колес крутящий момент, откуда предельное значение крутящего
момента, передаваемого обоими колесами,
,м„п»в = (н ' M2)(G«.'2)rd. (3.113)
Сила тяги на каждом из ведущих колес дифференциала с одно-
сторонними муфтами может изменяться в пределах коэффициента
сцепления с опорной поверхностью, т. е. от pmin6n/2 до р.ПИх<?п/2.
Отключающий механизм с односторонними муфтами двусторон-
него действия обеспечивает автоматическое отключение полуоси,
имеющей на повороте кинематическое опережение при хорошем
сцеплении ведущих колес автомобиля с дорогой. В этом случае кру-
тящий момент не распределяется, а целиком передается на отстаю-
щую полуось.
Отключающий механизм «Малтипул». Одним из первых отключаю-
щих механизмов такого типа был механизм с односторонними муф-
тами «Малтипул» (рис. 3.90). Ведущим звеном этого отключающего
механизма является среднее кольцо /, закрепленное болтами между
правой 3 и левой 8 чашками механизма. Для передачи крутящего мо-
мента от корпуса отключающего механизма к полуосям служат зубья
на торцовых поверхностях среднего кольца 1, которые входят в за-
рис. 3.90. Отключающий ме-
ханизм с односторонними
муфтами «Малтипул» [6]
~ среднее кольцо; 2 — полу-
™Уфта; 3 — правая чашка от-
ключающего механизма: 4 —
Ь1ХоднйЯ шестерня: 5 — обой-
а: 6 — шарик; 7 — нажимная
"РУжина; S — левая чашка
ТКлючающего механизма
247
цепление с зубьями на полумуфтах 2. Зубья выполнены с боковым
зазором, обеспечивающим полумуфтам поворот на угол, необходи-
мый для выхода из зацепления со средним ведущим кольцом. Кроме
зубьев на специальных торцовых кольцах находятся зубчатые венцы
с зубьями, оформленные в виде кулачков. Наклонные поверхности
кулачковых зубьев контактируют со стальными шариками, разме-
щенными по обеим сторонам среднего кольца. Посредством пружин 7
через шарики 6 ведомые полумуфты прижимаются переднему кольцу.
При прямолинейном движении автомобиля отключающий меха-
низм с односторонними муфтами вращается как одно целое, и кру-
тящий момент передается от среднего кольца через ведомые полу-
муфты 2 и выходные шестерни 4 к полуосям. При повороте автомобиля
когда одно из ведущих колес начинает вращаться быстрее корпуса
отключающего механизма и его среднего кольца, полумуфта опере-
жает ведущее колесо и обегает его. Вращение полу муфты возможно
вследствие действия енл, возникающих на наклонных поверхностях
кулачковых зубьев в точках контакта с шариками центрального коль-
ца, которое выводит полумуфты из зацепления со средним кольцом,
освобождая тем самым колесо.
Отключающие механизмы «Малта пул» не получили распростра-
нения из-за повышенного износа кулачковых зубьев, контактирую-
щих с шариками, и шумной работы.
Отключающий механизм «Ноу спин». Это автоматический блоки-
рующий механизм, который получил широкое распространение
в трансмиссиях большинства транспортных средств, эксплуатируе-
мых в условиях бездорожья. Существуют два основных типа отклю-
чающих механизмов «Ноу спин»:
стандартный — для грузовых автомобилей:
тихоходный 1 * * * * * * В — для легковых автомобилей, некоторых грузовых
автомобилей и транспортных средств, оборудованных планетарными
передачами в ступицах колес.
Каждая модель «Ноу спин» конструируется специально для того
типа моста, для которого механизм предназначен. Механизм «Ноу
спин» выполняет две основные функции (рис. 3.91). Одной является
компенсация разности путей, проходимых ведущими колесами, ко-
торая получается при движении на поворотах или по неровной до-
роге. Другая - - предотвращение буксования колеса, когда одно из
ведущих колес теряет сцепление с опорной поверхностью. Последняя
функция выполняется благодаря тому, что механизм «Ноу спин»
предотвращает увеличение частоты вращения одного колеса отно-
сительно другого.
1 Фирма «Детройт отомотив» (США) для всех новых моделей поставляет отклю-
чающие механизмы «Ноу спин» только тихоходного типа и постепенно сокращает
производство механизмов стандартного типа. Наибольшее применение механизмы
находят в грузовых автомобилях малой, средней и большой грузоподъемности,
в экскаваторах, в строительных и сельскохозяйственных машинах, а также в транс-
портных средствах, используемых для вывоза древесины из леса. Современные ме-
ханизмы «Ноу спин» обеспечивают передачу крутящего момента от 2,75 до 165 кН-ы-
В производстве находится 12 разных типоразмеров,
248
рис. 3.91. Размещение меха-
низма «Ноу спин» в ведущем
мосту автомобиля [32]:
I и 13 — полумуфта; 2 и 14 — вы-
ходная шестерня; 3 — фланец ве-
дущей шестерни; 4 — ведущая
коническая шестерня; 5 — меха-
низм «Ноу спин»; б — картер веду-
щего моста: 7 — корпус отключа-
ющего механизма; S — ведомая
шестерня главной передачи; 9 —
конический подшипник: 10 -
полуось: 11 — выходная шестерня
(часть механизма «Ноу спин»);
12 — картер главной передачи;
/5 — крестовина; А— зубья крес-
товины, зацепляющиеся с зубья-
ми полумуфты: Б — полумуфта
и крестовина сблокированы и
вращаются с одной и той же ча-
стотой; В — полумуфта отодви-
нута вышедшими из зацепления
с зубьями крестовины кулачками
и вращается с повышенной часто-
той
Когда автомобиль движется прямо вперед, зубья крестовины и
кулачковые зубья полумуфт сцеплены и передают на задние колеса
крутящий момент. Зубья крестовины и кулачковые зубья полумуфт
расположены так, что ни одно из ведущих колес не может вращаться
медленнее, чем ведомая шестерня главной передачи. Если на какое-то
мгновение одно из ведущих колес потеряет сцепление при въезде
на лед, снег или мягкую обочину дороги, то автомобиль будет про-
должать движение с помощью противоположного колеса, сохранив-
шего сцепление до того момента, когда оба колеса не восстановят
сцепление.
В нормальных условиях, когда правое колесо переезжает пре-
пятствие или автомобиль поворачивает налево, правое колесо дви-
гается быстрее и проходит больший путь, чем левое. В таких усло-
виях механизм «Ноу спин» автоматически обеспечивает необходимую
разницу в проходимых путях. Затем крестовина передает крутящий
момент к левому колесу, так как зубья левой полу муфты остаются
в зацеплении. По мере движения правого колеса правая полу муфта
Медленно сдвигается по выступу (наклону) центрального кольца и,
вРащаясь, перескакивает через столько зубьев, сколько необходимо
Для компенсации части пути, проходимого при преодолевании пре-
пятствия. Когда автомобиль вновь начнет двигаться прямолинейно
249
Рис. 3.92. Работа механизма «НОу
спин» (подвод всего крутящего
мента к внутреннему колесу При
полном сохранении дифферещщ.
ального действия) [32]:
А — внутреннее колесо передаст 100 о/
входного момента: Б — иаРУЖнп₽
колесо выходит из силовой цепи и 11рае
щается свободно
или по гладкой поверхности, отключенная полумуфта автоматически
входит в зацепление.
Работа механизма «Ноу спин» при движении по закруглению
наглядно представлена на рис. 3.92.
Описание конструкции механизма «Ноу спии» стандартного
типа. На рис. 3.93 показаны элементы типового стандартного диф-
Рис. 3.93. Детали механизма «Ноу'сшш» [32]:
I — крестовина и центральное кулачковое кольцо в сборе; 2 — полумуфта: 3 — нажимная
пружина: 4 — опорное кольцо нажимной пружины; 5 — выходная ступица
ференциала «Ноу спин». Детали других моделей механизмов стан-
дартного типа могут несколько отличаться по внешнему виду (см.
рис. 3.101), но принцип действия их тот же самый. Механизм состоит
из крестовины и концентрично расположенного внутреннего цен-
трального кольца, двух ведомых полумуфт 2 со стопорными кольцами,
двух опорных колец4 для установки нажимных спиральных пружин3
и выходных ступиц 5.
Крестовина или центральный ведущий элемент (рис. 3.94) в боль-
шинстве моделей имеет радиально выступающие шипы, а на обеих
торцовых поверхностях крестовины выполнены трапецеидальны6
зубья, предназначенные для взаимодействия с соответствующими
зубьями полумуфт. Для различных типов и размеров днфференциа,-
лов применяется разное число зубьев (однако в большинстве моделей
крестовина имеет четыре шипа, как показано иа рис. 3.92).
Для некоторых мостов требуется применение механизма «Ноу спин»
со специальным корпусом. В большинстве моделей центральный эле-
мент, заменяющий традиционные шипы, устанавливается в корну66
250
риС 3.94- Крестовина и центральное
кулачковое кольцо в механизме «Ноу
спин» {32]:
_ крестовина: 2 трапецеидальные
1 Лья крестовины: 3 — центральное кулач-
3£пое кольцо: 4 — стогорное (пружинное)
Клльцо- 5 — выступы центрального кулач-
к кого' кольца; А - ограниченное вращение
кулачкового кольца
с помощью накатки или шлицев,
нарезанных на внутреннем диамет-
ре (см. рис. 3.93). Внутри кресто-
вины находится цельное централь-
ное кольцо, по контуру которого
выполнена канавка для стопорного
кольца (на рис. 3.95 —пружинное).
Установленное в этой канавке сто-
порное кольцо удерживает цент-
ральное кольцо в отверстии крестовины, предотвращая осевое дви-
жение, ие допуская взаимного относительного поворота обеих дета-
лей на угол, определяемый размером выреза на наружном контуре
центрального кольца и шпонок в отверстии (на внутреннем диаметре
крестовины).
Центральное кольцо выполняется в виде короткого цилиндра
с канавкой на наружной поверхности для стопорного кольца и ку-
лачковыми зубьями на торцовых поверхностях. Кулачковые зубья
по количеству соответствуют трапецеидальным зубьям крестовины
и, имея наклонные поверхности с закругленными краями, позволяют
отключать полумуфты. Две одинаковые полумуфты расположены по
обеим сторонам крестовины и центрального кольца. Этн полу муфты
оснащены венцами с радиально нарезанными трапецеидальными
зубьями, которые зацепляются с зубьями крестовины и пе-
редают с их помощью крутящий момент.
Внутренние части трапецеидальных зубьев полумуфт зацепля-
ются с кулачковыми зубьями центрального кольца. В отверстии
каждой полумуфты нарезан шлиц,
который зацепляется со шлицом
выходной ступицы. Нажимные
пружины опираются на наружные
плоскости ведомых полумуфт и
опорные кольца, благодаря чему
достигается постоянство действия
осевой силы наружу (на выходную
ступицу) и внутрь (на полумуфты).
Для установки винтовых пружин
Рис. 3.95. Центральное кулачковое коль-
цо в механизме «Ноу спин» [32]:
1 — центральное кулачковое кольцо; 2 —
Стопорное (пружинное кольцо)
251
Рис. 3.96. Детали механизма «Ноу спин» [29]:
• а —с цельной (песварной) полумуфтой и с выступающими нажимными цилиндрическими
пружинами; б — с цельной (несварной) полумуфтой и с выступающими коническими на-
жимными пружинами; в — с двойным сварным комплектом полумуфты и кулачкового кольца,
а также с расположенными внутри нажимными пружинами: / — выходная ступица: 2 —
опорное кольцо нажимной пруж'ины; 3 — цилиндрическая нажимная пружина; 4 — полу-
муфта: 5 — стопорное (наружное) кольцо; 6 — крестовина; 7 — центральное кулачковое
кольцо
с внутренней стороны полумуфт расположены два опорных кольца
с фланцами. Кольца опираются на фланцы по внутреннему диаметру
полумуфт. Винтовые пружины нажимают на внутренние края уста-
новочных опорных колец. Во внутренних отверстиях выходных сту-
пиц выполнены шлицы для соединения с концами полуосей, причем
наружные шлицы выходных ступиц взаимодействуют с внутренними
шлицами ведомых полу муфт.
Варианты конструкции. На рис. 3.96 показаны разные варианты
конструкции механизма «Ноу спин» стандартного типа. В конструк-
циях, показанных на рис. 3.96, каждая из полуосей имеет венец из
кулачковых зубьев, размещенных внутри и концентрично трапеце-
идальным зубьям, причем кулачковые зубья полумуфты зацепляются
с кулачковыми зубьями центрального кольца.
Работа отключающего механизма «Ноу спии» стандартного типа.
Прямолинейное движение вперед (рис. 3.97). Когда автомобиль дви-
жется прямолинейно вперед, трапецеидальные зубья по обеим сторо-
нам крестовины зацепляются с соответствующими зубьями полу*
муфлы. Зацепление ведущих н ведомых трапецеидальных зубьев
обеспечивается усилием двух пружин, которые нажимают на полу
муфты по направлению к центру крестовины, а также в результат6
252
рис 3 97. Работа механизма «Ноу спин»
при прямолинейном движении автомо-
биля вперед [32].
а — [ЮлумусЬта; 2 и 8 нажимная
«Лжнна; 3 и 1 1 опорное кольцо нажим-
ной пружины; 4 и 6 - выходная ступица;
- -- крестовина; Л — трапецеидальные
Жья крестовины передают движение зубьям
полумуфты: Б — оба элемента (полумуфта
I крестовина) вращаются с одинаковой
настотой
прппудительпого блокирующего
действия, производимого взаимо-
действием между собой подрезов
на рабочих поверхностях трапеце-
идальных зубьев. В этих условиях
обе пол у муфты полностью сцеп-
ляются друг с другом, так что ком-
плект работает как одно целое, и
каждое заднее колесо вращается
вперед с частотой ведомой шестерни главной передачи.
Прямолинейное движение назад. Когда автомобиль движется пря-
молинейно назад, обе ведомые муфты полностью зацепляются с кре-
стовиной и центральным кольцом так же, как это описано для случая
движения автомобиля вперед. Однако в этом случае крестовина вра-
щается в противоположном направлении, и сила тяги действует на
противоположные поверхности взаимодействующих трапецеидаль-
ных зубьев. В результате механизм работает как одно целое, причем
каждое из ведущих колес вращается с частотой ведомой шестерни
главной передачи.
Поворот направо, движение автомобиля вперед под действием
крутящего момента двигателя (рис. 3.98). При выполнении поворота
необходима такая дифференциация частоты вращения, чтобы наружное
колесо могло проходить больший путь и, следовательно, вращаться
быстрее, чем внутреннее колесо. Обычный дифференциал с кониче-
скими шестернями допускает более быстрое вращение наружного ве-
Рис. 3.98. Работа механизма «Ноу
спин» при движении автомобиля вперед
и повороте направо [32]:
1 и S — полумуфта: 2 и 7 — нажимная
пружина; 3 и 6 — опорное кольцо нажим-
ной пружины: 4 и 5 — выходная ступица;
А — трепецеидальные зубья крестовины
передают движение полумуфте: Б —
полумуфта и крестовина сблокированы
и вращаются с одинаковой частотой; В —
полумуфта, отодвинутая от крестовины
кулачками центрального кольца, вышла
из зацепления с трапецеидальными Зубь-
ями крестовины и вращается с повышен-
ной частотой
253
** Рис. 3.99. Общий вид механизма «Ноу спин» с вы-
резом четверти при движении автомобиля впе'
i ред с поворотом направо [32]:
1 — полумуфта; 2 — крестовина: 3 — кулачковп,.
центральное кольцо; А — зубья полумуфты воспри-
_ ^2" Ч нимают движение крестовины: Б — крестовина* й
правая полумуфта вращаются с одинаковой часто
л М • той; В — полумуфта сдвинута кулачками централь
< 2 . 4Н II Л ° кого кольца: Г — левая полумуфта вышла из за
цепления и вращается быстрее, чем крестовина
дущего колеса, чем ведомой шестерни
главной передачи и, в то же время, бо-
V-' лее медленное вращение внутреннего
ведущего колеса относительно ведомой
’ ’ • шестерни главной передачи. Диффе-
ренциал «Ноу спин»*позволяет либо од-
ному, либо другому колесу вращаться
быстрее, чем ведомая шестерня главной
передачи, но во время передачи крутящего момента, этот механизм
ни одному из колес не позволяет вращаться медленнее, чем ведомая
шестерня главной передачи.
Рассматривая поворот автомобиля направо при переднем ходе,
видим, что правая ведомая полумуфта (вращающаяся медленнее) ос-
тается полностью зацепленной с трапецеидальными зубьями кресто-
вины и соответствующими кулачковыми зубьями. Ведущие трапеце-
идальные зубья крестовины передают силу тяги ведомой полумуфте,
которая, непрерывно вращаясь с частотой вращения
ведомой шестерни главной передачи, передает крутящий момент
правому (внутреннему) ведущему колесу, обеспечивая таким обра-
зом движение автомобиля. Левое (наружное) ведущее колесо прохо-
дит больший путь, чем правое (внутреннее), и вращается в результате
контакта с поверхностью дороги, в связи с чем оно должно вращаться
быстрее, чем ведомая шестерня главной передачи. Отсюда левая ведо-
мая полу муфта также должна вращаться быстрее, чем крестовина.
Другими словами, необходимо получить дифференцирование частоты
вращения ведущих колес. Правый ряд кулачковых зубьев централь-
ного кольца надежно зацепляется с зубьями правой полумуфты.
Когда центральное кулачковое кольцо установлено так, что не может
вращаться относительно крестовины, кулачковые зубья кольца с ле-
вой стороны служат в качестве поверхностей скольжения, по которым
могут сдвигаться зубья левой полумуфты, что приводит к расцепле-
нию полумуфты с зубьями крестовины. Кулачковые зубья централь-
ного кольца достаточно высоки, чтобы произошло расцепление трапе-
цеидальных зубьев ведомой полумуфты с зубьями крестовины и сме-
щение ее на некоторое расстояние (рис. 3.99). Когда трапецеидаль-
ный зуб оказывается над вершиной кулачкового зуба, усилие прУ"
жнны вновь полностью сцепляет зубья полумуфты с зубьями кулачка.
Такое зацепление и расцепление непрерывно осуществляется в
процессе движения на повороте с частотой, прямо пропорциональ-
ной частоте вращения колеса, вращающегося быстрее. Когда авто-
мобиль проходит поворот и начинает двигаться прямолинейно вперед.
254
Рис. 3.100. Работа механизма «Ноу спин»
При движении автомобиля вперед с по-
воротом налево 132]:
. и я — полумуфта: 2 и 7 — нажимная иру-
' " - з и 6 — опорное кольцо нажимной пру-
л-чньг 4 и 5 — выходная ступица; А — тра-
ИЬеиДальные зубья крестовины передают дви-
«ciine полумуфте; Б полу муфта и кресто-
вина сблокированы и вращаются с одинаковой
вястотой; в — полум уфта, отодвинутая кулач-
«пми вышла из зацепления с трапецеидаль-
ными зубьями крестовины и вращается с по-
вышенной частотой
необходимость в дальнейшем диф-
ференциальном действии отпадает.
Обе полумуфты полностью зацеп-
ляются с трапецеидальными зубья-
ми крестовины, и отключенный
дифференциал работает так же, как
при прямолинейном движении ав-
томобиля.
Поворот направо, движение автомобиля вперед по инерции.
В этой ситуации автомобиль движется вперед, но, так как он за-
медляет свое движение после разгона, направление крутящего мо-
мента, действующего на ведомую шестерню главной передачи, из-
меняется на противоположное. Противоположное направление дей-
ствия крутящего момента определяется сопротивлением поверхносги
дороги, которое направлено против сил, создаваемых крутящим
моментом двигателя.
При повороте направо левые (наружные) ведущие колеса враща-
ются с частотой ведомой шестерни главной передачи, поскольку ле-
вая ведомая полумуфта полностью зацеплена. В это же время пра-
вые (внутренние) колеса вращаются с меньшей частотой, чем ведомая
шестерня главной передачи.
Симметричная конструкция механизма «Ноу спин» действует
противоположно тому, что имеет место при повороте автомобиля
налево при движении его под действием крутящего момента двигате-
ля. Можно утверждать, что когда поворот начинается прн подводе
крутящего момента к ведущим колесам, а затем, до окончания пово-
рота, продолжается движение по инерции, механизм «Ноу спин»
работает непрерывно и автоматически приспосабливается к изме-
нению направления крутящего момента на противоположное.
Поворот налево, движение автомобиля вперед под действием кру-
тящего момента двигателя (рис. 3.100). При выполнении движущим-
ся вперед транспортным средством поворота налево левое колесо на-
ходится на внутренней стороне поворота, а крутящий момент под-
водится к нему такой, что оно должно вращаться с частотой, равной
Частоте вращения ведомой шестерни главной передачи. Правое колесо
Двигается по дуге большого радиуса, находясь на внешней стороне
поворота. Его ведомая полумуфта выведена из зацепления с зубьями
крестовины, что позволяет вращаться ей с частотой, превышающей
Частоту вращения ведомой шестерни главной передачи. Работа ведо-
255
Рис. 3.101. Общий вид механизма «Ноу спиц»
с вырезом четверти при движении автомобиля
вперед с поворотом налево [32]:
1 — кулачковое центральное кольцо. 2 полумуф
3 — крестовина; А — зубья полуыуфты получ.1 ,
движение от крестовины: Б — крестовина и полум;
ты вращаются с одной и той же частотой; в — по.'
муфта выходит из зацепления и вращается быстр
чем крестовина: Г — кулачки центральною кол! , ,
служат в качестве выступов для выхода из зацеплен,,п
с зубьями полумуфты
мой полумуфты (с правой стороны комплек-
та) в рассматриваемом случае показана на
рнс. 3.101.
Повороты направо и налево, движение
назад (рис. 3.102). Работа дифференциала
«Ноу спин» при движении автомобиля на-
зад с одновременным поворотом аналогич-
на той, что имеет место при движении
автомобиля^вперед. Подобно тому, как и при движении автомобичя
вперед псГинерции, направление действия момента изменяется, по
симметричная конструкция механизма «Ноу спин» устроена так,
чго трапецеидальные кулачк°вые зубья автоматически меняют свои
роли для обеспечения нормальной работы дифференциала при дви-
жении автомобиля назад (во время передачи крутящего момента к ве-
дущим колесам) по инерции.
Движение по ухабистой дороге, содержащей волнообразные неров-
ности. Когда автомобиль движется с умеренной скоростью по ухаби-
стой дороге, со стороны механизма «Ноу спин» требуется постоянное
дифференциальное действие. Иными словами, механизму необходимо
повторять цикл разблокирования и блокирования в быстро меняю-
щемся темпе, определяемом дородными условиями. Если одно веду-
щее колесо попадает на мягкую или скользкую поверхность, то оба
ведущих колеса блокируются и вращаются с частотой ведомой ше-
стерни главной передачи. Таким
образом, буксования колес, приво-
дящего к чрезмерному износу шин,
не происходит.
Если автомобиль, оборудован-
ный обычным дифференциалом,
движется в описанных выше до-
Рис. 3.102. Работа механизма «Ноу спин»
при движении автомобиля назад и по-
вороте налево [32]:
/ — крестовина; 2 и 9 — полумуфта; 3 и 8 —
нажимная пружина; 4 и 7 — опорное кольцо
нажимной пружины: 5 и 6 -- выходная сту-
пица; А — трапецеидальные зубья кресто-
вины передают движение полумуфте: Б —
полумуфта и крестовина сблокированы и вра-
щаются с одинаковой частотой: В — полу-
муфта, сдвинутая кулачками центрального
кольца, выходит из зацепления с трапеце-
идальными зубьями крестовины и вращается
с повышенной частотой
256
рожных условиях, то наблюдается неравномерное (прерывистое)
вращение ведущих колес относительно друг друга. Подобное про-
исходит, когда колесо теряет сцепление с полотном ухабистой
дороги. Когда колесо вновь соприкасается с опорной поверхностью,
возникает сильная ударная нагрузка, которая передается на всю
трансмиссию, вызывая резкую потерю частоты вращения этим
колесом по отношению к частоте вращения ведомой шестерни глав-
ной передачи.
При движении в аналогичных дорожных условиях в транспорт-
ном средстве, ведущий мост которого оборудован механизмом «Ноу
спин», буксования колес, потерявших контакт с опорной поверхно-
стью, не происходит. Следовательно, изнашивание при буксовании
колеса, вращающегося быстрее, чем ведомая шестерня главной пере-
дачи, исключено. Когда одно из колес теряет контакт с опорной по-
верхностью и вновь его восстанавливает, его частота вращения равна
частоте другого ведущего колеса, и никакой ударной нагрузки в транс-
миссии автомобиля не возникает. Отсюда устраняется явление инер-
ционности буксующего колеса, которое имеется в обычном дифферен-
циале.
Одно колесо находится на льду, другое — на сухой поверхности.
Когда автомобиль, оборудованный механизмом «Ноу спин», дви-
жется одним колесом по льду, а другим — по поверхности с хоро-
шими сцепными качествами, колесо, находящееся на льду, не имеет
сцепления; а другое колесо передает через точки наружной окруж-
ности всю силу тяги автомобиля и сообщает ему движение в пределах
сцепных свойств опорной поверхности. Когда автомобиль движется
прямолинейно или криволинейно, оба колеса вращаются с частотой
вращения ведомой шестерни главной передачи. Автомобиль с обыч-
ным дифференциалом в такой ситуации «спотыкался» бы, поскольку
колесо, находящееся на льду, вращалось бы свободно, а колесо,
опирающееся на твердую сухую поверхность, не вращалось бы
совсем.
Описание конструкции механизма «Ноу спин» тихоходного типа.
Не отличаясь в основном, механизм «Ноу спин» тихоходного типа
очень похож на механизм стандартного типа. Основное различие в их
работе основано на том, что одна сторона в механизме тихоходного
типа может опережать, а затем автоматически входить в полное за-
цепление. В механизме стандартного типа в течение цикла опереже-
ния ведомая полумуфта отодвигается от крестовины и возвращается
в зацепление каждый раз после перехода очередного зуба, что яв-
ляется причиной появления легкого треска. Постоянное опережение
в механизме тихоходного типа возможно благодаря применению
в каждой из ведомых полумуфт дополнительных запорных колец.
На рис. 3.103 и 3.104 показаны элементы двух разновидностей
Механизмов «Ноу спин» тихоходного типа. Хотя между ними суще-
ствуют определенные различия по внешнему виду элементов, прин-
цип их работы остается одинаковым. Ниже рассмотрены только основ-
ные различия между элементами стандартного и тихоходного типов
механизма.
9
Яскевич 3.
257
Рис. 3.103. Детали механизма «Ноу спин» тихоходного типа с выступающими по-
движными пружинами [32]:
1 — крестовина и центрально- кулачковое кольцо в сборе; 2 — полумуфта с запорным коль-
цом; 3 — нажимная пружина: 4 — опорное кольцо нажимной пружины; 5 — выходная
ступица
Комплект крестовины и центрального кольца. В крестовине имеет-
ся только один длинный зуб, радиально выступающий внутрь из
стенки отверстия и предназначенный для предотвращения вращения
центрального кольца с кулачковыми зубьями и запорного кольца
(рис. 3.105). Центральное кулачковое кольцо имеет вырезы (канавки)
для шлнц наружного контура. Одна канавка сделана узкой для взаи-
модействия с выступом крестовины, а три широких выемки (на
рис. 3.105 показаны три)—для взаимодействия с продольно высту-
пающими внутрь выступами запорного кольца.
Комплекты ведомых полу муфт и запорные кольца. На наружной
поверхности зубьев каждой из ведомых полумуфт нарезана про-
дольная канавка с небольшим подрезом в радиальном направленнн.
В этих канавках размещаются запорные кольца. Каждое из колец
разрезано и имеет кромку, радиально выступающую наружу (которая
входит в прорезь канавки полумуфты). Модель, показанная на
рис. 3.106 и 3.107, имеет три продольных выступа, направленных
внутрь механизма. При сборке двух комплектов полумуфт и запор-
ных колец с комплектом крестовины и центрального кулачкового
кольца прорези между концами каждого из запорных колец зацеп-
ляются с длинным выступом крестовины, а осевые выступы за-
порного кольца зацепляются с прорезями центрального кулачкового
кольца.
Рис. 3.104. Детали механизма «Ноу спин» тихоходного типа с внутренними нажим-
ными пружинами [32]. Обозначения см. на рис. 3.103.
258
рис. 3.105. Крестовина и центральное
кулачковое кольцо в дифференциале
«Ноу спин» тихоходного типа [32]
Рис. 3.106. Полумуфта и стопорное
кольцо (в свободном состоянии) в диф-
ференциале «Ноу спин» тихоходного
типа [32]
Рис. 3.107. Полумуфта и запорное
кольцо (в рабочем состоянии) в меха-
низме «Ноу спии» тихоходного
типа [32]
Выходные ступицы, опорные кольца пружин, пружины. Как по
внешнему виду, так и по принципу действия эти элементы такие же,
как и в механизме стандартного типа.
Конструктивные разновидности. На рис. 3.108 показаны различ-
ные конструктивные варианты механизма «Ноу спин» тихоходного
типа производства фирмы «Детройт отомстив».
Работа отключающего механизма тихоходного типа. Прямоли-
нейное движение вперед под действием крутящего момента двигателя.
Когда автомобиль движется вперед
по горизонтальной поверхности,
трапецеидальные зубья обеих вы-
ходных попу муфт полностью за-
цепляются с трапецеидальными
зубьями крестовины, а кулачковые
зубья на полумуфтах полностью за-
цепляются с кулачковыми зубьями
центрального кольца. Также, как
Н в механизма «Ноу спин» стандарт-
ного типа, полное зацепление обе-
спечивается двумя пружинами,
установленными с каждой стороны
комплекта. Пружины помогают
также полно и быстро вновь заце-
питься всем трапецеидальным зубь-
ям, что требуется при нормальном
Цикле работы механизма «Ноу
СПНн».
Когда крестовина под действием усилия от ведомой шестерни глав-
ком передачи вращается вперед, трапецеидальные зубья крестовины
зацепляются с трапецеидальными зубьями полумуфт и удержива-
1СЯ в блокированном положении в результате зацепления всех
Рис. 3.108. Детали механизма «Ноу спии» тихоходного типа [29]:
а — с двойной сварной полумуфтой в сборе с кулачковым кольцом, а также с внутренними
нажимными пружинами: б — с цельной (несварной) полумуфтой и выступающими кони-
ческими нажимными пружинами; в — с цельной (несварной) полумуфтой и внутренними
нажимными пружинами; г — с корпусом и болтами крепления, сварной’ полумуфтой в сборе
с кулачковым кольцом, с внутренними нажимными пружинами и шлицевым центральным
ведущим элементом: д — с корпусом и болтами, сварной полумуфтой в сборе с кулачковым
кольцом, внутренними пружинами и центральным ведущим элементом с фланцем: 1 — вы-
ходная ступица; 2 — цилиндрическая нажимная пружина; 3 — опорное кольцо нажимной
пружины: 4 — полумуфта и кулачковые кольца в сборе: 5 — центральное запорное кольцо;
6 стопорное (пружинное) кольцо: 7 — крестовина; 8 — центральное кулачковое кольцо;
9 — коническая нажимная пружина; 10 — полумуфта в сборе с запорным кольцом; 11 -
полумуфта: 12 — левая чашка; 13 — центральный ведущий элемент в сборе с центральным
кулачковым кольцом; 14 — правая чашка: 15 — установочные винты; 10 — болты крепле-
ния чашек
260
пезов на ведущих поверхностях трапецеидальных зубьев. Ком-
вращается как одно целое, и каждая полуось может вращаться
^"частотой ведомой шестерни главной передачи.
С Прямолинейное движение назад под действием крутящего момента
гателя. Подобная же ситуация складывается и при движении
? зад Однако, когда крестовина изменяет свое направление вра-
Кения на противоположное, крутящий момент начинает действовать
^а противоположные стороны всех трапецеидальных зубьев.
В Левый поворот. Рассмотрим случай, когда механизм «Ноу спин»
ихоходного типа, установленный в главной передаче автомобиля,
находится в положении, соответствующем блокировке. Пусть авто-
мобиль поворачивает налево, двигаясь вперед. Подобно тому, как
механизме стандартного типа, кулачковые зубья центрального коль-
ца прижимаются к кулачковым зубьям пол у муфт. Когда возникает
необходимость в том, чтобы правая ведомая полумуфта вместе с за-
порным кольцом стала вращаться быстрее, вследствие ускоренного
вращения правого кольца, то ничто не препятствует ее смещению на
высоту кулачковых зубьев центрального кольца. В это же время
лева я'пол у муфта, находящаяся в зацеплении с центральным кулач-
ковым кольцом, жестко блокируется в результате сопротивления,
оказываемого медленнее вращающимся левым колесом.
Когда правая часть начинает вращаться вперед, боковая сторона
выреза правого запорного кольца зацепляется с выемкой крестовины,
блокируя это кольцо относительно системы кулачков центрального
кулачкового кольца. В результате выступы запорного кольца ока-
зываются перед вырезами центрального кулачкового кольца. Это
исключает поворот ведомой полу муфты и вхождение ее в зацепление
до тех пор, пока она вращается быстрее, чем крестовина и централь-
ное кулачковое кольцо. Когда ускоренное движение прекратится, и
частоты вращения крестовины и опережающей ведомой пол у муфты ста-
нут одинаковыми, произойдет изменение направления действия мо-
мента. Вследствие этого правое запорное кольцо повернется назад от
выемки крестовины, а его выступы расположатся по осям вырезов
центрального кулачкового кольца, что позволит правой полумуфте и
запорному кольцу повернуться до полного зацепления с крестовиной
и центральным кулачковым кольцом.
Общая оценка. Во время левого или правого поворота автомо-
биля, двигающегося вперед или назад, все механизмы «Ноу спин»
Допускают вращение обеих ведомых полумуфт с частотой, большей,
чем у ведомой шестерни главной передачи. В случае передачи кру-
тящего момента вращение ни одной из полу муфт не происходит мед-
леннее ведомой шестерни. Другими словами, если произойдет потеря
сцепления колесом какой-либо стороны, то колесо с другой стороны
УДет вращаться с частотой ведомой шестерни главной передачи,
Как °писано выше, благодаря чему вся сила сцепления, имеющаяся
На каждом из колес, будет использоваться для приведения в движе-
ние. автомобиля.
К преимуществам отключающего механизма «Ноу спин» с одно-
оронними муфтами относятся высокая надежность и стабильность
261
тяговых качеств (рис 3.109), независимость от износа элементов,
относительно невысокая трудоемкость изготовления и взаимоза-
меняемость с обычными коническими дифференциалами. Недостат-
ком этого механизма является некоторое отрицательное влияние,
оказываемое на управляемость автомобиля, особенно проявляющееся
у высокоскоростных автомобилей, поэтому основные объекты приме-
нения этого механизма — грузовые автомобили, экскаваторы, стро-
ительные и сельскохозяйственные машины и т. п.
В приложении 1 даны данные, касающиеся применения диффе-
ренциала «Ноу спин» в транспортных средствах с различными ко-
лесными формулами. Кроме того, приведены сравнительные данные
о влиянии механизма «Ноу спин» и обычного дифференциала на спо-
собность приводить автомобиль в движение.
Доля Вертикальной нагрузки, реализуемой на нолесе по
сцепным условиям
25?*^^ ^257, 257с ^1007.
50 %--- 1257>
Максимальная доля Вертикальной нагрузки, реализуемая
мостом В целом
а) I)
Рис. 3.109. Тяговые качества обычного дифференциала и отключающего меха-
низма «Ноу спин» [1]:
а — обычный дифференциал; б — отключающий механизм «Ноу спин»; I — мягкое основа-
ние; 2 — твердое основание
Советские модификации дифференциала «.Ноу спин». На ЗИЛе,
МАЗе и в НАМИ разработаны конструкции подобных отключающих
механизмов с односторонними муфтами для автомобилей ЗИЛ-164,
ЗИЛ-157, МАЗ-200, ЯАЗ-210, ГАЗ-51, ГАЗ-63. Эти механизмы ис-
пользуют также в различных модификациях основных моделей ука-
занных автомобилей с применением стандартных узлов и механиз-
мов. На рис. 3.110—3.116 показаны общие виды и элементы различ-
ных отключающих механизмов, изготовляемых в СССР. Их кон-
струкция подобна механизму «Ноу спин» и представляет собой его
модификации.
Левая чашка 1 отключающего механизма с односторонними муф'
тами (см. рис. 3.110—3.113) отличается от аналогичного элемента
обычного конического дифференциала только некоторыми внутрен-
ними размерами. Для отключающего механизма автомобиля МАЗ-502
оказалось возможным полностью сохранить корпус механизма. Ве-
дущим элементом механизма является крестовина 3. При двух'
ступенчатой главной передаче ведущего моста, чтобы сохранить без
изменений ведомую цилиндрическую шестерню, крестовину 3
(рис. 3.110 и 3.112) соединяют с корпусом при помощи четырех шипов,
262
Рис. 3.110. Отключа-
ющий механизм с одно-
сторонними муфтами ав-
томобиля ЗИЛ-164 {35]:
I — левая чашка диффе-
ренциала; 2 — правая чаш-
ка дифференциала; 3
крестовина; 4 - полумуф-
Тд, 5 — нажимная ПРУ"
жйна; 6 — опорная шайба
выходной ступицы; 7 -
выходная ступица: 8
запорное кольцо; 9 --
центральное кулачковое
кольцо; Ю — стопорное
(пружинное) кольцо; // —
отверстие для демонтажа
центрального кольца
как в обычном дифференциале. В случае одноступенчатой главной
передачи ведущего моста можно было использовать соединение кре-
стовины 3 (рис. 3.111) с корпусом при помощи сплошного фланца.
Для передачи крутящего момента на обеих торцовых поверхностях
крестовины нарезаны радиальные трапецеидальные зубья Их ко-
личество определяется величиной передаваемой силы.
В отключающих механизмах автомобильного завода ЗИЛ тра-
пецеидальные зубья имеют вид перевернутых трапеций, заглуб-
ленных в основание на 0,45 ± 0,03 мм. Такая конструкция была
принята по результатам испытаний и позволяет исключить возмож-
ность самовыключения механизма при передаче силы тяги.
Один из трапецеидальных зубьев венца крестовины удлинен.
В отключающем механизме автомобиля МАЗ-502 (рис. 3.114) такой
удлиненный зуб образуется в результате установки в канавке, вы-
полненной на поверхности отверстия крестовины, специальной
шпонки, закрепляемой посредством штифта. В других конструкциях
удлиненный зуб проектируют как одно целое с крестовиной.
Необходимым условием правильного положения зубьев обоих
венцов является их точная соосность. Несоосность зубьев обычно
составляет 0,03—0,05 мм. Ширина впадины между зубьями прини-
мается такой, чтобы сохранялся боковой зазор, необходимый для
свободного выхода трапецеидальных зубьев при отклкиении полу-
муфт.
Внутри крестовины установлено центральное кулачковое кольцо 9
(см. рис. 3.110 - 3.113), которое может свободно вращаться. В осе-
вом направлении кольцо зафиксировано обычным разрезным сто-
порным кольцом 10. При сборке стопорное кольцо устанавливается
1лУбокую кольцевую канавку центрального кольца, а после уста-
Ви„КИ Последнего в крестовину стопорное кольцо, введенное на поло-
У во внутреннюю канавку крестовины, разводится. В целях
263
Рис. 3.111. Отключа-
ющий механизм с одно-
сторонними муфтами ав-
томобиля ЗИЛ-157 [35];
1 - левая чашка диффе-
ренциала: 2 - правая
чашка дифференциала; 3 —
крестовина; 4 полу муф-
та; 5 нажимная пру-
жина; 6 — опорная шайба
выходной ступицы: 7
выходная ступица; 3
запорное кольцо; 9 цен
тральное кулачковое коль-
цо; 10 стопорное (пру-
жинное) кольцо; 11 — от-
верстие для демонтажа
обеспечения разборки кольцо с помощью пяти специальных штифтов
убирается в канавку центрального кольца через выполненные для
этой цели радиальные отверстия в крестовине.
На обеих торцовых поверхностях центрального кольца нарезаны
кулачковые зубья в виде плоскостей, наклоненных по отношению
к вершине зуба. Число и расположение зубьев центрального кольца
полностью совпадают по шагу и направлению осей с зубьями кресто-
вины (рис. 3.115). Толщина зубьев и ширина впадины между зубьями
центрального кольца отличаются на величину бокового зазора
между зубьями в зацеплении. Боковой зазор составляет 0,5 мм
Рис. 3.112. Отключающий
механизм с односторон-
ними муфтами автомоби-
ля МАЗ-502 ]35]:
1 — левая чашка дифферен-
циала; 2 - правая чашка
Дифферен нала: 3 — крес-
товина; 4 — полумуфта,
5 — нажимная пружина;
б — опорная шайба выход-
ной ступицы: 7 — выходная
ступица; Я — запорное
кольцо: 9 — кулачковое
центральное кольцо: 10 —
стопорное (пружинное)
кольцо: 11 — отверстие Для
демонтажа центрального ку-
лачкового кольца: 12 —
опорное кольцо пружины;
/3 — распорная втулка
264
3.113- Отключающий меха-
*^и»« с односторонними муфтами
Добили ГАЗ-51 [35]:
, _ левая чашка дифференциала: 2
1 спяя чашка дифференциала! 3 —
„пестовина: 4 - полумуфта; 5 - на-
кр.,'яЯ пружина: 6 — опорная шайба
входной ступицы: 7 - выходная сту-
В \|я- 3 — запорное кольцо; 9 — цен-
тральное кулачковое кольцо; 10 -
стопорное (пружинное) кольцо
в отключающих механизмах автомобильного завода ЗИЛ и 0,83 мм
у автомобиля МАЗ-502. В отключающем механизме НАМИ боковой
зазор отсутствует.
На наружной поверхности центрального кольца выфрезерована
канавка для прохода удлиненного зуба при сборке и разборке цен-
трального кольца. В отключающем механизме автомобильного за-
вода МАЗ, содержащем сквозную шпонку для образования удли-
ненного зуба на всей длине крестовины, ширина канавки на централь-
ном кольце значительно превышает ширину шпонки. Это сделано
для того, чтобы центральное кольцо могло иметь угловое переме-
щение в необходимых пределах. Угловое отклонение центрального
кольца в отключающих механизмах автомобильного завода МАЗ
составляет 5е 20'. В конструкциях отключающих механизмов авто-
мобильного завода ЗИЛ и НАМИ поворот центрального кольца
не ограничен.
Ведомые полумуфты 4 (см. рис. 3.110—3.113) имеют на внутрен-
них торцовых поверхностях по два соосно расположенных ряда зу-
бьев. Зубья наружного ряда входят в зацепление с зубьями кресто-
вины. Наличие широких впадин между зубьями позволяет полу-
Рис. 3.114. Крестовина
отключающего механиз-
ма с односторонними
муфтами автомобиля
МАЗ-502 [35]:
I — шпонка в виде удли-
ненного зуба; 2 штифт
крепления
265
Рис. 3.115. Профиль зуба цен-
трального кулачкового кольца
отключающего механизма ав-
томобиля [35]:
а — ЗИЛ-164: б — МАЗ-502
муфтам совершать некото-
рые угловые перемещения
относительно крестовины.
Кулачковые зубья внут-
реннего ряда образованы
поверхностями, наклонен-
ными под углом 20е к вер-
шине зуба. На наружной
цилиндрической поверхности внутреннего ряда кулачковых зубьев
установлено запорное кольцо 8 (рис. 3.110—3.113), которое может
перемещаться по окружности. В осевом направлении кольцо фик-
сируется кромкой, входящей в специально выточенную в полумуфте
канавку. Запорное кольцо разрезано и выполнено пружинящим. Его
устанавливают с предварительным натягом по наружному диаметру
веица кулачковых зубьев полумуфты. Предварительный натяг, при-
ходящийся на 1 мм посадочного диаметра полумуфты, в существую-
щих конструкциях составляет 0,03—0,05 мм. На внутреннем торце
запорного кольца нарезаны кулачковые зубья. Профиль зубьев та-
кой же, как и зубьев полумуфты, но зубья запорного кольца отли-
чаются по толщине. В целях облегчения включения зубья запорного
кольца выполнены на 1,2—1,3 мм тоньше. Для этого зубья запор-
ного кольца заглублены на 0.2 мм от вершины зубьев полумуфты.
Кольца разрезаны вдоль вершии двух соседних зубьев, как пока-
зано иа рис. 3.116. Для ограничения поворота запорного кольца от-
носительно крестовины в собранном отключающем механизме служит
удлиненный зуб (или шпонка в отключающем механизме автомобиля
МАЗ).
Ширину прорези запорного
кольца определяют, считая что при
повороте кольца до упора в удли-
ненный зуб зубья запорного коль-
ца занимают среднее положение
относительно неподвижных зубьев
полумуфты (см. рис. 3.106). Зубья
всех венцов полумуфты имеют оди-
наковый шаг, равный шагу зубьев
крестовины и ее центрального
кольца. При зацеплении трапеце-
идальных зубьев крестовины с по-
Рис. 3.116. Запорное кольцо полу-
муфты [35]
266
лумуфтами в конструкции предусмотрено одновременное зацепление
зубьев центрального кольца с кулачковыми зубьями обоих венцов
пол у муфты.
Пружины (см, рис. 3.110—3.113) в собранном механизме прижи-
мают полумуфты к крестовине с постоянной силой. При выключен-
ных полумуфтах сила пружин растет, что обеспечивает четкость об-
ратного включения полумуфт. Выходная ступица 7 связывает полу-'
муфтУ с полуосью. Для соединения с полуосями служат внутренние
шлицы выходной ступицы 7, а наружными шлицами выходная сту-
пица связана с полумуфтой. Для соединения этих элементов выбрана
посадка с зазором, которая обеспечивает осевое перемещение полу-
муфты по шлицам выходной ступицы, необходимое для выключения
и включения, и не допускает нежелательного перекоса элементов.
При сборке полумуфггы должны устанавливаться на выходную сту-
пицу легко от усилия руки.
При прямолинейном движении автомобиля обе ведомые полу-
муфты соединены между собой через центральное кольцо под дей-
ствием пружин и могут свободно поворачиваться в пределах зазора
между зубьями, который образуется в результате нефиксированного
положения центрального кольца, и зазора в замке запорных колец.
В связи с тем, что в отключающем механизме автомобильного завода
МАЗ сквозная шпонка вместе с запорным кольцом ведомых полу-
муфт ограничивают перемещения центрального кольца, размер ка-
навки, в которой происходит угловое перемещение, равен боковому
зазору между трапецеидальными зубьями и составляет 5° 20'.
Дифференциал фирмы «Хай-торк». В этом механизме, изготовляе-
мом в США, зубчатые колеса заменены на односторонние муфты двой-
ного действия — по одной муфте для каждой полуоси (рис. 3.117).
В каждой из таких муфт находятся ролики (комплекты роликов).
Корпус механизма имеет обработанную беговую дорожку и взаимо-
заменяем с корпусом обычного дифференциала. Полуоси устанавли-
ваются на шлицах в отверстиях муфт. Принцип действия механизма
таков: когда автомобиль движется прямолинейно, обе односторон-
ние муфты приводят в движение полуоси. На повороте, если не учи-
тывать передаваемый крутящий момент, более нагруженное наруж-
ное колесо и полуось вращаются быстрее, чем внутреннее колесо.
Это колесо сильнее противодействует поперечным силам. Отсюда,
устойчивость транспортного средства при движении на повороте бу-
дет выше, чем при использовании дифференциала обычной конструк-
ции. После потери сцепления на скользкой поверхности колесо вра-
щается с той же частотой, что и другое колесо’ до тех пор, пока не
прекратится буксование. Теоретически возможно, чтобы почти весь
момент прикладывался к вращающемуся колесу, но это привело бы
к его буксованию. Однако малая вероятность данного явления не
исключает возможности того, что это когда-либо произойдет.
Хотя дифференциал без зубчатых колес, изготовляемый фирмой
«Хай-торк» (США), обладает ценными свойствами, но он не является
единственным решением проблемы. Дорожное транспортное средство
Двигается с многочисленными поворотами, обусловленными распо-
267
Рис. 3.117. Отключающий механизм
с односторонними муфтами двусто-
роннего действия фирмы «Хай-торк»
(США) (4J:
а — в разобранном виде; б схема дей-
ствия; 1 — (левая н правая) полуоси; 2 —
корпус: 3 — комплект роликов; 4 ве-
дущее звено; 5 — ведомая шестерня глав-
ной передачи; 6 - ведущая шестерня
главной передачи; 7 ведущий вал
ложением дороги и наличием других транспортных средств. Отсюда,
подобно тому, как и при обычной конструкции дифференциала с при-
водом на два колеса, крутящий момент большую часть времени пере-
дается одним колесом. Указанная закономерность уменьшает срок
службы шии, поэтому объединение обычного дифференциала и одно-
сторонней муфты обеспечит подведение мощности к обоим ведущим
колесам даже при движении на повороте, благодаря чему можно наи-
более эффективно использовать сцепление колес с дорогой.
Упомянутый дифференциал был с успехом опробован иа гоночных
автомобилях высокой проходимости, имеющих привод на большую
часть колес. Было бы хорошо, если бы это устройство позволило от-
казаться от применения третьего дифференциала в автомобилях
с приводом на четыре колеса.
Дифференциал аПозитрек». Модификация дифференциала «Хай-
торк», изготавливается в настоящее время фирмой «Уорн индастриз».
8. МЕЖКОЛЕСНЫЕ САМОБЛОКИРУЮЩИЕСЯ
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
Более десяти лет назад фирма «Америкен моторе» отказалась от
применения несущего кожуха карданного вала с шарниром., имею-
щим одну степень свободы и расположенным между коробкой пере-
дач и кожухом карданного вала. Такие конструкции обеспечивали
легкость обслуживания коробки передач и главной передачи (почти
ни в одном легковом и грузовом американском автомобиле невозможно
снять коробку передач, не демонтировав предварительно двигателя,
в том числе и у автомобиля «Шевроле корвэйр» с двигателем, распо-
268
енным сзади). В результате в настоящее время для каждого аме-
риканского автомобиля, имеющего ведущий мост, выходной крутя-
щий момент коробки передач является условием равенства нагрузок
на ведущих колесах, за исключением ситуации, когда крутящий мо-
мент одновременно передается на передний и задний мосты. В связи
с этим для легковых и грузовых автомобилей, движущихся без на-
грузки, ие исключена вероятность буксования правого колеса на
низшей передаче. Чтобы устранить эти недостатки в последнее время
в США разработано много новых конструкций самоблокирующихся
дифференциалов.
Дифференциал фирмы «Итон». Отделение «Флуид пауэр» фирмы
«Итон» сконструировало дифференциал, который автоматически бло-
кируется при возникновении буксования колеса. Так как такая бло-
кировка происходит слишком резко, то на время движения по авто-
магистрали вся конструкция в целом предохраняется от случайной
блокировки. В основу рассматриваемого дифференциала, согласно
рис. 3.118, положен обычный конический дифференциал. На наруж-
ной стороне одной из выходных шестерен имеются выступы, которые
способствуют отталкиванию кулачкового диска от шестерни в слу-
чае возникновения относительного вращения этих двух элементов.
Отталкивание диска приводит к сжатию многодисковой муфты. Диски
муфты устанавливаются на шлицах выходной шестерни и в корпусе
дифференциала (поочередно). Когда кулачковый диск вращается от-
носительно корпуса, он посредством фрикционной муфты приводит
во вращение датчик частоты вращения с частотой, соответствующей
разности частот вращения шестерен (около 100 об/мин). При этом
грузики датчика частоты вращения отклоняются наружу и воздей-
ствуют на замковый кронштейн. Когда в работу вступают замки,
датчик частоты вращения перестает вращаться. В данной ситуации
вращение кулачкового диска становится возможным только при сколь-
жении муфты. Кулачковый диск, действуя на диски муфты, заторма-
живает буксующее ведущее колесо. После устранения разности кру-
тящих моментов между двумя выходными шестернями датчик частоты
вращения расцепляется с замковым механизмом, и пружина, находя-
щаяся внутри многодисковой муфты, возвращает кулачковый диск
в первоначальное положение.
Датчик частоты вращения действует только тогда, когда имеется
разность частоты вращения между выходными шестернями механизма.
Датчик срабатывает даже тогда, когда буксование колес ненагружен-
ного автомобиля происходит при движении с большой скоростью на
повороте. В последнем случае блокировка дифференциала могла бы
привести к потере управления автомобиля. Уже при скорости 32 км/ч
центробежная сила вызывает такое отклонение замкового кронштейна
наРужу, что датчик частоты вращения зацепиться с ним не может
(рис. 3.119). В самоблокирующемся дифференциале фирмы «Итон»
усилие, прикладываемое к фрикционной муфте, обусловливается
не только влиянием шин, но и скользящей муфты. Поэтому блоки-
ровка может произойти при любой потере каким-либо колесом кон-
такта с опорной поверхностью.
269
Рис. 3.118. Самоблокирующийся дифференциал фирмы «Итон» [15]:
J - кулачковый диск; 2 — муфта блокировки; 3 — датчик скольжения муфты; 4 датчик
скорости: 5 — замковый датчик; 6 - опорная втулка
Рис. 3.119. Датчик скорости и замковый кронштейн (иа рисунке показано, как
каждый из них реагирует на относительную скорость в первом случае и абсолют-
ную во втором) [15]:
1 - положение блокировки: 2 — положение, соответствующее моменту скольжения; 3 —
замковый кронштейн; 4 — положение, соответствующее дорожной скорости (блокировка
отсутствует)
9. МЕЖОСЕВЫЕ И МЕЖБОРТОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ
До середины 60-х годов автомобили с приводом на четыре колеса
предназначались только для специальных целей: для движения по
бездорожью, для строительных и сельскохозяйственных работ и т. п.
Комфорт, внешний вид и способность к движению по твердым доро-
гам имели меньшее значение. Большинство автомобилей с приводом
на четыре колеса имело чудной внешний вид и часто представляло
собой безобразный вариант автомобиля с приводом на два колеса.
Привод на четыре колеса был скорее дополнительной, чем основной
задачей при проектировании автомобиля. Такие приводы преимуще-
ственно приспосабливались для использования узлов существую-
щих транспортных средств, а не для достижения плавной езды с вы-
сокой скоростью по твердой дороге. Этими транспортными сред-
ствами управляли специально обученные водители, знавшие, какой
рычаг двигать и какую ручку повернуть в тех или иных обстоятель-
ствах. Они также сталкивались с тем, что неправильная последова-
тельность действий или невыполнение определенных действий при-
водят к повреждению трансмиссии или остановке автохмобиля.
Положение резко изменилось, когда повысился уровень жизни
населения стран, имеющих развитую автомобильную промышлен-
ность, и увеличилось количество свободного времени, которые при-
вели к росту спроса на товары, предназначенные для отдыха. В на-
270
сТоящее время автомобилестроители конструируют комфортабельные
транспортные средства с определенным силуэтом. Научные работ-
ники, исследуя их под углом зрения безопасности, столкнулись с не-
достатками классических трансмиссий полноприводных автомобилей
как сточки зрения функциональности, так и необходимости специаль-
ного обучения персонала. Все это требовало совершенствования
конструкций приводов к четырем колесам, чтобы привод мог работать
в различных условиях независимо от подготовленности водителя.
В целях достижения этой цели было сконструировано много меж-
осевых механизмов распределения мощности по мостам.
9,1. МЕХАНИЗМЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ, РАСПОЛОЖЕННЫЕ
МЕЖДУ ПЕРЕДНИМ И ЗАДНИМ МОСТАМИ
Постоянный привод на оба моста не годится для автомобилей
с колесной формулой 4x4 прежде всего потому, что при отсутствии
межосевого распределения мощности (межосевого дифференциала
или отключающего механизма) необходимо отключать передний мост,
чтобы было возможно вращение передних и задних колес с разными
частотами. По условиям движения требуется, чтобы колеса как пе-
реднего и заднего мостов, так и колеса одного моста могли вра-
щаться с разной частотой и проходить различные пути. Это представ-
лено на рис. 3.120. Легко убедиться, что усредненный путь перед-
них колес больше, чем задних.
Практически такие факторы, как скольжение шины, углы увода
шин, давление в шине, нагрузка на шину и характеристика повора-
чиваемости, обеспечиваемая подвеской, изменяют путь колес. На-
пример, задняя подвеска, обеспечивающая избыточную поворачи-
ваемость. может удлинить путь задних колес при прямолинейном
движении автомобиля. Отсюда можно сделать вывод, что при нор-
мальной эксплуатации автомобиля, пути, проходимые передними и
задними колесами, разные. Отношение дугообразных путей передних
и задних колес непрерывно
изменяется, что исключает
возможность применения раз-
ных передаточных чисел в
мостах для компенсации раз-
ности путей.
Применение межосевых
механизмов распределения
мощности является простым
способом предотвращения
Циркуляции мощности яв-
ления, которое наблюдается
при движении по хорошим
Твердым поверхностям с боль-
шие. 3.120. Геометрия поворота ав-
томобиля
271
шим коэффициентом сцепления. В автомобилях с колесной форму-
лой 4x4 используют механизмы распределения мощности в виде
отключающих механизмов (односторонних муфт) или дифференциа-
лов малого внутреннего трения, повышенного внутреннего трения
а также самоб локирующихся.
9.1.1. Межосевые отключающие механизмы
Отключающие механизмы в виде односторонних муфт могут быть
размещены как в раздаточной коробке, так и в ступицах колес.
Однако независимо от их размещения отключающие механизмы имеют
определенные недостатки.
1. До тех пор, пока колеса какого-либо из мостов не имеют доста-
точного сцепления, только один мост передает крутящий момент.
2. При «переброске» силы тяги с моста- на мост в трансмиссии
возникают разрушающие ударные нагрузки.
3. Когда оба моста оснащены односторонними муфтами, тормо-
жение двигателем невозможно.
4. При торможении на крутых спусках в условиях бездорожья
реактивный момент между мостами может ослабить действие тормо-
зов на колесах менее нагруженного моста и тем самым привести
к потере управляемости автомобиля.
5. Опытные водители переключают передачи в раздаточной ко-
робке во время движения. Если колеса одного из мостов будут иметь
частоту вращения большую, чем другого, то в раздаточной коробке
может произойти поломка из-за значительной относительной раз-
ности частот вращения элементов привода к переднему и заднему
мостам.
Ступицы с односторонними муфами, или «автоматические ступицы»,
обычно оснащаются принудительной блокировкой, чтобы обеспечить
возможность работы в условиях, описанных выше в пунктах 4 и 5.
9.1.1.1. Односторонняя муфта, исйользусмая в раздаточной коробке
для передачи крутящего момента в двух направлениях (с автоматическим
включением привода к переднему мосту)
В некоторых раздаточных коробках предусмотрено специальное
устройство, обеспечивающее автоматическое включение и выключе-
ние привода к переднему мосту без каких-либо действий со стороны
водителя. Обычно привод передних колес автомобиля включается
автоматически, когда его задние колеса теряют сцепление с опорной
поверхностью. После того как задние колеса автомобиля перестают
буксовать, привод к передним колесам автоматически выключается.
Автоматическая раздаточная коробка грузовых автомобилей
«Мерседес-Бенц» моделей 322 и 327 отличается применением двух
односторонних муфт (рис. 3.121), из которых одна муфта автомати-
чески включает и выключает привод к передним колесам при движе-
нии автомобиля вперед (V), а другая — при движении автомобиля
назад (/?). Чтобы в обычных условиях движения при достаточном
сцеплении задних колес с опорной поверхностью раздаточная ко-
272
Рис. 3.121. Автоматическая раздаточная коробка автомобиля «Мерседес-Бенц»
мод. 322 и 327:
а — схема автомобиля с разными передаточными числами в главных передачах передне! о
и заднего ведущих мостов; б — конструктивная схема односторонней муфты двустороннего
действия: I —муфта для движения назад 7?; 2 -муфта для движения вперед V; 3—наружное
кольцо привода к задним колесам; 4 — внутреннее кольцо привода к передним колесам
робка передавала крутящий момент только на задние колеса, в пе-
реднем ведущем мосту применяют главную передачу с передаточ-
ным числом на 2 % большим, чем передаточное число главной пере-
дачи заднего ведущего моста (рис. 3.121). Таким образом, если веду-
щие колеса автомобиля вращаются без скольжения, то вал привода
переднего ведущего моста вращается несколько быстрее, чем вал
привода заднего моста, а односторонняя муфта размыкается и пре-
дотвращает передачу крутящего момента к переднему ведущему
м°сту. Вследствие буксования задних ведущих колес вал привода зад-
него ведущего моста начинает вращаться быстрее, чем вал привода
переднего ведущего моста, в результате чего односторонняя муфта
вКлючается, т. е. раздаточная коробка начинает передавать крутя-
щий момент также и к переднему ведущему мосту. С этого момента
включения односторонняя муфта начинает больше препятствовать
РЩцеиию вала привода заднего моста, чем переднего, что снижает
ВеРоятность заноса автомобиля. Как только задние колеса автомобиля
273
снова полностью сцепляются с опорной поверхностью, вал привода
заднего моста начинает вращаться медленнее, чем вал привода перед,
него моста. Вследствие этого односторонняя муфта размыкается, т. е
раздаточная коробка перестает передавать крутящий момент к перед1
ним колесам автомобиля.
Достоинством раздаточных коробок с односторонними муфтами
является их способность автоматически включать передний мост
только тогда, когда это необходимо. Однако такое преимущество
оборачивается серьезным неудобством, поскольку привод к передним
колесам включается только на время буксования задних колес,
а остальное время привод к передним колесам остается выключен-
ным, что в трудных условиях движения автомобиля вызывает пере-
грузку заднего ведущего моста. Другой недостаток системы одно-
сторонних муфт заключается в том, что невозможно полностью ис-
пользовать силу тяги. Мост становится ведущим только тогда, когда
колеса другого буксуют. Коэффициент сцепления при полном бук-
совании колес всегда меньше, чем при качении с ограниченным
скольжением. Кроме того, система двух противоположно встроенных
односторонних муфт характеризуется склонностью к заеданию при
движении автомобиля в направлении, противоположном тому, ко-
торое соответствует включенной передаче (например, назад, когда
включена передача для движения вперед).
9.1.1.2. Односторонние муфты, используемые в ступицах
передних колес для передачи крутящего момента в двух направлениях
(с автоматическим включением переднего моста)
Ступица типа «Локоматик» . В США широко практикуется осна-
щение автомобилей с приводом на четыре колеса включающим меха-
низмом в передних ступицах, так что вал привода переднего моста,
главная передача и карданные шарниры при движении транспорт-
ного средства по поверхности, обеспечивающей достаточное сцеп-
ление, могут не работать. Однако в случае применения обычной сту-
пицы с блокировочным механизмом водитель, приводя его в движение,
вручную включает привод к передним колесам. Ступица типа «Ло-
коматик» фирмы «Уорн индастриз» блокируется автоматически таким
образом, что передний мост работает при движении вперед и назад.
Принудительное включение необходимо только тогда, когда требуется
торможение передних колес двигателем. В случае применения авто-
матических ступиц, когда ступица левого колеса совсем не зависит
от ступипы правого колеса, нет необходимости в межосевом дифф6'
ренциале, и можно отказаться от дифференциала в переднем мосту-
Однако обгонные муфты в ступицах малы в сравнении с теми, кото-
рые применяются в механизме «Хай-торк», и не желательно, чтобы
ступица переднего внутреннего колеса при криволинейном дви-
жении включилась. В автомобиле с большой колеей колес, равной
50 % колесной базы, необходимо, чтобы передняя главная пере*
дача вращалась с частотой на 3 % меньшей (т. е. передаточное число
должно быть больше), чем задняя главная передача. Эти условия уста-
274
3 122 Рабочее Положение элементов
Соматически блокирующейся ступицы
“покоматик» [21]:
W обойма; 2 — ступица; 3 — кулачковый
риск
иявливакягся С учетом максимально
допустимого износа шин передних
колес-
Действие автоматической ступицы
ипно из рис. 3.122. Конец полуоси размещается в кулачковом
в ске> приводящем в движение ролики, находящиеся в обойме.
Обойма зафиксирована с помощью фрикционного тормоза, нагру-
женного пружиной. Каждое движение полуоси вызывает выталки-
вание роликов наружу и нажим на внутреннее кольцо. Наружная
беговая дорожка в этой ситуации не может вращаться медленнее,
чем полуось, а только быстрее. Описанные механические усовер-
шенствования приводят к тому, что конструкции с приводом на
четыре колеса становятся более нужными, причем ие только на
скользких поверхностях, так как они устраняют необходимость
включения и выключения водителем переднего привода при изме-
нении состояния поверхности.
9.1.1 3. Односторонняя муфта п переднем мосту (с автоматическим
включением переднего моста)
Автомобиль «Юнистар» . С 1969 г. фирма «Интернейшнл хар-
вестер» изготавливала тягач с колесной формулой 4-'4 для движения
по автомагистралям с двумя прицепами. При добавлении поддержи-
вающей тележки тягач стал универсальным, способным буксировать
прицепы длиной 12,2—13,7 м. Этот тягач под названием «Юнистар»
работает следующим образом. Мощность передается через обычную
коробку передач и карданный вал (без раздаточной коробки) непо-
средственно к заднему мосту (рис. 3.123). Цилиндрическая передача
(одна шестерня находится иа ведущем валу заднего моста, а другая —
на выходном валу, расположенном непосредственно в нижней части
моста) передает мощность обратно от заднего моста по другому кар-
данному валу к переднему мосту (рис. 3.124).
I ИС’ 3-123- Трансмиссия тягача «Юнистар» [33}:
Донный 2 ~ коР°бка передач; 3 — раздаточная коробка заднего моста: 4 — кар-
«л, ь — односторонняя муфта.
ВеДУи4ИйР^ос*ИнтеРнейшнл харвестер» при проектировании раздаточной коробки 3 задний
ост передвинула вперед и добавила одностороннюю муфту.
275
Хотя оба колеса имеют одинаковые шины, цилиндрическая nend I
дача сконструирована так, что частота вращения межосевого кардан 1
ного вала меньше на 3,3 %, чем у главного карданного вала. ОдНо I
сторонняя муфта (храповик), установленная на ведущем валу перед I
него моста, позволяет колесам переднего моста вращаться с большей I
частотой, чем карданный вал. Благодаря этому в нормальных усЛо I
виях на сухой поверхности автомобиль «Юнистар» является тягачом
с колесной формулой 4'2, и мощность к переднему мосту не пере,
дается. Когда задние колеса начнут скользить, и разница частот вра' I
щения межосевого карданного вала и ведущего вала переднего моста I
(3,3 %) будет сведена на нет, односторонняя муфта автоматически I
выключится так же, как и ранее автоматически включилась. I
Рис. 3.124. Разрез главной передачи тягача «Юнистар» с указанием направлений I
потока мощности [33].
Цилиндрическая шестерня на ведущем валу имеет 31 зуб, а на ведомом валу
(ниже) 32 зуба, в результате чего разность частот вращения меньше 3,3 %
Автомобиль «Юнистар» остается тягачом с колесной формулой
4-4 при движении с большой нагрузкой. В случае работы автомо- |
биля на первых трех передачах десятиступенчатой коробки передач
задние шины сжимаются под влиянием перераспределения нагрузки
(догрузки), которое вызывает уменьшение радиуса качения. В ре-
зультате задний мост начинает вращаться быстрее переднего, что
приводит к включению односторонней муфты и передаче мощности
обоим мостам. При дальнейшем движении односторонняя муфта, как
и в предыдущем случае, автоматически отключается.
9.1.2. Межосевой механизм распределения мощности
(с автоматическим регулированием подвода мощности к переднему
мосту)
С применением в США автопоездов с двумя прицепами иа дальни* I
скоростных трассах потребовались тягачи большой мощности- 1
В случае использования тягачей обычных конструкций с один'1
276
им мостом возникают проблемы с передачей мощности к коле-
иа дорогу. Лучше всего удовлетворял бы данным требованиям
саУ* с колесной формулой 4 <4, работающий по этой формуле все
тЯГЗ я как при движении с двумя прицепами, так и с одним.
^Описанный в п. 9.1.1.3 автомобиль «Юнистар» не является тяга-
постояиио работающим по формуле 4 z4. Чаще у него работают
Ч°Мько задние колеса. Для того чтобы тягач на автомагистралях
тоЛтояиИО работал по формуле 4 < 4, необходимо обеспечить возмож-
сть дифференцирования частоты вращения между задним и перед-
110 мостами (которой нет в тягаче «Юиистар») в этом режиме работы.
Такое дифференцирование не дает простого распределения крутящих
/омеитов в отношении 1:1, как это происходит в обычном диффе-
ренциале в мосту тележки. В отличие от тележки, два ведущих
Роста автомобиля с колесной формулой 4 4 передают разные нагруз-
ки поэтому крутящие моменты, вызывающие их буксование, будут
не одинаковы. В тягаче, постоянно работающем в режиме колесной
формулы 4 '4, в целях предотвращения потерь в переднем мосту
межосевой дифференциал должен делить крутящий момент в отно-
шении, пропорциональном распределению нагрузки.
Учитывая изложенные выше соображения, фирма «Итон» скон-
струировала оригинальный цилиндрический дифференциал, установ-
ленный в передней части картера главной передачи (рис. 3.125).
Мощность с входного вала передается через водило и сателлиты на
коронную шестерню с внутренним зацеплением, которая приводит
в движение ведущий вал. В это же время сателлиты приводят в дви-
жение солнечную шестерню с внешним зацеплением (концентрично
расположенную входному валу и вращающуюся вокруг него), ко-
торая, в свою очередь, через промежуточную шестерню приводит
в движение выходной вал и карданный вал переднего моста. Рас-
пределение крутящих моментов между передним и задним мостами
составляет около 1:2 — наиболее приемлемое для тягачей, работаю-
щих с двумя прицепами, когда на передний мост тягача приходится
нагрузка около 44,5 кН, а на задний мост — около 80 кН.
Однако такой дифференциал не работает при трогании с места,
когда изменяется распределение нагрузок. В результате передний
мост разгружается до такой степени, что его колеса начинают про-
буксовывать. Для устранения этого явления применяют храповик
(одностороннюю муфту) в механизме, делящем крутящий момент по-
добно тому, как в тягаче «Юнистар». Нов этом случае механизм ра-
°тает в порядке, обратном тому, который существует в упомянутом
тягаче. Механизм блокирует входной вал с промежуточной шестер-
сеи КаЖдый раз, когда колеса переднего моста начинают вращаться
^астотой на 3 % большей, чем у заднего, сводя тем самым на нет
ствие дифференциала. Цилиндрический дифференциал предотв-
Щает скольжение колес заднего моста при движении задним хо-
Пе ’ чт0 было бы нежелательно для тягача с прицепом. Для колес
КоГАНего моста ПРИ их буксовании во время движения назад либо
°ДипС Заднего моста при движении вперед (когда буксующие колеса
Го моста находятся иа льду, а колеса другого моста имеют
277
Рис. 3.125. Разрез необычной конструкции постоянно работающего дифференциала
фирмы «Итон» для автомобилей с колесной формулой 4X4 [33]:
а - передача крутящего момента к заднему мосту от выходного вала через водило, сател-
литы, когда полный крутящий момент или его 2/s подводятся к коронной шестерне вну-
треннего зацепления и ведущему валу заднего моста; б — передача крутящего момента от
сателлитов к промежуточной шестерне, выходной шестерне и в итоге — к переднему мосту;
е — при частоте вращения колес переднего моста на 3 % больше, чем у заднего, г дняя
односторонняя муфта, нагруженная пружиной и блокирующая промеж уточную шестерню
с входным валом, автоматически включается и делит крутящий момент между мостами по-
ровну: г — принудительная блокировка выполняет те же функции, если задние колеса бу-
ксуют при движении вперед или передние колеса буксуют на заднем ходу; 1 — входной
вал; 2 — водило; 3 — сателлит; 4 — коронная шестерня: 5 - ведущий вал: 6 — промежу*
точная шестерня; 7 — выходная шестерня; 8 — муфта ручной блокировки; 9 — храповик
(односторонняя муфта)
хорошие условия по сцеплению) предусмотрена принудительная
блокировка, механизм используемый для нее аналогичен механизму]
применяемому в распределителях мощности тележки задних веду*
щих мостов. Как и в остальных случаях, водитель для обеспечения
работы дифференциала должен не забывать выключать блокировоч-
ный механизм, когда в нем иет необходимости.
Исследуя рассмотренную конструкцию, фирма «Итон» установи^3
два случая, в которых передний мост может быть перегружен крУтЯ*
щим моментом. Оба случая наблюдаются во время движения тягл4
без прицепа. При резком торможении тягача без груза происходи
278
' -иоовка задних колес и возникают условия, подобные тем, что
нываются в процессе буксования колес переднего моста. Так
с1<‘П0оциосторонняя муфта работает только при наличии относитель-
ьТк скорости между полуосями мостов, а не тогда, когда тормозят,
И0И тормозная сила заднего моста передается через межосевой кар-
х вал па передний мост, что может привести к поломкам,
пробные условия возникают и при резкой подаче автомобиля назад.
vaoHbift характер нагрузки способствует тому, что задние колеса
^якл сцепление, односторонняя муфта блокируется, а карданный
Тал и передний мост перегружаются.
ва Проблему перегрузки решает установка ограничителя крутящего
омеита на выходном валу, который подобно комплекту муфт в диф-
ференциале повышенного трения предотвращает передачу разру-
Ф- <
Рис. 3.126. Ограничитель крутящего момента, не допускающий перегрузки кар-
данного вала и переднего моста [33].
На виде узла спереди показано взаимное положение и направление вращения
входного, промежуточного и выходного валов. Чтобы уменьшить тенденцию к скру-
чиванию рамы под действием крутящего момента двигателя при движении автомо-
биля с помощью промежуточного вала изменяется направление вращения выход-
ного вала
шающего крутящего момента через межосевой карданный вал
(рис, 3.126). Кроме этих конструкций фирма «Итон» дополнительно
применяла промежуточную шестерню между промежуточной шестер-
ней распределения мощности и выходным валом. Это изменяет на-
правление вращения межосевого карданного вала на противополож-
ное, что позволяет уменьшить вероятность подъема левого перед-
него колеса тягача и, отсюда, — его буксования при ускорении.
1.3. Межосевые дифференциалы малого трения
В трансмиссиях автомобилей с колесной формулой 4 \ 4 применяют
дифференциалы с малым внутренним трением как симметричные
ра?П Одинаковой нагрузке мостов), так и несимметричные (прн
в ^Ной нагрузке мостов). Использование обычного дифференциала
автач^ве межосевого имеет недостаток. Он заключается в том, что
мобиль может потерять способность двигаться в тот момент,
279
когда передние колеса потеряют сцепление, несмотря па то, что оба
задних колеса могли бы привести автомобиль в движение. В связи
с этим, чтобы предотвратить буксование колес при преодолении ко-
лесом одного из мостов участка дороги с малым коэффициентом сцеп-
ления, применяют блокирующие устройства. Однако принудитель-
ная блокировка межосевых дифференциалов имеет тот же недоста-
ток, что и блокировка межколесных дифференциалов (см. гл. 10)
В работе 113* 1 подробно рассмотрены конструкции межосевых диф-
ференциалов с малым трением.
9.1.4. Межосевые дифференциалы повышенного трения
Одним из способов избавления от недостатков дифференциального
привода является применение дифференциалов повышенного трения.
В принципе любой из рассмотренных здесь дифференциалов по-
вышенного трения может быть использован как межосевой. Однако
условия и задачи дифференциала в межосевом приводе несколько
иные, чем в межколесном приводе. Так как в межосевом приводе
опережающим будет вал, передающий крутящий момент на управляе-
мый мост (это следует из кинематики поворота автомобиля), то при-
менение дифференциала повышенного трения несколько ухудшает
устойчивость автомобиля. Поэтому при опережении ведущего вала
управляемого моста коэффициент блокировки должен быть неболь-
шим, а при опережении колес неуправляемого моста большим.
Из этого следует, что, например, для автомобилей с колесной форму-
лой 4 х 4 при одинаковой нагрузке мостов необходим кинематически
симметричный дифференциал с несимметричными блокирующими
свойствами.
Симметричный дифференциал с фрикционной муфтой. На
рис. 3.127 показан симметричный дифференциал с несимметричными
блокирующими свойствами. Механизм работает следующим образом.
Крутящий момент от корпуса 1 передается на крестовину 4 через
наклонные поверхности четырех скосов, выполненных в передней
части корпуса и на шипах крестовины. Вследствие этого иа кресто-
вине возникают осевые силы, кото-
рые через бурты сателлитов 3 и на-
жимные диски 6 сжимают диски муф-
ты 7, размещенные в задней чашке
корпуса.
При опережении задней выход-
ной конической шестерни 5 момент
трения муфты передается на корпус
и суммируется с моментом А'1О пере-
Рис. 3.127. Конический межосевой диффе-
ренциал с несимметричными блокирующими
свойствами 124]:
! — корпус дифференциала; 2 и 5 — выходные
шестерни; 3 — сателлит: 4 — крестовина: 6
нажимной Диск; 7 — пакет дисков муфты
280
Рис. 3.128. Несимметричный межосе-
вой дифференциал повышенного тре-
ния [24]:
I корпус (водило); 2 сателлит; 3
солнечная шестерня: 4 — вал привода
переднего моста; 5 — выходная шестерня
внутреннего зацепления; 6 — втулка;
7 — вал привода заднего моста: S — пакет
дисков муфты
3 4 5 6 7 8
большое значение.
дачи. Вследствие этого через
крестовину иа сателлит будут
передаваться увеличенные
окружные и осевые усилия.
Муфта будет сжиматься боль-
шими силами, а отсюда коэф-
фициент блокировки будет иметь
При опережении переднего выходного вала с выходной шестер-
ней 2 момент треиия муфты, передаваемый на корпус, будет вычи-
таться из момента Мо. В результате этого через крестовину иа са-
теллиты будут передаваться уменьшенные окружные и осевые силы.
Муфта будет сжиматься меньшими силами и коэффициент блокировки
будет меньше.
Несимметричный дифференциал с фрикционной муфтой. Все
межосевые дифференциалы повышенного трения выполняются сим-
метричными, поэтому не могут быть использованы в автомобилях,
в которых распределение усилий по мостам требует применения не-
симметричных дифференциалов повышенного трения. В этих случаях
используются несимметричные межосевые дифференциалы повышен-
ного трения (рис. 3.128).
Этот механизм работает следующим образом. Крутящий мо-
мент от корпуса (водила) 1 через сателлиты 2 передается на солнеч-
ную шестерню 3 ведущего вала 4 переднего моста и коронную ше-
стерню 5 внутреннего зацепления вала 7 привода заднего моста.
Момент от шестерни 5 передается на вал 7 посредством втулки 6
через трапецеидальные торцовые кулачки, выполненные на торцо-
вых поверхностях шестерни 5 и втулки 6.
При передаче окружной силы кулачками возникают осевые силы,
которые через торцовые поверхности втулки 6 сжимают пакет дис-
ков муфты 8. Величина силы определяется углом наклона боковых
поверхностей кулачков. Реакции от осевой силы передаются корпу-
сом через торцовые поверхности ступицы коронной шестерни.
Дисковая муфта 8 обеспечивает блокирующие свойства меха-
низма.
Дифференциал с моментом трения, возрастающим с увеличением
силы тяги. На рис. 3.129 показан дифференциал фирм «Спайсер
эксл» и «Дана». Этот механизм может приводиться в движение зубча-
тым колесом, цепью или муфтой от выходного вала коробки передач.
По специальному требованию механизм может быть переконструиро-
ван или выполнен без некоторых деталей. Он содержит следующие
основные элементы.
281
Рис. 3.129. Дифференциал с фрикционными муфтами фирмы «Спайсер эксл» кор-
порации «Дана» [21]:
1 — сателлиты; 2 — кулачковая муфта: 3 — пружина, создающая начальное усилие: 4
пакет дисков
1. Классический дифференциал с зубчатыми колесами, который
применяется самостоятельно, как устройство с пониженным внут-
ренним трением.
2. Кулачковая муфта, на торцовых поверхностях которой крутя-'
щип момент выходной шестерни преобразовывается в осевую силу,
сжимающую диски.
3, Тарельчатые пружины, предварительно сжимающие муфту.
4. Пакет дисков, которые можно применять с одной или с обеих
сторон дифференциала.
В соответствии с требованиями в механизме изменяется число
дисков муфты, угол профиля кулачков или тарельчатой пружины.
На рис. 3.130 отражены ограничения по сцеплению для автомо-
биля, преодолевающего 60 % подъем с полной нагрузкой. Рассма-
тривая в первую очередь прямые, относящиеся к малому сцеплению
Рис. 3.130. Способности к преодоле-
нию 60 %-ного подъема автомобилем
с колесной формулой 4X4 без межосе-
вого дифференциала и оборудо-
ванного межосевым дифференциалом
(рис. 3.129) при коэффициенте сце-
пления р. = 0,7 колес только одного
моста:
1 и 2 - обычный привод обоих мостов —
слабое сцепление колес переднего моста
(движение соответственно вперед и на‘
зад); 3 — обычный привод обоих мостов —
слабое сцепление колес заднего моста
(движение вперед); 4 и 6 — привод обоих
мостов при применении межосевого диф'
ференциала (рис. 3. J29) — слабое сцепле-
ние колее переднею моста (движение сОп
ответственно вперед и назад); 5 — привой
обоих мостов при применении межосевого
дифференциала (рис. 3.129) — слабое сце-
пление колес заднего моста (движение впе-
ред); 7 -- начальное усилие; 8 распре-
деление крутящего момента в диффсрс,,‘
циале (см. рис. 3.129)
282
г переднего моста автомобиля, движущегося вперед на подъем
К°Ле пихованная область), обнаруживаем преимущества обычной
^^тпукцин (с постоянным приводом к четырем колесам).
К°ИПри обычной трансмиссии под колесами менее нагруженного
Игта коэффициент сцепления достигает 0,4, в то время как для авто-
М°бидя с межосевым дифференциалом повышенного трения в транс-
М°ссии требуется сцепление 0,61. Предполагалось, что условия,
МИторые обусловливают низкую силу тяги колес переднего моста,
К°гут создать подобную ситуацию и для колес заднего моста. Когда
М2эффициент сцепления колес заднего моста больше 0,11, способ-
ность любого автомобиля к преодолению подъемов одинакова.
Однако ни одна из конструкций не обеспечивает преодоление 60 %
подъема при коэффициенте сцепления колес заднего моста, меньшем
0 56, и коэффициенте сцепления колес переднего моста, мень-
шем 0,7.
Доля способности автомобиля к преодолению подъемов, теряе-
мая в этих крайних случаях, представляет собой разницу по верти-
кали между точками прямой, относящейся к дифференциалу с повы-
шенным внутренним трением при малом сцеплении колес переднего
моста и прямой, относящейся к классической схеме при малом
коэффициенте сцепления колес заднего моста (заштрихованная об-
ласть). Если с уменьшением наклона дороги или изменением нагрузки
автомобиля произойдет перераспределение нагрузки, то потеря спо-
собности автомобиля к преодолению подъемов уменьшится. Когда
действительный коэффициент распределения сил тяги равен или
меньше расчетного (для дифференциала), такой потери не наблю-
дается.
Можно также заметить, что по мере того, как распределение на-
грузок с увеличением наклона дороги или ускорения на уклонах
ухудшается, распределение крутящих моментов, а значит полный
крутящий момент ограничивается коэффициентом распределения
крутящих моментов. Это уменьшает вероятность опрокидывания
автомобиля.
Межосевой дифференциал с моментом трения, уменьшающимся
с ростом силы тяги. Дифференциал фирмы «Борг уорнер» позволяет
применить новый привод к четырем колесам (рис. 3.131). Раздаточ-
ная коробка все время передает полную мощность, распределяя ее
между мостами. Входной момент подводится к раздаточной коробке
с помощью цепи «Морзе хай-во» с верхней ведущей звездочки на ниж-
нюю ведомую. Цельный корпус содержит внутри дифференциал с
Уменьшающимся моментом трения по мере роста силы тяги, причем
ЭТот механизм распределяет крутящий момент между мостами. При
Работе с малым крутящим моментом дифференциал ограничивает
м°Щность, передаваемую к колесам моста, находящимся на поверх-
ности с меньшим сцеплением. Поток крутящего момента распреде-
ляется так, чтобы уменьшился крутящий момент на колесах моста,
сходящихся на поверхности с большим сцеплением. Если тяговые
Условия улучшаются, т. е. колеса могут реализовать больший крутя-
щий момент, то внутреннее трение механизма уменьшается.
283
Рис. 3.131. Межосевой дифференциал, в котором внутреннее трение уменьшается
по мере роста силы тяги производства фирмы «Борг-уорнер» {23]
Сообщая автомобилю большую силу тяги в некоторых условиях
движения, дифференциал выравнивает частоты вращения валов пе-
реднего и заднего мостов. Таким образом, изменения скорости и па-
дения мощности, вызываемые поворотами, изменениями нагрузки,
неровностями дороги и неодинаковыми радиусами качения колес,
автоматически выравниваются, что обеспечивает непрерывную пере-
дачу мощности к четырем колесам (на автомагистрали н вне ее).
9.1.5. Межосевые самоблокирующиеся дифференциалы
Наиболее эффективное распределение мощности между ведущими
мостами достигается при использовании дифференциалов с автома-
тической блокировкой. Кроме автоматической блокировки, осу-
ществляемой посредством системы многодисковых и односторонних
муфт, в последнее время появились конструкции, в которых блоки-
ровка происходит посредством гидравлической муфты с вязкой
жидкостью.
9.1.5.1. Дифференциалы с автоматической блокировкой посредством
системы многодисковых и односторонних муфт
Автоматическая блокировка дифференциала, разработанная фир-
мой «Фергюсон», основана на включении этого механизма в тот мо-
мент, когда коэффициент дифференцирования частот вращения
со Дсо'Шо превышает наибольшее значение, встречающееся в нор-
мальных дорожных условиях при движении автомобиля на повороте
(<о > 0,25). При использовании этого самоблокирующегося диффе'-
ренциала во время движения автомобиля на повороте действует диф-
ференциал малого трения, а при потере одним из колес сцепления
оба колеса получают жесткую кинематическую связь.
Трансмиссия «Фергюсон» с приводом на оба моста оказалась осо-
бенно эффективной в автомобиле «Джеисен C-V8FF» (рис. 3.132),
284
Рис. 3.132. Схема трансмиссии «Фергюсон» в автомобиле «Дженсен C-V8FF»:
/ — двигатель «Крайслер У8»; 2 — автоматическая трехступенчатая передача: 3 — ценная
передача с передаточным числом I: 4 — центральный дифференциал; 5 — главная передача
заднего моста: 6 — двойной блокировочный механизм; 7 — механизм «Мэксерет» (Maxaret);
8 — главная передача переднего моста
оборудованном двигателем рабочим объемом 6,3 л (максимальная
мощность 243 кВт при частоте 4600 об/мин и максимальном крутя-
щем моменте 576 Н-м при частоте 2700 об/мин) С установкой авто-
матической передачи «Торникрофт» фирмы «Крайслер» эта транс-
миссия предотвращает буксование колес на скользкой поверхности
в случае ускорения или блокирования ведущих колес во время тор-
можения автомобиля (рис. 3.133). На рис. 3.134, а дана кинематиче-
ская схема, а на рис 3.134, б — конструктивное выполнение меха-
низма блокировки в раздаточной коробке.
Узел, распределяющий крутящий момент между четырьмя ко-
лесами в автомобиле «Дженсен C-V8FF» (рис. 3.134), изготовлен фир-
мой «Лэйстолл инДжиниринг» и смонтирован фирмой «Харри Фер-
гюсон рисеч». Главный дифференциал представляет собой простую
планетарную передачу. Привод к выходному валу передних колес
Рис. 3.133. Кривые торможения
опытного образца автомобиля
«Фергюсон» на мокром асфальте:
i — при применении механизма «Мэксе-
рет»; 2—без механизма «Мэксерет» 117]
285
осуществляется тремя цепями б «Морзе хай-во» внутреннего зацеп-
ления. Применение такой конструкции очень эффективно при боль-
ших частотах вращения. Кроме того, когда цепи в процессе эксплуа-
тации растягиваются и стремятся подняться по зубьям, происходит
самокомпенсация растяжения в системе. Вследствие этого набор
цепей работает тише, чем обычная втулочно-роликовая цепь, которая
попеременно натягивается и отпускается при зацеплении каждого
звена цепи со звездочкой. Другими факторами, влияющими на
уменьшение шума, являются способность цепи изгибаться только
в одном направлении вокруг звездочки и более высокая стойкость
к ударной нагрузке, чем у втулочной цепи.
В узле, распределяющем крутящий момент, автомобиля «Джен-
сен C-V8FF» применены три цепи, причем шаги зубьев звездочек
Л---
привода смещены друг относительно
друга, что обеспечивает более плав-
ную работу и уменьшает вероятность
наступления резонанса.
Как следует из рис. 3.134, подвод
крутящего момента узлу, передаю-
щему его к четырем колесам, осу-
ществляется от выходного вала ко-
а)
Рис. 3.134. Раздаточная коробка с цилиндрическим межосевым дифференциалом
и автоматической блокировкой с помощью фрикционных муфт в спортивном ав-
томобиле «Дженсен C-V8FF» [17]:
а — схема зубчатых передач в раздаточной коробке; б — продольный разрез; 1 — вход-
ной вал; 2 — промежуточный полый вал; 3 — полый вал с солнечной шестерней и ведущей
шестерней блокирующего механизма; 4 — водило главного цилиндрического дифферен-
циала: 5 — выходной вал: 6 — цепной привод; 7 — вал привода передних колес; S —
односторонняя продольная муфта с многодисковой муфтой, выключающейся при буксова-
нии задних колес; 9 — спиральная пружина; 10 — односторонняя продольная муфта
с многодисковой муфтой, включающейся при буксовании передних колес; 11 — цилиндри-
ческий буфер; 12 — установочный штифт: 13 — односторонняя заклинивающая муфта:
14 — электромагнитная система Мэксерет
28С
робки передач посредством входного вала У, связанного с водилом 4
сателлитов главного цилиндрического дифференциала. Привод вы-
ходного вала 5 к задним колесам автомобиля осуществляется от
коронной шестерни главного дифференциала, а к передним коле-
сам — посредством солнечной шестерни, составляющей одно целое
с полым валом 3, через который проходит входной вал 1.
На половине расстояния между концами полого вала 3 имеются
три звездочки для привода передних колес, а на переднем конце этого
вала (противоположном солнечной шестерне) находится шестерня
(z = 32) для привода механизма управления. Ведомая шестерня
(z 34) этой пары нарезана на заднем конце полого промежуточного
вала 2, проходящего параллельно и ниже входного вала 1. На по-
лом промежуточном валу, который несколько длиннее вала солнеч-
ной шестерни находятся еще две шестерни управления (z 34 и
z = 32), зацепляющиеся с парой шестерен (г = 29 и г 31), выпол-
ненных как одно целое с входным валом 1.
Механизм блокировки закреплен между ведомой шестерней на
заднем конце полого вала и фланцем на переднем конце этого же
вала. Основными элементами механизма являются упомянутая выше
пара шестерен управления, а также размещенные внутри этих ше-
стерен односторонние осевые муфты с многодисковыми муфтами 8
и 10. Обе шестерни управления имеют привод от двух шестерен на
входном валу 1 и свободно установлены на промежуточном валу 2.
Каждая из многодисковых муфт находится в корпусе, имеющем
форму чашки, открытая часть которой направлена внутрь, а основа-
ние упирается в шестерню управления. Эти корпуса также свободно
установлены на валу. В основании каждой чашки и прилегающей
торцовой поверхности соответствующей ей шестерни управления вы-
полнены три коротких тангенциальных беговых дорожки в форме
капель для размещения трех шариков диаметром около 10 мм. Бе-
говые дорожки выполнены так, что если корпус передней муфты вра-
щается быстрее или корпус задней муфты медленнее, чем прилегаю-
щая шестерня управления, то шарики поднимаются по беговым до-
рожкам, отжимая эти корпуса внутрь и, таким образом, включается
соответствующая муфта.
Для ограничения взаимного перемещения этих двух элементов,
когда муфта выключена, а также при включении заднего хода три
шарика в отверстиях каждой шестерни управления устанавли-
ваются на уровне отверстий в корпусе муфт.
Каждая из муфт имеет четыре фрикционных диска, установленных
на шлицах вала, и пять других дисков с радиальными выступами,
которые входят в пазы, выполненные вдоль открытой части кор-
пуса. Каждый комплект дисков зафиксирован на шлицах вала с по-
мощью опорного кольца, вставленного в открытую часть корпуса.
Два опорных кольца по одному для каждой муфты разделены шестью
толкателями, выступающими наружу из радиально расположенных
отверстий в полом валу 2. Наружные концы этих толкателей срезаны
и перемещаются возле внутреннего края опорных колец, в то время
как внутренние кольца толкателей своими плоскостями установлены
287
на цилиндрическом буфере (внутренней втулке) 11, который будет
описан ниже. Цилиндрический буфер предотвращает перемещение
толкателей внутрь вследствие действия осевых сил на опорные
кольца.
Для того чтобы имелся легкий нажим на фрикционные диски
обеих муфт, между опорными кольцами размещены три спиральные
пружины 9, оси которых параллельны валу 2. Этот нажим вызывает
у корпусов муфты тенденцию к вращению с частотами, отличаю-
щимися от частот шестерен управления (передняя шестерня вращается
быстрее корпуса муфты, а задняя — медленнее). В этих условиях
шарики удерживаются у основания беговых дорожек и обе муфты
выключены.
Описанные принципы работы распространяются на те условия
движения, когда все четыре колеса имеют нормальный привод.
Если только одно или два задних колеса имеют тенденцию к буксо-
ванию, то коронная шестерня (с внутренними зубьями) главного диф-
ференциала и входной вал 1 вместе с двумя шестернями управления
находятся в состоянии опережения. В этих условиях задняя шес-
стерня управления, когда ее скорость растет, будет вращаться мед-
леннее, чем полый поперечный вал 2, вследствие чего шарики пере-
мещаются по беговым дорожкам и обеспечивают включение задней
муфты. Таким образом выходной вал 5 коробки передач эффективно
блокируется с солнечной шестерней главного дифференциала, в ре-
зультате чего достигается блокировка задних и передних ведущих
колес. Тем временем переднее управляемое колесо, которое вращается
быстрее, чем полый промежуточный вал, также остается опережа-
ющим, н поэтому передняя муфта далее не включается.
Напротив, если передние колеса имеют тенденцию к пробуксовке,
то скорость солнечной шестерни растет, и полый промежуточный
вал 2, зацепляясь с валом 3 солнечной шестерни, начинает вра-
щаться быстрее, чем переднее управляемое колесо, вследствие чего
включается передняя муфта н передние и задние колеса снова блоки-
руются. Когда передние или задние колеса блокируются, агрегат
работает подобным же образом, но имеет противоположное направ-
ление вращения. Другими словами, если блокируются передние ко-
леса, то включается задняя муфта, чтобы заблокировать приводы.
Когда блокируются задние колеса, включается передняя муфта и,
следовательно, оба привода. Таким образом, передается некоторая
часть крутящего момента с одного моста на другой в целях разбло-
кировки колес. Если все четыре колеса имеют тенденцию к бло-
кировке, то вступает в работу система «Мэксерет», которая реаги-
рует на замедление входного вала и снижает тормозное усилие,
предохраняя таким образом колеса от блокировки.
Если все колеса замедляются вразнобой, когда включается тор-
моз, система «Мэксерет 14» снижает тормозное усилие. Переключе-
ние с торможения на растормаживание происходит с частотой не-
скольких включений в секунду, в результате чего колеса разблоки-
ровываются. В конструкции «Фергюсон» на вспомогательную систему
тормозов действует одна система «Мэксерет», но, поскольку в перво-
288
начально описанной конструкции «Мэксерет» используется гидравли-
ческая система с постоянным давлением, то их требуется четыре (по
одной для каждого колеса).
Когда включен задний ход и промежуточный вал, на котором
установлен комплект шестерен управления, вращается в направле-
нии, противоположном обычному, цилиндрический буфер 11 (упомя-
нутый выше) перемещается в осевом направлении, замедляя радиаль-
ные толкатели. Это перемещение осуществляется следующим образом.
Передний элемент буфера удерживается от вращения односторонней
муфтой 13 клинового типа, в то время как другая часть, зафиксиро-
ванная штифтом 12 на промежуточном валу, перемещается вдоль
торцовых срезов кулачков в передней части и отходит назад, преодоле-
вая сопротивление возвратной спиральной пружины.
Это позволяет толкателям, расположенным между нажимными
дисками муфт, перемещаться в радиальном направлении внутрь
до тех пор, пока они не задержатся в суженной части цилиндриче-
ского буфера. При этом какое-либо движение шариков и каплеобраз-
ного механизма (круговое движение беговой дорожки шариков огра-
ничено упомянутым выше штифтом буфера), необходимое для вклю-
чения одной из двух муфт, не вызывает взаимодействия нажимных
дисков (иными словами — какого-либо сцепления между системой
беговых дорожек шариков и комплектами дисковых муфт). Как
только автомобиль снова начнет двигаться вперед, цилиндрический
буфер, поворачиваясь под действием пружины, вернется в свое нор-
мальное положение, а толкатели переместятся внутрь и предотвратят
отход нажимных дисков, если одна из муфт будет включаться.
Ценным свойством системы «Фергюсон» является то, что распре-
деление крутящего момента между передним и задним мостами мо-
жет быть осуществлено в произвольном отношении с учетом распре-
деления массы (в случае автомобиля «Дженсен CV-8FF» 37 % об-
щей массы приходится на передние колеса и 63 % — на задние ко-
леса). В этой своеобразной конструкции зацепление в узле управле-
ния выполнено так, что частота вращения передних колес может быть
больше на 16,5 %, чем у задних, а задние колеса могут вращаться
с частотой большей, чем у передних, только на 5,5 %. Эта разница
частот необходима в связи с наличием у управляемых колес тен-
денции к дальнейшему развороту и тем самым к более быстрому вра-
щению, чем остальные колеса.
Фирма «Харри Фергюсон рисеч» спроектировала целую серию
трансмиссионных агрегатов, которые могут применяться в автомо-
билях с любой схемой привода. Раздаточная коробка «Фергюсон»
может быть выполнена как с передним, так и с задним дифференциа-
лом, с коробкой передач или в виде отдельного узла.
Конструкция центрального дифференциала в автомобиле «Форд
зефир FF». Примером последовательного приспособления кон-
струкции автомобиля с передним приводом к работе по формуле
4 '<4 является небольшая серия полицейских автомобилей «Форд
зефир» с двигателем 3,0 л. В них использованы последние конструк-
тивные достижения в этой области. Основное различие между этой
10 Яскезнч 3. 289
Отвод
крутящего
момента к
заднему мосту
flodlod
крутящего
момента
от коробки
передач
Отвод
крутящего
момента
к переднему
мосту
WffiL
plJirtlW 1
Рис. 3.135. Схема раздаточ-
ной коробки с межосевым
цилиндрическим дифферен-
циалом и автоматической
блокировкой с помощью,
фрикционных муфт в авто-
мобиле «Форд зефир» (ва-
риант коробки для автомо-
биля с колесной формулой
4 X 4 и обычным размеще-
нием силового агрега-
та) 119]:
/ — цепная передача; 2 — ме-
ханизм блокировки задних
колес; 3 — цилиндрический
межосевой дифференциал; 4 —
датчик; 5 — механизм блоки-
ровки передних колес
серией автомобилей с колесной формулой 4 - 4 (рис. 3.135) и автомо-
билями «Дженсен» массового производства в меньшем числе зубчатых
колес в системе управления (вместо шести три). Это достигнуто путем
увеличения передаточного числа цепной передачи с 1 до 1,05 (звез-
дочки с 41 и 39 зубьями) при сохранении передаточного числа 3,07
в главных передачах обоих мостов. Разница частот вращения между
передним выходным валом и солнечной шестерней вызывает непрерыв-
ное медленное движение (перекатывание в центральном дифферен-
циале), причем частота вращения солнечной шестерни на 5 % больше,
чем у коронной и заднего выходного вала. В связи с наличием раз-
ницы скоростей появляется возможность размещения между валом
солнечной шестерни и выведенной вперед частью коронной шестерни
устройства управления, ограничивающего буксование задних колес
и блокировку передних колес.
Другое подобное устройство управления для привода передних
колес размещено соосно с выходным валом. Оно работает в случае
буксования передних колес, связанных с зубчатой передачей с пере-
даточным числом 1,2 и приводится от заднего выходного вала. Уст-
ройство управления ограничивает возможность буксования перед-
них колес и блокировки задних. Превышение частоты вращения пе-
редних колес по сравнению с кинематической допускается не более
чем на 20 %. При превышении этой величины включается задний
мост, что должно устранить буксование передних колес. Полное
управление центральным дифференциалом обходится не такой доро-
гой ценой, но для него, очевидно, нельзя применять конструкцию
с внутренним цилиндрическим буфером и радиальными толкателями.
Недавно изобретено устройство управления, содержащее пару
комплектов дисковых муфт, между которыми имеются комплекты
из трех подшипниковых колец. Все комплекты находятся внутри
барабанного корпуса, стенки которого с обоих концов приспособлены
для передачи осевых сил. Этот корпус удерживается от поворота
односторонней муфтой, внутренний элемент которой зафиксирован
посредством плеча, прикрепленного к втулке, находящейся на валу
промежуточной шестерни. Благодаря этому наружный элемент
290
муфты, который вращается с частотой, соответствующей опережению,
прикреплен к барабанному корпусу и предохранен от вращения на-
зад. Когда автомобиль движется назад, наружный элемент муфты
стремится повернуться назад, но включения дисковых комплектов
не происходит, так как внутренний элемент муфты не может вращаться
в направлении, противоположном тому, которое соответствует дви-
жению автомобиля назад.
На рис. 3.136 показан основанный на подобном принципе и изго-
товляемый в настоящее время центральный дифференциал 200£.
В этой конструкции привод переднего моста и передней блокирую-
щей муфты осуществляется посредством цепей «Морзе хай-во» с уг-
лом профиля 30° и модулем 9,525 мм. Цепь привода переднего моста —
двухрядная (ширина 50,8 , 25,4 мм), а ведущая муфта — одноряд-
ная шириной 26,4 мм.
Тщательные испытания показали, что цепь начинает работать
с большой нагрузкой, когда требуется предотвратить блокировку
задних колес при резком торможении на дорогах с высокими сцеп-
ными свойствами. Звездочки изготовлены из 0,5 %-ной марганцо-
вистой стали, а ее зубья подвергнуты объемной закалке. Передние
ведущие и ведомые звездочки имеют соответственно 39 и 41 зуб,
а шестерни переднего привода муфты управления — соответственно 37
и 31 зуб. Несмотря на то, что корпус центрального дифференциала
выполнен из легкого сплава, достигнуто значительное снижение шума
устройства.
Смазывание. Требования, касающиеся смазывания, не представ-
ляли большой трудности для выполнения. В связи с наличием в кон-
струкции дисков муфт фрикционных поверхностей применялось
масло для автоматических передач «Шелл Донекс Т7». Смазывание
в основном осуществляется разбрызгиванием, причем нижние звез-
дочки погружены в масло на глубину 25 мм. В опоры зубчатых
колес на главном валу масло подается с помощью червячного насоса,
который, вращаясь, собирает масло из отводной трубки (прилив
в задней половине коробки). К шестерне переднего вала масло по-
дается такой же трубкой, связанной с полостью втулки отверстиями,
просверленными в крышке заднего подшипника. Подвод масла к раз-
ным частям шестерни регулируется числом и диаметром радиальных
отверстий во втулках. Односторонние муфты клинового типа смазы-
ваются обильно, в то время как на диски муфт попадает небольшое
количество масла.
Блокирующие муфты. Во избежание блокировки системы одно-
сторонние блокирующие муфты не должны работать на заднем ходу.
Кроме того, если одна из муфт все-таки заблокируется из-за большой
нагрузки крутящим моментом при резком торможении, то она должна
сразу разблокироваться, как только автомобиль двинется назад.
Различие между этими блокирующими муфтами и подобными одно-
сторонними муфтами — роликовыми или клиновыми (храповыми) —
заключается в их размыкании. На рис. 3.137 и 3.138 показаны
общий вид и разрез блокирующей муфты дифференциала «Фергюсон
200L».
10*
291
292
Рис. 3.137. Блокирующая муфта с реак-
тивным поводком выключения 138]
Принцип действия муфт. На
рис. 3.139, а схематично показана"
муфта в разблокированном состоянии
(действующая как разблокирован-
ная односторонняя муфта). Муфт-а в
заблокированном состоянии показа-
на на рис. 3.139, б. Подобно тому
как в предыдущей конструкции (см.
рис. 3.134), она включается посредст-
вом шести расположенных в продольном направлении подшип-
никовых шариков, работающих в канавках, имеющих форму капель
и выфрезерованных на корпусе двух дисков (опорных колец). Воз-
никающая на кольце осевая сила передается через втулку, которая
на обоих концах имеет игольчатые подшипники и может свободно
вращаться. Фрикционные поверхности а и b символизируют два
пакета пластин; большое число фрикционных поверхностей по-
зволяет применить в опорных кольцах канавки с острыми углами.
На рис. 3.139, в муфта показана в начале процесса разблокировки.
Валы А и В, приводимые во вращение в противоположных направле-
ниях и с разной частотой, вызывают действие муфты, удерживая
взаимодействующие рабочие поверхности, выфрезерованные на по-
верхности А, в контакте с соответствующей рабочей поверхностью
втулки (при движении вперед зазор между этими поверхностями со-
ставляет 0,65—0,90 мм), которая теперь стопорится посредством
вспомогательной односторонней муфты «стандартного» типа. При
Рис. 3.138. Разрезы блокирующей муфты [38]:
1 — односторонняя клиновая муфта; 2 — кожух пружины; 3 — опорные кольца; 4 — фрик-
ционные диски; 5 - игольчатые подшипники; 6 — взаимодействующие рабочие поверх-
ности (зазор 6,35—8.90 мм); 7 — включающие рабочие поверхности (каплеобразные): 8 —
натяжные пружины
293
б.
7
б)
Рис. 3.139. Схема действия блокирующей
муфты (в целях упрощения движение вспо-
могательных колец дано прямой линией) {38 ]:
а — разблокированное состояние; б — муфта во
включенном состоянии: е — муфта во включен-
ном состоянии при обратном вращении; 1 —
фрикционная поверхность а: 2 — вспомогатель-
ное кольцо а; 3 — вал А (опережающий, веду-
щий): 4 — включающие рабочие поверхности:
5 — взаимодействующие рабочие поверхности:
6 — неподвижная рабочая поверхность: 7 —
односторонняя клиновая муфта: 8 — втулка; 9 —
продольный игольчатый подшипник; 10 — вал
В (ведомый): П — вспомогательное кольцо в;
12 — фрикционная поверхность в; 13 — натяжная
пружина; 14 — реакция относительно корпуса:
15 — клиновидная муфта включена, корпус не-
подвижен; 16 — поверхности соединены: 17 —
поверхность а отсоединена
этом втулка остается элементом, который, опираясь на корпус, вос-
принимает реакцию размыкания муфты.
Вращение вала А вызывает не только появление осевой силы в кон-
такте вала А и взаимодействующих рабочих поверхностей, но также и
ускорение отстающего вала В до частоты вала А (благодаря реверсив-
ности каплеобразных каиавок). При этом валы А и В взаимодейст-
вуют, вызывая размыкание фрикционного соединения иа поверх-
ности а.
Необходимо отметить, что обратимость канавок важна, например,
при преодолении крутого подъема, когда задние колеса находятся
на поверхности с хорошими сцепными свойствами, а передние —
с плохими, происходит занос автомобиля, несмотря на то, что пере-
дача или муфта продолжают подводить крутящий момент к перед-
нему мосту. Реактивный момент задних колес, передаваемый на перед-
ние колеса, достаточен, чтобы вызвать буксование на поверхности а.
Реверсивность канавок обеспечивается также упругостью всей
трансмиссии (включая и жесткость шин). Что касается случая ава-
рийного торможения автомобиля, то отбой, возникающий при ос-
вобождении энергии, накопленной в других элементах системы, до-
статочен, чтобы снять возникшие напряжения. Схема межосевого
дифференциала с блокирующими муфтами показана на рис. 3.140.
Конструктивные особенности. Основное свойство всех односто-
ронних муфт (способность к быстрому включению) имеется и у бло-
294
Рис. 3.140. Схема меж-
осевого дифференци-
ала [38]:
I — ось переднего моста;
2 — вал А (см. рис. 3.139);
3 — клиновидная муфта;
4 — вал В (см. рис. 3.139);
5 — ось заднего моста
кирующей муфты. Точность ее изготовления почти такая же. Она
охватывает чистоту поверхности и симметрию каплеобразных рабо-
чих поверхностей (рис. 3.141), плоскостность дисков муфты, перпен-
дикулярность элементов и, что очень важно, сохранение условий,
необходимых для смазывания дисков. Пограничное смазывание дис-
ков обеспечивает свободный проход определенного количества масла
и благодаря наличию канавок на поверхностях бронзовых дисков
муфт (сжатых определенной силой пружины) удерживается пленка.
Наиболее успешно работают канавки с острыми ребрами, напоминаю-
щими по форме поверхность вафли с углублениями высотой 0,25 мм
(рис. 3.142). Внутренние диски муфт имеют шлицевые поверхности
и выполнены из пружинной стали с содержанием 0.7 % углерода
(поверхностная твердость дисков составляет НВ 200)
Нагрузочные пружины. По контуру втулки размещены три пру-
жины, которые зацеплены за специальные вырезы стальных дисков
(рис. 3.143) в средней части опорного кольца. В пользу применения
окружных пружин указывает их малая длина и постоянство усилия,
мало зависящего от износа дисков. Вспомогательная односторонняя
муфта является типичным элементом дифференциала фирмы «Борг
уорнер», которая смазывается методом погружения, так как она
должна включаться только тогда, когда автомобиль стоит.
Муфта должна передавать крутящий момент 947 Н -м, что обеспе-
чивается прочностью канавок на сжатие, равной 197 МПа. Статиче-
ское нагружение опорных подшипников равно 72,57 кН при одном
Рис. 3.141. Пара вспо-
могательных колец, в ко-
торых предусмотрены
рабочие каплеобразные
поверхности и взаимо-
действующие вместе с ни-
ми основные рабочие
поверхности [38]
295
Рис. 3.143. Стальной диск муфты
с зацепами для натяжных пружин
[38]
Рис. 3.142. Бронзовый-'диск муфты [38]:
а « общий вид; б — увеличенный фрагмент поверхности с сетью углублений
и том же крутящем моменте. Шарообразная выемка под углом 20J
имеет шесть рабочих поверхностей. Угол опорной выемки, равный
35°, подобран опытным путем, чтобы обеспечить размыкание муфты
во всех условиях. Срок службы муфты 257 000 км ограничивается
»
г
износом дисков, вызывающим умень-
шение зазора 0,63—0,-89 мм между
опорными поверхностями.
Тяговые свойства при включении
заднего хода. При движении автомо-
биля муфты разблокировываются.
Тяговые показатели автомобиля сни-
жаются до тех значений, которые по-
лучаются при распределении крутя-
щего момента в центральном диффе-
ренциале (65 и 35 %), что лучше, чем
в автомобиле с колесной формулой
4 \2, но хуже, чем при движении
вперед. Однако назначением устройст-
ва является повышение безопасности
путем улучшения управляемости в
условиях шоссе. Парализующие
действия автомобильных «пробок» и
дорожные происшествия имеют место главным образом в зимних
условиях и вызываются уменьшением силы тяги и «недержанием»
дороги движущимся вперед автомобилем.
Передний дифференциал. Следующим преимуществом неравного
распределения крутящего момента является возможность разработки
небольшого и закрытого переднего дифференциала для переднего
моста, внутреннее пространство которого всегда сильно ограничено.
Необходимость смещения двигателя, чаще всего вверх, является осо-
бенно сложной проблемой, гак как двигатель обычно имеет боль-
шой масляный поддон. В переделанных таким образом автомобилях
296
I
Рис. 3.144 . Передний дифференциал в транс-
миссии фирмы GKN-FF
297
широко применяется мост с отдельным масляным резервуаром
(рнс. 3.144). Главным достоинством этой конструкции является воз-
можность размещения дифференциала с боковой стороны поддона,
что позволяет одну из полуосей пропустить под коренным подшип-
ником.
Главная передача — гипоидная со смещенным валом ведущей
шестерни. Она использована с целью уменьшения углов между
валами карданных шарниров, расположенных выше оси ведомой
шестерни. Масляный резервуар и корпус дифференциала отли-
ваются из легкого сплава и образуют два отдельных герметичных
отсека: масляный поддон двигателя и масляный резервуар главной
передачи.
9.1.5.2. Дифференциалы с автоматической блокировкой, осуществляемой
посредством гидравлической муфты с вязкой жидкостью
Последним достижением в области автоматической блокировки
межосевого дифференциала является использование гидравлической
муфты с вязкой жидкостью 1431. Этот механизм может быть применен
как в автомобилях высокой проходимости, так и в легковых и спор-
тивных автомобилях с двигателями большой мощности. Достоинства
межосевого дифференциала с автоматической блокировкой при при-
менении гидравлической муфты с вязкой жидкостью можно класси-
фицировать по областям, в которых они проявляются; динамика,
рулевое и тормозное управление автомобиля.
Динамика транспортного средства. Определенный интерес пред-
ставляет сравнение межосевого дифференциала, в котором исполь-
зуется гидравлическая муфта с вязкой жидкостью, с обычным диф-
ференциалом, автоматически блокирующимся посредством меха-
нических муфт или принудительно. В случае применения диффе-
ренциала с автоматической блокировкой посредством гидравличе-
ской муфты с вязкой жидкостью достигается оптимальная сила тяги
во всех условиях движения, в связи с чем отпадает необходимость
в принудительной блокировке.
Кроме обеспечения очевидного удобства в управлении для води-
теля, рассматриваемый механизм предохраняет трансмиссию от
перегрузки, которая может возникнуть прн циркуляции мощности
или ударе. В случае преодоления участков глубокой грязн, чере-
дующейся с твердым неровным каменистым грунтом, трансмиссия
с принудительной блокировкой требует от водителя постоянного вклю-
чения и выключения блокирующего устройства, если он хочет не
допустить появления циркуляции мощности нли застревания автомо-
биля в грязн вследствие буксования колес в колее.
Кроме того, дифференциал, автоматически блокирующийся ги-
дравлической муфтой с вязкой жидкостью и постоянно реагирующий
на состояние поверхности, обеспечивает более постоянную скорость
транспортного средства, поддерживая его движение и подводя по-
стоянный крутящий момент, что уменьшает вероятность застрева-
ния автомобиля в колее или его остановки. Включение принудитель-
ной блокировки требует от водителя сноровки н в большинстве слу-
298
чаев приводит к задержке автомобиля, в связи с чем крутящий мо-
мент, а отсюда н сила тяги падают, что удлиняет поездку — фактор,
несомненно важный при движении на большие расстояния в трудных
дорожных условиях.
Сравнение дифференциала с автоматической блокировкой по-
средством гидравлической муфты с вязкой жидкостью и дифферен-
циала повышенного трения с фрикционными муфтами указывает
в пользу первого в связи с большей свободой дифференциального
действия в условиях нормальной эксплуатации и полной блокиров-
кой в аварийных ситуациях. Кроме того, исключается явление
«перескакивания колес».
Целесообразным представляется также сравнение дифференциала,
автоматически блокирующегося с помощью гидравлической муфты
с вязкой жидкостью, с автоматическим механическим блокировочным
механизмом (с блокирующими муфтами трения). Эти муфты обуслов-
ливают непрерывные ударные нагрузки в трансмиссии, приводящие
к серьезным повреждениям, таким как поломка полуосей н т. п.
Внезапное включение блокирующих муфт вызывает также потерю
сцепления, что ведет к нарушению процесса остановки буксования
и поддержания максимального сцепления шин.
Вождение транспортного средства. Транспортное средство лю-
бого типа - внедорожное, пассажирское или спортивное, оборудо-
ванное дифференциалом, автоматически блокирующимся с помощью
гидравлической муфты с вязкой жидкостью, более безопасно и прием-
лемо для эксплуатации. Устранение заноса задней части автомобиля
и влияния излишней или недостаточной поворачиваемости автомо-
биля при криволинейном движении повышает безопасность движе-
ния и чувство уверенности водителя.
Торможение. Межосевой дифференциал, автоматически блоки-
рующийся посредством гидравлической муфты с вязкой жидкостью,
в трансмиссии автомобиля с колесной формулой 4: 4 предотвра-
щает блокировку колес одного моста относительно колес другого,
приводящую к потере управляемости. Перераспределение избыточ-
ной тормозной силы с одной пары колес на другую значительно умень-
шает тормозной путь и сохраняет полный контроль над автомоби-
лем. Добавив несложное противоблокировочное устройство
(рис. 3.145), можно вообще исключить блокировку колес. Следя-
щее устройство, приводимое от входного вала межосевого диффе-
ренциала, состоит из зубчатого колеса и электромагнитного дат-
чика, связанного с массивным электронным блоком управления.
Когда в соответствии с дорожными условиями требуется блокировка
колес, датчик сигнализирует об уменьшении их скорости и реверси-
рует работу вспомогательного устройства тормозной системы, под-
держивая торможение, пока колесам сообщается ускорение до до-
стижения момента блокировки. Этот цикл повторяется несколько
раз в секунду. Тормозная сила прикладывается к колесам таким об-
разом, что автомобиль задерживается на кратчайшем участке пути без
всякого скольжения и не теряет управляемости. Дополнительно сдви-
жении по «коварной» поверхности сигнализирует пульсация педали.
299
Рис. 3.145. Электронная противоблокировочная система для тормозов в конструк-
ции фирмы GKN-FF [43]:
1 — электронный узел управления: 2 — аккумуляторная батарея; з — катушка зажига-
ния; 4 - вакуумный резервуар; 5 — обратный односторонний клапан: б — отвод к всасы-
вающему разделительному трубопроводу; 7 — главный тормозной цилиндр; б — задние
тормоза; 9 — передние тормоза: 10 — вспомогательный клапан управления: 11 датчик
Принцип действия системы. Основой системы является автома-
тически блокируемый межосевой дифференциал, причем ограничение
действия этого механизма достигается путем включения гидравли-
ческой муфты с вязкой жидкостью между двумя выходными валами
(рис. 3.146). На рис. 3.147 показана зависимость между моментом
трения на выходных звеньях и разностью частот вращения обоих
выходных звеньев. Изменение момента трения предусмотрено такое,
чтобы имелся малый момент трения между выходными звеньями при
той разности частот, при которой он нежелателен, например при
маневрировании автомобиля на поверхности с хорошими сцепными
Подвод —I г
крутящего I
момента
Отвод крутящего
момента В
Рис. 3.146. Схема действия дифференциала
фирмы GRN-FF, автоматически блокируемого
гидравлической муфтой с вязкой жидко-
стью [43]:
/ — датчик противоскользящего устройства; 2 — ги-
дравлическая муфта с вязкой жидкостью; 3 — меж-
осевой дифференциал
300
Разность частот вращения
Рис. 3.148. Зависимость между моментами тре-
ния и разностью частот вращения в дифферен-
циале, автоматически блокируемом гидравли-
ческой муфтой с вязкой жидкостью и неравно-
мерно распределяющим крутящий момент
между выходными звеньями [43]:
1 — момент трения между выходными звеньями; 2 —
отношение крутящего момента на одном выходном
валу (для передачи меньшего момента) к моменту иа
другом буксующем (для передачи большего момен-
та) — коэффициент блокировки К&2; 3 — отношение
крутящего момента на втором выходном валу (для
передачи большего момента) к моменту на первом бу-
ксующем валу (для передачи меньшего момента) —
коэффициент блокировки
Рис. 3.147. Зависимость между моментами и раз-
ностью частот вращения в дифференциале, авто-
матически блокируемом гидравлической муф-
той С вязкой жидкостью и равномерно распре-
деляющим крутящий момент между выходными
звеньями [43]:
1 — момент трения между выходными звеньями; 2 -
отношение крутящего момента на одном выходном
валу к крутящему моменту на другом пробуксовыва-
ющем (коэффициент блокировки)
Разность частот
вращения
свойствами или разницы в радиусах качения шин при их частичной
деформации. С ростом разности частот трение между выходными
звеньями Значительно возрастает. Это очень важно при передаче
чрезмерного тормозного момента.
Рис. 3.149. Схема действия раздаточной коробки с межосевым коническим диф-
ференциалом фирмы GKN-FF, распределяющей крутящий момент по мостам [43]:
1 — детали привода к передним колесам; ? — гидравлическая муфта с вязкой жидкостью;
3 — детали привода к задним колесам
301
Рис. 3.150. Продольный разрез раздаточной коробки с межосевым коническим
дифференциалом фирмы G/C7V-FF, неравномерно распределяющим крутящий момент
по мостам
Обратившись к рис. 3.147, можно убедиться, что блокировка
с помощью гидравлической муфты с вязкой жидкостью происходит
в соответствии с распределением крутящего момента в межосевом
дифференциале. Таким образом, межосевой дифференциал, делящий
крутящий момент поровну, подводит к одному из выходных звеньев
крутящий момент, вдвое превышающий значение момента трения
гидравлической муфты с вязкой жидкостью, когда другое выходное
звено находится в состоянии полного буксования. На рис. 3.148
представлена характеристика, полученная при неравном распреде-
лении крутящих моментов.
Дифференциал GRN-FF, автоматически блокирующийся с по-
мощью гидравлической муфты с вязкой жидкостью, обеспечивает
небольшой момент трения между выходными звеньями, но достаточ-
ный для передачи к колесам тормозного момента; очень высокий
302
цемент внутреннего трения, необходимый для создания большой силы
тяги на колесах.
Блокирующий узел гидравлической муфты с вязкой жидкостью
сконструирован с учетом кривой оптимальной блокировки и нерав-
ного распределения крутящего момента в эксплуатации. Гидравли-
ческая муфта состоит из большого числа липких рабочих поверхно-
стей, полученных путем слоистого прокладывания дисков. Благодаря
свойствам вязкой жидкости диски обеспечивают крутящий момент
в функции частоты на всем диапазоне рабочих температур. Сущест-
венным достоинством конструкции является то, что в случае дли-
тельного буксования колеса блокирующая муфта с вязкой жидкостью
работает вначале мягко, а затем происходит значительный рост мо-
мента трения. После прекращения буксования механизм восстанав-
ливает свои свойства.
Применение. Конический дифференциал GKN-FF, автоматически
блокирующийся посредством гидравлической муфты с вязкой жид-
костью и равномерно распределяющий крутящий момент между мо-
стами, может быть применен в большинстве существующих транс-
портных средств с минимальными переделками. Схема раздаточной
коробки, оборудованной рассмотренным дифференциалом, показана
на рис. 3.149, а ее продольный разрез — на рис. 3.150. Фирмой GJKN
разработаны механизмы, применяемые для входного момента около
4,57 кН-м.
На рис. 3.151 и 3.152 показаны схема и продольный разрез
раздаточной коробки с межосевым цилиндрическим дифференциа-
лом GI\N-FF, автоматически блокирующимся посредством гидравли-
ческой муфты с вязкой жидкостью и неравномерно распределяющим
303
I
304
крутящий момент по мостам. Этот узел применяется в
легковых и спортивных автомобилях.
Фирма G/\AZ проводила широкие исследования по при-
менению упомянутой системы GRN-FF для легкового авто-
мобиля и спортивного автомобиля большой мощности, целью
которых было расширение эксплуатационных возможностей
транспортных средств, а также повышение безопасности дви-
жения и удобства вождения. Для улучшения тяговых свойств
и повышения безопасности движения без увеличения мас-
сы автомобиля и сохранения той же комфортабельности
многие автомобили с колесной формулой 4x4 переведены иа
систему GI\N-FF. Эти автомобили оборудованы компактной
раздаточной коробкой GRN-FF, неравномерно распределяю-
щей крутящий момент.
Неравномерное распределение моментов между передними
и задними колесами обеспечивает почти нейтральную по-
ворачиваемость автомобиля при ускорении на криволиней-
ном участке пути. Благодаря применению системы GRN-FF
автомобили с приводом на четыре колеса по «тонкости» вож-
дения и безопасности движения превосходят все имеющиеся
автомобили с передним или задним приводом. Неравное
распределение крутящего момента позволяет водителю пра-
вильно оценивать и использовать полное открытие дроссель-
ной заслонки, особенно при криволинейном движении. Как
известно, иа открытие и прикрытие дроссельной заслонки
реагирует каждый автомобиль. Однако эта реакция в системе
GRN-FF удерживается в пределах, исключающих потерю
устойчивости. Эти качества оказываются наиболее полез-
ными в трудных дорожных условиях.
Как любопытную подробность можно сообщить, что
автомобиль FFF-100 с приводом на четыре колеса, изготов-
ленный фирмой GRN специально для испытания дифферен-
циала, автоматически блокирующегося гидравлической муф-
той с вязкой жидкостью, и противоблокировочиого устройства
тормозов для автомобилей с большим отношением мощности
к массе, достиг отличных показателей: разгон до 160 км/ч и
торможение до полной остановки на мокрой поверхности в
течение 12,2 с.
9.2. МЕХАНИЗМЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ,
РАСПОЛОЖЕННЫЕ МЕЖДУ ПРОМЕЖУТОЧНЫМ И ЗАДНИМ
ВЕДУЩИМИ МОСТАМИ
В этом случае межосевой дифференциал может быть рас-
положен как в раздаточной коробке [13* ], так и непосредст-
венно в ведущем мосту. Применение межосевого дифферен-
циала при подводе крутящего момента к промежуточному
и заднему мостам в трехосных автомобилях более целесо-
образно, чем в двухосных автомобилях. В последних в
305
большей степени рациональнее отключать передний мост при
жении автомобиля по дорогам с малым сопротивлением качениед
трехосных автомобилях отключение двух мостов (переднего, цр " Ч
«уточного или заднего) нецелесообразно, так как в большинстве Л I
чаев работа только одного ведущего моста из трех может прцВеиВ
к значительной перегрузке деталей этого моста.
Расчеты и результаты испытаний показывают, что если разццт!
радиусов качения колес равна 7—8 мм, то одним из мостов теле^Л
трехосного автомобиля (вследствие циркуляции мощности или qJ
сутствия межосевого дифференциала) передается приблизительна
в 2 раза больший крутящий момент, чем при применении межосе
вого дифференциала. Если разница радиусов качения составляет
15 мм, то крутящий момент, передаваемый одним из мостов при
сутствии межосевого дифференциала, вследствие циркуляции мощ.
ности возрастает. Увеличение передаваемого момента приводит к по-
вышенному износу ши-н и некоторому снижению срока службы полу-
осей.
Согласно данным фирм-изготовителей, увеличение, стоимости кон-
струкций, связанное с применением межосевых дифференциалов,
окупается в течение шести месяцев эксплуатации автомобиля вслед-
ствие увеличения срока службы шин. Многочисленные примеры при-
менения межосевых дифференциалов между задними ведущими мо-
стами трехосных автомобилей даны в гл. VIII, причем на рис. 8.18
показан дифференциал с многодисковой муфтой (см. п. 10.2).
Механизмы «Тандем-лок» . Отключающий межосевой дифферен-
циал с односторонними муфтами применяется в задних ведущим
мостах, установленных в тележках дорожных тягачей, бетономеша-
лок, лесовозов и самосвалов. На рис. 3.153 показан механизм «Тан-
Рис. 3.153. Расположение межосевого дифференциала «Тандем-лок
спин» [9]:
/ — дифференциал
306
ноУ
в тележке задних мостов. Принцип действия системы
Ви-. лок» подобеи механизму «Ноу спин». Конструкция позволяет
е^вать частоты вращения колес мостов при повороте и работе
о^повиой поверхности.
на Г нормальных условиях прямолинейного движения механизм
у т роль распределителя крутящего момента по обоим мостам
,,ГСйсиМО от состояния поверхности. На повороте механизм авто-
не30Вески направляет крутящий момент к тому мосту, который иуж-
в большей величине момента. Это предотвращает чрезмерный
даСпс шин и появление циркуляции мощности.
^Отключающий механизм «Тандем-лок» может быть использован
о обычного межосевого дифференциала, применяемого в тележ-
ростов с номинальной нагрузкой 14—23 т. Использование
го механизма позволяет заметно улучшить ходовые качества авто-
^иля по сравнению с блокировкой промежуточного или заднего
Игов. Механизм «Тандем-лок» дает возможность автоматически
блокировать межосевой дифференциал.
Когда необходимо повысить способность автомобиля двигаться,
в мосту, в котором прежде всего возникает буксование колес, обычно
устанавливают отключающий механизм «Ноу спин». Применение
второго механизма «Ноу спин» (вместе с механизмом «Тандем-лок»)
обычно рекомендуется, когда
автомобиль работает в усло-
ви ях бездорожья или крутящий
момент на ведущих колесах
чрезмерно превосходит сцепные
возможности поверхности. При-
менение третьего механизма
«Ноу спин» рекомендуется толь-
ко тогда, когда тяжелые пре-
дельные условия работы яв-
ляются основными (см. при-
лож. 1).
9-3- МЕЖБОРТОВЫЕ
ДИффЕРЕНЦИАЛЫ
рис. 3.154 показана кон-
сии КТИВная схема трансмис-
Кы^>СИа1Ценио^ межбортовым
МоЕе’1циалом- Крутящий
от т передается к колесам
Кото?3?аточпоп коробки 1, в
рои размещен межбортовой
?Ис- 3.154
°°Ртсвьгк< ' ’гХема трансмиссии с меж-
' ; Р7'“™ФФеренщ,алг,м:
5W** с -а1..-М
и 4__г и .•> — комические иере-
кардан1ше валы
307
Муфта 2, установленная на шлицах
Рис. 3.155. Раздаточная I
с межбортовым диффепГн
I — цилиндрическая шестепНя
муфта; 3 — раздаточная коппк2 J
межбортовым Дифференциал<
дифференциал для Кг и I
ских передач 2, расположен'
ных по обе стороны От П|)н*
дольной оси автомобиля, 1
этих передач посредс-.’в2’|
карданных валов 3 и 4
тящий момент передается
коническим передачам 5, рас
положенным непосредствен^
в ступицах колес. В некото-
рых многоосных автомобилях
применяются раздаточные ко-
робки с межбортовыми дИф_
фереициалами (рнс. 3. '55). |
вала ведомых конических шесте-1
рен, обеспечивает движение автомобиля’вперед или назад. Крутящий
момент передается коническими шестернями и связанными с ними 1
цилиндрическими шестернями к раздаточной коробке 3 сдифференциЯ
лом, а от выходных шестерен дифференциала - к угловым лере-1
дачам, соединенным наружными передачами со всеми тремя колесами
каждой стороны автомобиля.
10. ПРИНУДИТЕЛЬНАЯ БЛОКИРОВКА ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
10.1. БЛОКИРОВКА МЕЖКОЛЕСНЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
Для того чтобы использовать полное сцепление ведущих колес,I
когда р! р2, в ведущих мостах иногда применяют устройства, пре-
пятствующие движению звеньев дифференциала, вследствие чего
связанные полуоси представляют собой одну нераздельную ось.
Блокировка дифференциала может быть обеспечена кулачковой или
зубчатой муфтой (рис. 3.156), а также штифтом (рис. 3.157). т^а
рис. 3.156 показано устройство принудительной блокировки дифФе'
ренциалов задних мостов автомобилей.
Автомобиль «Татра 111». Внутри корпуса 3 дифференциала
установлена зубчатая муфта 5, связаииая поводком 13 с подвижной
муфтой 1. При блокировке диференци ал а зубчатая муфта 5 вх(>Дв
в зацепление с солнечной шестерней дифференциала. Включение бло'
кирующего устройства дифференциала осуществляется вручную а I
кабины водителя. При блокировании дифференциала рычаг слсяУ\ |
удерживать во включенном положении. Выключение блокирую"*6*®
устройства осуществляется усилием пружин после освобождения 1
чага. .
На рис. 3.157 показано устройство блокировки конического
ференциала посредством штифтов. Перемещение блокирующего У 1
308
f Устройство блокировки цилиндр и-
^1дата.4с1?г1ць'0 зу6чатой
\1уФТЬ^ -мая муфта; 2 — вилка; 3 — корпус диф-
роДвй . л — гайка; 5 — зубчатая муфта; 6 —
^^Ьццзля: ита; 7—сателлит; 8—ось сателлита;
' ноР°сИ«паЯ шестерня; 10 — вал конических ше-
* солнс^*“ л привода заднего моста; 12 — стопор
’Я* 1 Ляьг 13 — поводок зубчатой муфты; 14 —
хбч8той кольцо; 13 — Ступица корпуса дифферен-
та
ра может осуществляться нетоль-
р° еханическим способом, но и пиев-
К° веским, электропневматическим
гидравлическим. Пневматическое
,,Лэлектропневматическое (или элект-
ровакуумное) блокирующее устройство
□«меняется в автомобилях «Хэншель
«58-125», «Заурер 2М», «Мерседес-Бенц»
моделей 337, 327, 322 и др. В автомобилях «Татра-137» и «Татра-138»
применен электропневматический привод механизма блокировки,
включаемый клавишей. Дифференциал остается заблокированным до
тех пор, пока водитель нажимает иа клавишу. После преодоления
автомобилем трудного участка пути достаточно освободить клавишу,
и механизм блокировки автоматически выключится. Такая кон-
струкция механизма блокировки предотвращает движение автомо-
биля с заблокированным дифференциалом по дорогам с высоким
коэффициентом сцепления.
Симметричные дифференциалы, оснащенные блокирующими уст-
ройствами, позволяют добиться следующего:
устранить недостатки дифференциала, связанные с нежелатель-
ным распределением крутящих моментов по полуосям;
двигаться автомобилю в случае полной потери одним из колес
сцепления с дорогой;
унифицировать элементы дифференциала автомобиля высокой
проходимости с дифференциалом обычного автомобиля.
Недостатками рассматриваемых
дейотсУТСтвие автоматичности
бло^ия 1’ вслеДСтвие чего эффект
и КдИр0ВКИ зависит от привычек
квалификации
водителя; кроме
РавлЖЛоКировка затрудняет уп-
^^^не^автомобилем;
конструкциях выклю-
СтЬляетСя ^нрующего устройства осуше-
а^гоматически.
™к°го ди'(ЬЛСТР°ВСТВ0 блокировки кони-
г₽УаойЛлеРенциала (с помощью штиф
° автомобиля
дифференциалов являются сле-
309
необходимость переделки корпуса дифференциала для па I
иия блокирующего устройства; 3K,ei
появление при блокировке больших напряжений, что
соответствующего усиления полуосей.
41
Т₽РМ
10.2. УСТРОЙСТВО БЛОКИРОВКИ И УПРАВЛЕНИЯ МЕЖОСЕВЫмр
ДИФФЕРЕНЦИАЛАМИ
В случае применения обычных дифференциалов малого Tn I
блокировка дифференциала требуется при движении в тяж
дорожных условиях. Блокировка осуществляется принудИ1Л^И
или автоматически. Принудительная блокировка межосевых
ференциалов имеет те же недостатки, что и блокировка межкол^
ных, а^ именно: блокировка дифференциала при движении по vw’ I
шейной поверхности отрицательно влияет на трансмиссию даже в q
чае правильного подбора шии и нормальной нагрузки на ось. БлоЯ I
ровка дифференциала при буксовании или повороте вызывает г?
вреждеиие межосевого дифференциала.
Блокировка дифференциала с помощью кулачковой муфты. Кон
структивное выполнение блокировки межосевого дифференциала
с помощью кулачковой муфты применено в проходном приводе м0. I
стов «Киркстолл» и показано на рис. 8.18, а. Блокировка южД
производиться вручную или с помощью пневматического вспомога-
тельного устройства. Показанная конструкция блокировочного ме
хаиизма характеризуется простотой и низкой стоимостью изготоЯ I
ления, одиако имеет недостаток, заключающийся в том, что иногда!
блокировка происходит с опозданием, что в определенных усхповияЛ
может привести к скручиванию проходного вала промежут чногн!
моста.
Блокировка дифференциала «Киркстолл» с помощью дисковой!
муфты. В целях устранения упомянутых недостатков блокировокI
него устройства с кулачковой муфтой фирма «Киркстолл» исполь-
зевала для блокировки дифференциала многодисковые муфты (см. I
рис. 8.18, б). Это позволило добиться требуемого и своевременной»
блокирования.
Муфта содержит 23 диска: 12 ведущих дисков выполнено из фос
фористой бронзы, а 11 установленных поочередно с ведомыми дис I
ками — из обычной рессорной углеродистой стали. Для цеитрал>и
него элемента муфты, образующего ведомую часть, применена ле-
гированная хромо-никель-молибденовая сталь, подвергнутая терИИ
обработке. На наружном диаметре центрального элемента муфть1
в ведомых дисках выполнено 16 шлицев с эвольвентным профиле*’
подобным шлицам ведущего элемента. Между торцом центральна
элемента и последним диском муфты находится стальное закал^И^И
опорное кольцо.
В отверстии центрального элемента нарезано 16 внутриJ
шлицев, а также в отверстии передней выходной шестерни ДиФв
реициала. Шлицы обоих элементов посажены с зазором на
проходного вала. На конце проходного вала находится большая 0111
310
„ Схема привода дщ с задних ве-
Q.10O. rnv3oBOrO автомобиля боль-
JS>,'i “зопод’емности «Берли» (Berlief)'.
л
Jf?
",ка из закаленной стали,
аЯ ,„оранная путем кернения.
,.ы<кС’ перемещение проходного
0сеВ<?е епед вызывает осевую силу
1,2 отвальном элементе муфты и
ЦЙ иеНях что приводит к блоки-
в Пфференциала. Движение
Р°ВК наоборот, освобождает диски
1183 к-танавливает нормальную ра-
11 В° пиФФеРеИ11иала’ Блокировка
б0ТУпествляется с помощью вспомо-
Зьноп пневматической системы.
Блокировочное устройство ав-
томобиля «Берли». Интересная
конструкция задних ведущих мос-
тов была применена для повышения
цеплеиия в 1964 г. в тяжелом автомобиле «Берли», предназначенном
аля транспортировки аварийных автомобилей. Этот автомобиль имеет
привод на все колеса, причем привод на передние колеса включается
и выключается вручную. На рис. 3.158 показан привод двух задних
ведущих мостов. Здесь применены только два дифференциала, а для
подвода крутящего момента к главной передаче включен тормоз 1,
который предотвращает относительное движение задних колес. Вклю-
чение тормоза вызывает блокировку правых или левых ведущих
колес, что позволяет улучшить сцепление и вывести автомобиль с
трудного участка пути.
Блокировочное устройство фирмы «Деннис браз». В последние
годы производство блокировочных устройств постоянно возрастает;
они предлагаются как для одиночных мостов, так и для межосевого
Дифференциала. Здесь заслуживают внимания устройства, позволяю-
щие транспортным средствам выходить с трудных участков мест-
ности, которые изготовляются фирмой «Деннис браз». Это простое
Устройство состоит из двух малых валов, расположенных на концах
большого вала. Когда эти валы сильно прижимаются к шинам, между
весами автомобиля, устанавливается связь, и тогда транспортное
^едство само в состоянии выехать с тяжелого участка местности.
ГаЧевиДн°, что малые валы должны своевременно отводиться от шин,
тру Как в противном случае шины могут повредиться пли возникнуть
УДНости с управлением автомобиля.
10-3- БЛОКИРОВКА дифференциалов в тракторах
ров^Сли речь идет о специальных требованиях, касающихся тракто-
НацпТ° Условия, в которых они работают, достаточно характерны.
Ример, имеется значительная разница между сцеплением колес,
311
когда одно катится по грязи, а другое - по относительно твеп Г
грунту. Кроме того, ухудшить условия может неравномерное
деление масс, которое приводи! к тому, что либо одно, либо д
колесо начинает буксовать. Все это приводит к потерям, ,так
ливо расходуется бесполезно, шины и детали трансмиссии чре--
изнашиваются, а другое колесо не может обеспечить Максимам
силы тяги. Даже применение индивидуального тормоза на ка^*1^
из ведущих колес не дает решения, так как около половины
пости двигателя в этом случае будет расходоваться на торможеЯ
Единственно возможным способом разрешения вопроса предСтИе-
ляется блокировка дифференциала.
Обычно блокировочный механизм состоит из двух, соответствЯВ
щим образом связанных шлицами или зубьями, элементов, котопЦЯ
будучи сцеплены, могут заблокировать две или большее числю 1Я
талей дифференциала, препятствуя таким образом их взаимном '
вращению. Этот тип блокировки дешев, ио из-за возникновения 5оль
шнх нагрузок, требует достаточно прочной оси. Блокировка создает
определенные трудности для водителя как в поле, так и на iiioccfeJ
Например, трактор буксирует по шоссе тяжело нагруженный прицеп
с далеко отстоящей осью. Рост нагрузки на ведущий мост трактора
сопровождается увеличением нагрузки и а двигатель, поэтому
было бы очень затруднительно, а в отдельных случаях даже невоз-
можно управлять трактором при заблокированном дифференциала
Не случайно, что этот вид блокировки на нашел применения в трак-
торах более легкого типа. Если в основной конструкции ие преду-
смотрен какой-либо ограничитель (предохранитель), то сравнительна
трудно использовать это блокировочное устройство даже в качестве!
вспомогательного, не вызывая при этом чрезмерных напряжений в де-
талях трансмиссии, уже и так достаточно нагруженных.
Как уже упоминалось, блокировка приводов этого типа очень
сложна, если ие осуществима вследствие огромной нагрузки, которая
возникает в блокирующем устройстве, когда трактор отклоняется
от прямолинейного движения.
Блокировочное устройство инженера Зальцмана. Устройство,
называемое безопасным, спроектировано швейцарским инженером
В. Зальцманом и производится в значительных количествах ДЛМ
различных тракторов, включая тракторы, производимые фирм0
«Фордзон Мэсси Фергюсон». Потребовалось лишь около трех л
для внедрения его в большинстве действующих тракторов. Блок0!
ровка дифференциала, разработанная Зальцманом, легко включает Я
и выключается во время движения или даже поворота; ее В&КВДИ
свойством является автоматичность включения при возникнете!
перегрузки. Это свойство особенно ценно как для безопасности вод
теля, так и для сохранения механизмов трактора.
Принцип конструкции блокировочного устройства ЗалЫДОЧИ
прост. Устройство может быть применено и в некоторых суЩес
щих дифференциалах с некоторыми переделками, даже если они j
воначально для этого ие предназначались. На рис. 3.159 толка:0 J
входят в V-образные пазы 5 или конические пазы на наружно0
312
3 159 Устройство Зальцмана для блокировки дифференциала трактора [1]:
ели- 2 — отверстие в корпусе дифференциала; 3 — корпус дифференциала; 4 —
j тол ,„есТ’ерня; 5 — V-образный вырез; 6 — оттяжная пружина; 7 — нажимное кольцо;
вь1хо^наГ,т- д _ шип: 10 — педаль управления; 11 — нейлоновая шайба; 12 — приводной
' "" Хок- 13 — нажимное кольцо
пхности одной из выходных шестерен 4 дифференциала. Они уста-
овлеиы и закреплены штифтами в нажимном кольце 7, из которого
уступают настолько, чтобы могли войти в подгоночные отверстия 2
корпуса 3 дифференциала. Оттяжная пружина 6 между корпусом
Рис. 3.160. Устройство
блокировки дифферен-
циала в тракторах «Форд-
зон Декста» [1]
Дифференциала и нажимным кольцом при освобождении рычага от-
чает блокировку. Одиако, если изгибающий * момент прибли-
Ст Тся к предельной величине, то система под действием осевой со-
нЬ1/Я10ц1ей усилия между сжатыми концами толкателей и наклон-
ра3'Л Новыми плоскостями V-образных вырезов автоматически
Штакт1Кается’ Механизм управления содержит двуплечие рычаги,
Дпеча °Ванный сальной хомут 8 с размещенным в центре, между его
0Г1яРаМИ’ ШаРниРио установленным нажимным кольцом 13, которое
<0^ На дРУгое кольцо 7. Один конец хомута опирается и шар-
Рззмег ВРаЩается на корпусе моста, в то время как в другом конце
Кд 2 IJj?H Шип который входит в V-образиый паз приводного кулач-
^огда кулачок вращается, шип выходит из V-образиого паза
313
Рис. 3.161. Устройство блокировки дифференциала в трак,
торах «Фордзон Декста» в разобранном виде [1]
” I 'ОДИТ блокировка. Шток кулачка установлен поперек кор-
• nP°llC та а педаль 10 управления установлена и закреплена на его
I м°с ’конце. Нейлоновая шайба 11 обеспечивает уплотнение
I ''йр^ийнимает усилие. Подбор высококачественных материалов и
ц вуюгцая термообработка толкателей обеспечивают необхо-
I -оо^^пок службы устройства выпускаемого фирмой «Вепоурмей-
,1«»Великобритаиия).
К» Ждовочное устройство тракторов «Фордзон декста» . Дру-
я блокировки дифференциала выбран для тракторов «Форд-
ой Б11^та» (рис. 3.160 и 3.161). Ои отличается от блокировки, при-
3°Н Лой в тракторах «Фордзон сьюпер меджор». В сущности опи-
I ни}Ке принцип действия блокировочного устройства не-
ганнЫ отЛичается от принципа действия других блокирующих
гКОЛойств. Блокировка производится путем нажатия на педаль,
I Лвогда крутящий момент начинает передаваться, нога с педали
I снимается-
После того как сила тяги на ведущих колесах выравнивается,
И блокировочный механизм автоматически выключается. Последнее
I предотвращает вероятность движения трактора по хорошей дороге
I с дифференциалом, заблокированным вследствие невнимания води-
I телЯ. Неудобством этой конструкции является то,. что во время
работы в поле водитель вынужден включать педаль управления чаще,
чем когда дифференциал имеет корпус. Пружинное кольцо и шайба,
| установленные иа конце правой полуосевой шестерни, предохраняют
соединение от расцепления в шлицах. Простая балансирная вилка,
приводимая в действие наружным рычагом, соединена с педалью
гягой. Тяга поджата пружиной таким образом, что при входе сколь-
зящего соединения в контакт с вершинами зубьев, чрезмерная на-
грузка и поломки исключаются. Если “возникнет относительное
движение, необходимое для соосного выравнивания выступов с соот-
ветствующими им отверстиями, то пружина обеспечивает полное
включение.
ПРИЛОЖЕНИЕ I. СРАВНЕНИЕ ВЛИЯНИЯ ОТКЛЮЧАЮЩЕГО МЕХАНИЗМА
«НОУ СПИН» И ОБЫЧНОГО ДИФФЕРЕНЦИАЛА НА СПОСОБНОСТЬ
РАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА К ДВИЖЕНИЮ 131]
«НОу^°РИя вероятностей позволяет сравнить влияние отключающего механизма
жениюПИр>> Н обычного дифференциала иа способность транспортного средства к дви-
ный Оби ГССмотРим Для примера автомобиль с приводом на два колеса, оснащен-
«Hov Дифференциалом, а также, для сравнения, отключающим механизмом
* В ПИН5>’
биль, б^1ЯХ УпРои*ения анализа условий сцепления, в которых двигается автомо-
СтвУет, вт СЧНтать» что иа части поверхности (х, %) сцепление полностью отсут-
Гает з’наче° В^емя как иа остальной части (1 — х, %) коэффициент сцепления дости-
в УсловияхИЯ 1’ Отсюда вероятность того, что ведущее колесо будет находиться
?ЗНачают с Нулевого сцепления, равна х или 1\ — х\ Р% — х, где индексы 1 и 2
и ° средС°ОтаетствУЮЩие ведущие колеса. Если считать, что движение транспорт-
ов3 Kogdkh С ОЛним веДуЩим колесом возможно, то в случае обычного дифферен-
ту случая^^ИЦиент сцепления для обоих колес должен быть равен 1 в отличие
уЛт°ЛьКо дЯМенения отключающего механизма «Ноу спин», когда получилось бы,
м<*Ия сврп Я ОДног° колеса коэффициент сцепления был бы равен 1. Возможные
^пления приведены в табл. 3.3.
315
3.3. Вероятность движения транспортного средства, оснащенного
обычным дифференциалом и отключающим механизмом «Ноу спин» 131 j
Условия Вероятность Возможность ДВ||>ке1 j транспортного сред<т“5 II
Обычный дифферен- циал Отклю/щ чающиа механизм | |
Колесо 1 имеет сцепление, у коле- са 2 сцепление отсутствует (1 - X) X Нет Есть
Колесо 1 сцепления не имеет, а ко- лесо 2 имеет х (1 — х) Нет Есть
Колеса 1 и 2 имеют сцепление (1 - X) (1 - X) Есть Есть
Колеса / и 2 сцепления не имеют XX Нет Нет
Сумма 1
Если полную неспособность транспортного средства к движению принять за I,
то согласно табл. 3.3 для обычного дифференциала
f = (1 - х) х + X (1 — х) + XX = 2х — х2; ('114)
а для отключающего механизма «Ноу спин»
/=хх=х2 (3.115)
Если приведенные выше значения ограничены условиями, в которых менее
10 % поверхности характеризуются коэффициентом сцепления, равным нулю, т. е.
х < 0,1, то квадратное слагаемое в уравнении (3.114) опускается и уравнения (3.114)
и (3.115) приобретают внд соответственно для обычного дифференциала 1 = 2»
и отключающего механизма «Ноу спин» I — х2. Отсюда, применительно к колесной^
формуле 4x2, неспособность автомобиля к движению можно выразить следующим
образом.
Привод на два колеса
Случай Механизм Неспособность I Неспособн ость 1 при х < 0,1
1 2 Обычный дифференциал Отключающий механизм «Ноу спнн» 2х— х® X2 2х X2
Например, если 10 % поверхности характеризуются коэффициентом сцеплений
равным нулю, то
______I (обычный дифференциал)_________ 2х ___ 2 ___ 2 __
/(отключаюший механизм «Ноу спии») х2 х 0,1
Следовательно, транспортное средство с колесной формулой 4x2 будет в 20 Р03
чаще не способно к движению в случае применения обычного дифференциала, tiefl
316
чающего механизма «Ноу спин». Для случая, когда только 1 % поверхности
ктерязуется нулевым коэффициентом сцепления, имеем
/ (обычный дифференциал) _______ 2 2 __
^лючаю1ций механизм «Ноу спин») х 0,01
обный анализ можно провести и для транспортных средств с приводом к четырем ^°десам- Результаты анализа даны ниже. [1рцв°^ на четь‘Ре колеса с межосевым дифференциалом
Случай Механизмы Неспособность / Неспособность I при х < 0,1
3 4 5 Два обычных дифференциала Один обычный дифференциал, один отключающий механизм «Ноу спнн» Два отключающих механизма «Ноу спин» 4х— 6xs 4- 4- 4х3 — хл 2х— 2Х3 4- х4 2х2 — х4 4х 2х 2Х3
Привод на четыре колеса с раздаточной коробкой
или с заблокированным межосевым дифференциалом
Случай Механизмы Неспособность / Неспособность / при х < 0.1
6 Два обычных дифференциала 4х2 — х3 -[- х4 4х2
7 Один дифференциал обычный, один отключающий механизм «Ноу спин» 2х2 — х4 2х2
8 Два отключающих дифференциала «Ноу спин» X4 X4
На рис. 3.162 приведен логарифмический график выведенных зависимостей,
1. е. график неспособности транспортного средства к движению, по условиям сце-
пления с опорной поверхностью для автомобилей с колесной формулой 4 у 2 и
4x4. Неспособность транспортного средства к движению выражена в процентах
вероятности се наступления, а сцепление с опорной поверхностью — в процентах
Уменьшения максимальной силы тяги.
Транспортное средство с тремя обычными дифференциалами (случай 1) имеет
наихудшие предельные показатели по сцеплению, но лучше всего работает иа хо-
рошей по условиям сцепления поверхности прн равномерном нагружении всех
четырех колес. Транспортное средство с колесной формулой 4 у 2 (случай 2),
°оорудованное отключающим механизмом «Ноу сини», имеет повышенные показа-
тели в условиях, предельных по сцеплению. Транспортное средство с колесной
Формулой 4 у 4 и заблокированным межосевым дифференциалом, а также двумя
отключающими механизмами «Ноу спин» (случай 8) проявляет наибольшую спо-
обность к движению. Однако чрезмерные тяговые способности автомобиля, когда
ки не обоснованы, вызывают много нареканий со стороны водителей, так как эти
Особности не используются, а работа механизмов становится шумной.
Том ^аЖ|С-ь’1"1 конструктор или эксплуатационник должен выбирать силу тяги с уче-
мех пР°извОДСтвениых расходов, возрастающих при применении отключающего
Ре[?аНИз-Ма' ®ыше были приведены критерии, необходимые для принятия подобных
Щений. Ниже дано несколько примеров.
Чай л>РИМеР 1 • Привод на два колеса с отключающим механизмом «Ноу спин» (слу-
по сравнению с приводом по колесной формуле 4 у 4 (случай 6)
Дцутайб) л
(слуЧай 2) х2 4
317
Рис. 3.162. Вероятность наступления неспособности транспортного средства к
жению в зависимости от сцепных условий поверхности [31]:
1 — привод к двум колесам с помощью обычного дифференциала; 2 — привод к двум I
сам с помощью отключающего механизма «Ноу спин»: 3 — привод к четырем колесам Коле'
мощью меж осевого Дифференциала и Двух обычных Дифференциалов; 4 — привод к С По*1
рем колесам с помощью межосевого дифференциала и одного отключающего мех-,1?еТь,'1
«Ноу спин»; 5 — привод к четырем колесам с помощью межосевого дифференциала
отключающих механизмов «Ноу спин»; 6 — привод к четырем колесам с помощью забл! *
ровапного межосевого дифференциала и двух обычных Дифференциалов; 7 — приюд
тырем колесам с помощью заблокированного меж осевого дифференциала и одного спюпои6'
ющего механизма «Ноу спин»; 8 — привод к четырем колесам с помощью заблокщ ганит
межосевого дифференциала и двух отключающих механизмов «Ноу спин» ОГо
или автомобиль с колесной формулой 4 х 4 с заблокированным межосевым доф.
ференциалом и двумя обычными дифференциалами будет в 4 раза чаще ни г^ссСщ
к движению, чем обычный пикап с колесной формулой 4 X 2 и отключающим меха-
низмом «Ноу спин».
Пример 2. Привод мостов тележки, в котором применены два отключающим
механизма «Ноу спин» (случай 5), по сравнению с приводом мостов тележки, осу-|
ществленным обычными дифференциалами (случай 3),
1 (случай 3) 4х 2
1 (случай 5) 2х2 х
Для х = 0,1 1 (случай 3)/1 (случай 5) = 20.
Следовательно, вероятность неспособности автомобиля к движению можяо
в 20 раз уменьшить, применив отключающий механизм «Ноу спин».
Пример 3. Привод мостов тележки с заблокированным межосевым дифФеРеН1
циалом (случай 6) по сравнению с приводом мостов тележки с отключающими ме1
ханизмами «Ноу спин» (случай 5)
1 (случай 6) 4-х2 _ g
1(случай 5) 2х2 ~
или блокировка межосевого дифференциала в половине случаев дает такой Же |
фект, как и дифференциалы «Ноу спин» в случае привода мостов тележки
тическая блокировка).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Ansdale R. F. Differentials lock and limiting devices. Automobile ЭДИ
neer, 1963, S. 2—9. a[ic
2. Ansdale R. F. Transmissions. Some especially interesting new аи1ошЧ|
and semiautomatic sistems from European manufacturers and unusual 1
transmission layout. Automobile Engineer, 20 May 1966, S. 224—237.
318
Ansdale R- F. Transmissions. Chain drives again interest transmission desig*
3- ,iew British, Italien and Japanese fivespeed gearboxes; the latest American,
. sorne automatic transmission has a highly developed control for the inter-
*l,rbrake band. Automobile Engineer 12 May 1967, S. 212—222.
zfled'^e Ansdale R. F. Transmissions. More five-speed manual gear-boxes introduced
4- A semiautomatic transmissions are becoming common in the USA,
jn Icking differential under development. Automobile Engineer, 8 may 1970,
iTiaUJ' _916
5 2 s Arni-’ntrout K- M„ Dick W. M. Torque-biasing full-time four-wheel drive
5- fncrer & utility vehicles. Paper N 710614. Society of Automotive Engineers,
fof P.SYork, 1971.
inc. д Ruckeiidale R- L., Boughner L. G. Automotive differentials. SAE Quar-
. Transactions, vol. 15, N 3/1951. p. 359-379.
tedy 7 Brownyer N. R., Boughner L. G. Automotive differentials Paper N S-242.
• of Automotive Engineers, Inc. New York, 1960.
5001 g Chocholek S. E., Ferbitz R. C. Restrictive differentials. Paper N 720903
• tv of Automotive Engineers, Inc. New York, 1972.
Sociiei) ^ота д. a. Mo spin and tandem — Lock differentials-operation and ap-
lication. Paper N 720904. Society of Automotive Engineers Inc. New York,
1972j0 Dajniak H. Teoretyczne okreslenie momenta tarcia i wspofczynnika bloko-
mechanizma rozmicowego ze sprzegtami ciernymi. Technika Motoryzacoina;
1966, S. 206-210.
11. Dajniak H. Analiza dynamiezna zblokowanych prostych mcchanizmow rozni-
cowych ichurzadzeh blokujqcych. Technika motoryzacyjna, nr. 1, 1967, c. 1—5.
12. Dajniak H. Analiza wlasnosci dynamicznych mechanizmu roznicowe go z
oporem hydrauliznym. Technika Motoryzacyina, nr. 9, 1967, S. 261—266.
13 Debicki M. Teoria samochodu — teoria napedy. Warszawa; WNT, 1971.
14. Ferguson racing car. Part 1. The engine and transmission system of a I1/,
litre vehicle Built by Harry Ferguson Recearch Ltd. for experimental purposes. Auto-
mobile Engineer, July 1961, P- 244—252.
15. Firth B. W. Automatic wheel suppression. Automotive Design Engineering,
October, 1974, p. 32—33.
16. Focus an controlled — slip differentials, Automobile International, July,
1974, p. 23.
17 Four-while drive. Automobile Engineer, January 1966, p. 2—4.
18. Haas R. H., Manwaring R. G. Development of a limited slip differential
Paper N 710610. Society of Automotive Engineers, Inc. 1971.
19. Hamilton-Smith K. Four while drive of road vehicles The Institution of Me-
chanical Engineers Proceedings 1969—1970, Volume 184, Part 31.
м Hart J* Concepts and applications of interaxle differentials. Paper
N 700724. Society of Automotive Engineers. Inc. New York, 1971.
t 21 • Hobson D. E., O’Brien L. J. Bias balansing interaxle differential for cons-
York ?97ie* drive- Paper N 710616. Society of Automotive Engineers, Inc. New
tnjcv2' Joenes W. W. A shiftable controlled traction differential for heavy-duty
,,s’ Paper N 72095. Society of Automotive Engineers, Inc. New York, 1972.
РаПрг MJ,aekfe G-» Weilant D. R. An unloading Spin-Resistant differential.
1 24 ti ^4- Society Automotive Engineers. New York, 1971.
ение ig72^a|pOB X* ДиФФеРенииаль1 автомобилей и тягачей. М.: Машиностро-
Voi 2r4 L,ewis R. P., O’Brien L. J. Limited sleep differentials. SAE Transactions.
’959, p. 202-212.
neers U ,°max F. Spin Resistant differentials. The Institution of Mechanical Engi-
Veurne 184, Part 31.
6/1968 Sclhstsperrdifferentiale in Kraftfahrzeugen. VDI—Z, vol. 112,
Verlj6» ^о™'1 ^'hnradgetribe. Berlin — Heidelberg — New York Springer —
Motive n|a’.n!eriance No Spin differential installation service manual Detroit Auto-
Ulvision of ASPRO, Inc. 1973.
319
“1
30. Moran J. Н., Grimm R. A. Max trac-wheel spin control by compute.
N 170612. Society of Automotive Engineers, Inc. New York, 1971. er-
31. No Spin differentials. TI-10L Vehiclemobility convential ус м w—
differential, June 1968, Detroit Automotive Products Corporation, Warren . Sp,. rlO<
gan (USA). n’ U
32. Operation No Spin differential — operating manual. Detroit AiH f—"
Division of ASPRO, Inc. 1973.
33. Ritchie D. New developments in 4 X 4 tractors promise ultimate all
pulling power. Commercial Car Journal, December 72, p. 83—88
34. Strauch St. Wplyw zwilkszonego tarcia w samochodowych mechani I
roznicowych na wiasnosci dynamiczne uktadu napqdowego. Praca doktorska
Naukowe Politechniki Krakowskiej nr 30, 1968. •
35. Степанова E. А., Лефаров A. X. Блокирующиеся дифференциал^ n,
вых автомобилей. M.: Машгиз, 1960.
36. Stieg R. W. Mack power divider. Paper N 720906 Society of AutoiuHi-S I
Engineers, Inc. New York. 1972.
37. Unimog U84/406. Daimler-Benz AG, Werk Gaggenau, 1972.
38. Webb 0. GKN Ferguson Formula all-wheel control sy tern. Paper N 71Q6k I
Society of Automotive Engineers Inc. New York, 1971.
39. ZF — Lamellen — Selbstsperr — Differential Lok-O-Matic. Zahnradfebrtb i
Friedrichshafen AG.
40. Field maintenance manuals. Rockwell-Standard Corporation, Tiansmissinn
and Axle Division. Detroit, Michigan.
41. Alexander W. R. Lubrication requirements of the Mack heawy duty power i
divider. Paper N 650637. Society of Automotive Engineers, Inc. New York, 19^6
42. Коротоношко H. И., Шуклин С. А. Влияние конструкции щин н само-
блокирующнхся дифференциалов на проходимость автомобиля «Урал-375», -
Автомобильная промышленность, 1968, № 7.
43. «FF — A wheel drive and anti-skid system». GKN Transmissions Ltd. Erding-
ton, Birmingham, 1975.
44. Haviland M. L., Goodwin M. C-, Rodgers I. 1. Friction !, iacteristics I
of controlled-si ip differential lubricants. Paper N 660778. Society of Automotive I
Engineers, Inc. New York, 1967.
45. Balanced traction differential. A final drive that gives more power to thf 1
wheel with great adhesion to the road. Automobile Engineer, September 1969, p. 387. I
46. True trac. A unique design for traction. Detroit Automotive Division cl
ASPRQ inc. Warren, Michigan. —®
г.лАвА iV
ДУОСИ и УСТАНОВКА ВЕДУЩИХ КОЛЕС
Полу°Си слУжат для пеРеДачи крутящего момента от главном
1 ячи и дифференциала к ведущим колесам автомобиля и, следо-
’ieSb»io, являются ведущими валами. Чаще всего иа концах полу-
со стороны дифференциала находятся полуосевые шестерни,
крепленные на шлицах подвижно в осевом направлении, а иногда
Зй тявляющие одно целое с полуосями. Концы полуосей со стороны
е” viuhI колес могут быть закреплены в ступицах колес с помощью
Флжщев, составляющих одно целое с полуосями либо соединенных
с концами полуосей посредством шлицев или шпонок. Прн переднем
приводе концы полуосей могут также передавать крутящий момент
к приводам колес или к шарнирам.
1. ПОЛУОСИ в ЖЕСТКОМ ЗАДНЕМ ВЕДУЩЕМ МОСТУ
На рис. 4.1 показаны схемы полуосей автомобиля. От действия
силы Q, Р или Y (см. рис. 10.1) иа полуосях возникают напря-
жения, вызываемые действием изгибающего и крутящего моментов.
В зависимости от конструкции ступицы колеса, способа расположе-
ния подшипников, конструкции картера ведущего моста и внутрен-
него конца полуоси происходит частичное или полное нагружение
полуоси действующими изгибающими моментами (крутящий момент
передается полуосями независимо от указанных выше обстоятельств).
Различаются следующие три основных типа полуосей:
полуразгружеииые полуоси, т. е. такие, которые, кроме крутя-
^его момента, полностью передают изгибающий момент от сил, дей-
ствующих иа колесо;
3/4 разгруженные полуоси, которые кроме крутящего момента
мо**?ают чаСть изгибающего момента, действующего иа ведущий
РазгРУжениые полуоси, которые работают только под действием
ну ящего момента и ие передают никаких изгибающих моментов.
*• ПОЛУРАЗГРУЖЕННЫЕ ПОЛУОСИ
Н-
луоСь РИс- я даиа схема полу разгруженной полуоси. Эта по-
моста УСтановЛеиа в подшипнике, размещенном в картере ведущего
^стан’ а На наРужном ее конце жестко установлено ведущее колесо.
ПеРеда^Ка п°Д,иипника непосредствеиио на полуоси способствует
Щ1ба|п На нее всех возможных нагрузок: крутящего момента и
ц Щего момента от окружных сил Р, изгибающего момента от
Яскевич 3. 321
Рис. 4.1. Схема полуоси жесткого ведущего моста:
а — полуразгружепная полуось; б — полуось, разгруженная на ®/4; е — раг ружепная!
полуось; г — полуось переднего ведущего моста с шарниром
вертикальной реакции Q опорной поверхности, а также от сил, воз-
никающих при ударе (см. рис. 10.1). Плечом момента сил, действую!
щих в плоскости колеса, является расстояние от центра подтип!
ника до плоскости действия сил, а критическим сечением полуоси -Я
сечение, проведенное через наружный конец внутреннего кольца
подшипника.
Полуразгруженные полуоси применяются почти исключительна
в легковых автомобилях. Различные конструкции полу разгружен-
ных полуосей в жестком ведущем мосту показаны на рис. 4.2— 1*1у*
Подшипники полуразгруженных полуосей. Конструкция роЛЛ
разгруженной полуоси, на которую чаще всего установлен толь1Ц
один подшипник, отличается простотой, так как зазор в подп1^
нике, как правило, не регулируется. Отрицательной стер01*
этой конструкции является то, что полуось подвергается нэп
всеми тремя составляющими реакции опорной поверхности, ДеИСТь1(о
ющей на колесо. В связи с этим такая установка применяется тол Я
обычно в легковых н полугрузовых автомобилях. Ж
Применяются главным образом шариковые подшипники с ИЯ
62, 63, причем из-за прогиба полуоси подшипники необходимо . СЯ
навливать с повышенным поперечным зазором СЗ. Используйся
также специальные шариковые подшипники, чаще всего с встр
322
В рь уплотнением (см. рис. 4.4). В некоторых конструкциях
мнения заднего колеса с полу разгруженной полуосью при-
V ^конические подшипники либо по одному, либо по два под-
менЯ1°ка “ на каждое колесо (см. рнс. 4.6). В конструкции, пока-
иа рис. 4.5, необходимо, чтобы осевая сила, направленная
3аН,1С)11 воспринималась коническим подшипником другого колеса,
рнУ'гРь’ между торцовыми поверхностями полуосей устанавливается
для че передающий осевое усилие с одной полуоси на другую
в). Этот недостаток (так же как необходимость регулировки
(РиС‘еских подшипников) в конструкции, показанной на рис. 4.5,
к°яй стоящее ь^гмя устранен путем применения на каждой
в Полуосей конического подшипника специальной конструкции
,13 рис. 4.8).
Соединение полуоси со ступицей. При использовании полу-
огруженных полуосей ступица обычно имеет простую конструкцию
большинстве случаев устанавливается на коническом конце полу-
й с помощью сегментной (см. рис. 4.4) или призматической шпонки
(см рнс. 4-5, и поджимается корончатой гайкой. ’
Однако встречаются конструкции с полурзагруженными полу-
осями, в которых ступица колеса устанавливается на шлицах.
В случае, когда полуось оканчивается фланцем (см. рис. 4.2 и 4.3),
к нему непосредственно прикрепляется диск колеса и тормозной
барабан, а ступица колеса также устанавливается на фланце.
Примеры конструкций. На рис. 4.2 показана установка заднего
колеса легкового автомобиля «Варшава 223». Шариковый подшип-
ник 13 закреплен на полуоси с помощью кольца сальника 9, выпол-
ненного из стали 45 с поверхностной закалкой на глубину 1,5—2,0 мм
до твердости HRC 45; это кольцо напрессованно на шейку полуоси.
Между кольцом 9 и внутренним кольцом шарикового подшипника
установлена пружинная шайба 10, выполненная из стали 60Г и
предназначенная для устранения осевых зазоров полуоси. Со стороны
фланца шариковый подшипник опирается на втулку 3. Наружное
кольцо шарикового подшипника установлено в гнезде фланца полу-
картера и зафиксировано в нем пластиной 5, прикрепленной четырьмя
олтами 6, застопоренными упругими шайбами. Осевой з^зор между
иаружиым кольцом подшипника и торцовой поверхностью фланца
Устраняется выпуклым пружинным кольцом 7.
с Попаданию масла через подшипник в тормоза препятствуют
сал Ники и установленные на кольцах 9 и 3. Войлочный
Этот К УДеРживает смазочный материал в подшипнике полуоси.
не сальник разрезают, и в случае повреждения его можно заменить,
ца И1лая подшипника полуоси. На корпусе войлочного сальника и
пРедо аНце п°луоси размещены противомасляные кожухи 1 и 2,
н обращающие попадание пластического смазочного материала
^татков масла на тормоза.
МобИл Рис' 4'3 показана установка заднего колеса легкового авто-
В Св с применением шарикового подшипника FAG 6207 СЗ.
с ПоьЛи с имеющимся прогибом полуоси выбран подшипник СЗ
Шенным зазором. Внутреннее кольцо подшипника имеет
323
Рис. 4.2. Заднее колесо легко* 1
томобиля «Варшава-223» {22* ]. 0 ai4-’
1 и 2 — противомасляные к<.
втулка войлочного сальннь 3 V
нус войлочного сальника: 5 4 ~~ у М
6 — болты крепления пластины riJ1<lcTit>W
ного сальника; 7 - пруЖИн ВоГ^ЧИ
лая шайба; Я - фланец карте*»
9 — кольцо сальника; 1Q — ,.да тоЛ, •
шайба: 11 — войлочный сальник^ЧнЯ
сальник типа Зиммера; 13 12
подшипник полуоси; 14
15 — винт крепления войлочного г»С-ЛеЧ*Я
вращательную нагрузку и Vc
новлено более жестко, чем Т3'
ружное. Отклонение полуп**
принято кб, а отклонен^
корпуса —J6. Смазывание
ществляется из масляного пГ
зервуара ведущего моста с н!
ружным уплотнением в виде
сальника.
Пример установки заднего
колеса легкового автомобиля с
полур аз груженной полуосью!
при применении специальных
подшипников с веч роеиныД
сальником показан на рнс. 4.4.
В конструкции, показанной на
рис. 4.5, а, полуразгруженная I
полуось установлена на кони-
ческом подшипнике, размещен-
ном в конце картера ведущего^
моста. При таком способе уста-
новки необходимо, чтобы внут-
ренние концы полуосей могли
передавать осевые усилия. По-
этому осевая сила, направлен»
ная внутрь, должна восприии’
маться противоположным kohHj
ческим подшипником. С это,
целью между торцовыми п0'
верхностями концов полу°се
осевое усилие с одной полуоф!
установлен сухарь 3, передающий _ __
на другую (рис. 4.5, в). Недостатком такой конструкции явля.е^
сложность регулировки подшипников, так как эта операция ДоЛ
на проводиться одновременно с обоими коническими подшипник#' ’
установленными достаточно далеко один от другого. Для реГУ
ровки требуется индикатор. л
На рис. 4.5, б показана разновидность конструкции, привед^чИ
на рис. 4.5, а. Регулировка зазора осуществляется посрСДсТ^И
прокладки, а ганки 2 фиксируются зубчатой шайбой и кольцом, У М
324
Рис. 4.3. Установка заднего колеса лег-
кового автомобиля (шариковый под-
шипник зафиксирован гайкой). — По-
мещено с разрешения фирмы ФАГ (28]
Рис. 4.4 Установка заднего колеса
легкового автомобиля иа специальном
шариковом подшипнике с встроенным
сальником фирмы «Хиллмеи хантер»
новленным между внутренним кольцом подшипника и торцовой по-
верхностью гайки.
В конструкции, показанной на рис. 4.6, каждая полуось установ-
лена на двух конических подшипниках, расположенных по схеме X.
благодаря этому регулировка подшипников упрощается и становится
яадежнее. Конструкция, показанная на рис. 4.6, получается рацио-
нальной только с учетом обеспечения следующего:
^^Щстаточной жесткости полуоси в целях уменьшения^ее прогиба
^применения конических подшипников с незначительной выпукло-
ре Иеговой дорожки внутренних колец (рис. 4.6, б), что согласно
Пр °МенДаЦии ФИРМЫ СКФ, способствует более равномерному рас-
селению нагрузки по подшипникам.
дет^0НСтРУкция, показанная на рис. 4.6, технологически удов-
КонС1РИтельна» однако с точки зрения экономии уступает предыдущей
°ДногГ^К1УЗИ‘ применение двух конических подшипников вместо
ствие J Пе Увеличивает вдвое их расчетный срок службы, так как вслед-
пРоиСхПР°гиба полуоси и существующей статической системы сил
I Дят изменения в распределении усилий на подшипники:
325
Рис. 4.5. Установка колеса заднего жесткого ведущего моста легкового автомо-
биля иа коническом подшипнике:
а — регулировка подшипника прокладками 1; б — регулировка подшипника гайкой
в — взаимодействие концов полуосей через опорный сухарь 3
наружный подшипник нагружается сильнее и обычно разруша
ется первым.
На рис. 4.7 показан пример установки заднего колеса с помощи
специального бочкообразного качающегося подшипника с роликами
установленными по схеме X (конструкция, применяемая в американ
ских легковых автомобилях). Основным недостатком применения
конических подшипников для полу разгруженных полуосей являете
необходимость регулировки этих подшипников. Эта проблема решая
ется путем использования конических подшипников с предварнтеЛЧ
ным натягом (рис. 4.8), впервые примененных для легковых автомоо
лей в 1969 г. в США [23]. Эти подшипники передают осевую нагрУ3*'
в обоих направлениях, а поперечные нагрузки — при любой схе
нагружения. Характерной особенностью нового конического п
шипника является применение разгружающего кольца /, кото[
выполняет следующие функции.
326
Рис. 4.6. Установка заднего колеса иа
двух конических подшипниках, рас-
полагаемых по схеме X:
а — заднее колесо; б — комплект подшип-
ников с выпуклыми беговыми дорожками
(на рисунке выпуклость преувеличена,
в действительности опа лишь несколько
микронов)
1. Воспринимает осевые реакции от поперечных и продольных
нагрузок. Таким образом, когда кольцо закреплено в корпусе, под-
шипник становится узлом, способным воспринимать нагрузки в обоих
направлениях, в связи с чем необходимость в сухаре между торцо-
выми поверхностями концов полуосей отпадает.
2. Разгрузочное кольцо прилегает к большим торцовым поверх-
ностям длинных роликов 4, способствуя их правильной установке.
Его стандартный зазор составляет 0,025 мм. Особенности выполне-
нения конических роликов указаны в работе 123* ].
Установка подшипника упрощена, так как основана на предвари-
тельном натяге. Для смазывания подшипника может быть приме-
ни как пластический, так и жидкий смазочный материал. Так как
Регулировки подшипников не требуется, в отличие от конструкции,
Доказанной на рис. 4.5, то эксплуатация
легчается. Наружный диаметр подшип-
ика уменьшен, в связи с чем увеличено
Ространство для тормозных механизмов.
Ме“11Лект подшипников может быть при-
Как в ведущих мостах с картером
бери анДЖо, таки в ведущих мостах Солз-
сРок СМ' ГЛ' V)- Испытания показали, что
вып^СЛ^ж^Ь1 этого типа подшипников пре-
Ц1ает 160 000 км.
рИс. 47
заднего колеса на двойном
ке с бочкообразными роликами
327
1 2
Рис. 4.8. Конический подшипник с раз-
грузочным кольцом для установки
полуразгружеиных полуосей в легко-
вом автомобиле (используется в США
с 1969 г.):
1 — разгрузочное кольцо; 2 — клеевое
соединение: 3 — наружное кольцо: 4 —
конический ролик; 5 — сепаратор; 6 —
внутреннее кольцо
Рис. 4.9. Установка полуразгружен-
иой полуоси на цилиндрическом под-
шипнике с длинными роликами
В конструкции, показанной на рис. 4.9, полуразгр уже иная полу-
ось имеет на конце фланец и установлена на роликовый подшипник!
с длинными роликами, причем на конце полуоси имеется । ованая
полу осевая П1естерня. Осевые нагрузки воспринимаются подшип-
никами дифференциала. Применение такой системы позволяет полу-
чить компактную и дешевую конструкцию, не требующую регули-
ровки и достаточно долговечную при эксплуатации по хорошим доро- '
гам. Однако при эксплуатации автомобиля на плохих дорогах су-
ществует вероятность ускоренного изнашивания подшипников из-за
прогиба полуоси и заедания роликов, вследствие чего увеличива-
ется трудоемкость осмотра и ремонта.
В конструкции ведущего моста (рис. 4.10) легкового антомобиМ
«Крайслер» модели выпуска 1970 г. вместо отдельного внутреннего
кольца, как в конструкции на рис. 4.9, цилиндрические ролики вра-
щаются непосредственно на полуосях. В месте установки роликов
поверхность полуоси закалена. Подшипники зафиксированы упЛ|
Рис. 4.10. Задний ведущий мост автомобиля «Крайслер» выпуска 1970 г.
328
1И хотя и имеют некоторую свободу перемещения в корпусе.
fn|'ieJI,llKfIefl конструкции ведущего моста этого автомобиля подшип-
р ^Останавливались на валу с помощью фланца и таким образом
Овали положение полуоси. В новой конструкции полуось
фц1<сЯ^уетСЯ с помощью упругих колец, расположенных возле диф-
ла дт0 упрощает конструкцию наружного конца полуоси,
феРеН ает обслуживание и ее изготовление, а также устраняет необ-
^Оость в наружной регулировке, которая требовалась в прежних
ущих мостах автомобиля «Крайслер».
2 по-ПУ°си’ разгруженные на */4
На рис. 4.11 показана схема полуоси, разгруженной на 3/4.
Г10Пу разгруженной полуоси она отличается тем, что на подшип-
размещенном в картере ведущего моста, установлена не полу-
н а ступица ведущего колеса, вследствие чего полуось нагружена
олько частью изгибающих моментов, в зависимости от типа под-
шипника и величины зазоров в нем. Изгибающий момент передается
па полуось только в пределах, соответствующих допускаемым дефор-
мациям подшипника, и чем жестче подшипник, тем меньше изгиба-
ющий момент, передаваемый полуосью. Если в подшипнике, находя-
Емест,4’ ’ Устаиовка заднего колеса
На С„.С ПолУосью, разгруженной на 3/4
Й°Ц ПОДщ/вдаНаВ‘Г,НВаЮ111-СМСИ шарико-
р«с. 4.12
?*сте Р‘ Остановка заднего колеса
а На Пол У°СЬ1°. разгруженной
ариковом подшипнике
329
Риб. 4.13. Установка заднего колеса вместе с полуосью, разгруженной иа 3/4, на
цилиндрическом подшипнике с длинными роликами
щемся под нагрузкой, устранены все деформации, то изгибающий
момент передается главным образом картером ведущего моста. Сле-
довательно, величина изгибающего момента, передаваемого полу-
осью, в значительной мере зависит от вида и степени износа приме-
ненного подшипника. Если применен подшипник с большой угловой
жесткостью, например цилиндрический с длинными роликами (см.
рис. 4.13), то полуось практически работает как разгруженная, пе-
редавая только крутящий момент (вращение).
Установка полуосей, разгруженных на 3/4. При установке таких
полуосей ступица колеса опирается на подшипник, находящийся иа
кожухе полуоси. Между ступицей и кожухом полуоси располага-
ется качающийся шариковый подшипник (рис. 4.11) для того, чтобы
полуось не изгибалась вертикальными силами, а нагружалась тС*'[ьК°
боковой составляющей реакции опорной поверхности при криволи-
нейном движении. Однако в применяемых конструкциях опор полУ
осей, разгруженных на 3/4, встречаются и шариковые подшипник
(рис. 4.12). Конструкции с длинными цилиндрическими роликам
(рис. 4.13) уже полностью устарели. И
Соединение полуоси со ступицей. Форма ступицы для разгру^6
ной на 3/4 полуоси несколько иная, чем для полуразгруженной полу
оси, и основное различие сводится к размещению в ступице поди*11
330
| передающего нагрузку непосредственно на картер (рис. 4.11
4'1 яструктивные примеры. На рис. 4.11 показана типичная кон-
пии опоры заднего колеса прн применении для полуоси, раз-
сТрУ1’р11НОй на 8/4 двухрядного качающегося шарикоподшипника,
гр^ ео использования шарикового подшипника для установки
ПР» разгруженной полуоси дан на рис. 4.12.
на п конструкции, показанной на рис. 4.13, для установки колес
,енен цилиндрический подшипник с длинными роликами. Так
»Ри**о0ликовые подшипники не передают осевых нагрузок, то полу-
KaKRbie шестерни дифференциала выполнены как одно целое с полу-
°С ми В такой конструкции полуоси имеют возможность опираться
°С крестовину Дифференциала; кроме того, осевые нагрузки, действу-
Нщие вдоль полуоси, воспринимаются одним из подшипников кор-
пуса дифференциала (в зависимости от направления действия осе-
вой силы).
Конструкция, показанная на рис. 4.13, устарела полностью
и в настоящее время уже не применяется. При криволинейном дви-
жении автомобиля боковая составляющая касательной реакции
поверхности вызывает сильную перегрузку роликов на одном конце
и разгрузку на другом, что нежелательно. Это быстро приводит
к повреждению роликов. В связи с этим рассмотренная установка,
несмотря на наличие определенных достоинств (отсутствие регули-
ровки, возможность использования дешевого цилиндрического под-
шипника с длинными роликами, а также простота сборки и раз-
борки), в настоящее время не применяется.
1.3. РАЗГРУЖЕННЫЕ полуоси
Разгруженная полуось, т.
мент, показана на рис. 4.1,
Установка разгруженных
е. передающая только крутящий mo-
д.
д д полуосей. Установка подшипников
разгруженной полуоси обычно напоминает конструкцию установки
передних колес. Часто применяются конические подшипники, раз-
мещаемые по схеме 0, как узких серий 302 и 303, так и широкой,
вместо регулируемой системы подшипников может также приме-
няться и нерегулируемая система, которая чаще всего состоит из ша-
I нового и роликового или роликового и шарикового качающегося
ДШипников. Тяжелые автомобили имеют иногда на цапфах картера
сообразные и цилиндрические роликовые подшипники.
мое ОеДИНение ПОЛУ°СИ со стУпиией’ Соединение ступиц ведущих
1йоп °В С РазгРУженными полуосями обычно осуществляется с по-
прн!\ЬЮ ФланЧа> откованного на конце полуоси. Реже для этой цели
Рис лН.яется фланец, установленный на шлицах полуоси (см.
коГп '15)- Последнее соединение обычно применяется в тех случаях,
кае? ПолУ°сь значительно нагружена крутящим моментом и возни-
КоТо«Сходимость в предохранении ее от изгибающих моментов,
сКих е МОГУТ возникнуть в случае чрезмерных зазоров в кониче-
331
Рис. 4 14. Установка заднего колеса грузового автомобиля на Рис. 4.15. Установка заднего колеса грузового автомобиля И3(
конических подшипниках (полуось оканчивается фланцем). По- конических подшипниках (полуось имел? на ло.,це il^hubi, ла
меьцено с разрешения фирмы С КФ [29] которые надет фланец). Помещено с разрешения фирмы ФА Г [281
332
J II
iz нструктивные примеры. Для установки колес прежде всего
еняется регулируемая система кон Лески х подшипников.
Пр,|ГЛ с 4 14 представлена типичная опора заднего колеса грузового
Мобиля при применении полуоси, оканчивающейся фланцем.
Иг*_я зазор в подшипниках регулируется и фиксируется с помощью
гаек и стопора с соответствующим выступом. На конце картера
г0 моста устанавливается уплотнение, прилегающее наружной
^Йояой к фланцу полуоси; назначением этого уплотнения является
потврашение смешивания масла главной передачи с пластическим
ЙКочным материалом подшипников. Для внутреннего подшипника
меняется сальник. Конструкция, показанная на рис. 4.14, тех-
нологически сложна. Большие трудности возникают при ковке фланца
Клуоси. Иногда при ковке полуось дает трещины. На рис. 4.15 пред-
Л явлена конструкция полуоси, закапчивающейся шлицами, иа
.пТорых установлен фланец, прикрепленный болтами к ступице
колеса. В опоре применена регулируемая система конических под-
шипников FAG 32207 А (наружный подшипник) и FAG 30311 А
(внутренний подшипник). Для наружного подшипника принята
посадка h&IN7t а для внутреннего k6!N7. Для смазывания преду-
смотрены густой пластический смазочный материал и сальники.
Вместо регулируемой системы конических подшипников может
быть применена нерегулируемая система, состоящая из шарикового
и роликового подшипников, роликового и шарикового подшипников,
роликовых подшипников, роликового и качающегося бочкообразного
или бочкообразных подшипниковх. Установка задних ведущих
колес с приводами к колесам подробно рассмотрена в гл. II.
1.4. ПОЛУОСИ В ЖЕСТКОМ ПЕРЕДНЕМ ВЕДУЩЕМ МОСТУ
Когда ведущие колеса являются одновременно и управляемыми,
всегда требуется применение шарнирных полуосей (рис. 4.1), причем,
если мост жесткий, то достаточно разместить по одному шарниру рав-
ных угловых скоростей на каждой полуоси по оси вращения поворот-
ного кулака управляемого колеса. К шарнирам полуосей передних
ведущих мостов предъявляются более высокие требования, чем
к шарнирам задних колес. Это следует нз того, что полуоси передних
Управляемых колес должны передавать крутящий момент прн по-
в°роте колес.
На рис. 4.16 представлена конструкция переднего ведущего колеса
Рузового автомобиля. Крутящий момент передается на колесо по-
Р Дством конца полуоси, являющегося продолжением шарнира рав-
Дех угловых скоростей и снабженного шлицами, на которых установ-
ит а Агулка с фланцем, прикрепленным к ступице. Полуось разме-
iyOwa в трубчатой цапфе картера на игольчатом подшипнике, а в са-
картере, с внутренней стороны шарнира, на шариковом.
пческие подшипники ступицы колеса установлены на цапфе
Е*егпеп*У pojazdow mechanicznych. -Eozyskowania toezne,
333
Рис. 4.16. Установка переднего ведущего колеса грузового автомобиля. Помешено
с разрешения фирмы ФАГ
картера. Осевой зазор в этих подшипниках регулируется с помощи!
гайки и стопорной ганки, навернутых на конец трубчатой папфы
и зафиксированных шайбой с выступом.
1.5. ПОСАДКИ. СМАЗЫВАНИЕ И УПЛОТНЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ
1.5.1. Посадки подшипников
Фирма СКФ рекомендует следующие отклонения.
Полуразгруженная полуось
Чулок картера моста . А7
Полуось:
шариковый подшипник ..........
конический подшипник, d<J40. .
конический подшипник, Д>40. . ,пЬ
Разгруженная полуось
Ступица
Полуось: -
наружный подшипник fg
внутренний подшипник . •
1.5.2. Смазывание и уплотнение подшипников
Подшипники задних колес обычно находятся в масляном пРд
странстве передачи заднего моста и смазываются этим
Тип масла при этом не зависит от нагрузки главной передачи. К I
334
Г Ж масла к подшипникам колес затруднен из-за боль-
ииы чулка картера моста, подшипники задних колес отделя-
ло# рдсугнениями от главной передачи и смазываются пластическим
т ^ным материалом. Обычно применяют натриевые смазки.
I а во все большей степени в эксплуатации распространяются
' смазки, обладающие значительными достоинствами, осо-
повышающие стойкость против старения.
правильного смазывания подшипников необходимо запол-
смазочными материалом свободное пространство внутри под-
риТЬцика. При этом следует помнить, что смазочным материалом не-
I ЗЙплнмо также заполнить пространство, расположенное под се-
1 тором и между телами качения. Смазочным материалом часто
^олияется и пространство в полости ступицы и в крышке; однако
заП нет необходимости, так как эта часть материала не принимает
Б зстия в смазывании. Повторное смазывание через масленки не при-
меняется, так как возникает опасность, что подшипники будут чрез-
,viepno смазаны и загрязнены, а также смешаются разные сорта сма-
зочного материала.
Для уплотнения подшипниковых узлов применяются фетровые
кольца, самоподжимные сальники или лабиринтные уплотнения.
Используются также специальные подшипники с встроенным саль-
ником или уплотнением в виде пластинок. Чтобы предотвратить по-
падание смазочного материала на тормозные барабаны, предусматри-
вают листовые щиты.
Подшипник с уплотнением заполнен смазочным материалом в ко-
личестве, которого достаточно на весь срок службы подшипника, по-
этому смазывание при установке и повторное смазывание во время
эксплуатации становятся ненужным. При периодическом осмотре
подшипники передних колес, как правило, демонтируют, промывают
и смазывают вновь. Периоды между повторными операциями смазы-
вания довольно большие: при применении натриевых смазок они
составляют около 1 года или 30 000 км, а при использовании литие-
вых смазок — около 2 лет или 60 000 км.
2- ПОЛУОСИ В ВЕДУЩИХ МОСТАХ С НЕЗАВИСИМОЙ
П0ДВЕСКОЙ КОЛЕС
В ведущих мостах с независимой подвеской колес при прогибе
других элементов ведущие колеса перемещаются относительно
с Ртера главной передачи, связанного с кузовом автомобиля, в связи
к п°луоси, передающие крутящий момент от главной передачи
п Дущим колесам, снабжаются шарнирами в точках вершин углов
BHq111 •Подвески- Таким образом, в зависимости от конструкции иеза-
ИлиИМ°и подвески для установки полуоси может требоваться один
щегДва шарнира (см. табл. 1.1). Только в конструкции заднего веду-
Моста с двумя ведущими и двумя ведомыми коническими ше-
Рис^11 автомобилей «Пинцгауэр» (см. рис. 2.86) и «Татра» (см.
В п ь-22) качающиеся полуоси не требуют никаких шарниров.
^Ре>Кних конструкциях задней подвески легковых автомобилей
335
Рис. 4.17. Полуоси переднего ведущего моста с независимой подвеской автомобиля
«Рейс»:
1 — двойной карданный шарнир; 2 — карданный шарнир Бендикс — Вейс
«Мерседес-Бенц» (см. рис. 6.24) для всего ведущего моста применялся!
один шарнир.
Когда ведущие колеса одновременно являются и управляемыми
(в передних ведущих мостах), всегда есть необходимость в примене-
нии шарнирных полуосей, причем при независимой подвеске колес
требуется по два шарнира на каждой полуоси (рис. 4.17). Только
в упомянутых конструкциях переднего моста с двумя ведущими ко-
ническими и двумя ведомыми коническим шестернями автомобилей
«Пинцгауэр» (см. рис. 7.25) и «Татра» (см. рис. 7.24J качающиеся
полуоси имеют по одному шарниру равных угловых скоростей.
2.1. ПОЛУОСИ В ПЕРЕДНИХ ВЕДУЩИХ МОСТАХ С НЕЗАВИСИМОЙ
ПОДВЕСКОЙ КОЛЕС
Как следует из предыдущего анализа, при независимой подвеске1
передних колес полуоси должны быть двухшарнирными.
Автомобиль «Сирена» [10*]. На рис. 4.18 представлена noJIX?L
переднего моста с независимой подвеской автомобиля «Сирена W' J
Крутящий момент от ведущего узла передается к вилкам /5 И
карданного шарнира, соединенного шлицами со стороны фланца j
с полуосью 12, противоположный плоский конец которой устан I
336
I цпке шарнира 7 равных угловых скоростей. Аналогичным об-
I и'" * Ж-гаиовлен плоский конец цапфы 19 в шарнире равных угло-
I -ппостей, который полностью заключен в резиновый чехол 9,
lti> ск Ценный хомутом 18 к поворотному кулаку, создающему
шарнира замкнутое пространство. Чехол наполнен полужид-
»азочным материалом и одновременно предохраняет шарнир
Сяпания в него пыли и грязи. Конусный конец цапфы использу-
(jf110 лЯ установки ступицы переднего колеса 3, связанного с тор-
барабаном
Вариант 7
9 10 11 12
Вариант //
переднего ведущего моста с независимой подвеской автомо-
[10*]:
Рис. 4.18. Полуось
биля «Сирена 104»
। _ рллинт; 2 — корончатая гайка; 3 ступица колеса; 4 — шпонка; 5 — спиральная
»,.«>ча 6 - шариковый подшипник: 7 — вилка шарнира равных угловых скоростей;
’ — Л»переч»ый палец; 9 — резиновый чехол; 10 — втулка; 11 — хомут; 12 — полуось;
1 резиновый чехол; 14 и 15 — вилки карданного шарнира: 16 — кольцо; 17 — болт;
’ - хомут; 19 — цапфа: 20 — болт; 21 — гайка
Цапфа 19 переднего моста выполнена из стали 15ХН и подверг-
ла цианированию на глубину 0,3 -0,5 мм. После закалки твердость
10верхностного слоя материала на плоском конце (со стороны взаи-
ОЦействия с шарниром) равна как минимум HRC 55, а сердцевины
28. Шарнир 7 равных угловых скоростей составляет цельный
аЛдПЛект’ состоящий из двух внлок и пальцев. В качестве матери-
। г ИсР0ЛьзУется сталь 20Х. Твердость цианнрованного слоя HRC 55,
toio Ина цианирования 0,4—Ь,5 мм. Палец 8 шарнира равных
пццЛл о ск°ростей выполнен из стали 15Х и цианируется на глу-
г'г 0’5 мм* Твердость закаленного слоя равна, как минимум,
а пальца — HRC2b. Полуось изготовляется из стали ЗОХ.
'КаЛяии к°нец цианируется на глубину минимум 0,2 мм, а затем
Йова11нйается> что дает в результате минимальную твердость циани-
"OjIVnr Г° СЛОя HRC 58, твердость же сердцевины и остальной части
Р^Ца» ’’ HRC 38—48. В моделях 101, 102 и 103 автомобиля «Си-
сбоРУДованных комплектом шарниров неравных угловых ско-
I » полуоси (левая и правая) — одинаковы. В модели 104,
337
где установлены шарниры равных угловых скоростей, гюлуос
личаются от предыдущих моделей и различаются между собой*1
ной, а именно: правая полуось на 45 мм длиннее левой. Kap"?liд'I1|^'
шарнир состоит из вилок 14 и 15, крестовины и игольчатых not.
ников. Вилки шарнира предназначены для закрепления в i рДу n' I
узле равных угловых скоростей (рис. 4.18, /) и невзаимозамеця е,й 1
с аналогичными вилками (рис. 4.18, //), предназначенными
ведущих узлов неравных угловых скоростей. Ступица 3 перелоя
колеса откована из стали 35 и имеет твердость НВ 187 228 Г°|
Для установки переднего ведущего колеса применяются два I
ных шариковых подшипника, причем в целях выравнивания Допус^И
на изготовление, между внутренними кольцами подшипников уСт°В
навливается спиральная пружина.
Автомобиль «Остии-1800» [3]. Как следует из рис. 4.19, межд I
каждой выходной шестерней дифференциала и его выходным валом
имеется шлицевое соединение. Это соединение выравнивает осевые
движения полуосей, соединенных с выходными валами с помощью!
карданных шарниров. Так как шлицевое соединение находится
внутри главной передачи и смазывается трансмиссионным маслИ I
трение в шлицах снижено до минимума. Полное осевое смещение!
каждого выходного вала из положения, соответствующего статиче-
ской нагрузке, составляет 7—9 мм. Для выходных валов применяется
сталь Еп. \2B-R, по Британскому стандарту, причем наружный ди
аметр шлицевого соединения равен 27 мм. Биметаллическая втулка
диаметром 28,58 мм на каждом конце корпуса дифференциала обе-
спечивает опору наружным концам выходных валов.
Карданный шарнир на внутреннем конце каждой полуоси такого
же типа, как и в других моделях фирмы «Бритиш мотор», с передним
приводом. Вместо обычных игольчатых подшипников применяется
карданный шарнир типа «Мултон», который для увеличения плав-
ности работы при передаче крутящего момента к полуосям имеет I
коническую резиновую втулку. Полуоси диаметром 25,4 мм выпол- I
нены из стали £я.19С по Британскому стандарту. На внутреинед|
конце каждой полуоси установлены соединения из стали Еп.8№ I
по Британскому стандарту. Торец наружного конца этого соединения
завальцован для предотвращения выхода полуоси при установке
ее в осевом направлении. ' I
Фирма «Берфилд индастриз». Изготавливала полуоси с шаР "
пирами равных угловых скоростей «Рцеппа» на наружных 1<01ЕУ£ге’
Максимальный угол, при котором эти шарниры способны к раб ’
равен 42°. Как следует из рис. 4.20, наружный элемент шарни^И
равных угловых скоростей представляет собой одно целое с нарУ^Ч^Н
полуосью, выполненной из ковкой стали £п.2О7 по Британск -
стандарту. Шлицы для установки ступицы ведущего колеса на на, >
пом диаметре этого вала имеют длину 28,6 мм.
Автомобиль «Остин макси» 14]. Благодаря использ-6 1
относительно коротких выходных валов в дифференциале и д,лЯеННой
данных шарниров можно было применить полуоси УвелиЧкдД I
длины (рис. 4.21), что способствовало уменьшению углов на
338
339
в наружных шарнирах при прогибах подвески- Кроме того. ца|).,
ные шарниры равных угловых скоростей типа «Берфилд-Рцеп*
позволяют достигнуть максимального угла около 45°, г. е. На jj
больше, чем в предыдущей конструкции. При полном ходе подвесь
и повороте колеса до упора угол отклонения достигает 42°30'_ э/
позволяет получить максимальный угол поворота наружного колеса
39°30' и очень малую, как для автомобиля среднего класса с привс
дом на передние колеса, окружность поворота, радиус которой pad
вен 10,76 м.
В то время как обычные карданные шарниры смазываются мас-
лом главной передачи, в модели «Макси» карданные шарниры, по-
ставляемые фирмой «Харди Спайсер», смазываются смазкой :Шел.’
Тивелла А», закладываемой при сборке (рис. 4.22). Наружный диа-
метр шарнира составляет 82,6 мм при допускаемом осевом переме-
щении 9,7 мм. Сопротивление трения при осевом перемещении в
й а»'1’0’
Рис. 4.21. Полуось и ведущие колеса с передней независимой подвеско I
биля «Остин макси» [4]
340
22 Полуось автомобиля «Остии макси» [4]
ряс. '
передачи полного крутящего момента очень мало по сравнению
вРеМ потивлением трения в случае применения шлицевых соединений
сС онирах. Наружные полуоси выполнены из стали 4140 по стан-
fl шар 5/£ и имеют диаметр 22,2 мм, а расстояние между центрами
W ясного и внутреннего шарниров равно 439 мм. В целях уравно-
ЯЙиивания углового изгиба наружного шарнира при повороте колес
Ве уп°Ра наружные полуоси наклоняются на 2°40'.
Для установки ведущего переднего колеса применяется специаль-
ный двухрядный шариковый подшипник, изготовляемый фирмой
«рэнсам энд Марлз Беаринг» (см. рис. 4.21), который имеет два ряда
шариков, установленных с сепараторами в двух глубоких отдельных
беговых дорожках разъемного внутреннего кольца. Наружная бе-
говая дорожка выполнена конической формы как одно целое.
Автомобиль «Триумф 1300» [22]. В переднем трансмиссионном
агрегате автомобиля «Триумф 1300» каждая внутренняя полуось
снабжена с внутренней стороны шарниром «Ротсфлекс», а со стороны
колеса — шарниром равных угловых скоростей типа «Берфилд-
Рцеппа». При наличии шлицевого соединения между выходными
валами дифференциала и выходными шестернями (рис.4.23) вслед-
ствие движения элементов передней подвески могут появиться осе-
вые перемещения. Для уменьшения трения в шлицах они покрыты
средством «Парго» и дисперсным дисульфитом молибдена. Изгибы
Шарниров «Металэстик ротофлекс», примененных между выходными
валами и внутренними полуосями, а также перемещение выходных
валов позволяет обоим элементам сохранять идеальное положение,
° еспечивающее осевой ход 9,5 мм.
Плечи, которыми шарнир «Ротофлекс» соединен с выходным ва-
«т\И ПОЛУОСЫО» находятся на наружных поверхностях шарнира
Го Флекс». Плечи имеют крутильную жесткость 3,7 Н-м и бла-
РУю^Я ЭТОМУ обеспечивают крутильную упругость, получить кото-
ни с помощью других шарниров в таком коротком приводе к перед-
Болеса затруднительно.
I’j £ из внутренних полуосей изготовлена из стали Ей 24
Рескому стандарту, закалена ТВЧ и отпущена и имеет но-
вьщОпЬнь1й диаметр 22,2 мм. На внутреннем конце выходного вала
Ва фл Нен конус с конусностью 1 12. Подобный конус выполнен
Иту НЦе В поковке вала из стали Еп 8R по Британскому стан-
ь ®аДп Соединен с шарниром «Ротофлекс». Шпонка шириной 6,4 мм
“ад сечения) и длиной 31,9 мм передает крутящий момент.
фиксирован от отворачивания во фланце шарнира с помощью
341
Рис. 4.23. Полуось и переднее ведущее колесо с независимой подвеской авт°м°
бнля «Триумф-1300» [22]
самоконтрящейся гайки и шайбы. На наружной полуоси наХ0'Ц1ДНй|
шарнир равных угловых скоростей «Берфилд АС 75»,
максимальный угол наклона 42е* Для установки переднего ве^ по
колеса применены два конических подшипника, установленнь 1
схеме 0. яе3а'
Автомобиль «Рено 12» [1]. В переднем ведущем мосту с
висимой подвеской автомобиля «Рено 12» применено по два -Ух ^олУ'
шарнира на каждую полуось (рис. 4.24). Осевое перемещение
оси происходит во внутреннем шарнире, а в наружном преД°т^ДИ
ется стальной штамповкой, которая удерживает крестовину- I
342
торы^ надета резиновая подушка, препятствует осевому откло-
’оМобиль «Рено 16» [201. Пример конструкции полуоси
Ар шарнирами равных угловых скоростей в переднем ведущем
Автомобиля «Рено 16» представлен на рис. 4.25. Каждая внут-
' "Г я полуось с внутренней стороны оборудована шарниром равных
г скоростей «Вейс», а со стороны колеса — двойным кардан-
-^шарниром-
’ мя каждом из выходных валов дифференциала вблизи его наруж-
^конча нарезаны шлицы (вал составляет одно целое с шестерней
<си) ДЛЯ установки подвижного фланца, приваренного к кор-
1ЛУ внутреннего шарнира и сцентрированного по нему. Втулка
4фиКсИРована в осевом направлении коническим штифтом. Рези-
осевом направлении коническим штифтом. Рези-
343
Рис. 4.25. Полуось переднего моста с независимой подвеской автомобиля 1
«Рено-16» [20]
новые кольца препятствую г проходу масла по шлицам. Они нахо-
дятся в концентрических отверстиях с внутренней стороны втулки.
Трубчатые внутренние полуоси передают крутящий момент к пе-
редним колесам. Каждая полуось представляет собой трубу тамег
ром 40 мм с толщиной стенки 2,5 мм при длине 250 мм. Труба при*
варена встык к элементу фланца карданного шарнира. В качестве
внутренних шарниров используются шарниры равных угловых ско
ростей «Вейс». Максимальное угловое смещение шарниров от
среднего положения составляет 20°. Максимальное осевое смещен
40 мм. На наружных концах полуоси применяются двойные KaPAL
ные шарниры. На крестовинах установлены игольчатые подшипн
снабженные резиновыми уплотнителями. Расстояние между 0 1
двух таких шарниров составляет 57 мм. не-
Между двумя частями фланца применено шарнирное с°е|
ние. Гнездо этого шарнира выполнено на удлинителе ведутей
внутреннего карданного шарнира, а палец, на котором УстаН
шарик, находится на удлинителе ведомой вилки карданного> л
нира. Максимальное угловое перемещение от среднего
такого шарнира равно 45 . Проникновение к шариковому соед
344
I и воды предотвращает резиновая манжета, которая заполни-
грЯзИ мазочным материалом при сборке и не требует дальнейшего
С аНля. В условиях статической нагрузки номинальное рассгоя-
осью шарикового шарнира и наружным карданным шарни-
••I,e"So 408 мм.
Рр к поткая наружная полуось, образующая одно целое с ведомой
наружного карданного шарнира, передает крутящий момент
в|,л11я}кдую ступицу переднего колеса. Эта полуось выполнена из
,,й ХС 42F по стандарту Франции и имеет шлицы длиной 32 мм
сТадружным диаметром 22 мм, нарезанные на наружных концах
с установки ступицы. Ступица колеса установлена на шейке полу-
диаметром 26 мм и зафиксирована от отворачивания самоконтря-
^йся гайкой, навернутой на наружный конец полуоси. Для уста-
,д ки переднего ведущего колеса применена система двух шарнко-
[|° подшипников с встроенным уплотнением
В1Я Автомобиль «Пежо 204» [24L Внутренние полуоси снабжены
двойным карданным шарниром со стороны ведущих колес и сух ар-
ными шарнирами специальной конструкции со стороны дифференци-
ала (рис. 4.26). Особенности установки ступицы колеса подробно
показаны на рисунке.
Автомобиль «Хонда N360» и «Хонда 7V6OO» [17]. Шарниры
равных угловых скоростей, которые могут передавать осевое дви-
жение, прикреплены в обеих моделях к внутренним концам внутрен-
них полуосей (рис. 4.27). В то время как в модели «Хонда N 600»
к внутренним концам полуосей прикреплены шарниры равных уг-
ловых скоростей, в модели «Хонда N 360» применен двойной кардан-
ный шарнир.
Размеры валов, которые для модели N 600 изготовляются фир-
мой «Тойо беаринг» (эта фирма также поставляла внутренний шар-
нир для модели N 360), помещены в табл. 4.1.
Автомобиль «Симка 1100» [211. Выходные шестерни дифферен-
циала с прямыми зубьями установлены на наружных шлицах,
изрезанных на внутренних полуосях, выполненных из стали 16
стандарту Франции (рис. 4.28). Диаметр шлицев равен 28 мм.
__ полуосей диаметром 32 мм имеют опоры в отверстиях корпуса
дифференциала.
niе‘Характеристика внутренних полуосей и карданных шарниров
^ДКчо ведущего узла автомобилей «Хонда-А'360» и «Хонда-ЛбОО»
по
Шейки
I а«Томо- х°ида» Макси- мальный крутящий момент, Н- м Средняя длина валов между осями шарниров. Диа- метр вала, мм Внутренний шарнир Наруж - нын шарнир
Максималь- ное осевое перемещение из среднего положения, мм Максималь- ный угол отклонения Макси- мальный угол откло- нения
$60 "боо 40 362 18 12 14° 30’ 33° 50'
41 387 20 12 15° 13° 02'
345
CO
СП
Рис. 4.26. Полуось переднего ведущего моста с независимой подвеской автомобиля «Пежо-204» [24]
Рнс. 4.28. Передний трансмиссионный узел автомобиля «Симка-1100»:
а разрез но валам коробки передач и дифференциалу; б — промежуточная и,е^Т.д
него хода в сборе (передвигается влево для зацепления с шестерней первичного ва
стерней заднего хода на втулке синхронизатора первой и второй передач); о — ГРИ
него колеса
348
J _Q Полуось переднего моста
fes т
*
" L-ухарные шарниры, донус-
Ь?це осевые перемещения, и
^^Еий элемент каждого из
*^hiiP°b выполнены как одно
гТа%с наружным концом внут-
, '^лей полуоси. Долговечный
?еНдоЧный материал, заложен-
при сборке, защищен от
дИ уплотнением. Каждый из
г₽ ших валов выполнен из
Втали ХС 38 по стандарту Фран-
дйИ и имеет диаметр 22 мм. Их
I иарУжнь1е концЫ установлены в
шлицах ведущих звеньев кар-
данных шарниров. Пружинное
стопорное кольцо удерживает
Зел в осевом направлении.
I Для получения постоянной ско-
рости колес на поворотах при-
меняются два карданных шар-
нира. Каждый из шарниров
снабжен двумя игольчатыми
подшипниками, а расстояние
между осями обоих шарниров
| равно 58 мм. Для выравнивания
угловых отклонений при поворотах колес до упора валы располо-
жены под определенным углом. Ведомое звено каждого из узлов
(стальная поковка) передает крутящий момент к ступице, выполнен-
ной из ковкого чугуна, с помощью эвольвентных шлицев наружным
Диаметром 26 мм, накатанных на наружной полуоси. Для центриро-
Вания ступицы цапфа входит в выточку ступицы.
Радиально-упорный двухрядный шариковый подшипник размером
и*40 .30 мм с пластмассовым сепаратором удерживает ступицу
корпусе, выполненном в вертикальном рычаге подвески. Для уста-
ронКИ НаРУЖН0Г0 кольца подшипника в корпусе с внутренней сто-
g подшипника в корпус ввернута стальная втулка с резьбой.
Реи К- ИМеет также уплотнение губчатого типа, закрывающее внут-
вЫп ИИ К0Нец подшипника. Другой уплотнитель вставлен в отверстие,
олненное в наружном конце корпуса.
полуВто^обиль Фиат-128 [15]. На шлицевых концах внутренних
Диаметром 20 мм установлены шарниры равных угловых
Для ^й (рис. 4.29), допускающие осевое перемещение до 12 мм.
г,РимеНЯТИЯ коР°бки передач с автомобиля без разборки подвески
с°став11ено ’Длицевое соединение между полуосью и коротким валом,
яющим одно целое с наружным шарниром равных угловых
349
скоростей типа «Рцеппа». Так как узел, содержащий главна 1
редачу, сдвинут от продольной оси автомобиля на 127,75 мм*0 tIe-
ны правой и левой полуосей от оси внутреннего шарнира до ц,’
вого соединения наружного шарнира равны соответственно*11^'’
и 260 мм. Для установки колеса автомобиля «Фиат-128» Прик
специальный двухрядный шариковый подшипник с очень Щнро^
кольцами, причем наружное кольпо подшипника закреплено11^11
цапфе специальной гайкой. "а
2.2. ПОЛУОСИ В ЗАДНИХ ВЕДУЩИХ МОСТАХ С НЕЗАВИСИМОЙ
ПОДВЕСКОЙ КОЛЕС
Как следует из приведенных выше материалов (см. табл. ] i\
при независимой подвеске задних ведущих колес полуоси -йогу’
быть двухшарнирными (см. рис. 4.35), одношарнирными (с^
рис. 4.30) или бесшарнирными (см. рнс. 2.88). Возможны также ре^
шення с применением одного шарнира для всего заднего ведущего
моста (рнс. 6.24).
Число шарниров на полуосях и тип шарниров зависят от вида
независимой подвески задних колес; например, в случае независимой
подвески с качающимися полуосями (см. рис. 6.25) можно применить
только по одному сухарному шарниру для каждой полуоси, в кон-
струкции с поперечными или продольными рычагами — по два
шарнира, причем в некоторых конструкциях используется по два
шарнира равных угловых скоростей (см. рис. 4.39). Тип подвески,
число шарниров и располагаемое пространство в поперечном на-
правлении также влияют на тип установки полуоси.
Качающиеся бесшарнирные полуоси. В конструкции заднего
моста автомобиля «Татра» с качающимися полуосями (см. рис. 6.21)
точка качания полуоси находится в центре моста, что позволяет,
применять качающиеся бесшарнирные полуоси (см. рис. 6.20).
Для картера главной передачи, который шарнирно прикреплен!
к раме автомобиля, предусмотрено два независимых кожуха^
Качающиеся полуоси с одним шарниром на весь ведущий мост-
В автомобилях «Мерседес-Бенц» (старая конструкция) точка качани
сдвинута от центра моста и находится возле дифференциала К 1
рис. 6.24); вокруг точки качания колеблются обе полуоси.
одной полуоси жестко соединен с картером главной передачи, в с
с чем для передачи крутящего момента требуется только один шар
Одношарнирные качающиеся полуоси. Автомобили
моделей 1000 МВ и S-100 [23*1. Задняя подвеска в этих
(рис. 4.30) состоит из двух качающихся полуосей, шарнирн°с од.
занных с ведущим узлом, продольных рычагов, опирающихся
ной стороны на кузов автомобиля и системы подрессор нвани я, с _d|
щей из двух винтовых пружин и гидравлических телескопи с
амортизаторов двустороннего действия. Качающиеся поЛ^
внутренней стороны установлены в сухарных шарнирах, а с нарУ
стороны опираются на качающиеся шариковые подшипник •
350
Рис. 4.30. Полуось заднего ведущего моста с независимой подвеской автомобиля
«Шкода-1000 Л4В» и «Шкода 5-100» 123*]
Автомобиль «Триумф хэрелд». На рис. 4.31 представлен задний
ведущий мост с независимой подвеской автомобиля «Триумф хэрелд».
Ь соответствии с типом применяемой подвески каждая из полуосей
°борудована только одним карданным шарниром.
Автомобиль «Фиат 126Р» [5* ]. Полуось с внутренней стороны
иабжена сухарным шарниром (рис. 4.32). На наружных сторонах
олуоси на шлицах установлены фланцы. Стальные колесные сту-
откованные в виде фланца с валом, вращаются на двух кони-
ких подшипниках, установленных по схеме#. Ступнца соединена
РУгим шарниром с фланцем полуоси (рис. 4.33).
рвтомобиль «Хиллмен империэл» [311. Короткие выходные
сКо выходных шестерен изготовлены из стали Еп. 8D по Брнтан-
I У СтанДаРтУ н зафиксированы в осевом направлении посредством
вРащ^НЫх КолеД в выходных шестернях (рис. 4.34). Выходные валы
Кр€г] Ются непосредственно в чугунном корпусе, и к их концам при-
е«Ь1 фланцы внутренних карданных шарниров. В трансмис-
351
352
сиониом агрегате, где объединены коробка передач н главная передача,
требуется меньшее число сальников, чем в отдельных агрегатах
трансмиссии обычного автомобиля. Сальник предотвращает попада-
ние масла в картер сцепления.
Длинное губчатое уплотнение типа «Даути» размерами 47,75 х
. 31,7 9,5 мм взаимодействует с внутренними фланцами карданных
шарниров (рис, 4.35) 1. Подтекание масла наружу между главным
штоком и отверстием в передней крышке предотвращает сальник
типа 0 — «Даутн», размещенный в кольцевой канавке вала и защи-
щенный от загрязнения длинной втулкой в крышке.
К концу каждой полуоси прикреплен шарнир «Метеластик рото-
флекс». Упругий, выполненный нз резины, элемент этого шарнира
позволяет изменять угол и длину вала. Принятые углы отклонения
^ого шарнира для положения полного прогиба равны 13,5°, для
положения статической нагрузки — 0 и 12,75е - при полном от-
ое подвески. Ход в продольном направлении составляет 7,4 мм,
РНчем при полном прогибе подвески ход составляет 3,8 мм, а при
”°лном отбое подвески несколько меньше. Внутренняя деформация
положении статического нагружения подвески равна 3,6 мм.
V Полуоси откованы из стали Еп 19С по Британскому стандарту
^Н&отром 22,225 мм, снабжены наружными карданными шарни-
Uja н 11 поставляются фирмой В RD. Игольчатые подшипники этих
^£^Ров_не требуют смазывания, так как при сборке заполняются
‘1Утое^6зац относится к конструкции коробки передач [13*]. На рис. 4 35 упомя-
Л°ТНение не показано> а главный шток является частью механизма пере-
я передач, который также здесь не показан. — Прим. пер.
I Яскевич з.
353
долговечным смазочным материалом «Шелл-ретимекс Д»
отклонение наружных карданных шарниров равно 9,5е
прогибе подвески и 10е -
новей ступицы заднего
V ^0 I
в противоположном положении*1 д1 n0jiHoS
колеса используется пара шариков
ши пинков, причем наружный pq?1* ”оГ
имеет встроенное уплотнение Д
Автомобиль «Лянчиа аурели |
На рис. 4.36 показана установка*»
колеса легкового автомобиля с п За^его
двухрядного радиально-упорного
вого подшипника, примененная в*1аР<
биле «Лянчиа аурелиа». Наряду со^^И
дартным расположением карданного щ3*1*
Рис. 4.33. Полуось заднего моста с независи'
мой подвеской автомобиля «Фиат-126Р» Iе
нира обращает на себя внимание очень тщательное уплотнение п
шнпннка с помощью сальников. пу.
Автомобиль «Триумф-2000» [32]. На рис. 4.37 показаны
оси с задней независимой подвеской автомобиля «Триумф-! чИ
снабженные двумя карданными шарнирами. _ цс-
Автомобиль Фиат «130» [16]. Для установки заднего колеСг1ИцК
пользован двухрядный радиально-упорный шариковый поди1оВаИ
(рис. 4.38). С наружной стороны этот подшипник зафикс Р
пружинным стопорным кольцом.
354
Рнс. 4.34. Поперечный
разрез дифференциала
автомобиля «Хиллмен
империэл» [31 ]
Двтомобили БМВ 2500 и БМВ 2800. Полуось заднего моста авто-
обилей БМВ имеет по два шарнира равных угловых скоростей.
\пЯ продольной фиксации ступнцы приняты два шариковых подшип-
ника (рис. 4.39). причем обращает на себя внимание весьма тщатель-
нОе уплотнение подшипников.
Рнс. 4.35. Полуось заднего моста с независи-
мой подвеской колес автомобиля «Хиллмен
импернэл» [31J
12*
545
Угол наклона колес регулируется
Рис. 4.36. Установка 3aJm
легкового автомобиля на л, 1
радиально-упорном шарик<2Р8Лн£|
шиннике автомобиля Под
Автомобиль «Ягуап»
ли X [30]. Сплошиьк полМ0Де-
ведущих колес выполненлИ
стали Еп 19С по Британе- **3
стандарту в виде поковокК°Му
калены и отпущены поцилА3'
рической поверхности дау-
ром 31,75 мм, дополннтелы,
не обрабатываются (рис. 4
Карданные шарниры, снабжен
ные игольчатыми подшипника-
ми, герметизированы и Не
требуют смазывания при эксплу-
атации. Полуоси могут закру-
чиваться на угол до 27°, пре-
дельный по прочности материа-
ла. Используемые сплошные
полуоси имеют очень высокий
запас прочности и обеспечиваю™
более мягкую передачу крутя-
щего момента, чем трубчатые,
прокладками, расположенными
между ведущим фланцем внутреннего карданного шарнира и флан-
цем выходного вала дифференциала. Благодаря применению задней
подвески указанной конструкции подвижное соединение полуоси
отсутствует.
Составные элементы корпуса ступицы отлиты из алюминиевого
сплава LM 10 по Британскому стандарту и термообработаиы- На^
ружная полуось и ступица, откованная из стали Еп 16Т по Британ^
скому стандарту, установлены на конических подшипниках п
схеме 0 (см. рис. 4.40). К внутренней торцовой поверхности Флая
ступицы прикреплен штампованный из стального листа диск,
пятствующий попаданию воды в ступицу. Для уплотнения ис Я
зованы уплотнители губчатого типа. .йеГо
Автомобиль «Порше 911S» [181. Полуоси заднего ведУ^^И
моста с независимой подвеской спортивного автомобиля «
911S» снабжены двумя шарнирами равных угловых скоростей, ^еСа
ние колеса направляются косыми рычагами. Для установки
применен специальный шариковый двухрядный радиально-упНИ
подшипник с двойным внутренним кольцом и встроенным ДВУ И
ним уплотнением (рис. 4.41). меНН°г°
Автомобиль «Порше 917» [11. Типичная для совр'
гоночного автомобиля конструкция полуосей применена в
356
357
358
Рис. 4.39. Полуось и задняя независимая подвеска спортивных автэмобилей БМВ-2500 и БМВ-2800
359
Рис. 4.42. Полуось и задняя подвеска гоночного автомобиля «Порше-917» [1]
ведущем мосту автомобиля «Порше 917» (рис. 4.42). Приняты сколь-
зящее соединение с использованием подшипниковых тел качения и
шариковый шарнир, который не нагружается осевой нагрузкой.
3. ОПОРЫ ВЕДУЩИХ КОЛЕС И СОВРЕМЕННЫЕ
ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ
удовлетво-
Опоры передних ведущих колес в принципе должны .
рять двум условиям. Подшипники и уплотнения должны занимать,
по возможности, мало места, чтобы можно было соответствуют
образом разместить шарнир равных угловых скоростей и ступицу^
внутренние кольца подшипников должны устанавливаться по 'Я
садке с натягом. к0-
Во многих конструкциях для установки переднего ведуше
леса применяются два обычных шариковых подшипника
рис. 4.18, 4.24), специальные шариковые подшипники (см. рис.
шариковые подшипники с канавкой для вкладывания шарик ’ иП-
диально-упориые шариковые подшипники нли конические пОр'
иики (см. рис. 4.23). Если применены однорядные радиальн^ .^з2
ные шариковые подшипники или конические подшипники,
жесткой посадки затрудняется сборка, так как в каждом отд* ^р0-
случае осевой зазор в подшипниках необходимо регулирова ейцИ
кладками соответствующей толщины. Кроме того, при при
362
I у радиально-упорных или конических подшипников цапфа пово-
ч ипго кулака должна быть длинной, что во многих случаях не-
। ^Дтельно.
ЬПРИ установке задних ведущих колес с помощью двухшарнирных
Д; урсей (при независимой подвеске заднего моста) до недавнего
'' ^ени почти исключительно применялась пара шариковых под-
[ кпников (см. рис. 4.35) или роликовых конических (см. рис. 4.33.
И в этой конструкции для размещения корпуса также требу-
~ я довольно много места в продольном направлении.
₽Т Однако современные тенденции в установке как передних, так н
। дцих колес требуют, чтобы для размещения устройств, уменьша-
вших скольжение, размер в продольном направлении был зпачи-
епьно уменьшен. Кроме того, под капотом двигателя требуется
^ольШе места для устройств очистки от продуктов сгорания и кон-
диционирования.
Обычная конструкция опоры колеса на конических подшипниках
иМеет и другие недостатки, которые проявляются при обслуживании
сгупицы или тормозов. Как уже упоминалось, при каждой сборке
рпдшипники должны регулироваться в целях получения правиль-
ного зазора. Допуски на этот зазор довольно малы. Окончательный
зазор в подшипнике можно измерить, по обычно он оценивается
субъективно. Таким образом, неопытный механик может перетянуть
подшипники, значительно снизив срок их службы, и вызвать заеда-
ние их на цапфе поворотного кулака, что приводит к срезанию колеса.
Другим недостатком является то, что во время обслуживания под-
шипники полностью разбираются, так что нужно обращать особое
внимание, чтобы к ним или к смазочному материалу не пристало
ни одно постороннее тело, так как это приведет к быстрому износу
как подшипников,так и уплотнений. Этого можно избежать, приме-
няя новые подшипники с внутренним уплотнением, которые всегда
I защищены от грязи, и риск повреждения уплотнений минимален.
Подшипники первого поколения. В 30-х годах пришли к убежде-
нию, что применение двухрядного радиально-упорного шарикового
ПоДшипннка сможет разрешить проблемы конструирования и об-
куривания, описанные выше. Первой в этом деле была фирма «Снт-
№4 которая в передних ведущих мостах применяла либо двухряд-
и радиально-упорный шариковый подшипник (рис. 4.43), либо
Him Очень близко расположенных радиально-упорных шарикопод-
в Пников (рнс. 4.44). В 60-х годах отдел фирмы СКФ в Париже
ляГ3ультате совместной работы с французскими автомобилестроите-
РазРаботал подшипник (рис 4.45), который удовлетворял упо-
КУть1м требованиям 1101, так называемый подшипник первого
Вем°,?ения- Вместо двух однорядных подшипников в каждом перед-
олесе был установлен один двухрядный шариковый радиально-
в t)D Ь1Н подшипник специальной конструкции, благодаря чему
Нр{! больном направлении образовалось много свободного места.
установке подшипника и ступицы нет необходимости регулиро-
JtTp аазоР в подшипнике, так как начальный поперечный зазор
Яется во время запрессовки подшипника в гнездо. Разделение
зьз
Рис. 4.43. Применение специального двухрядного радиально-упорного шарико-
вого подшипника фирмы СКФ для установки передних колес легкового автомобиля
с независимой подвеской:
а — конструкция подшипника; б — опора передних ведущих колес автомобиля «Ситроен^
внутреннего кольца в двухрядном радиально-упорном шариковом
подшипнике позволяет применять шарик большего диаметра и тем
самым увеличивать несущую способность подшипника. Нет также!
необходимости и в отверстиях в кольцах для ввода шариков. В связи
с тем, что угол действия сравнительно большой, расстояние |
(рис. 4.43, а) между точками приложения усилий для обоих рядов
шариков настолько велико, что подшипник может воспринимать
изгибающие моменты от боковых сил, действующих на типы при
криволинейном движении.
Для устранения изгибающих нагрузок подшипник устанавли 1
ется не на полуось, а на удлинитель ступицы. Два фланцевых уп J
нения предохраняют подшипник от проникновения воды и загр*
ний. Установка подшипника и продольная установка внутри 1
колец не представляют никаких трудностей. Установленный nO^0pJ
ник имеет небольшой предварительный натяг, в связи с чем
в нем нет. Это имеет особое значение при применении дисковыi
мозов, так как диск тормоза не должен перемещаться в °^еВ яИцИ
правлении, чтобы фрикционные накладки в нерабочем сое
не контактировали с диском. В противном случае долже п°'
слишком большим холостой ход тормозной педали и, кроме тме11’ць5«
явился бы чрезмерный шум и происходил бы преждевр I
износ.
364
I п автомобиле «Фиат-127» каждое переднее и заднее колесо уста-
[ пенс в двухрядном радиально-упорном шариковом подшипнике
□Кдельным внутренним кольцом, причем подшипник 615505 уплот-
изнутри и заполнен смазочным материалом (рис. 4.46). В перед-
Ней ведущих колесах автомобиля «Ауди-80» (статическая нагрузка на
А|1Хесо 3,3 кН) также применены двухрядные радиально-упориые ша-
<овыс подшипники с раздельным внутренним кольцом [5]. Этот
Жплект подшипников с двух сторон уплотнен и имеет сепаратор из
,(°ястмассы (рис. 4.47). Наружное кольцо подшипника с помощью
пружинных колец зафиксировано в осевом направлении в от-
встии поворотного кулака. Раздельное внутреннее кольцо не уста-
Пявдивается непосредственно на цапфе полуоси, а на цилиндриче-
ской вытянутой ступице колеса, в связи с чем в цапфе полуоси умень-
шаются изгибающие напряжения. Обе части внутреннего кольца за-
Фиксированы в осевом направлении уступами цапфы полуоси и
ступицы колеса. Момент затяжки гайки при сборке равен 157—•
196 Н-м.
Щель между поворотным кулаком и вилкой наружной полуоси
(внутри), так же как и между поворотным кулаком и ступицей колеса
Чего ^становка переднего веду-
к°вого ЛеСа в иекотоРЫх моделях лег-
Дйал ав‘гомобиля «Ситроен» на ра-
Чйц^/^’Упорных шариковых под-
— Помещено с разрешения
Рис. 4.45. Опора переднего ведущего
колеса автомобиля «Пежо-204». —
Помещено с разрешения фирмы
СКФ [10]
365
Рис. 4 46. Установка передо
го колеса автомобиля «Фиат-197 BeAvi
рядном радиально-упорном 11а
подшипнике. - Помещено г „ РйВД^И
фирмы С КФ [6]
(снаружи), сделана малой в I
уменьшения попадания гряЦеля«
воды в уплотнения подцщп3и н
Двухрядные шариковые””4
диально-упорные подшипники Ра‘
же широко применяются при J4'
новке задних ведущих кпЛ?3*
независимой подвеской
рис. 4.48 дана современная кои*
струкция независимой подвески
опора заднего ведущего колеса
автомобиля «Пежо 504» 112]. Дан
ная опора родилась в результате
тесного сотрудничества француз-
ских конструкторов с французским
отделом фирмы СКФ.Д. я установ-
ки колеса применен шариковый
двухрядный радиально-упорный
подшипник специальной конструк-
ции с раздельным внутренним кольцом. Наружное кольцо подшипни-
ка установлено в стакане, который закреплен на внешнем рычаге.
Внутреннее кольцо подшипника располагается не на цапфе, а на вы-
тянутой ступице колеса; благодаря чему эта цапфа не изгибается.
Два сальника предохраняют подшипник от проникновения воды и
грязи, а также предотвращают попадание смазочного материала в
дисковые тормоза. За все время эксплуатации автомобиля в повтор-
ном смазывании подшипников задних колес нет необходимости.
Для установки заднего ведущего колеса (рис. 4.49) автомобиля
«Форд консул» («Гранада») [51 применен двухрядный радпзльно-
упорный шариковый подшипник с раздельным внутренним колыю*’
н тонколистовым сепаратором (статическое нагружение кольиа
составляет 4,71 -5 кН). Наружное кольцо подшипника снаружи
упирается в бурт стакана. Раздельное внутреннее кольцо устаНОШ
лено непосредственно на цапфе полуоси и зафиксировано в осев
направлении изнутри уступом цапфы полуоси, а снаружи — й
цей колеса. Момент затяжки (закручивания) гайки полуоси ПР
сборке 250 -280 Нм.
Подшипники поставляются с долговечным смазочным магериз-
но без уплотнения. После сборки они уплотняются двумя р2Ди 1L
ными уплотнителями, которые встроены в стакан и скользя*1
цилиндрическому удлинителю ступицы колеса или по уступу 11й
полуоси. На этом уступе, кроме того, установлено кольцо, ко ^у-1
отражает грязь и воду и тем самым разгружает размещенный
три сальник.
366
Рве. 4.47. Установка переднего ведущего колеса автомобиля «Ауди-80(?Д» па двух-
Рядном радиально-упорном шариковом подшипнике 309396. — Помещено с раз-
биения фирмы СКФ 15]
В спортивном автомобиле «Фиат-Х1/9» независимая подвеска
средних управляемых и задних ведущих колес типа Мак-Ферсон
Почти одинаковы, в связи с чем опоры колес похожи (рис. 4.50).
благодаря унификации узлов достигается значительный экономи-
ски! эффект [8 ]. Все четыре колеса оснащены двухрядными ради-
ально’упорными шариковыми подшипниками размерами 30 >.'60 <
'37 мм; здесь речь идет о тех же подшипниках, которые применя-
йся в автомобилях «Фиат-128» и «Фиат-127». Наполненные смазоч-
Ым материалом и уплотненные с двух сторон подшипники имеют
^язраторы из пластмассы и не требуют регулировки при сборке.
ведомом переднем колесе (рис. 4.50, а) внутреннее кольцо под-
ЯпиИКа жестко установлено на сплошной цапфе полуоси и зафикси-
Кйано в осевом направлении уступом на цапфе, промежуточным
ЛьИом и гайкой полуоси.
367
368
колесе
кольцо
лд Установка заднего ведущего колеса
рцС- 4’билей «форд консул» и «Форд гранада»
Вм^вьрядном радиально-упорном шарико-
J Е^пшмпнике 415321. —Помещено с раз-
^'1Сиця ФиРл,ы 151
Р заднем ведущем
с 4.50, б) внутреннее
^Кя’новлено с натягом на цилинд-
'«ческом удлинителе ступ и цы колеса
Рн ца цапфе полуоси. Наружное
МЫЮ в обоих случаях запрессовано
к гнездо поворотного кулака и за-
фиксировано в осевом направлении
гайкой. Конструкции опор колес, в
которых применяются подшипники
(первого поколения, настолько редки,
поскольку во всех колесах внутрен-
нее кольцо подшипника вращается.
Применение опор с вращающимися
внутренними кольцами н почти оди-
наковыми соединительными элемен-
тами создает основы для разработки
подшипников третьего поколения.
Характерным для опор этого типа
является фланец крепления подшип-
ника к подвеске колес или к диску
тормоза либо тормозного барабана
и внутреннем коль-
н обода к подшипнику на наружном
пах.
Вначале для подшипников колес первого поколения требовались
точная обработка гнезд корпуса, внутренняя резьба и резьбовые
кольца для осевой фиксации наружного кольца. Позднее была при-
нята конструкция с наружным кольцом, запрессованным в корпусе.
Так как при демонтаже сила должна прикладываться большая,
Чем силы, стремящиеся сдвинуть наружное кольцом, посадка вы-
полнена с большим натягом. Кроме того, из соображений безопасности
предусмотрено и стопорное кольцо. Этот способ фиксации дешевле
предыдущего с точки зрения затрат, но, как и в предыдущем случае,
'Десь требуются точная обработка гнезда корпуса и, кроме того, спе-
Иальное приспособление для сборки.
^^Достоинствами подшипников первого поколения но сравнению
применявшейся ранее установкой колес на двух роликовых кони-
ских подшипниках или радиально-мпорных шариковых являются
едУЮщис.
I ра Два подшипника заменяются одним двухрядным шариковым
Увально-упорным, два ряда шариков которого имеют большой
л Действия (расстояние между точками нормальных реакций
Велико, что подшипник может воспринимать опрокидывающие
И енты, возникающие при криволинейном движении).
369
Рис. 4.50. Установка ведущих колес
двухрядных радиально-упорных шариковых подшипниках:
а — переднего управляемого колеса1 б — заднего ведущего колеса
тения фирмы С КФ [8]
спортивного автомобиля «Фиат X 1'9» на ,
Помещено <• РазРе
2. Подшипник занимает мало места в осевом напра 9
нии. еТ
3. Подшипник с обеих сторон уплотнен сальниками или д
двустороннее внутреннее уплотнение, предохраняющее от попад
воды и грязи. кпер1|д
4. Подшипник заполняется смазочным материалом иа весь
эксплуатации; необходимое количество и качество смазочно
1 ер нала делает излишним его повторное смазывание. oi
5. Подшипник удается гораздо легче установить, так к K0Bbil
личие от роликовых конических или радиально-упорных шар
подшипников он при сборке не регулируется; при этом такЖ 1
ияется вероятность повреждения подшипника при сборке.
6. Демонтаж подшипника прост и легок.
37Л
«Фиат ХГ9»
4.41), НСУ
80 GL» (см.
LS».
I т Подшипник состоит из нескольких частей, которые просто
ИЕ^овить; отсюда меньшая стоимость деталей и сборки.
*'с' Подшипник легок, следовательно, уменьшаются подрессореп-
массы-
И|д Зазор в подшипнике выбраи таким, что после сборки он прак-
^Кски устраняется (это обстоятельство главным образом влияет
К рабочий и холостой ход педали тормоза). В результате напрес-
ки начальный зазор в подшипнике уменьшается; наружное кольцо
С°тается сжатым, а раздельное внутреннее кольцо расширено и,
^пме того, сжато в осевом направлении за счет затяжки гайки.
10. Внутреннее устройство подшипника и эффективные уплот-
нения обеспечивают бесшумную работу колес.
I и Подшипники первого поколения в настоящее время применяются
многими автомобилестроительными фирмами, особенно на европей-
гком континенте. Во многих современных легковых автомобилях
ведущие или все колеса опираются на равноценные подшипники.
Около 20 моделей автомобилей имеют рассматриваемые подшипники
в следующих странах:
во Франции «Ситроен G3», «Пежо 204» (см. рис. 4.45), «Пежо-504»
(см. рис. 4.48), «Симка 1100» (см. рис. 4.28), «Рено альпин» А 310;
В Италии: «Аутобьяики А 111», «Фиат 127» (см. рис. 4.46),
«Фиат 128» (см. рис. 4.29), «Фиат 130» (см. рис. 4.38), ’
(см. рис. 4.50), «Лямбориии», «Лянчиа 2000»;
в ФРГ «Опель адмирал», «Порше 911» (см. рис.
Ro 80, «Форд консул Гранада» (см. рис. 4.49), «Ауди
рис 4.47), «Фольксваген /\ 70», «Фольксваген Пассат
Конструкции второго поколения. Усовершенствованная конструк-
ция двухрядного радиально-упорного шарикового подшипника,
(рис. 4.51, 6), называемая подшипником второго поколения, отли-
чается от подшипника первого поколения (рис. 4.51, а) только тем,
что наружное кольцо имеет большой наружный фланец тег же раз-
меров, что и фланец ступицы в предыдущей конструкции. Таким об-
разом, стало возможным заменить не только подшипники и уплот-
нители, но и ступицу одним узлом 12]. Внутренние кольца подобны
Кольцам подшипников первого поколения. Фланец наружного коль-
ца сконструирован так, чтобы им можно было заменить ступицу ранее
Применявшейся конструкции. Выводы, получаемые при этом, по
Равнению с подшипниками первого поколения, следующие: меньше
[Сло деталей, меньшая трудоемкость при сборке, меньше масса (не-
В°Арессорениая), меньшая стоимость.
В модели «Биротор GS» фирмы «Ситроен» для установки передних
“ЗДУЩих колес применяются подшипники второго поколения [13],
готовляемые фирмой СКФ (рис. 4.52). Благодаря наличию фланца
с , наружном кольце (рнс. 4.51, б) устранены проблемы, связанные
Щ^ановкой наружного кольца, и упрощены изготовление и сборка.
IКоническая обработка сводится к выполнению выточки в поворот-
Нг *ираке. Плоскость прилегания наружного кольца одновременно
щ'к,1т установочной плоскостью. По соображениям точности уста-
подшипника и уменьшения числа посадочных поверхностей,
-371
Рис. 4.51. Двухрядный радиально-
упорный шариковый подшипник:
а — первого поколения: б - второго по-
коления — Помещено с разрешения фир-
мы СКФ Из]
Рис. 4.52. Установка переднего веду-
щего колеса автомобиля «Ситроен GS
биротор» па двухрядном радиально-
упорном шариковом подшипнике. —
Помещено с разрешения фирмы
СКФ [13]
расстояние до внутренней, прилегающей к ступице колеса, боковой
поверхности задается достаточно точно. Вследствие этого точно усга*
навливаются ступица по отношению к поворотному кулаку и диск
тормоза по отношению к зажимам тормоза. Сравнительно небольша
высота подшипников позволяет эффективно разместить их отн° х
тельно линии действия нагрузки, так же как и шарниры равии
угловых скоростей «Рцеппа». лЯ
Наконец, подшипник с фланцем на наружном кольце, ,и,"в03
распространенный в самолетостроении, предоставляет большие i
можности в выборе материала для поворотных кулаков. Они -
штамповаться из стального листа или, как в модели «Бир Хг
изготовляться из легкого металла. Наибольшая статическая на р
на переднюю ось в модели «Биритор GS» равна только 8,8 к ]МОди'
нако из-за действия динамических центробежных сил при ПРЯ
нейном и криволинейном движении, а также отрицательного вЛ ^ой
гидропневматической подвески выбраны подшипники с динами
грузоподъемностью 52 кН и статической грузоподъемностью а
372
" .j-|. Статическая грузоподъемность выбрана с запасом, чтобы из-
0 Ьтгь брииеллирования на беговых дорожках и тем самым нару-
,е^иЯ функции подшипника. Такого рода брииеллнрование может
Вязоваться после сильных ударов колеса, например, об бордюр-
камень тротуара. Поэтому размеры фланца наружного кольца
,|1>1*1ует выбирать такие, чтобы он мог воспринимать значительные
^niibie нагрузки. Испытания, проведенные на стенде и на контроль-
) । дорожном участке продемонстрировали высокую надежность
^смотренных подшипников. На рис. 4.52 показана опора перед-
Уо! ведущего колеса, в которой применены подшипники второго
коления. Фланец наружного кольца имеет пять резьбовых отвер-
тйй равномерно расположенных по окружности. Подшипниковый
с еП’присоединен болтами, которые вставлены в отверстие поворот-
ного кулака и сильно затянуты. Благодаря выточке в поворотном
кулаке фланец центрируется точно. При сборке на конвейере все
пять болтов одновременно затягиваются с помощью пневматического
инструмента. После затяжки гайки цапфы поворотного кулака зазор
в подшипнике устраняется, при этом допускается натяг, но такой,
чтобы момент затяжки гайки не превысил момента трения в под-
шипнике.
Подшипники второго поколения также используются в опорах
всех четырех колес легкового автомобиля «Ситроен СХ 2000» вы-
пуска 1974 г. (рис. 4.53) [331. Эти подшипники занимают мало места
в сеевом направлении. Зазор в подшипнике устанавливается при
изготовлении, поэтому регулировки подшипника при сборке не тре-
буется. Только натяжная гайка должна быть затянута с определенным
моментом, чтобы сжать внутреннее кольцо с радиальной прорезью.
Фланец наружного кольца прикреплен болтами к плоскости приле-
гания передней подвески (поворотного кулака) к продольному рычагу
заднего моста. Благодаря этому механическая обработка гнезд под-
шипников значительно упростилась. Фланец наружного кольца
имеет шесть резьбовых отверстий и пять сквозных гладких отверстий.
Поскольку шаг этих отверстий одинаков, наружное кольцо может
быть закреплено в любом положении, а болты крепления можно
^ягивать одновременно. Этот тип крепления позволяет применять
ЭД? изготовления корпуса, прилегающего к наружному кольцу, лег-
сплав. Другим отличительным признаком опоры такого типа
Является то, что во всех четырех колесах вращается внутреннее
*ольц0.
ь Подшипники второго поколения для ведущих колес применяются
Последнее время также и в английских автомобилях. На рис. 4.54
Казаны опоры передних и задних колес автомобиля АС 3000
J Рмы «АС карз», в которых применены подшипники второго поко-
[271. Статическая нагрузка на колесо составляет 2,4—2,7 Н.
Це из подшипников установлен иа^втулке, снабженной флан-
которая в месте посадки подшипника обработана с отклонением
3 ’ а поДшипник затянут гайкой с моментом затяжки 300—400 кН • м.
з Г°^аРя этому достигается высокая точность установки. Так как
°Р В подшипнике после сборки практически отсутствует, то тормоз-
373
Рис. 4.53. Установка ведущих колес автомобиля «Ситроен СХ-2000» на радиально-
упорных шариковых подшипниках второго поколения:
а переднего ведущего колеса; б — заднего ведомого колеса. Помещено с разреШеМЯ
фирмы СКФ [331
ной диск имеет очень малое биение. Фланец наружного кольца под-
шипника прикреплен к рычагу подвески колеса пятью болтами, кото*
рые затягиваются с моментом 30—50 Н-м. Кроме того, в этом случав
привод спидометра может быть встроен непосредственно в ступиЛУ
переднего колеса. При обычной конструкции опоры это было бы осу-
ществить значительно сложнее и дороже.
Подшипники третьего поколения. Фирма СКФ уже начала ра'
боту над конструкцией подшипников третьего поколения [21. Прй
анализе конструкции всех составных частей колеса (подшипников»
374
эбственио колеса, тормозов) ч влияния трансмиссии, рессорной
.одвески, а также геометрии и сил, действующих иа подшипник,
фирмой приложены большие усилия для поиска наилучших техни-
ческих и экономических решений.
Поскольку подшипниковый узел выполняет функции поворот-
ного кулака и ступицы, то было бы точнее его называть ступичным
узлом. Узел представляет собой сложную закрытую конструкцию,
в которой располагается уплотненный подшипник, смазываемый
Только при сборке (рис. 4.55). В будущем планируется применять
двухрядные радиально-упорные шариковые подшипники, но уже
теперь центры шариков располагаются по окружности максимально
возможного диаметра. Наружное кольцо подшипника, которое всегда
неподвижно, будет иметь фланец. Чтобы к болтам крепления был
хороший доступ, фланец наружного кольца должен иметь такую же
форму, как и фланец внутреннего кольца. Фланцы по возможности
должны быть прямоугольными, а не круглыми.
Рис. 4.54. Установка ведущих колес спортивного автомобиля Л С-3000 фирмы
«АС карз» на двухрядных радиально-упорных шариковых подшипниках второго
рколения:
1 — переднего управляемого колеса, 6 — заднего ведущего колеса. — Помещено с разре-
шения фирмы СКФ [27 J
375
Рис. 4.55. Двухр |
иыи радиально-упор”*
шариковый подшицни
третьего поколения
ведущих колес. __ /у
мещемо с разрешен?'
фирмы СКФ [2] ия
Подшипник третьего поколения обладает многими очевидными
преимуществами, а именно:
1) фланец внутреннего кольца используется в качестве опоры для
крепления диска тормоза, а также ведущего или ведомого колеса и
заменяет поворотный кулак; фланец наружного кольца удобно кре-
пится к рычагу подвески колеса;
2) как в ведущем, так и в ведомом колесе наружный элемент
шарнира крепится в отверстии внутреннего кольца или может быть
выполнен как одно целое с внутренним кольцом;
3) большой диаметр окружности, на которой располагаются
центры шариков, обеспечивает хорошие условия для передачи цей-
ствующих сил и изгибающих моментов;
4) уменьшается число деталей, что упрощает сборку и разборку;I
5) конструкция обладает малой массой и имеет низкую стоимость.!
В настоящее время фирма СКФ проводит всесторонние исследо-
вания этой конструкции. Однако при совершенствовании конструк-
ции требуется разрешение многих новых проблем. Поскольку не
требуется предусматривать гнезда для подшипников и поворотные
кулаки и необходимо добиваться уменьшения массы узла пугем
рационального использования материала, размеры всех деталей узла
должны быть тщательно определены. Недостаточно только найти
поверхностные напряжения и деформации, целесообразнее опре-
делить напряжения и деформации для несущих элементов подшипни-
кового узла. Для таких расчетов требуются методы, точность которых
должна проверяться по результатам непосредственных испытании
опытных образцов. Оказалось, что наиболее точные данные можно
получать по .методу конечных элементов, поэтому фирма СКФ ра3Ра'
ботала методику расчета, основанную на этом методе. В методе коиеч
ных элементов исследуемая поверхность детали делится на очень
малые элементы, например на треугольные участки, которые соеДй
няются между собой в вершинах. На рис. 4.56 показана оболоч
внутреннего кольца подшипника, вычерченная ЭВМ и разделени I
ею на конечные элементы. р
Для заданных нагрузок ЭВМ рассчитывает перемещения У
и напряжения, возникающие в различных элементах. В результ
расчета получают распределение нагрузки, на основании которо I
376
Р с 4.56. Перспективная форма по-
ловйны внутреннего кольца двух-
пядн°го радиально-упорного подшип-
Р ка третьего поколения для ведущих
*,„лес — Помещено с разрешения фир-
% СКФ 121
принимают решение о наиболее
рациональном конструктивном
исполнении подшипникового
,?зда. Было испытано много
I опытных образцов такой кон-
струкции. Стенд, использовав-
шийся для лабораторных иссле-
дований, был запрограммирован
для моделирования действи-
тельных условий работы. Цикл
нагружения был рассчитан для
полностью нагруженного авто-
!Пробил я, движущегося попере-
менно то по прямому, то по
криволинейному маршруту на-
лево или направо. Установлено
Рабочее ускорение 0,8g — вели-
“чина, редко достигаемая при
использовании современных
шин. Во время исследований
использовалось новейшее изме-
рительное оборудование, при-
чем за подшипниками постоянно
наблюдали с помощью специального прибора фирмы СКФ для
Iисследования вибраций «Мера 10А». Этот аппарат, связанный с
[термопарами, был подключен к регистрирующему устройству,
с помощью которого можно было оценивать влияние изменения нагру-
зок на результаты. При помощи аппарата «Мера» можно также было
установить начало повреждения подшипника. Для измерения темпе-
ратуры в разных точках резиновых уплотнителей применялась термо-
визионная камера АСА. Были выполнены фотоснимки различных
частей опытных образцов. По полученным на фотографиях изотерми-
ческим кривым можно было определить температуру в различных
точках. Измерения позволили получить достаточно полное представ-
ление о процессах и приобрести опыт по исследованию работы под-
шипника в условиях экстремальных нагрузок. Результаты испытаний
[автомобилей были полностью изучены. В качестве прибора для иссле-
дования каждого подшипника применялся аппарат «Мера». Соедине-
ния были выполнены так, чтобы можно было разместить необходимое
оборудование на заднем сиденье и непрерывно снимать показания
I приборов.
Подшипники третьего поколения нуждаются в дальнейшем совер-
шенствовании. В отлнчие от описанных выше, эти подшипники не
377
Рис. 4.57. Двухрядный радиально-упорный шариковый подшипник третьего по-
коления, применяемый:
а — для заднего ведомого колеса; б — переднего ведущего колеса. — Помещено г разре-
шения фирмы СКФ 1'2 1
могут быть непосредственно применены для подвесок автомобилей,
выпускаемых в настоящее время. Для использования потенциальных
возможностей, заложенных в конструкции, требуется не только
изготовить подшипник соответствующих размеров, но и усовершен-
ствовать конструкцию подвески колеса. Эта работа проводится
фирмой СКФ совместно с автомобилестроителями и сводится к меро-
приятиям, направленным на изменение конструкий обоих элементов-
В итоге можно получить очень рациональную конструкцию, как это
видно на рис. 4.57. Однако не все еще до конца разработано. Пройдет
еще несколько лет, прежде чем наладится промышленный выпуск
подшипников третьего поколения.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
I. Ansdaie R. F. Transmission. More five speed manual gear-boxes introduced
in Europe, while semi-automatic transmissions are becoming common in the ь q.
many locking differentials under development. Automobile Engineer, 8 May, 1 ।
2. Asberg S-, Hanson G. Modern car hub bearing units. Ball Bearing J°u
Special issue, p. 18—25.
378
3. Austin 1800. A British medium size front-whell drive car of outstanding
technical importance. Part I: The power unit. Automobile Engineer, December 1964,
1 p, 504-511.
4. Austin Maxi. Part 2. A design analysis of the four-cylinder, 1845 cm3, over-
head camshaft engine and integral transmission unit with manually controlled over-
drive fifth speed. Automobile Engineer, June 1969, p. 250—260.
5. Braitish 0. Radlagereinheiten in deutschen Personenkraftwagen. «Die Кugella-
ger -Zeitschrift», Nar. 178, S. 5—7.
I 6, Colanzi F. Fiat 127. Die Kugellager-Zeitschrift, Nr. 170, S. 23—25.
7, Colanzi F. Neue Radlagerungen bei utalienichen Kraftfahrzeugen. Die Ku-
gellager-Zeitaschrift, Nr. 168, S. 1—3.
8, Colanzi F. Fiat-Sportwagen XI/9. Die Kugellager-Zeitschrift, Nr. 181, S.
6-7.
9. Delombre J. Neuartige Radlagerungen fur Rennwagen. Die Kugellager-Zeit-
schrift, Nr. 166, S. 8—10.
10. Delombre .1. Radlagerung in franziisischen Kraftfahrzeugen mit Vorderra-
dantrieb. Die Kugellager-Zeitschrift, Nr. 158, S. 21—24.
11. Delombre J. Neuer franzosischer PKW mit Vorderachsantrieb. Die Ku-
gellager-Zcitschrift, Nr. 159, S. 25—26.
i 12. Delombre J. SKF Walzlager in Peugeot 504. Die Kugellager Zeitschrift.
Nr. 161, S. 19-20.
13. Druet C., Monville J. M. Second generation hub units for the Citroen GS
Biritor. Ball Bearing Journal, No 179, p. 18—21.
14. Fiat 128 — News for the press. Turin: Service Department.
15. Fiat 128 and 130. Detailed analysis reveals that, despiete their different
costs and production rate*, the Fiat 128 and Fiat 130 have many common design
features Part 1 The overhead-camshaft engines, with iron crankshafts and conne-
cting roadsan the simple transmission of the 128. Automobile Engineer, January 1971,
p. 30-41.
I 16. Fiat 130. Press information. Turin: Servise Department.
17. Honda N. 600 and N. 360. Small cars incorporating many ingenious details
tha* assist in obtaining a remarkable performance. Part one: the general arrange-
ment the body suspensions and steering. Automobile Engineer, August 1968, p. 336—
344.
18. Die Lagerung eines Sportwagens. Walzlagertechnik, 1/1969, S.
19—22.
19. London motor show. A review of the newly introduced models exibited by
парт British car manufactures. Automobile Engineer November. 1965, p. 468—
I 20. Renault 16. A design appraisal of a French front-wheel-drive, medium size
cars. Part two: theclatch, gearbox, final drive and front suspension. Automobile Engi-
neer, February 1966. p. 42—48.
21. Simca 1100. A design analysis of a French front-wheel-drive car with trans-
versely mounted engine and transmission units, independed suspension with torsion
bar springs and a range of saloon and estate car bodies. Part. 2. The transmission,
suspension assemblies, rask-and-pinion steering gear, braking system and unitary body
structure. Automobile Engineer, November, 1969, p. 458—469.
. 22. Triumph 1300. A designe analysis of the first front-wheel-drive car pro-
Qucted by Standard-Triumph. Part one: the power unit and front suspension. Automo-
bue Engineer, April 1966, p. 122—132.
f 23. Williams R. D., McKelvey R. E. A new type of bearing for passenger car
197^e^ ax^es- PaPer No 700127. Society of Automotive Engineers. Inc. New York,
24. Windsor-Smith P. Engines (International design review). Automobile Engi-
14 May 1965, p. 210-221.
7Л.. Woodbridge K- W. Richtige Schmierung von Ritzellagern. Die Kugellager-
pfi>tschrift. Nr. 178, S. 1—4.
m 26. П00 Workshop manual. А. В. M. C. Service Publication. В. M. C. Service
jg Cowley, Oxford.
ь 27. Evans T. A. Second operation hub bearing units in a new british car. Ball
s aring Journal, No 181, p, 25—27.
379
-----. no — £zrc -ctsrai nmg-vorr waiziagerungen. chweTnfUft-FAG Kugelf гк
Georg Schafer & Co. Publ. — Nr. 00200DA, 1970.
29. SKF — «Walzlager in Kraftfahrzeugen». Schweinfurt — SKF Kugelis№r
fabriken GmbH 1966.
30. Jaguar Marx X. A high performance saloon of advanced design. Part ].
Development of the power unit; description of the clutch, gearbox and the final drive
assembly. Automobile Engineer, August 1963, p. 344—353.
31. Singer Chamois. An appraisal of the design of the first British rear engjne
car to be produced in large ouantities. Part two: Transmission, suspension and stee-
ring. «Automobile Engineer», May 1965, p. 170—178.
32, Triumph 2000, Part I: The engine, clutch, gearbox, propeller shaft and final
drive assembly. Automobile Engineer, March 1964.
33. Druet C. Citroen CX 2000—Auto des Jahrcs, 1974. Die Kugellagtr-Zeit
schrift. Nr. 183, S. 8-10.
ГЛАВА V
картеры ведущих мостов
I Картеры ведущих мостов выполняют следующие функции:
I закрывают и обеспечивают нормальную работу расположенных
внутри механизмов /'передача моста, дифференциал, полуоси);
I передают вертикальные нагрузки, действующие на ведущие колеса
1 автомобиля;
К передают на раму автомобиля или на несущий кузов тяговые и
(иормозные силы, действующие по окружности ведущих колес, и
воспринимают реактивные моменты, возникающие при передаче
крутящего момента и торможении.
I Таким образом, картер ведущего моста должен иметь достаточную
прочность для передачи упомянутых нагрузок. Для нормальной
работы передачи моста картер ведущего моста, особенно его средняя
часть, где расположена главная передача, должен иметь такую
Икесткость, чтобы постоянно сохранялось взаимное расположение
Ж'бчатых колес. Жесткость картера ведущего моста зависит от разных
факторов, главным образом конструкторско-технологических.
1. КОНСТРУКЦИЯ, КЛАССИФИКАЦИЯ и ИЗГОТОВЛЕНИЕ
КАРТЕРОВ
I Картеры ведущих мостов обычно имеют один (монолитные),
два или три элемента, причем под понятием элемент понимаются
такие части картера, которые прикрепляются болтами и могут
Итсоеднняться. Картеры бывают сварные, клепаные и литые либо
комбинированные (например, штампосварные), причем способ изго-
’товления зависит от технологических возможностей завода и назна-
чения конструкции.
Картеры, выполненные как одно целое с картером главной пере-
дачи («Солзбери», «Спайсер»). Монолитный картер, представленный
на рис. 5.1, состоит из единого литого картера главной передачи н
Дифференциала, в этот картер запрессовываются две трубы (содержа-
ние полуоси), выполняющие роль несущих элементов. В задней
части картера имеется отверстие, позволяющее вставить главную
Передачу и дифференциал. Это отверстие после сборки закрывается
^штампованной из листа крышкой- В данной конструкции подшип-
ники дифференциала устанавливаются в отливке, следовательно,
Нее в целом, состоящее из гнезд труб и корпуса ведущей шестерни,
FWkho усилить ребрами. Выполненный таким образом картер эффек-
тнвно передает осевые и поперечные силы, действующие в главной
Передаче.
Рис. 5.1. Цельный картер фирмы «Солзбери
спайсер» [1]:
1 — крышка из листового материала: 2 — ребра
жесткости: 3 трубы, впрессованные в картер
Рис. 5.2. Картер банджо [2]:
а — разрез дифференциала; б — отверстие кар-
тера: 1 - регулировочная гайка; 2 — правая
часть картера
В конструкции, показанной на рис. 5.1, подшипники дифферен-
циала в целях получения предварительного натяга и сохранения
бокового зазора в главной передаче регулируются прокладками.
Картер должен быть выполнен так, чтобы можно было вкладывать
регулировочные прокладки. Монолитный картер ведущего моста
экономичен в изготовлении и может быть применен для различных
транспортных средств после замены труб и полуосей.
Картеры моста типа банджо. Картер моста типа банджо (рис. 5.2,
а) имеет самостоятельный картер главной передачи, который кре-
пится к фланцу большого отверстия в средней части картера моста
(рис. 5.2, б). Так как расстояние между опорами подшипников
дифференциала ограничено диаметром отверстия картера ведущего
моста, то это также ограничивает величину ребер жесткости между
картером главной передачи и опорами подшипников дифференциала,
в связи с чем сложно получить необходимую жесткость картера.
В этой конструкции картер главной передачи нагружен только силами
зацепления, в то время как чулок полуоси воспринимает вес транс-
портного средства и силы, возникающие при его движении. ПредвЯ'
ригельный натяг подшипников дифференциала и зазор в главной
передаче регулируются внутренними гайками в опорах подшипников.
Чаще всего картер типа банджо имеет две части, выштампованнЫ®
из листа и сваренные между собой в продольной (см. рис. 5.10) или
поперечной плоскости симметрии моста. Картеры могут такЖ
штамповаться из одного листа (рис. 5.3). Иногда к картеру привари
ваются усилительные кольца (рис. 5.4). Тяжелые картеры могут такЖ
отливаться из стали (рис. 5.5), причем при использовании колесно
382
рис. 5.3. Отдельные фазы штамповки из
листа к«»ртера банджо
(передачи литой картер может при-
нимать вид, представленный на
рис. 5.6. Когда монолитный картер
имеет сложную форму, его собирают
из нескольких штампованных деталей
(рис. 5.7). В этом случае составной
картер состоит из монолитного кар-
тера ведущего моста и трубчатых
(усилителей жесткости, которые при-
вариваются к картеру (рис. 5.8 и 5.9)
или имеют резьбовое соединение с
ним.
На рис. 5.10 в качестве примера
[показан картер типа банджо прямо-
угольного сечения, применяемый для
(заднего ведущего моста автомобиля
|ГАЗ-53А [3*]. Центральная часть
(картера состоит из двух штампован-
ных полукартеров, между которыми
ввариваются четыре вкладки 8.
Приваренные спереди усилители 14
(имеют две выштамповки А для ведо-
мой шестерни главной передачи и
четыре для обеспечения монтаж-
ных зазоров при сборке главной
(передачи и 10 сквозных резьбовых
отверстий (М.12 1,25) для болтов
крепления картера главной передачи.
К картеру привариваются двумя
[продольными швами стальные рессор-
ные подушки 6, в средней плоскости
которых картер имеет прямоугольное сечение размерами 115X98 мм.
К корпусу привариваются цапфы 5. На эти цапфы напрессовыва-
ется стальные фланцы 4, к которым с помощью шести болтов (с каж-
дой стороны) крепятся тормозные диски. На цапфу также напрессо-
Рано уплотнительное кольцо 3, на наружную поверхность которого
[Устанавливаются кольцо внутреннего подшипника ступицы заднего
колеса. На шлифованные шейки 1 и 2 цапфы установлены подшип-
ники ступицы, а на конце цапфы навернуты гайка и стопорная гайка
для крепления подшипников. На резьбовых концах цапф имеются
прямоугольные пазы, в которые помещаются выступы стопорной
^Дайбы К задней стенке картера приварены кронштейн 9 тормозной
^Рубки и кронштейн 10 тройника тормозного трубопровода.
Разъемные картеры (типа сплит или трампед). Картер типа
рПлит (рис. 5.11) состоит из двух или большего числа элементов,
рдиненнных между собой в одно конструктивное целое с помощью
383
Рис. 5.4. Цельный картер банджо ведущего моста легкового автомобиля:
1 — приваренные усилители
Рис. 5.5. Цельный картер (стальное литье)
Рис 5.6. Массивная отливка картера, применяемого в грузовых автомобиля*
и автобусах
384
рис. 5.7. Цельный картер ведущего моста автомобиля «Мерседес-Бенц £/£Д-321»:
1 — рессорная подушка; 2 — фланец тормозного диска; 3 — стакан подшипников ведущей
Ljie-терни главной передачи
Рис. 5.8. Составной сварной картер ведущего моста:
I - картер: 2 — трубчатые усилители
болтов. Хотя такие картеры тяжелы, но сравнительно дешевы благо-
даря простоте изготовления составных элементов, отлитых, например,
из стали и в действительности представляющих собой полукартеры.
Основной частью одного из полукартеров является картер главной
передачи и дифференциала. Как в картере главной передачи, так и
в ее крышке имеются гнезда для подшипников качения. Для увеличе-
ния жесткости на картерах предусматриваются ребра. Герметичность
Соединения обеих частей обеспечивается прокладками. Правильно
Наполненные картеры имеют вид запрессованных и приклепанных
Иожухов, внутри которых находятся полуоси.
1 *3 Яскевич 3. 385
Рис. 5.11. Двухэлементный картер грузового автомобиля:
1 — болт; 2 — отверстие; 3 — левая часть картера: 4 и 15 — кожухи; 5 — гайка; 6 — -«ор-1
ная шайба; 7 - стопорная гайка; 8 — фланец.: 9 — подушка рессорная: 10 — картер 'iae-
ной передачи; 11 — уплотнитель полуоси; 14 — крышка
Основой трехэлементного картера (рис. 5.12) является средняя
часть, в которой находятся ведущая и ведомая шестерни главной
передачи и корпус дифференциала. К ней крепятся два трубчатых
картера с расширенными концами, в которых установлены подшип-
ники дифференциала. Так как конструкция этого типа допускает
любое размещение подшипни-
ков дифференциала и оребре-
ние картера, то можно полу-
чить высокую жесткость
трехэлементиого картера, ио
технологически такая кон-
струкция сложна, что ска-
зывается при изготовлении и
эксплуатации ее. Б связи с
этим такой тип картера при |
меняется редко.
Рис. 5.12. Трехэлементны и картеР
ведущего моста
38G
2. ПЕРЕДАЧА РЕАКЦИИ ЗАДНИХ ВЕДУЩИХ КОЛЕС
НА КАРТЕР ВЕДУЩЕГО МОСТА
При подводе крутящего момента картер заднего моста передает
на раму автомобиля (или несущий кузов) силу тяги; действующую по
окружности ведущих колес, и реактивный момент, возникающий при
подводе крутящего момента передачей моста. Этот момент стремится
повернуть картер в направлении, противоположном направлению
вращения ведущих колес. При торможении автомобиля картер зад-
него моста передает на раму автомобиля тормозную силу, действую-
щую по окружности ведущих колес, и реактивный момент, стремя-
щийся повернуть картер в направлении, совпадающем с направле-
нием вращения ведущих колес. Способ передачи сил и моментов от
картера на раму (или несущий кузов) зависит от типа соединения
картера с рамой; эти нагрузки могут быть переданы элементами под-
вески (обычно листовыми рессорами), трубой, охватывающей кардан-
ный вал; реактивными штангами.
2.1. ПЕРЕДАЧА СИЛ И РЕАКТИВНЫХ МОМЕНТОВ
ПОЛУЭЛЛИПТИЧЕСКИМИ РЕССОРАМИ
Чаще всего картер заднего моста соединяется с рамой только
с помощью продольных полуэллиптических рессор (как иа рис. 5.13),
воспринимающих как тяговую и тормозную силу, так и реактивные
моменты. Часть веса, приходящаяся на задний мост (реакция Т),
воспринимается непосредственно рессорами. Для того, чтобы рессора
передавала также тяговую и тормозную силу от ведущего моста на
раму, необходимо, чтобы один из концов рессоры (передний или
задний) крепился к раме с помощью пальца, а другой конец имел
k скользящую опору, допускающую горизонтальное перемещение
конца рессоры относительно рамы. Это необходимо потому, что при
деформациях рессоры ее длина изменяется.
I Для восприятия реактивного момента рессоры должны жестко
крепиться’к заднему мосту. Поэтому обычно на мосту имеются пло-
|ские рессорные подушки, которые выполняются либо как одно целое
с задним мостом, либо дополнительно прикрепляются к нему. Когда
рессоры воспринимают реактивный момент А'1, они прогибаются,
а мост вследствие этого закручивается на небольшой угол вокруг
13*
387
Рис. 5.14. Крепление рессор к заднему мосту автомобиля «Стар 28»:
1 — рессорный палец; 2 — опора скольжения; 3 — стремяпка; 4 — шарнир
своей оси. Поэтому ось NN (см. рис. 5.13) главной передачи не про-
ходит через центр шарнира /. Чтобы в этом положении можно было
передавать крутящий момент с карданного вала на главную пере-
дачу, необходимо разместить возле заднего моста другой шарнир 2.
На рис. 5.14 показано крепление рессоры к заднему мосту авто-
мобиля «Стар 28». Передний конец рессоры соединен с рамой с по-
мощью рессорного пальца /, а задний — с помощью скользящей
опоры через подушку 2. В средней части рессора прикреплена к зад-
нему мосту стремянками 3. Перед главной передачей на карданном
валу размещен шарнир 4.
2.2. ПЕРЕДАЧА СИЛ И РЕАКТИВНЫХ МОМЕНТОВ ТРУБОЙ
КАРДАННОГО ВАЛА
На рис. 5.15 показана схема передачи силы тяги и реактивного
момента трубой карданного вала. Задний мост с передней стороны
имеет фланец. К нему прикреплена труба 4, в которой заключен
карданный вал. Передний конец трубы выполнен в виде сферического
Рис. 5.15. Схема передачи силы тяги и реактивного момента трубой карданного
вала:
1 — карданный шарнир; 2 — фланец шарнира; 3 — сферический подшипник: 4 — трУ^а
карданного вала
388
Г рис. 5.16. Карданный нал и главная пере-
Kiqn легкового автомобиля:
I / — труба: 2 — карданный вал; 3 — сфериче-
И гний конец трубы; 4 и 5 сферические флан
nIli; 6 — карданный шарнир
фланца 2, входящего в сфериче-
скип подшипник 3, прикрепленный
. к картеру коробки передач или к
| поперечине рамы. При такой кон-
струкции сила тяги и реактивный
момент передаются от заднего моста
на раму автомобиля через трубу
карданного вала. Труба карданного
вала и сферический подшипник
[способствуют тому, что при движе-
нии автомобиля по неровной доро-
ге задний мост колеблется вокруг
[центра подшипника. В связи с этим
оба конца рессоры должны быть
прикреплены к раме с помощью
скользящих опор или опираться на
плоские подушки, допускающие
частичное перемещение концов
рессор относительно рамы автомо-
биля.
| Шарнир /, расположенный не-
посредственно возле коробки пере-
дач, размещается, по возможности,
в центре сферического подшипника.
В этом случае при колебаниях зад-
него моста ось ведущей конической
у шестерни главной передачи прохо-
дит через центр шарнира, тогда
второй шарнир не обязателен.
| На рис. 5.16 показан разрез трубы карданного вала и сфериче-
ского шарнира легкового автомобиля. Труба 1 карданного вала 2
оканчивается сферическим фланцем 3, который размещается между
двумя сферическими фланцами 4 и 5, прикрепленными к несущему
Кузову.
I Такая конструкция позволяет передавать не только тяговую
силу, но и тормозную. Тяговая сила передается со сферического
фланца 3 на внутренний сферический фланец.5, а тормозная сила —
с фланца 3 на наружный сферический фланец 4. При передаче через
трубу карданного вала тяговой и тормозной сил от заднего ведущего
I Моста на несущий кузов эта труба и задний мост могут быть нагружены
°чень большим моментом, действующим в их плоскости. Этот момент
I возникает при разнице тяговых или тормозных сил, на правом и ле-
I ₽ом колесах автомобиля. Для разгрузки трубы карданного вала и
Идущего вала заднего моста от этого момента труба карданного вала
389
Рис. 5.17. Реактивные штанги в заднем ведущем мосту легкового автомобиля:
м — тормозные барабаны; 3 и 4 кожухи полуосей; 5 и С - реактивные штанги; 7 -
труба карданного вала; я - тяга ручного тормоза
часто снабжается специальными реактивными штангами (рис. 5.17).
Применение реактивных штанг особенно эффективно, когда жесткий
ведущий мост подрессорен спиральными пружинами. В этом случае
реактивная штанга предотвращает боковую деформацию при разгоне
или торможении автомобиля.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
197Q1 G,eason ~ Passenger саг drive axle £еаг design- Gleason Works. Rochester,
2. Gohring E., Hopf W., Strifler P. Eine neue Achsbaureihe fur Nutzfahrzeuge
mit Planetengetriben in den Radnaben. ATZ, 1973, Nr. 9, S. 308—314.
3. E. A. Czudakow: Konstrukcja i obliczanie sarr.ochodu. Warszawa, WKE, 1955
(см. Чудаков E. А. Расчет автомобиля. M.: Машгиз, 1947).
ГЛАВА VI
ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ ЗАДНИХ ВЕДУЩИХ
(ПОСТОВ
I Зная устройство механизмов и элементов, входящих в состав ве-
ущего моста, рассмотрим устройство задних ведущих мостов при
классической схеме трансмиссии х.
1. ЗАДНИЕ ВЕДУЩИЕ МОСТЫ С ЖЕСТКОЙ ПОДВЕСКОЙ
КОЛЕС
Жесткие ведущие мосты с одноступенчатой главной передачей.
На рис. 6.1 -6.11 показаны ведущие мосты с жесткой подвеской
колес, выполненные на основании схемы, показанной на рис. 1.2, а.
Автомобиль «Варшава» [22* ]. Конструкция ведущего моста ав-
томобилей «Варшава» моделей 202, 203 и 223 является типичным при-
мером классической конструкции ведущего моста с жестким кар-
тером (рис. 6.1). Картер заднего моста состоит из крышки и собст-
венно картера, соединенных между собой болтами. Обе части отлиты
из ковкого чугуна твердостью НВ 121—249. В картер и крышку вста-
влены с натягом и затем приварены рукава из стальных труб. К на-
ружным торцам рукавов приварены фланцы (откованные из стали 45),
к которым крепятся тормозные диски. К рукавам также приварены
рессорные подушки Фланцованные полуоси заднего моста полураз-
груженного типа выполнены из стали 35 ХГС твердостью HRC 30—35.
Шариковые подшипники полуосей воспринимают поперечные и осе-
вые нагрузки. Тормозной барабан и колеса крепятся непосредственно
к фланцу полуоси.
। Шариковый подшипник каждой полуоси закреплен на кольце
и j стали 45, установленном с большим натягом и поверхностно зака-
ленным в месте взаимодействия с уплотнителем на глубину 1,5—
2 мм до твердости HRC 45. Между кольцом крепления и внутренним
кольцом подшипника размещена упругая шайба, выполненная из
стали 60Г твердостью HRC 40—45 и устраняющая осевые зазоры
полуоси. Подшипники полуосей смазываются пластическим смазоч-
ным материалом через масленки. Проникновению смазочного мате-
риала во внутреннее пространство тормозов препятствуют уплотни-
тели.
Для снижения давления внутри заднего моста, которое подни-
I Мается при работе под влиянием роста температуры, служит воздуш-
ный клапан.
В 1 Комбинированные агрегаты трансмиссии, используемые при отключаемом
Приводе заднего моста и приводе ко всем мостам, расе шрены в работе [13*]
391
Рис. 6.1. Жесткий задний ведущий мост автомобиля «Варшава-223»
392
Автомобиль «Фиат-125Р» (26]. На рис. 6.2 представлен задний
ведущий мост, применяемый в автомобиле «Фиат-125Р». Описание
гдавной передачи и дифференциала дано в гл. II. Жесткий картер
Я выполнен как одно целое. Полуоси полуразгруженного типа установ-
И лены на шариковых подшипниках, причем подшипники закреплены
I кольцами, установленными с натягом.
Автомобиль «Москвич-412» [11. Основой заднего моста является
I картер, состоящий из двух половин (верхней и нижней), штампован-
ных из сталвного листа толщиной 3,4 мм и сваренных вместе двумя
продольными швами (рис. 6.3). Концы картера имеют форму труб,
к торцовым поверхностям которых стыковым швом приварены два
кованых стальных фланца. В них выштампованы гнезда для подшип-
ников колес и приварены гайки для болтов крепления тормозного
i диска. Вблизи фланца к картеру приварены две подушки для крепле-
ния задних рессор.
Средняя часть картера расширена и имеет большое отверстие для
установки главной передачи. Чтобы увеличить жесткость фланца
этого отверстия, к нему приварена накладка. Сзади отверстие закрыто
приваренной выпуклой штампованной крышкой, в которой разме-
щаются выступающие части передачи. Описание главной пере-
дачи и дифференциала автомобиля «Москвич-412» помещено в
гл. II.
Полуоси 6 заднего моста изготовлены из углеродистой стали.
Н< внешних концах полуосей предусмотрены фланцы, к которым при-
И креплены тормозные барабаны и колеса. Внутренние концы полуосей
В имеют эвольвентные шлицы, входящие в шлицевые отверстия шесте-
|рен полуосей дифференциала. На полуоси с натягом установлены
однорядные шариковые подшипники 3, закрепленные с помощью
1 втулок 5, установленных на полуоси с натягом. Наружное кольцо
подшипника 3 расположено в выточке фланца 17 картера 8 заднего
моста и закреплено с помощью пластины 19, прикрепленной к фланцу
четырьмя болтами 24. Между внутренним кольцом подшипника и
фланцем полуоси установлена дистанционная втулка 22. На эту
втулку установлен фетровый уплотнитель, предохраняющий под-
I шипник от пыли и грязи, а также предотвращающий проникновение
11 смазочного материала подшипника на барабан и колодки тормоза.
Однако войлочное уплотнительное кольцо не могло бы удерживать
11 жидкого гипоидного масла, если бы имелся свободный доступ от
11картера к подшипнику. Поэтому с внутренней стороны подшипника
11 размещен резиновый самоподжимной сальник 4 на шлифованной по-
I верхности втулки 5. Подшип-ник смазывается пластическим смазоч-
11 ным материалом через масленку 18.
С наружной стороны уплотнительного кольца 23 к тормозному
I IДиску прикреплен маслоотражатель 21, предохраняющий барабан
I и колодки тормоза от попадания масла в случае нарушения герметич-
I' кости уплотнительного кольца. На полуоси, возле ее фланца, имеется
Н ! коническое кольцо, с которого протекшее масло отбрасывается цен-
I [тробежпой силой на наружную поверхность маслоотражателя и
и таким образом не допускается его попадание па тормозной барабан.
393
Рис. 6.3. Задний ведущий мост автомобиля «Москвич-412»:
1 — диск колесного тормоза; 2 — колесный тормозной цилиндр; 3 — шариковый подшипник полуоси; 4 — внутренний сальник полуоси;
5 — втулка подшипника; 6 — полуось; 7 —рессорная подушка: 8 — картер заднего моста: 9 — сапун; 10 — тройник гидропривода тормозов:
11 — усилитель картера; 12 — картер главной передачи; 13 — прокладка; 14 — крышка картера; 15 — пробка заливного отверстия; 16 —
трубка гидропривода тормозов; 17 — фланец картера; 18 — масленка подшипника полуоси; 19 — пластина крепления конца полуоси; 20 —
тормозной барабан; 21 — маслоотражатель: 22 — дистанционная втулка: 23 — нагруженный уплотнитель полуоси: 24 — болт крепления
подшипника и тормозного диска; 25 — болт крепления колеса; 26 — отверстие для слива масла
Для отвода этого масла в пластине 19 и диске 1 крепления тормоза
предусмотрено отверстие 26.
Маслоотражатели, размещенные в картере заднего моста, \ дер.
живают масло от перемещения его из средней части картера к коле-
сам под влиянием центробежной силы при криволинейном движении
автомобиля. Следствием такого перетекания было бы снижение
уровня масла в главной передаче и задир рабочих поверхностей
зубьев гипоидных шестерен.
При длительном движении автомобиля, особенно в теплое время
года, главная передача и дифференциал заднего моста нагреваются.
Для приработанного моста нагревание до температуры 80 СС яв-
ляется нормальным и не означает его неисправности. В новом, не-
приработанном мосту эта температура доходит до 100 °C. На картере
заднего моста с правой стороны расположен воздушный сапун (па
рис. 6.3 он условно показан на левой стороне моста и обозначен по-
зицией 9), представляющий собой штуцер с отверстием, закрытым
клапаном. Снаружи клапан закрыт защитным колпачком. Когда
задний мост нагревается, через клапан выходит избыточный воздух.
В противном случае в картере выросло бы давление, что привело бы
к вытеканию масла из картера через сальники полуосей и главной
передачи.
Между картером главной передачи и картером заднего моста на-
ходится прокладка 13, изготовленная из специального картона тол-
щиной 0,5 мм. Прокладка из такого же материала размещена
между пластиной 21, а также между пластиной 19 и диском 1 тор-
моза.
Фирма «Солзбери Трэнсмишн». В ведущем мосту модели 4НА
применены гипоидная передача, обычный конический дифференциал
и полуразгруженные полуоси (рис. 6.4).. Так как полуразгруженная
полуось установлена на одном коническом подшипнике, то между
торцовыми поверхностями полуосей установлен сухарь, передающий
осевое усилие с одной полуоси на другую.
Автомобиль «Кадиллак эльдорадо». Задний мост, показанный на
рис. 6.5, является модификацией моста типа «Солзбери» с полураз-
груженными полуосями, в котором ведущая шестерня главной пере-
дачи опирается на цилиндрический и два конических роликоподшип-
ника. Регулировка бокового зазора в зубчатом зацеплении упрощена
путем применения прокладок 4 между стаканом подшипников ве-
дущей гипоидной шестерни и корпусом дифференциала. Регулировка
зазора в подшипниках осуществляется независимо от регулировки
бокового зазора (что было невозможно в ранее выпускавшихся моде-
лях) с помощью гайки ведущей шестерни главной передачи, сжимаю-
щей тонкостенную дистанционную втулку, расположенную между
внутренними кольцами конических подшипников.
Для регулировки положения ведомой шестерни применены пр0'
кладки 2 между торцом наружного кольца и буртом корпуса дифф6’
ренциала. Регулировка конических подшипников осуществляется
регулировочной гайкой 3, действующей на правый подшипник дифФс’
ренциала.
396
Рис. 6.4. Жесткий задний ведущий мост мод. 4ЯЛ со стандартным дифференциалом фирмы «Солзбери трэнсмишн»
397
Рис. 6.5. Ведущий мост автомобиля «Кадиллак эльдорадо» (модель выпуска 1970 г.)
I — конический подшипник специальной конструкции (см. рис. 4.8); 2 —• регулировочные
прокладки для изменения положения ведомой шестерни главной передачи; 3 — гайка для
регулировки натяга конических подшипников дифференциала: 4 — регулировочные про
кладки для изменения положения ведущей шестерни главной передачи; 5 — смещение ос»
ведущей шестерни
Автомобиль «Мерседес-Бенц». Жесткий задний ведущий мост
автобуса модели 0303 имеет одноступенчатую главную передачу
и обычный конический дифференциал (рис. 6.6). Применены пол-
ностью разгруженные полуоси, оканчивающиеся фланцами, к кото-
рым болтами прикреплены ступицы колес, установленные на кар-
тере с помощью конических подшипников, расположенных по схеме 0.
['< Автомобиль «Стар 29» 116*]. Жесткий задний ведущий мост
грузового автомобиля «Стар 29» имеет одноступенчатую главную
передачу со спиральными зубьями типа «Глисон» и обычный кониче-
ский дифференциал (рис. 6.7). Картер ведущего моста типа банджо
усилен двумя стальными несущими трубами, которые служат для
установки конических подшипников ведущих колес. Полуоси пол-
ностью разгруженные.
Автомобиль «Стар 200» [38*]. Жесткий ведущий мост показан
на рис'. 6.8. В картере главной передачи установлены с натягом не-
сущие трубы 2 картера моста, дополнительно усиленные электроза-
клепками. На двух конических подшипниках 8 располагается диф'
ференциал, состоящий из корпуса 3, двух выходных шестерен 4 и
четырех сателлитов 5, установленных подвижно на шипах кресто-
вины 6. Подшипники дифференциала установлены в кронштейнах
с крышками 9, прикрепленными болтами 12. Дифференциал может
быть заблокирован с помощью устройства 23, закрепленного на
398
Рис. 6.6. Жесткий^задний ведущий мост автобуса «Мерседес-Бенц-0303»
крышке картера. К блокировочному устройству, состоящему из ци-
линдра, поршня 26, пружины 27 и толкателя 25 с вилками через элек-
тропневматический клапан, управляемый выключателем, располо-
женным на щитке приборов в кабине водителя, подводится сжатый
воздух. Под давлением воздуха поршень 26 перемещает толкатель
с вилками 25 и соединяет штифты муфты 24 с отверстиями в шестерне
пВлуоси. Вращение шестерни полуоси относительно корпуса диффе-
ренциала в этом случае невозможно, и дифференциал представляет
собой одно целое, следовательно, колеса не могут вращаться с раз-
ными частотами (криволинейное движение не допускается, так как
это приведет к скручиванию полуоси). Главная передача с переда-
точным числом 5,43 (38 : 7) состоит из пары конических шестерен со
спиральными зубьями типа «Глисон». Ведущая шестерня 16 главной
передачи зацепляется с ведомой шестерней 7, прикрепленной бол-
тами 15 к корпусу дифференциала. Ведущая шестерня установлена
на двух конических подшипниках и на одном подшипнике с бочко-
образными роликами. На шлицах вала ведущей шестерни размещен
фланец 22 крепления карданного вала, уплотненный двумя уплотни-
телями 21, вставленными в крышку 20.
399
400
Рис. 6.7. Жесткий задний ведущий мост автомобиля «Стар-29»
Рис, 6,8. Жесткий задний ведущий мост автомобиля «Стар-200»:
1 — картер главной передачи; 2 — несущая труба картера: 3 — корпус дифференциала;
4 — шестерня полуоси; 5 — сателлит: 6 — крестовина; 7 — ведомая шестерня главной
передачи; 8 — конический подшипник 32216 дифференциала; 9 —крышка подшипника диффе-
ренциала: 10 — направляющее кольцо: 11 — регулировочная гайка; 12 — болт крышки подшипника; 13 — стопорный болт; 14 — стопорная
шайбе:; 15 — болт крепления ведомой шестерни главной передачи: 16 — ведущая шестерня главной передачи; 17 — стакан подшипников веду-
щей шестерни главной передачи; 18 — конический подшипник 31311 вала ведущей шестерни; 19 — задний бочкообразный подшипник 22208
ведущей шестерни главной передачи; 20 — крышка; 21 — уплотнитель А55 X 70 X 8; 22 — фланец крепления карданного вала; 23 — сило-
вой цилиндр механизма блокировки: 24 — муфта блокировки; 25 — толкатель с вилками: 26 — поршень силового цилиндра; 27 — пружина;
28 — выключатель сигнализации блокировки; 29 — полуось; 30 — ступица колеса: 31 — установочный штифт 12и6 х 36: 32 — шпилька
Ml 4 1,5 X 35; 33 — наружный конический подшипник 32216 ступицы колеса; 34 — внутренний конический подшипник 32217 ступицы;
36—иилт крепления опорного диска и суппорта тормозного механизма; 37—кольцо сальника ступицы колеса; 38—сальник ступицы А 132 х
X 160 •: 12; 39 — направляющий конус полуоси; 40 — болт крепления колеса; 41 — гайка крепления колеса: 42 — крышка картера; 43 —
S винт М10 л 25—5,6; 44 — шайба регулировочной гайки подшипников ступицы колеса
Рис. 6.9. Жесткий задний ведущий мост с двухступенчатой главной передачей 2676
фирмы ДАФ, рассчитанный иа номинальную нагрузку 127,5 кН (первая ступень —
гипоидная передача, вторая — цилиндрическая косозубая передача)
Крутящий момент от главной передачи передается к колесам по-
луосями 29, эвольвентные шлицы которых вставлены в шлицевые
отверстия шестерен полуосей дифференциала. Фланцы полуосей
прикреплены к ступицам 30 колес с помощью шпилек 32 и гаек.
Ступицы колес установлены на двух конических подшипниках 33
и 34, внутренние кольца которых располагаются на суженных кон-
цах труб картера. Для регулировки натяга конических подшипни-
ков ступиц колес и устранения зазоров во время эксплуатации слу-
жат регулировочные гайки 35. Уплотнение ступиц колес обеспечи-
вается сальником 38, вставленным в выточку ступицы и взаимодейст-
вующим с кольцом 37. К приварным фланцам картера болтами 36
прикреплены суппорты тормозов с кронштейнами тормозных
колодок.
Жесткие задние мосты с двухступенчатой главной передачей.
На рис. 6.9 представлен жесткий задний ведущий мост с двухступен-
чатой главной передачей, причем первая ступень выполнена в виде
гипоидной передачи, а вторая — в виде косозубой цилиндрической
передачи. Другой пример конструкции двухступенчатой главной
передачи был показан выше на рнс. 2.71.
Жесткие^ ведущие мосты с двухступенчатой разнесенной пере-
дачей.
Автомобиль УАЗ-469. В советском грузопассажирском авто-
мобиле повышенной проходимости УАЗ-469 применен ведущий мост
с бортовыми передачами внутреннего зацепления в ведущих колесах.
Картер главной передачи (рис. 6.10) разделен в вертикальной пло-
скости и состоит из двух частей: собственно картера 18 и крышки 2.
В обеих частях картера запрессованы и закреплены точечной свар'
кой чулки картера. Ведущая шестерня 13 главной передачи установ-
лена в картере консольно иа двух конических подшипниках 9 и / /
Между внутренними кольцами подшипников помещена дистанцион-
ная втулка 6 и регулировочное кольцо с прокладками 10. Между
402
уступом венца ведущей шестерни и внутренним кольцом конического
Иодшнппика 11 вставлены регулировочные прокладки 12 зля уста-
новки осевого положения ведущей шестерни 13. Конические подшип-
ники ведущей шестерни затягиваются ганкой 8. Ведомая шестерня
23 главной передачи устанавливается на корпусе дифференциала и
крепится к его фланцу болтами.
Применяется конический дифференциал с четырьмя сателлитами.
Корпус 24 дифференциала является разборным. Он состоит из двух
частей, соединенных между собой болтами. Полуосевые шестерни
имеют сменные опорные шайбы 22. Корпус 24 установлен на двух
конических подшипниках 3. Между внутренними кольцами этих
подшипников и уступами корпуса 24 находятся регулировочные
прокладки 4. Бортовая передача (рис. 6.11) состоит из одной пары
цилиндрических шестерен внутреннего зацепления с прямыми
зубьями. Картер 3 ведущей шестерни 6 бортовой передачи заднего
iмоста напрессован и закреплен точечной электросваркой па чулке 1
Рис 6.10. Задний ведущий мост автомобиля УАЗ-469-'
1 сапун; 2 крышка главной передачи заднего моста; 3 — подшипники дифференциала;
4 - регулировочные прокладки; 5 — болт крепления ведомой шестерни |лавной передачи;
б дистанционная втулка; 7 — сальник; 6 — ршулировочнаЯ гайка подшипников; 9 и
11 — конические подшипники ведущей шестерни главной передачи; 10 — прокладки для
регулировки осевого зазора в подшипниках; 12 — регулировочная шайба для измене-
ния осевого положения ведущей шестерни; 13 — коническая ведущая шестерня; 14 — ось
сателлитов дифференциала: /5 — сателлит: 16 — чулок картера моста; 17 — внутренняя
полуось; 16 — картер 1лавиой передачи заднего моста; 19 — шестерня полуоси; 20 пробка
отверстия для слива масла; 21 — болт крепления чашек дифференциала; 22 опорная
шайба шестерни полуоси; 23 — ведомая шестерня гл.шцой передачи; 24 — корпус диффе-
ренциала
403
10 11 12
Рис. 6.11. Цилиндрическая бортовая передача внутреннего зацепления в заднем
ведущем мосту автомобиля УАЗ-469:
7 — кожух полуоси; 2 — полуось; 3 — картер передачи; 4 — маслоотражатель; 5, 8, 14 —
опорные пружинные кольца; 6 — шестерня бортовой передачи; 7 — роликовый цилиндри-
ческий подшипник; 9 — крышка картера передачи; 10 — диск тормоза; 11 — тормозной
барабан; 12 — сальник ступицы колеса; 13 — ступица колеса; 15 — цапфа; 16 — конический
подшипник ступицы колеса; 17 - опорная шайба; 18 —- болт для демонтажа фланца полу
осн: 19 — фланец вала редуктора; 20 — втулка; 21 — шпилька; 22 — стопорная гайка:
23 — стопорная шайба; 24 — гайка регулировки натяга подшипников ступицы; 25 — на-
ружная полуось; 26 — прокладка; 27 гайка; 28 — цилиндрический роликовый подшип
ник; 29 — цилиндрическая шестерня внутреннего зацепления; 30 — пробка отверстия для
слива масла; 31 — стакан подшипника; 32 шариковый подшипник полуоси
картера. Ведущая шестерня 6 бортовой передачи установлена па
шлицевом конце внутренней полуоси между роликовым и шарико-
вым подшипниками. Ведомая шестерня 29 бортовой передачи вну-
треннего зацепления центрируется на уступе вала 25 и крепится
к его торцовой поверхности болтами. Наружная полуось опирается
на цилиндрический роликовый подшипник 28 и втулку 20 Ролико-
вый подшипник закреплен на полуоси с помощью гайки 27, которая
после затягивания кернится в канавке полуоси. Наружная полуось
посредством шлицевого фланца 19 соединяется со ступицей 13 веду-
щего колеса.
Фирма «.Цанрадфабрик пассау» [9]. В конструкции жесткого
Заднего моста (рис. 6.12) применена двухступенчатая разнесенная
передача, причем планетарная передача (образующая привод колес)
размещена в ступипах колес. На рис. 6.13 показан другой жесткий
задний ведущий мост, применяемый для строительных машин. Он
оборудован дифференциалом повышенного трения «Лок-о-матик»-
404
Рнс. 6.12. Жесткий задний ведущий мост с планетарными передачами в ступицах
ведущих колес для грузовых автомобилей фирмы «Цанрадфабрик пассау»
В гл. IX приведен перечень различных моделей ведущих мостов,
выпускаемых фирмой ZF для грузовых автомобилей, дорожных ма-
шин, строительных машин, самоходных кранов и т. п.
Фирма «Даймлер-Бенц» 121*]. На рис. 6.14 показан общий вид
заднего ведущего моста модели HL7 с планетарными передачами
в ступицах ведущих колес. Разрез моста дан в гл. II на рис. 2.94.
Эти мосты имеют ведомые конические шестерни двух разных диаме-
тров, причем в обоих случаях планетарная передача применяется
с тремя разными передаточными числами. Кроме того, размеры этих
мостов выбраны так, что при нагрузках 88,2 -127,5 кН их можно
использовать для любой цели.
Фирма ДАФ. На рис. 6.15 представлен жесткий задний ведущий
мост с планетарными передачами в ступицах колес, причем конст-
руктивная схема планетарной передачи соответствует схеме, пока-
занной на рис. 2.80, а.
Рис. 6.13. Задний ведущий мост модели ДР-15 с планетарными передачами в сту-
пицах ведущих колес и дифференциалом «Локоматик» фирмы «Цанрадфабрик пас-
сау» (для строительных машин)
405
Рис. 6.14. Жесткий задний ведущий мост модели HL7 с планетарными передачами
в ступицах ведущих колес фирмы «Даймлер-Бенц»
Автомобиль «Седдон.». На рис. 6.16 представлена современная
конструкция ведущего моста с номинальной нагрузкой 127,5 кН,
оснащенная конической главной передачей и планетарными пере-
дачами привода колес. Предлагаются ведущие мосты с передаточными
числами 6,12; 6.75; 7,25 или 7,75. Главная передача в сборе с диффе-
ренциалом является самостоятельны Vi узлом, размещенным внутри
картера ведущего моста. Использованы интересные дугообразные
крышки для конических подшипников дифференциала.
Жесткие ведущие мосты с двухскоростной главной передачей.
На рис. 6.17 показан типичный современный задний ведущий мост
с двухскоростной главной передачей и обычным коническим диффе-
ренциалом. Заслуживает внимания рациональное и компактное рас-
Рис. 6.15. Жесткий задний ведущий мост модели 2699 с планетарными передачам’
в ступицах ведущих колес фирмы ДЛФ
406
Рис. 6.16. Жесткий задний ведущий мост грузового автомобиля «Седдон-13Т» с планетарными передачами в ступицах ведущих колес
407
Рис. 6.17. Задний ведущий мост грузового автомобиля «Бедфорд-ТЛ»:
1 - кулачковая муфта; 2 — ведущая коническая шестерня; 3 — полуось; 4 — ведомая
шестерня главной передачи; 5 — коронная шестерня; б — сателлит; 7 — водило; 8 — сол-
нечная шестерня; 9 — ступица
положение механизмов моста, в особенности планетарной передачи,
обеспечивающей понижающее передаточное число 1,365.
Задние ведущие мосты с подвеской типа «Де-Дион». Типичным
примером конструкции, соответствующей рис. 1.2, б, является жест-
кий ведущий мост типа «Де-Дион» (рис. 6.18). К концам круглой
балки 1 приварены кронштейны 5 с цилиндрическими выступами для
установки ступиц колес и тормозных барабанов. От главной пере-
дачи, заключенной в картере 2, крутящий момент передается к веду-
Рис. 6.18. Задний ведущий мост легкового автомобиля типа «Де-Дион»:
1 балка оси, _ — картер 1лавной передачи; 3 — двухшарн ирная полуось; 4
5 кронштейн
408
Рис. 6.19. Главная передача и диффе-
ренциал легкового автомобиля с под-
веской типа «Де-Дион» и с подшипника-
ми фирмы СКФ
щим колесам с помощью полу-
осей 3. Каждая из полуосей со-
стоит из двух частей, связанных»
между собой с помощью шлицев и
закрытых чехлом 4. В отличие от
предыдущих конструкций, в кон-
струкции, показанной на рис. 6.18,
как главная передача, так и диф-
ференциал относятся к подрессо-
ренным массам. Только масса по-
перечной балки моста и часть
массы шарниров полуосей принад-
лежат к неподрессоренным массам.
На рис. 6.19 показана установ-
ка на подшипниках средней части
ведущего моста типа «Де-Дион», причем карданные валы опираются
на шариковые подшипники. Подобная установка часто применяется
в задней независимой подвеске с двухшарнирными полуосями и ко-
сыми рычагами (например, автомобиль «Фиат-130»).
2. ЗАДНИЕ ВЕДУЩИЕ МОСТЫ С НЕЗАВИСИМОЙ
ПОДВЕСКОЙ КОЛЕС
Типичным примером конструкции заднего ведущего моста с ка-
чающимися бесшарнирными полуосями [15*1, показанного на
рис. 1.2, д, является мост автомобилей «Татра 111». Принцип работы
этого моста (рис. 6.20) основан на том, что полуоси 4 размещены в ко-
жухах, геометрические оси которых пересекают геометрическую ось
ведущей конической шестерни 1. Полуоси колеблются относительно
этой оси таким образом, что в любом положении геометрическая ось
кожуха, а следовательно, и полуоси проходит через ось ведущей
шестерни главной передачи. Такое движение кожухов достигнуто
в результате того (рис. 6.21), что внутренний конец кожуха 5 полу-
оси заканчивается вильчатым держателем 3, а каждое из плеч виль-
Рис. 6.20. Схема работы качающейся полуоси
автомобиля «Татра-111»:
1 — ведущая коническая шестерня: 2 — ведомая
коническая шестерня: 3 — вильчатый держатель ко-
жуха полуоси: 4 — полуось
409
Рис. 6.21. Качающаяся полуось в заднем ведущем мосту автомобиля «Татра-111»:
1 — картер главной передачи; 2 — ведомая шестерня главной передачи; 3 вильчатый
держатель кожуха полуоси: 4 — чехол, предотвращающий вытекание масла; 5 — кожух
полуоси: 6 — опора стремянок рессоры: 7 — реактивная штанга полуоси; 8 - тормозной
цилиндр; 9 — ось тормозной колодки: 10 — вентиль; 11 - - съемный край обода: 12 — за-
порное кольцо: 13 — обод: 14 — ступица колеса; 15 - фланец полуоси: 16 — разжимной
кулак тормоза; 17 — тормозной барабан; 18 — рычаг разжимного кулака: 19 — регулиро-
вочная втулка тормоза: 20 — сферический штифт: 21 — стремянка рессоры; 22 — опорный
вкладыш: 23 — коренной лист рессоры; 24 — полуось: 25 — пробка сливного отверстия
чатого держателя оканчивается сегментом цилиндрического кольца,
опирающегося на наружную поверхность втулки 4 подшипников
(рис. 6.22), соосную с ведущим валом и установленную на одном или
двух шариковых подшипниках. Цилиндрические сегменты вильча-
тых плеч расположены в цилиндрических отверстиях, выполненных
в картере моста, который воспринимает все силы, направленные
наружу, в то время как подшипник (или подшипники) воспринимают
силы, направленные к центру.
Полуоси 24 (см. рис. 6.21), размещенные внутри кожухов 5, окан-
чиваются ведомыми коническими шестернями, зацепляющимися
каждая со своей ведущей конической шестерней 22 и 17 (см. рис. 6.22).
Вследствие этого полуоси 24 могут передавать крутящий момент при
разных угловых положениях, так как ось их вращения всегда совпа-
дает с осью ведомой шестерни главной передачи. Передаточное число
обеих главных передач одинаково, а крутящий момент к ведущим
коническим шестерням 22 и 17 подводится от дифференциала с цилин-
дрическими шестернями (см. рис. 8.17).
Передача такого типа имеет постоянный механический КПД при
любом угле установки полуоси в вертикальной плоскости и позво-
ляет применять жесткие полуоси с независимой подвеской ведущих
колес.
На рис. 6.23 представлена трансмиссия автомобиля высокой про
ходимости «Пинцгауэр» 14 I фирмы «Штейер-Даймлер-Пух», в кото-
ром применены качающиеся бесшарнирные полуоси, согласно
410
411
Рнс. 6.23
рис. 6.20. Разрез средней части моста показан на рис. 2.56, а плане-
тарной передачи заднего моста - на рис. 2.88.
На рис. 6.24 представлена старая конструкция шарнирно под-
вешенного ведущего моста легковых автомобилей «Мерседес-Бенц»,
основанная на схеме рис. 1.2, и. В этих конструкциях на весь веду-
щий мост применен только один шарнир.
414
Рис. 6.25. Задний ведущий мост с независимой подвеской автомобиля «Шкода-440»
и «Шкода-5445»
Типичным примером конструкции, соответствующей рис. 1.2, <?,
является задний ведущий мост с одношарнирными полуосями, при-
меняемый в легковом автомобиле «Шкода 440» (рис. 6.25). Трансмис-
сионный агрегат автомобиля «Шкода 1000 МВ» и «Шкода 5-100» [23*]
показан в разрезе на рис. 6.26, а полуось заднего моста показана
в гл. IV на рис. 4.35.
На рис. 6.27 показан задний ведущий мост с независимой подве-
ской легкового автомобиля «Триумф 2000», выполненный в соответ-
ствии с рис. 1.2, е Продольные рычаги в виде алюминиевых отливок
с помощью резиновых шарниров прикреплены к вспомогательной
V-образной раме. Конструкция с продольными рычагами получила
применение в заднем ведущем мосту автомобиля «Форд зефир» и
«Зодиак марк IV» (рис. 6.28).
Рис. 6.24. Задний ведущий мост с независимой подвеской и качающимися полу-
осями, применяемый в автомобилях «Мерседес-Бенц» моделей 190с, !80Dc, 2206,
22056, 220SE6, 2205Е6 купе (старая конструкция):
1 — корпус тяги; 2 — автоматический регулятор; 3 — тормозной барабан; 4 — телескопи-
ческий амортизатор; 5 — кронштейн поперечины; 6 — несущее плечо задней подвески; 7 —
Уравнительная пружина; 8 — картер заднего моста: 9 — сапун; 10 — резиновая подушка;
11 — спиральная пружина; 12 — кожух полуоси; 13 — гидравлический разделитель; 14 -
тормозная накладка; 15 — опорный диск тормоза; 16 — подшипник продольного балансира;
17 — фиксатор спиральной пружины; 18 — продольный балансир; 19 — тормозная тяга;
20 — резиновый фланец; 21 — карданный вал; 22 — коромысло; 23 — промежуточное
плечо; 24 — тяга ручного тормоза; 25 — резиновая оправка кожуха полуоси; 26 — ше-
стерня полуоси; 27 — сателлит; 28 — ведомая шестерня главной передачи; 29 — полуось;
30 — ведущая коническая шестерня; 31 — фланец карданной передачи; 32 — несущая труба
(с подшипником карданного шарнира): 33 — подвижный шарнир; 34 — точка вращения
415
Рис. 6.26. Трансмиссионный агрегат автомобилей «Шкода 1000 МВ» и
«Шкода S-100»
По схеме, приведенной на рис. 1.2, г, выполнен задний ведущий
мост с независимой подвеской спортивного автомобиля «Ягуар» мо-
дели X (см. рис. 4.40). Конструкция главной передачи с дифферен-
циалом повышенного трения показана на рис. 6.29. Применены двой-
ные поперечные рычаги и двухшарнирные полуоси.
Интересная конструкция ведущего моста типа «Де-Дион» при не-
зависимой подвеске задних ведущих колес применена в автомобилях
«Ровер-2000» (рис. 6.30).
При выборе ведущего моста типа «Де-Дион» необходимо главную
передачу прикрепить к основанию кузова и изолировать кузов от
шума. Эта проблема решается путем разнесения на большое расстоя-
ние точек крепления главной передачи. Одна из точек крепления
обычно располагается в передней части сильно вытянутого картера
главной передачи, а две других — на концах поперечно расположен-
ной стальной выштамповки, прикрепленной к приливам на задней
416
Рис. 6.27. Задний Jведущий мост с независимой подвеской автомобиля «Три-
умф-2000»:
а — главная передача и дифференциал; б — подвеска моста
поверхности картера главной передачи. Таким же способом снижены
нагрузки от реактивного момента, передаваемого опорами, что позво-
лило применить мягкие резиновые втулки для предотвращения пере-
носа вибраций на кузов. Задние опоры снабжены цилиндрическими
втулками, отдаленными друг от друга на 508 мм, третья опора, на-
ходящаяся на переднем конце удлинителя карданного вала, также
снабжена втулкой и отделена от прямой, проходящей через центры
задних опор, па 845 мм.
14 Яскеиич 3.
оо
Рис. 6.29. Главная передача и дифференциал повышенного трения спортивного автомобиля «Ягуар X»
419
Рис. 6.30. Задний мост легкового автомобиля «Ровер-2000»
ной деформации. Номинальное расстояние между осями этих втулок
равно 390 мм. Один конец штанги прикреплен болтами к основанию
кузова, а другой — к двум выступам, приваренным к задней поверх-
ности штампованной опоры, закрепленной на картере главной пере-
дачи.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Ansdale R. F. More fivespeed-manual gearboxes introduced in Europe; while
semi-automatic transmissions are becoming common in the USA; many locking dif-
ferentials under development. Automobil Engineer, 8 May 1970.
2. Gordon K. W. Design, evaluation and selection of heavy-duty rear axles.
SAE Transactions. Vol. 53, 1965, p. 5—35.
3. Jaguar Mark X. A high performance saloon of advanced design. Part I:.
Development of the power unit; description of the clutch, gearbox and final drive as-
sembly. Automobile Engineer, August 1963, p. 344—353.
4. Ledwinka E. Der Stcyer-Puch — Pinzgauer. Gelandewagen ATZ, 1972, Nr. 6,
S. 228—235.
5. Rover 2000. Part II. The clutch, gearbox, propeller shaft, final drive as-
sembly and the rear suspension system. Automobile Engineer, December 1963,
p. 508-516.
6. Triumph 2000. Part I. The engine, clutch, gearbox, propeller shaft and final
drive assembly. Automobile Engineer March, 1964.
7. ZF —» Achsen-Bauprogram. Zahnradfabrik Passau GmbH, 1977.
8. ZF — Pianeten Starrachsen fur Baumaschinen. Zahnradfabrik Passau GmbH.
9. ZF — Pianeten — Starr — und Tandemachsen fur Nuthfahrzeuge. Zahnrad-
fabrik Passau GmbH.
10. ZF — Achsen fur Baumaschinen, Kranfahrzeuge, Schlepper, Nutzkraftwagen
und Industriefahrzeuge. Zahnradfabrik Passau GmbH, 1977.
Кроме того, применение сильно вытянутого удлинителя позво-
лило уменьшить длину карданного вала и устранить промежуточный
подшипник. Так как полуоси не имеют шлицевого соединения, гори-
зонтальные нагрузки при поворотах передаются непосредственно на
главную передачу. Для облегчения осевой фиксации агрегата
применена поперечная штанга в виде трубы наружного диаметра
22,2 мм, концы которой снабжены резиновыми втулками ограничен-
420
ГЛАВА VII
ТИПИЧНЫЕ КОНСТРУКЦИИ ПЕРЕДНИХ
ВЕДУЩИХ МОСТОВ
В этой главе рассмотрено устройство типичных передних веду-
щих мостов автомобилей с приводом на все мосты и только на перед-
ний мост Привод ко всем мостам обычно предусматривается в авто-
мобилях высокой проходимости, а также в легковых и грузовых авто-
мобилях повышенной проходимости. В этих транспортных средст-
вах крутящий момент двигателя передается к раздаточной коробке
распределяющей крутящий момент по ведущим мостам автомобиля.
Привод к переднему мосту иногда используется в гоночных автомоби-
лях с независимой подвеской колес.
1. ПЕРЕДНИЕ ВЕДУЩИЕ МОСТЫ С ЖЕСТКОЙ
ПОДВЕСКОЙ КОЛЕС
В автомобилях высокой проходимости с жестким картером перед-
ний ведущий мост должен состоять из таких же частей, что и задний
ведущий мост. Это, очевидно, не относится к тем частям, которые
из-за дополнительных требований, предъявляемых к передним веду-
щим мостам, а именно: обеспечение возможности поворота автомо-
биля — должны иметь другую конструкцию. Поэтому передние веду-
щие мосты с жестким картером отличаются от задних ведущих мостов
с жесткой подвеской колес поворотными кулаками, позволяющими
осуществлять поворот колес, более коротким картером, закапчива-
ющимся шкворнями и полуосями, которые для обеспечения передачи
крутящего момента при повороте снабжаются шарнирами равных
угловых скоростей, расположенными по осям цапф поворотных ку-
лаков. Часто в связи с необходимостью размещения нижних частей
двигателя главная передача располагается несимметрично относи-
тельно геометрической оси автомобиля.
Жесткие ведущие мосты с одноступенчатой главной передачей.
На рис. 7.1 приведена схема конструкции управляемого моста с жест-
кой подвеской колес. Конструкция, показанная на рис. 7.1, а, может
быть снабжена простым карданным шарниром или шарниром равных
угловых скоростей. Если применить шарнир неравных угловых ско-
ростей, то будет неравномерная передача крутящего момента при
вращении колеса. Кроме того, неравномерность возникает тогда»
когда колесо наклоняется к опорной поверхности, а вал 1 управляв-
1 Трансмиссионные агрегаты, как в случае отключаемого природа к г ере/п-емУ
мосту, так и привода ко всем мостам, рассмотрены в работе [13*].
422
рис. 7.1. Конструкция привода управляемого колеса при зависимой подвеске колес
передне™ моста:
___непазрезной мост с карданным шарниром; б неразрезной мост с двойным карданным
шарнчром: 1 — наружная полуось; 2 — поворотный кулак; 3 — внутренняя полуось: 4 —
карданный шарнир: 5 — промежуточный вал
мого колеса наклоняется по отношению к полуоси 3. В современных
конструкциях переднего ведущего моста, соответствующих рис. 7.1,
а, почти всегда используют шарниры равных угловых скоростей.
В конструкции, показанной на рис. 7.1, б, два карданных шарнира
размещены симметрично относительно оси А А шкворня поворотного
кулака. Когда поворотный кулак поворачивается вокруг этой оси.
углы между промежуточным валом 5, валом 1 и полуосью равны,
и таким образом частота вращения остается постоянной.
I Автомобиль «Москвич-410». Жесткий передний ведущий мост
автомобиля высокой проходимости оснащен одноступенчатой кони-
ческой главной передачей, обычным коническим дифференциалом и
полностью разгруженными полуосями с шарнирами равных угло-
вых скоростей Вейс (рис. 7.2). В картер главной передачи вставлены
стальные кожухи, снабженные чашками, на которых установлены
поворотные кулаки.
Фирма «.Виккерс-Армстронгз (Анионз)». На рис. 7.3 показан
привод управляемого колеса в жестком переднем ведущем мосту
с шарниром равных угловых скоростей «Тракта» производства фирмы
«Виккерс-Армстронгз (Анионз)».
Фирма «Роквэлл-Стандарт» [21. Другая конструкция привода
жесткого переднего ведущего моста с шарниром равных угловых
скоростей «Вейс» показана на рис. 7.4.
Атомобилъ «Стар 66» [24*1. Примером конструкции, соответ-
ствующей рис. 7.1, о, является жесткий передний ведущий мост авто-
мобиля «Стар 66» (колесная формула 6x6), показанный на рис. 7.5.
Картер 1 переднего моста (рис. 7.5) выполнен из сварных штампо-
ванных листовых элементов. В средней части картера типа банджо
находится главная передача в своем картере 2, состоящая из ведущей
Конической шестерни 16 и ведомой конической шестерни 7. Ведомая
шестерня с помощью заклепок прикреплена к фланцу корпуса 10
Дифференциала. Внутри корпуса 10, образуемого двумя чашками,
соединенными между собой болтами 9, находится дифференциал,
включающий полу осевые шестерни 5 и 8 и чсие сателлита 6. Эти
423
сателлиты установлены парами на осях 14, расположенных перпен-
дикулярно друг другу, а концы осей зажаты чашками корпуса 10,
стянутыми болтами. Осевые силы, действующие на полуосевые ше-
стерни и сателлиты дифференциала, передаются на корпус через опор-
424
Рис. 7.4. Привод управляемого колеса фирмы «Роквелл-стандарт»
пне шайбы, выполненные из алюминистой бронзы. Корпус дифферен-
циала установлен на двух конических подшипниках 11, наружные
кольца которых закреплены в картере 2 главной передачи крышками
12; они прикреплены к картеру 2 болтами. Для фиксации подшип-
ника 11 в осевом направлении и для регулировки положения ведомой
шестерни главной передачи служат резьбовые кольца 13. Ведомая
шестерня главной передачи опирается на два конических подшип-
ника 22 и один цилиндрический подшипник 3. Эта шестерня вместе
с подшипниками располагается в стакане 17, который прикреплен
к картеру 2 болтами. Две кольцевые гайки 19 на валу ведущей кони-
ческой шестерни служат для поджатия подшипников 22. Кольцевые
гайки зафиксированы от отворачивания отгибными шайбами.
Вал ведущей конической шестерни уплотнен резиновым сальни-
ком 20, установленным в крышке 18. На шлицах вала ведущей кони-
ческой шестерни располагается фланец 21. Между фланцами картера
главной передачи и стакана 17 подшипников в месте их соединения
размещены регулировочные прокладки, которые служат для изме-
нения бокового зазора между ведущей и ведомой шестернями. Опор-
ный болт 15, установленный в картере передачи, служит для созда-
ния опоры ведомой конической шестерне в случае перегрузок.
В верхней средней части моста размещен сапун 4. Ступицы перед-
них колес приводятся в движение от полуосей, снабженных шарико-
выми шарнирами типа «Вейс». Ступица 37, отлитая из ковкого чу-
гУна, установлена на конических подшипниках 35 и 36, закреплен-
,1ЫХ на полой цапфе 32 поворотного кулака. Подшипники ступиц
поджимаются кольцевыми гайками, зафиксированными от самопро-
извольного отворачивания. Цапфа 32 прикреплена болтами к кольцу
Которое вместе с кольцом 28 образует поворотный кулак. Оба
| эТи Кольца скреплены болтами. Выполненный таким образом пово-
I Р^ньш кулак установлен с помощью конических подшипников 38 на
ДвУх шкворнях 39. Наружное кольцо подшипника вставлено в гнездо,
^полненное в соединенных кольцах 31 и 28. Другое гнездо подшип-
425
426
ника расположено симметрично в иижнеи части поворотного кулака.
Гнезда закрыты крышками 40 и 27, а верхняя крышка 27 левого
поворотного кулака имеет продолжение, образующее плечо пово-
ротного кулака, связанное посредством шарового пальца с продоль-
ной рулевой тягой 42. Короткие шкворни 39 (верхний и нижний)
приварены к сферической чашке картера 26, которая одновременно
является корпусом шарикового шарнира полуоси. Чашка 26 прикреп-
лена болтами к картеру 1.
Кольцо 28 выполнено в такой форме, что образует рамку поворот-
ного кулака. В нем установлен шаровой палец, соединяющий плечо
с поперечной рулевой тягой 30. Внутренняя полуось 25 имеет на
конце шлицы, которые входят в шлицевое отверстие полуосевой ше-
стерни дифференциала. Конец 34 внутренней полуоси также имеет
шлипьт, которые служат для соединения с фланцем 33. с помощью
которого крутящий момент от полуоси 34 передается иа ступицу 37.
Эти ступицы уплотнены резиновыми сальниками. Внутренняя полу-
ось с помощью шарнира «Вейс» 41 соединена с наружной полуосью.
Поворот колес ограничивается винтами 29, устанавливаемыми на
заводе.
Автомобиль «Стар 266» [37* ]. Передний мост (рис. 7.6) имеет
одинаковую с промежуточным и задним мостами главную передачу и
установку ступиц колес. К картеру переднего моста 1 болтами 21
прикреплены сферические чашки 2 со шкворнями 12. На этих шквор-
нях в конических подшипниках 13 установлены поворотные кулаки 3.
К верхней части поворотного кулака прикреплено плечо 27 поворот-
ного кулака, связанное с продольной рулевой тягой 28. К средней
части поворотного кулака прикреплен рычаг 36 рулевого привода,
связанный с поперечной рулевой тягой. В рычаг ввернут болт 37,
ограничивающий максимальный угол поворота передних колес.
К поворотному кулаку 3 болтами // прикреплена цапфа 4. На
цапфе установлены два конических подшипника ступицы колеса.
Полуоси шарнира 5 равных угловых скоростей типа «Берфилд»
одним концом установлены в шестерне полуоси дифференциала,
я другим — во фланце 6 полуоси, прикрепленном болтами к ступице
колеса. Полуось уплотнена сальником 19, а поворотный кулак —
сальником 23 и скребком 22. Передний мост не имеет блокировки
дифференциала. Крутящий момент к переднему мосту передается от
раздаточной коробки карданным валом с двумя карданными шарни-
рами. В раздаточной коробке включение привода к переднему мосту
осуществляется с помощью пневматического цилиндра, управляе-
мого соответствующим электропневматическим клапаном. О вклю-
чении привода к переднему мосту в кабине водителя сигнализирует
контрольная лампочка.
Автомобиль УАЗ-469Б. В советском грузопассажирском авто-
мобиле повышенной проходимости передний ведущий мост (рис. 7.7)
сконструирован так, что позволяет отключать привод к нему. На
сферической чашке 5 шкворней 9 установлен корпус 7, к которому
остами прикреплен тормозной диск и цапфа 13. На шлицевом конце
11аружной полуоси установлена подвижная муфта, позволяющая
427
12 13
428
Рис. 7.7. Привод передних управляемых колес автомобиля УАЗ-469Б:
1 — плечо поворотного кулака; 2 — чулок картера моста; 3 —салышк сферической чашки
картера; 4 и 15 — прокладки; 5 — сферическая чашка картера; 6 — шарнир «Вейс»
равных угловых скоростей; 7 — корпус шкворня; 8 — верхняя крышка шкворня; 9 — шкво-
рень; 10 пресс-масленка; 11 — установочный штифт; 12 — стопорные пружинные кольца;
13 — цапфа; 14 — ступица колеса; 16 — фланец наружной полуоси; 17 — демонтажный
болт; 18 — наконечник наружной полуоси (подвижная муфта); 19— болт наружной полу-
оси; 20 - установочный элемент; 21 — крышка наружной полуоси; 22 — гайка и стопор-
ная гайка; 23 — стопорная шайба; 24 — роликовые конические подшипники; 25 и 28, 37 —
опорная шайба: 26 — сальник; 27 — нижняя крышка шкворня; 29 — втулка шкворня;
10 — регулировочная прокладка; 31 — внутренняя обойма; 32 — разделительная обойма;
33 — кольцо-ск рсбок; 34 — наружная обойма; 35 — войлочный сальник; 36 — втулка
наружной полуоси; 38 — рулевая поперечная тяга; 39 и 41 — регулировочные гайки; 40 —
регулировочная муфта; 42 — ограничитель поворота колес; 43 — болты ограничения пово-
рота колес; 44 — поперечная тяга плеча поворотного кулака
(в зависимости от потребности) соединять или разъединять выходной
вал со ступ иней 14 колеса.
Жесткие передние ведущие мосты с двухступенчатой главной
передачей.
Автомобиль ЗИЛ-131 [5*1. На рис. 7.8 и 7 9 показана
конструкция жесткого переднего ведущего моста автомобиля
ЗИЛ-131. Главная передача переднего моста (рис. 7.8) прикреплена
к картеру моста с помощью вертикального фланца. Шестерни, диф-
ференциал, гнезда подшипников, фланец 24 ведущей конической
шестерни и все подшипники, за исключением подшипника переднего
конца вала 25, одинаковы с аналогичными элементами передачи зад-
него моста (см. рис. 8.30 и 8.31). Опорная шайба 22 внутреннего ко-
льца двухрядного конического подшипника имеет левую маслосгон-
иУю резьбу; на торцовой поверхности нанесена буква «Р». Во фланце
крышки 21 (рис. 7.8) стакана подшипников предусмотрено от-
верстие с резьбой, в которое ввернута пробка, предназначенная для
429
Рис 7.8 Двухступенча-
тая главная передача
жесткого переднего ве-
дущего моста автомо-
биля ЗИЛ-131:
1 — сапун; 2 — гайка KDe
пления крышки подтип
инка дифференциала, з
пробка контрольно! о от.
веретия; 4 — корпус диа'
ференциала; 5 — шестерня
полуоси; 6 — опорная шай
ба; 7 крышка подтип,
пика дифференциал.i; 8 __
стопор регулировочной
гайки; 9 — регулировоч-
ная гайка; 10 — картер
главной передачи, 11 у
сателлит; 12 — опорная
шайба сателлита; 13 _
крестовина; 14 и 20 — ста-
кан подшипников; 15 и
26 - регулировочные про-
кладки; 16 — ведомая цилин-
дрическая шестерня; 17 —
ведущая
шестерня; _г>__~
коническая шестерня; 19___
ведущая ионическая ше-
стерня; 21 — крышка ста-
кана подшипников; 22 —
опорная шайба; 23 — саль-
ник; 24 — фланец; 25 —
вал ведущей конической
шестерни; 27 — регулиро-
вочные кольца; 28 — крышка
Цилиндрическая
18 — ведомая
закрывания отверстия в картере сцепления при преодолении
брода.
Передний ведущий мост оборудован поворотными кулаками и
деталями рулевого привода. В основании рычага рулевого привода
в поворотный кулак ввернут упорный болт, ограничивающий угол
поворота колес. Полуоси 22 (рис. 7.9) переднего ведущего моста ос-
нащены шариковыми шарнирами равных угловых скоростей- На
ступицах шариковых шарниров расположены головки 32 (рис. 7.8)
для подвода воздуха к шинам колес. На наружных торцовых поверх-
ностях фланца полуоси установлен шинный кран 6. На верхних
стенках картера передачи находятся контрольные отверстия, закры-
тые пробками. Через эти отверстия можно контролировать состояние
зубьев конических шестерен и правильность пятна их контакта.
Регулировка подшипников и шестерен переднего ведущего моста
аналогична регулировке главной передачи промежуточного и зад-
него ведущих мостов. Особое внимание следует уделять регулировке
подшипников шкворня. В подшипнике шкворня переднего ведушег®
моста при регулировке создается предварительный натяг Крутя щии
момент, необходимый для плавного вращения подшипника шкворня,
должен составлять 5—6 Н-м, что соответствует силе 20—24 Н, при
ложе иной к отверстию рычага рулевого управления.
430
Подшипники должны смазываться маслом, указанным в карте
смазывания. Внутренняя полуось 22 (рис. 7.9) вынимается, сальник
20 корпуса шкворня снимается, а гайкн крепления прокладки кор-
пуса шкворня затягиваются до предела. Осевое перемещение подшип-
ников ие допускается. Осевой зазор можно проверить, не снимая
переднего моста с автомобиля. С этой целью следует поставить перед-
ний мост на опоры, отвернуть пробку 33 в нижней крышке 31 корпуса
щкворня, установить на крышке индикатор, упирая его ножку
в торцовую поверхность шкворня и, используя домкрат или рычаг,
попробовать приподнять вверх корпус шкворня. Движение стрелки
индикатора укажет осевое перемещение в подшипниках.
Для устранения осевого перемещения, возникающего в резуль-
тате износа подшипников, необходимо удалить определенное число
прокладок из-под нижией крышки, так как нижний подшипник
обычно изнашивается сильнее. Если после разборки узла окажется,
что износ подшипников приблизительно одинаков, то следует уда-
Рис 7.9. Привод управляемого колеса автомобиля ЗИЛ-131:
ступица; 2 — фланец; 3— цапфа; 4 — защитный кожух шланга подвода воздуха
Ru11JHKe колеса; 5 — канал подвода воздуха; 6 - - шинный кран; 7 — наружная гайка; 8 —
“«Утренняя гайка; 9 — установочная шайба; 10 — шланг подвода воздуха к шине; 11 — на’
И^кный уплотнитель; 12 — трубопровод подвода воздуха; 13 и 21 — уплотнители: 14 —
Ика 15 — опорный диск тормоза; 16 — колено; 17 — масленка; 18 - рычаг поворотного
ня аКа’ — регулировочные прокладки: 20 — сальник корпуса шкворня; 22 — внутрен-
не ” ?ОЛУ°СЬ с вилкой на конце; 23 — сферическая чашка; 24 — сальник внутренней полу-
— картер; 26 — кольцо сферической чашки; 27 — спускная пробка; 28 — заглушка;
ц корпус шкворня; 30 — нижние регулировочные прокладки; 31 нижняя крышка
<ворня; 32 — камера подвода воздуха; 33 — пробка: 34 — внутренний сальник
431
лить из-под верхней и нижней крышек одинаковое число прокладок.
При большом износе верхнего подшипника шкворня рекомендуем
поменять подшипники местами; в этом случае прокладки должны
быть удалены из-под верхней крышки. Устанавливая новые подшип-
ники, следует сначала изменить их монтажную высоту (от торцовой
опорной поверхности наружного кольца до опорной поверхности
внутреннего кольца). Общая толщина комплекта прокладок, установ-
ленных со стороны большего подшипника, должна быть больше ца
разность монтажных высот подшипников. Несоблюдение указанного
порядка установки регулировочных прокладок приводит к потере
соосности корпуса шкворня и шарикового шарнира. После оконча-
тельной регулировки новых подшипников в каждом комплекте про-
кладок должно находиться не менее 10 прокладок толщиной 0,1 мм.
Две прокладки толщиной 0,05 мм и одна прокладка толщиной 0,1 мм
должны быть установлены в комплекте прокладок со стороны кор-
пуса 29 шкворня, а остальные тонкие прокладки — со стороны
крышки 31 (или рулевого рычага 18). Это обеспечит получение гер-
метичного соединения. При регулировке необходимо несколько раз
провернуть корпус шкворня для того, чтобы ролики подшипников
заняли правильное положение между кольцами подшипников.
Отдельно следует рассмотреть регулировку подшипников ступиц
колес. При правильной регулировке конических подшипников сту-
пицы 1 (рис. 7.9) ступица должна свободно вращаться от руки бе.»
заметного биения. Проверка регулировки подшипников осущест-
вляется при снятом фланце 2 выходного вала. Чтобы отрегулиро-
вать подшипники ступиц колес, следует затянуть гайку 8 крепления
подшипника, а затем отпустить ее приблизительно на 1/5 оборота до
совмещения штифта фиксации гаек с ближайшим отверстием в сто-
порной шайбе.
Жесткие передние ведущие мосты с двухступенчатой разнесен-
ной передачей (коническая главная передача и приводы к колесам
моста). Автомобиль МАЗ-501. Показанный па рис. 7.10 жесткий
передний ведущий мост отличается выступающей передней осью,
снабженной головками, на которых установлены бортовые передачи
к ведущим колесам. Крутящий момент, вначале передаваемый кони-
ческой главной передачей и затем разделенный обычным коническим
дифференциалом, далее передается внутренними полуосями, борто-
выми передачами внешнего зацепления, двойными шарнирами и на-
ружными полуосями и реализуется на ступицах передних колес.
Автомобиль «Прага V3S» [20*1. На рнс. 7.11 показан привод
переднего управляемого колеса, в котором применена бортовая пере-
дача внешнего зацепления (с верхним положением ведущей шестерни)
в ступицах ведущих колес.
Автомобиль УАЗ-469. В переднем ведущем мосту (рис. 7.14
применены поворотные кулаки, внутри которых находятся шарнир j
равных угловых скоростей. Сферические чашки 8 картера прикреП1
лены болтами к рукаву 41 картера моста. На шкворнях 12 уставов
лены литые поворотные кулаки 14, составляющие одно целое с
432
433
тарами бортовых передач. Бортовая передача состоит из одной пары
цилиндрических шестерен внутреннего зацепления с прямыми
зубьями. Ведущая шестерня 32 бортовой передачи переднего моста
установлена на шлицах конца внутренней полуоси и вместе с под-
шипниками застопорена гайкой 19, которая после затяжки фикси-
руется керном в пазу резьбового конца. На шлицевых концах на
434
435
Рис. 7.13. Жесткий передний ведущий мост модели AL7 фирмы «Даймлер-Бенц»
(общий вид)
ружных полуосей установлены подвижные муфты 23, позволяющие
соединять или разъединять (в зависимости от потребности) наружную
полуось со ступицами колес.
Жесткие передние ведущие мосты с двухступенчатой разнесен-
ной передачей (с планетарными передачами в ступицах колес).
Фирма «Даймлер-Бенц» 121*]. Для автомобилей с приводом па все
колеса разработан передний мост с наружными планетарными пере-
дачами (рис. 7.13 и 7.14). Эта конструкция позволяет получить угол
наклона внутреннего колеса около 42°. Масляный резервуар плане-
тарной передачи и ступицы колеса в отличие от заднего моста отделен
от средней части. Осевые силы в шкворне воспринимаются подшип-
Рис. 7.14. Жесткий передний ведущий мост модели AL1 фирмы «Даммлер-ЬейЧ
(разрез)
436
рис. 7.15. Жесткий передний ведущий мост с планетарными передачами в ступицах
ведущих колес для грузовых автомобилей (модель ДРР-55С0) фирмы «Цанрадфабрик
пассау»
никами цапфы. Опоры шкворня заполнены маслом. В средней части
переднего моста имеется только ведомая коническая шестерня диа-
метром 233 мм. Шестерни планетарной передачи имеют ширину
около 31 мм. Представленный на рис. 7-13 передний ведущий мост
модели AL Т\ D —7 с планетарными передачами и номинальной
нагрузкой 63,7 кН выполнен с тремя разными передаточными чис-
лами главной передачи.
I Фирма «Цанрадфабрик пассау» [71. На рис. 7.15 представлен
жесткий ведущий мост грузового автомобиля. Этот мост имеет раз-
несенную передачу, причем вторая ступень выполнена в виде плане-
тарных передач, размещенных в ступицах колес. Конструкция моде-
ли APL-3052 показана не с шарниром равных угловых скоростей,
а с простым карданным шарниром (рис. 7.16).
Фирма «Циркстолл фордж инджиниринг» [25*1. Точно по схеме
рис. 7.1, б выполнен привод управляемого колеса, представленный
^ис- 7.16. Жесткий передний ведущий мост с планетарными передачами в ступицах
^ЛУЩих колес для тракторов (модель ZPL 3052) фирмы «Цанрадфабрик пассау»
437
Рис. 7.17. Жесткий передний ведущий мост фирмы «Киркстолл фордж инджини-
ринг» с двойными карданными шарнирами:
а — поперечный разрез; б — схема положений шарнира
на рис. 7.17. В мосту применены колесные передачи, размещенные
в ступицах ведущих колес. Каждая такая передача представляет
собой планетарную передачу, составленную из солнечной шестерни 4,
установленной на шлицах наружной полуоси /, сателлитов 6, за-
крепленных на пальцах 5, которые зафиксированы на водиле 5, и
шестерни 2 внутреннего зацепления, выполненной в крышке ступицы
колеса. Водило 3 запрессовано до цилиндрического бурта поворот-
ного кулака и застопорено от вращения шпонкой.
По краям моста применены два карданных шарнира, связанные
коротким промежуточным элементом. Так как вилки шарнира жестко
прикреплены к внутренней 7 и наружной 1 полуоси, то одна из этих
полуосей должна иметь возможность осевого перемещения. Эго
показано на рис. 7.17, б, где сплошными линиями обозначено поло-
жение колеса, установленного для движения вперед, а штриховыми
линиями — когда колеса повернуты. Хорошо видно, чго расстояние
XiF меньше, чем расстояние XY. Эта разница компенсируется сколь-
жением наружной полуоси 1, которая на правом конце установлена
в роликовом подшипнике и на левом --- на трех сателлитах. Отсут
ствие подшипника на левом конце обеспечивает равномерное распре
деление крутящего момента между тремя сателлитами.
438
Рис 7.18. Привод управляемого колеса в жестком переднем ведущем мосту мо-
дели ps фирмы «Роквелл-стандарт»:
а — старая медель; б — новая модель
Рис. 7.19. Жесткий передний ведущий мост модели /WV22E8 самосвала «Келбл»
Фирма «Роквэлл-Стандарпт» (США) [2]. На рис. 7.18 показана
конструкция привода управляемого колеса. Конструкция первой
ступени главной передачи такая же, как и в жестком заднем мосту
модели PR этой же фирмы (см. гл. VI).
Фирма «Келбл». На рис. 7.19 показан жесткий передний ведущий
мост самосвала KDV 22Е8, оборудованный двойными шарнирами и
планетарными передачами в ступицах передних колес.
2. ПЕРЕДНИЕ ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
С НЕЗАВИСИМОЙ ПОДВЕСКОЙ КОЛЕС
На рис. 7.20, а показана подвеска на двух рычагах, в которой
шкворень 5 соединяет оба рычага картера главной передачи. КаР'
данный вал 6 снабжен двумя шарнирами 1 н 3. Первый из них допу*
440
скает перемещение поворотного кулака при работе рулевого при-
врДа» а в соединении с другим обеспечивает вертикальное перемеще-
ние ходовой части. Так как расстояние между центрами карданных
шарниров не может быть постоянным, вал 6 должен иметь возмож- ’
I ность свободно перемещаться вдоль оси. Обычно одну из вилок кар-
данного шарнира делают скользящей по шлицам вала, на котором она
И установлена.
В примере, показанном на рис. 7.20, б, шкворень отсутствует.
Поворотный кулак установлен непосредственно иа рычагах 2 и 4 и
соединен с ними сферическими шарнирами, которые допускают как
поворот ведущего колеса, так и его вертикальное перемещение. Шар-
нир 3 должен опираться со стороны поворотного кулака на шарнир 1.
Расположение соединений обеспечивает правильное положение кар-
данных шарниров и промежуточного звена, что способствует по-
I стоянству передаваемой частоты вращения. На рис. 7.20, в показана
качающаяся полуось независимой подвески передних колес. Плечо
8, иа котором установлен поворотный кулак, имеет в картере глав-
I ной передачи шарнирную опору на оси 7. Здесь необходимы два кар-
| данных шарнира: шарнир 1 — для возможности осуществления по-
& ворота и шарнир 3 — для возможности качания плеча. Конструкция
не обеспечивает постоянства частоты вращения, если оба шарнира
не являются шарнирами равных угловых скоростей.
Привод управляемого колеса в ведущем мосту с независимой
подвеской колес автомобиля «Даймлер» показан на рис. 7.21. В сту-
пицах ведущих колес применены планетарные передачи, причем
Рис. 7.20, Схемы привода управляемого
колеса при независимой подвеске перед-
ней оси:
а — конструкция со шкворнем и рычагами
картера главной передачи; б — конструкция
без шкворня; в — конструкция с качающимися
полуосями; 1 и 3 — шарниры; 2 — верхний
рычаг подвески; 4 — нижний рычаг подвески;
5 — шкворень поворотного кулака с юлов-
кой; 6 — внутренняя полуось: 7 — ось шар-
нира; 8 — плечо; У — картер
ведомым элементом является водило, прикрепленное болтами к сту-
пице колеса через фланец. Использованы шарниры «Тракта».
На рнс. 7.22 показан передний мост с независимой подвеской
колес автомобиля «Хафлингер 700 АР» (фирма «Штейер-Даймлер-
Пух») с качающимися полуосями, которые со стороны колес снаб-
жены шариковыми шарнирами типа «Рцеппа», а со стороны главной
передачи — сухарными шарнирами [4].
Интересную попытку приспособить для передачи крутящег°
момента при независимой подвеске управляемых колес шарниры
«Вейс» представляет собой конструкция переднего ведущего моста
трехосного экспериментального автомобиля высокой проходимое
«Стар»(рис. 7.23). Этот передний мост1 проектировался инж. X. Фаии
1 Упомянутый передний мост стал основой для двух патентов (рессора с Р
лируемым предварительным натягом; привод к независимо подвешенным пер
колесам).
442
443
Рис. 7.23. Экспериментальный передний ведущий мост с независимой подвеской
трехосного автомобиля высокой проходимости «Стар»
хакеном из Бюро конструирования перспективных автомобилей
(В К Р Mot) [1] и отличается упругими элементами, являющимися
комбинацией пружин с бочкообразными резиновыми буферами и
шарниров «Вейс». Кроме того, здесь оригинальна конструкция кар'
тера ведущего моста. Это герметичная сварная конструкция, в к°
торой находятся главная передача и дифференциал, выполняющая
одновременно роль поперечины, прикрепленной к раме автомобиля.
Мост снабжен дисковыми тормозами, расположенными вблизи глав
ной передачи, неподвижные части которых прикреплены к кро
штейнам, приваренным к поперечине—картеру. Таким обра
тормоза не нагружают ведущих колес, и иеподрессоренные мае
444
гветственно малы. Передний мост вместе с телескопическими амор-
гаторами и спроектированным для данной конструкции рулевым
явлением с разрезанной в трех местах поперечной тягой образует
ведущую тележку, которая монтируется отдельно, подводится под
автомобиль и крепится к раме. На рис. 7.23 виден сварной картер глав-
ной передачи с кронштейнами рессор, прикрепленных к двум пло-
скостям каждого лонжерона рамы автомобиля. Применение допол-
нительной поперечины — картера способствует увеличению жест-
кости конструкции рамы. Составные рычаги (верхний кованый и
нижний сварной) образуют вместе со сферической чашкой и карте-
ром моста конструкцию с одним ведущим колесом, обеспечивающую
правильное движение колеса в поперечной плоскости с минималь-
ным изменением угла наклона колеса и, соответственно, малым из-
менением колеи передних колес. Геометрия направляющего устрой-
ства подобрана так, чтобы при движении по неровностям не возни-
кали чрезмерные гироскопические моменты, нагружающие рулевое
^правление, чтобы управление было легким, а наклон на поворотах
Балым.
| Для привода независимо подвешенных и одновременно управляе-
мых передних ведущих колес потребовалось применение шарниров
[равных угловых скоростей, обеспечивающих равномерное качение
колес при больших углах поворота. В существующих конструкциях
I встречаются разные шарниры, чаще всего двухкарданные и”«Тракта»,
отличающиеся значительными размерами и невысоким’ КПД. В по-
следнее время в автомобильных конструкциях, особенно в легковых
автомобилях с передним приводом, применяются более эффективные,
ио и более дорогие шарниры «Берфилд». В рассматриваемой^конст-
рукции применено оригинальное решение, связанное с приспособле-
нием для передачи крутящего момента при независимой подвеске
управляемых колес шарниров «Вейс», применяемых до сих пор для
привода управляемых колес жесткого переднего ведущего моста.
Г Привод иа ведущие управляемые колеса осуществляется посред-
ством коротких валов, которые с одной стороны с помощью шлицов
| Соединены с шестернями полуосей, а с другой — прикреплены к вил-
кам внутренних карданных шарниров. Между вилкой шарнира и
торцовыми поверхностями вала вставлен диск, представляющий со-
бой подвижную часть дискового тормоза. Шариковые подшипники
в корпусе и крышке, прикрепленной к корпусу, удерживают валы
I полуосевых шестерен от осевого перемещения. Сальники в крышках
предотвращают вытекание масла. Подвижные в осевом направлении
шлицевые соединения связывают внутренние (карданные) шарниры
с наружными шариковыми. Шариковые шарниры установлены по-
средством вкладок в сферической чашке, представляющей собой
Часть поворотной стойки, связанной с рычагами направляющего
Устройства. Таким образом, через поворотную стойку передаются
осевые силы, т. е. конструкция, сохраняя достоинства шарикового
шарнира (высокий КПД, малые наружные размеры, простоту изго-
товления), оказывается свободной от основного недостатка — неспо-
собности передавать большие осевые силы.
445
стяжная пружина тормозных колодок; 22 — диск колеса
Поворотный кулак установлен на конических подшипниках
шейки поворотной стойки, благодаря чему поворот ведущих колес
осуществляется без трения элементов, передающих осевые силы.
Важной конструктивной особенностью является сам упругий эле-
мент, представляющий собой рессору с регулируемым предвари-
тельным напряжением. Используются три разных упругих элемента:
одна винтовая пружина и бочкообразный резиновый буфер, две кон-
центрические пружины и бочкообразный резиновый буфер и одна
винтовая пружина с дополнительной резиновой рессорой в виде двух
бочек. Два варианта рессоры представлены на рис. 7.23. Во всех
случаях в состав рессоры входят верхние и нижние опоры, связан-
ные между собой втулкой н стержнем. Втулка служит в качестве
направляющей для внутренней пружины, имеющей определенную
тенденцию к вспучиванию. Предварительный прогиб пружины (или
пружин) регулируется путем ввертывания и вывертывания штифта
из нихней опоры. Сжатие пружины ограничивается бочкообразным
резиновым буфером, а растяжение — штоком, установленным на
конце штифта. Нижняя опора снабжена пальцами, входящими в о>
верстия в верхнем рычаге, а верхняя опора имеет отверстие, через
которое проходит стержень кронштейна рессоры. Рессора как одно
целое монтируется отдельно, после него вставляется в верхний Ры I
чаг и крепится к кронштейну картер а-поперечины
446
Рис, 7,25. Передний ведущий мост с независимой подвеской автомобиля «Пинц-
гауэр» фирмы «Штейер-Даймлер-Пух»
447
В ведущих мостах грузовых автомобилей «Татра» применяются
внутренние полуоси, которые имеют только по одному шарниру]
равных угловых скоростей со стороны ведущих колес. На рис. 7.24
показан передний ведущий мост [15*] грузового автомобиля
«Татра-111». Конструкция главной передачи и дифференциала перед,
него моста такая же, как н обоих задних мостов (см. рис. 6.22 и
8.16), отсутствует только блокировка дифференциала. Передача кру-
тящего момента на передние управляемые колеса осуществляется
двойными шарнирами. На наружный конец чулка 7 картера моста
напрессован и затем приварен вильчатый держатель, верхний и ниж-
ний пальцы которого установлены в отверстиях цапфы 19. Шестерня
вращается относительно оси пальцев вильчатого держателя 15. Шкво-
рень установлен на двойных игольчатых подшипниках 5 и 17. Вер-
тикальные реакции колеса воспринимаются шариковым шарниром
установленным между опорным вкладышем нижнего пальца вильча-
того держателя 15 и вкладышем шейки 19 поворотного кулака. На
пальцах поворотного кулака использованы шариковый и роликовый
подшипники для установки ступицы колеса, которая посредством
фланца 1 связана с наружной полуосью.
На рнс. 7.25 показан передний ведущий мост с независимой под-
веской легкого многоцелевого автомобиля «Пинцгауэр» фирмы
«Штейер-Даймлер-Пух». Выполнение моста с ведущей цилиндриче-
ской шестерней бортовой передачи, расположенной выше оси веду-
щего колеса (так называемый П-образный мост), обеспечивает боль-
шой просвет под картером главной передачи. Передний ведущий
мост до фланца поворотного кулака тот же самый, что и задний мосг,
представленный в гл. II на рис. 2.57.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Fajnhaken Н. Przednia os napqdowa samochodu terenowego z nezaiezne za
wieszonymi kierowanymi kolami jezdnymi. Biuletyn Informacji Technicznej Prze-
myslu Motoryzacyjnego, Warszawa, 5/1966.
2. Field maintenance manuals. Rockwell-Standard Corporation, Transmission
and Axle Division. Detroit, Michigan.
3. Ledwinka E. Der Steycr-Puch-cPinzgauer». Gelandewagen «ATZ» 1972. Nr. 6,
S. 228-235.
4. Steyer-Puch Haflinger. Front double-reduction final drive, the suspension
system, steering brakes and bodies. Automobile Engineer, July 1962, p. 248—255.
5. ZF — Planeten — Lenkachsen fur Baumaschinen Zahnradfabrik Passau GmbH.
6. ZF — Lenkachsen fur Schlepper. Zahnradfabrik Passau GmbH.
7. ZF — Planeten — Lenkachesen fur Nutzfahrzeuge. Zahnradfabrik Passau
GmbH.
8. ZF — Aschen — Bauprogram. Zahnradfabrik Passau GmbH, 1975.
лАВА VIII
рЕДУЩИЕ МОСТЫ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
I Потребность в автомобилях большой грузоподъемности с одной
стороиы, а также ограничение нагрузок на дорогу - с другой, вы-
нудили конструкторов обратить внимание на многоосные транс-
портные средства. Увеличение грузоподъемности путем добавления
I третьего моста оказывается очень выгодным н позволяет увели-
чить грузоподъемность автомобилей на 50—100 %. Если иметь
в виду, что собственная масса транспортного средства при
добавлении третьего моста растет в значительно меньшей сте-
пени, чем грузоподъемность (всего на 20—25 %), то получае-
мые весовые показатели очень выгодны. Пусть двухосный автомо-
биль средней грузоподъемносги имеет весовой показатель около 1,4,
то в трехосном варианте показатель повышается более чем до 1,7.
В результате изложенного выше появилось много грузовых ав-
томобилей большой грузоподъемности с колесной формулой 6 ч4,
6 ;2, 8 '.4 и даже 8\2. Особую популярность такие решения полу-
чили в Англии, Франции, Швеции и в определенной степени в ФРГ.
В настоящее время такие автомобили производят фирмы АЕС, «Бед-
форд», «Лейланд», «Торникрофт», «Берли», «Савием», «Магирус»,
«Альфа ромео», «Скаиия-вабис», «Вольво» и другие (в ПНР модель
«Ельч-316»). В настоящее время почти каждое крупное автомобиле-
строительное предприятие имеет среди своего ассортимента трехос-
ные шасси, выполненные на базе двухосных и используемые в самых
различных областях применения.
В зависимости от назначения можно различать грузовые автомо-
били, предназначенные для эксплуатации на автострадах и грузовые
автомобили с повышенной, по сравнению с двухосными, проходи-
мостью. К первым можно отнести автомобили с колесной формулой
6 <2, ко вторым - автомобили 6 ч4 и 6 >:6. Колесная формула 6 х4
используется, когда преобладает эксплуатация на твердых дорогах.
Колесная формула 6 хб применяется при необходимости значи-
тельного повышения проходимости и эксплуатации преимущественно
иа бездорожье. Многоосные автомобили высокой проходимости
с колесной формулой 6 >.6 или 8 -'.8 применяются независимо от упо-
мянутых условий.
1- ТРАНСМИССИЯ АВТОМОБИЛЕЙ С КОЛЕСНОЙ
ФОРМУЛОЙ 6X2
Главным достоинством колесной формулы 6 х2 является ее про-
| стота, поскольку трансмиссия такого автомобиля почти не отли-
чается от базового автомобиля с колесной формулой 4 >,2. Конструк-
15 Яскевич 3 449
Рис 8.1. Шасси грузового автомобиля А83 (колесная формула 6 X 2), автомобиля, разработанного конструкторским бюро перс-
пективных автомобилей (BKPMot, Польша)
0021 П I* OSLL
Рис. 8.3. Шасси трехосного грузового автомобиля «Мерседес-Бенц» модели LP333
тивная связь трехосного автомобиля с двухосным очень удобна так
как позволяет конструировать трехосный автомобиль с колесной
формулой 6 \2 так, что кроме рамы и дополнительной опорной оси,
а также тормозной системы и электрооборудования все остальное
остается без изменений. Эти изменения вызывают незначительный
рост расходов, в связи с чем стоимость автомобилей с колесной фор-
мулой 6 >'2 выше стоимости базового автомобиля с колесной форму-
лой 4 \2 только на 10—20 %.
Отрицательным качеством колесной формулы 6 ;<2 является по-
ниженное отношение нагрузки задних колес к полной допустимой
массе, в связи с чем автомобили такой конструкции должны экс-
плуатироваться только на дорогах с твердым покрытием. В автомо-
билях с колесной формулой 6 х2 чаще всего применяют промежуточ-
ный ведущий мост (рис. 8.1 и 8.2), хотя иногда используют привод
только к заднему мосту (рнс. 8.3). На рис. 8.1 показана трансмиссия
польского автомобиля с колесной формулой 6 х2 и приводом только
к промежуточному мосту. В подвеске задних мостов использованы
полуэллиптические листовые рессоры, опирающиеся на равнопле-
чие уравнительные рычаги.
На рис. 8.2 показана другая конструкция трехосного восьмй-
тонного автомобиля с приводом только к промежуточному мосту-
В этой конструкции применена экспериментальная подвеска ДЛЯ
обоих задних мостов, подобно той, которая используется в грузовых
автомобилях «Вольво», «Скания вабис», а также во многих англиИ-
452
К *х автомобилях. Промежуточный ведущий mocj подвешен на двух
С1<П'говЫХ полуэл литических рессорах, задние концы которых опи-
^ются на прикрепленные к раме рычаги. На другом конце каждого
Ра чага находятся направляющие, в связи с чем дополнительная пара
-пес играет роль третьей оси в обычной системе. На рис. 8.3 пока-
ь°но шасси автомобиля «Даймлер-Беиц» с двумя управляемыми мо-
^\ми и одним ведущим. Этот автомобиль, применяемый для длитель-
с ‘ поездок, отличается хорошей боковой устойчивостью четырех
Управляемых колес, однако снижение отношения нагрузки задних
^<олес к полной допустимой массе автомобиля создает препятствие
для применения этого автомобиля на бездорожье.
2. ТРАНСМИССИЯ АВТОМОБИЛЕЙ С КОЛЕСНОЙ
ФОРМУЛОЙ 6X4 И 66
В трехосных автомобилях с колесной формулой 6 4 и 6 6
применяют два типа приводов к задним мостам: последовательный,
при котором передача крутящего момента от раздаточной коробкн
к задним мостам осуществляется с помощью одного карданного вала,
состоящего из нескольких отрезков, и параллельный — с примене-
нием двух отдельных валов, выходящих из раздаточной коробки.
2.1. ПАРАЛЛЕЛЬНЫЙ ПРИВОД АВТОМОБИЛЕЙ С КОЛЕСНЫМИ
ФОРМУЛАМИ 6X4 И 6X6
Параллельный привод двух задних мостов обычно выполняется
в соответствии со схемами, показанными на рис. 8.4. В конструкции,
приведенной иа рис. 8.4, могут применяться конические, гипоидные
или червячные («Бюссинг») передачи. Конструктивное выполнение
параллельного привода в автомобиле с колесной формулой 6/6
показано на рис. 8.5 и 8.6. В этих конструкциях для крепления обоих
задних ведущих мостов применена качающаяся тележка. В конструк-
ции параллельного привода промежуточного и заднего ведущих
мостов автомобиля высокой проходимости «Стар 66» картеры мостов
выполнены так же, как и переднего (описан в гл. VII). Различие за-
ключается в следующем. Задний и промежуточный мосты (рис. 8.7)
имеют устройства для блокировки дифференциалов, а полуоси не
имеют шарниров. Оба моста соединены с рамой посредством реактив-
ных штанг. На промежуточном мосту закреплены карданные шар-
ниры привода заднего моста.
Ступицы колес с помощью конических подшипников установлены
на несущих трубах, запрессованных в картер моста. В осевом на-
правлении подшипники фиксируются кольцевыми гайками, засто-
поренными от самоотвинчивания. Ступицы передних и задних колес
одинаковы. Блокировка дифференциала основана на непосредствен-
ном соединении корпуса / дифференциала с полуосью 2. Для этой
служит кулачковая муфта. Неподвижная часть кулачковой
Уфты 4 закреплена на шлицах шейки корпуса /. Эта часть зафикси-
рована от перемещения винтом 3. На шлицах 2 полуоси установлена
453
Рис. 8.4. Схемы параллельного привода автомобиля с колесной формулой 6X6:
1 — межосевой дифференциал; 2 — муфта отключения переднего моста
подвижная часть 5 муфты. Для передвижения части 5 служит пара
рычагов 6, поворачиваемых на валике 7 с плечом 8. Блокировка
ведущих мостов осуществляется с помощью системы рычагов и тяг
с места водителя в кабине (рис. 8.8). Ручной рычаг и собачка 2 соеди-
нены с тягой 5, выполненной из стального троса. Трос протянут
вдоль рамы автомобиля на роликах 4 и прикреплен другим концом
к рычагу 5, который вращается на пальце 6. В рычаге имеются два
гнезда, в которых установлены сухари 7 двух тяг 8 и 9, зацепленных
другими концами за отверстия в плечах блокирующих устройств на
промежуточном и заднем мостах. Для регулировки положения рЫ'
чага 5 служит упорный болт 10.
454
Рис. 8.5. Трехосный автомобиль высокой
проходимости «Стар-66» (колесная фор-
мула 6X6)
455
456
2
Рис. 8.8. Механизм управления блокировкой дифференциала:
j — рычаг управления; 2 — собачка; 3 — тяга; 4 — ролик; 5 — рычаг; 6 — палец; 7 —
сухарь; В и 9 — тяги; 10 — упорный болт
В автомобиле «Стар-660 Mh> блокировка промежуточного и зад-
него мостов осуществляется с помощью пневматики. К картерам
мостов прикреплены пиевмоцилиндры блокировочного механизма
дифференциала (рис. 8.9), подключенные к вспомогательному ре-
зервуару. Воздух к цилиндру 1 подводится после перестановки ры-
чага запорного клапана (рис. 8.10), находящегося на раме капота
двигателя со стороны водителя. Рычаг, направленный вдоль трубо-
провода вперед, соответствует закрытому клапану (блокировочный
механизм выключен), а установленный поперечно, в сторону сиденья
водителя, — открытому положению (блокировочный механизм
включен). После включения блокирующих устройств шток 2
(рис. 8.10) выходит и рычаг, надавливая на кнопку сигнализатора 5,
включает красную лампочку на щитке приборов в кабине водителя.
Воздух, подводимый к цилиндру при движении штока, фильтруется,
проходя через лабиринтный фильтр, расположенный на стенке
пневмоцйлиндра со стороны картера.
Промежуточный и задний мосты автомобиля «Стар-266» 137*],
подвешены на общих рессорах, закрепленных в кронштейнах карте-
ров мостов. Установка мостов на реактивные штанги, закрепленные
11 а сферических шарнирах (по 3 шт. на каждый мост), не допускает
перемещения их в горизонтальной плоскости. Максимальное откло-
нение мостов от рамы вниз ограничено тросами. Передний мост под-
вешен на двух листовых рессорах с двумя телескопическими аморти-
457
Рис. 8.9. Пневмоцилиндр механизма блокировки дифференциала автомо-
биля «Стар-660 М1»:
I — рабочий цилиндр механизма блокировки; 2 — шток; 3 — кнопка включения сигнали-
затора
заторами. Оба моста тележки приводятся от раздаточной коробки,
причем промежуточный мост — с помощью одного карданного вала,
а задний мост — с помощью двойного карданного вала через про-
межуточную опору, закрепленную на промежуточном мосту.
В картере 1 (рис. 8.11) главной передачи запрессованы чулки 2
картера моста, дополнительно усиленные электрозаклепками.
К фланцам чулков картера болтами 36 прикреплены задние цапфы 3.
В картере главной передачи на двух конических подшипниках 9
установлен дифференциал с ведомой шестерней главной передачи,
состоящей из корпуса 4, двух выходных шестерен 5, четырех сател-
литов 6 и крестовины 7. Подшипники 9 установлены в картере со
съемными крышками 10, прикрепленными болтами 13.
Положение в^картере дифференциала вместе с ведомой кони-
ческой шестерней можно регулировать гайками 12. С ведомой коии-1
Рис. 8.10. Клапан включения механизма блокировки дифференциала авто
мобиля «Стар-660 М\»
458
459
и w
77777777/7, 777'’7/77 7/77/7,77
Рис. 8.12. Конструктивная схема параллель,
ного привода «Лэфли»:
1 и 2 — промежуточные валы; 3 - к^рдацнце
шарнир; 4 н 14 — валы, связывающие раздаточну’А
коробку с передним ведущим мостом; 5 счл<>вов
блок (двигатель, сцепление, коробка передач
раздаточная коробка); б и 13 — карданные валЬ|ч
соединяющие раздаточную коробку с задними вед ’
щими мостами; 7 плечи; 8 рессоры; 9 пром,
«уточный вал; 10 — главная передача: И ш;1Д
нир; 12 промежуточные валы
ческой шестерней зацепля&гся ведущая
шестерня 17, установленная на двух
конических подшипниках 19 и одном
цилиндрическом 20. Ведущая и ведомая
шестерни имеют спиральные зубья типа
«Глисон». Конические подшипники 19
ведущей шестерни установлены в ста-
кане 18, прикрепленном к картеру. На
шлицах ведущей шестерни располагается
фланец 23 крепления карданного вала,
уплотненный двумя сальниками 22,
вставленными в крышку 21.
Шестерни 5 полуосей установлены в
корпусе дифференциала подвижно и
имеют шлицевые отверстия, в которые
входят полуоси 30 полностью разгру-
женного типа. Фланец полуоси прикреп-
лен к ступице 31 колеса гайками шпи-
лек 33. Ступицы колес установлены на
двух конических подшипниках 34, за-
фиксированных гайкой 35. Эти гайкн
служат также для устранения зазора,
появляющегося в подшипниках. Ступи-
цы колес уплотнены сальниками 38, а
полуоси — сальниками 39. Дифферен-
циал можно блокировать от силового цилиндра 24, в котором нахо-
дятся поршень 27, шток 26 и пружина 28. К штоку приварена вилка,
передвигающая муфту блокировки 25 со штифтами. Цилиндр блоки-
ровки прикреплен к крышке 42 картера.
К цилиндру 24, состоящему из собственно цилиндра, поршня 27
и штока 26, через электропневматическнй клапан подводится сжа-
тый воздух (управляемый выключателем на щитке приборов в ка-
бине водителя). Под давлением воздуха поршень 27 вместе со шт0'
ком 26 перемещается, вызывая зацепление штифтов муфты 25 с от-
верстиями шестерни полуоси, в связи с чем вращение шестерни отно-
сительно корпуса дифференциала становится невозможным.
В табл. 8.1 приведен перечень материалов, применяемых для Iе'
талей ведущих мостов автомобиля «Стар-266».
На рис. 8.12 показана конструктивная схема привода «Лэфли«
Двигатель и сцепление находятся в одном блоке с коробкой 5 пере
460
8.1. Материал основных деталей ведущих мостов автомобиля «Стар-266»
461
дач. Этот блок содержит две коробки передач системы «Тандр*^.
одна коробка имеет четыре передачи вперед и одну назад, а другая ’
двухступенчатая, что позволяет получить восемь передач впер»Л
В коробке находятся дифференциал и шестерни для передачи крутя*
щего момента к карданным валам. Валы 4 и 14 связывают выходные
валы коробки передач с промежуточными валами 2 и 1, установлен-
ными в подшипниках жесткого переднего моста, который соединен
с рамой с помощью листовых рессор.
Поворотные кулаки обычные, причем карданные шарниры 5
позволяют управлять передними колесами. Задние колеса имеют
независимую подвеску и закреплены иа плечах 7, шарнирно уста-,
новленных внутренними концами на валах 12, которые закреплены
на кронштейнах, прикрепленных к центральному элементу рамы.
Конические шестерни 10 передают крутящий момент к полуосям от
промежуточных валов 12, аналогичных валам / и 2. Валы 12 кониче-
ских шестерен связаны между собой промежуточными карданными
валами 9. Промежуточные карданные валы соединены валами 6 и 13
с выходными валами коробки передач. Каждый из валов 6, 13 и р
имеет на одном конце карданный шарнир, а иа другом конце -
скользящее соединение, которое обеспечивает движение плеч 7
вверх или вниз вокруг оси 11 шарниров. Так как промежуточные
валы 12 расположены вблизи оси 11 шарниров, то неравномерность
вращения карданных шарниров невелика. Продольные листовые
рессоры 8 в середине опираются на шипы рамы и соединены с пле-
чами 7 на концах, в результате чего воспринимают нагрузку от ве-
дущих колес.
2.2. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНЫЙ ПРИВОД АВТОМОБИЛЕЙ С КОЛЕСНЫМИ
ФОРМУЛАМИ 6X4 И 6X6
В современных конструкциях задних ведущих мостов автомо-
билей с колесными формулами 6 <4 и 6>' 6 последовательный привод
осуществляется довольно разнообразно (рис. 8.13). Для последова-
тельного привода применяют одноступенчатые, двухступенчатые,
двухскоростные и составные главные передачи. Используются ци-
линдрические, конические, гипоидные и червячные передачи. Наибо-
лее простым является привод, показанный на рис. 8.13, а, выпол-
ненный в виде червячных главных передач. Промежуточный вал,
соединяющий червяки обеих главных передач, снабжен двумя кар-
данными шарнирами и шлицевым соединением. Применение верх-
них червячных передач позволяет увеличить дорожный просвет
в транспортных средствах высокой проходимости (в легковых автомо-
билях и автобусах применяются нижиие червяки — см. гл. II, п. 2.2)-
В конструкции, показанной на рис. 8.13, б, для того чтобы пере-
давать крутящий момент на промежуточный карданный вал. вторУ^И
ведущую шестерню располагают сзади промежуточного моста»
а чтобы колеса обоих мостов тележки могли вращаться в одном И
том же направлении, ведомая шестерня главной передачи заднего!
моста установлена с противоположной стороны ведущей шестерни* ।
462
Крутящий момент к обоим задним мостам (промежуточному и зад-
нему) передается ведущей и ведомой шестернями промежуточного
м°СТа> в связи с чем конструкция этих ведомых шестерен сложна.
В конструкции, показанной на рис. 8.13, в, применяемой фирмой
«Киркстолл», ведущая гипоидная шестерня промежуточного моста
^полнена полой и позволяет подводить крутящий момент к заднему
ОстУ- Подобная конструкция, но с двухступенчатой главной пере-
дачей, показана на рис. 8.13, г. Выполнение конструкций по рис. 8.13,
и г без шарниров может быть осуществлено только при независи-
463
мой подвеске колес. В конструкции, показанной на рис. 8.13
карданный вал расположен над осями ведущих конических шестерен’
а крутящий момент передается вниз с помощью цепных или зубуа’!
тых передач. При применении этой конструкции увеличивается длин"
промежуточного карданного вала и уменьшается наклон карданньЛ
шарниров. Эта конструкция спроектирована и усовершенствована
фирмой FVD.
В конструкции, показанной на рис. 8.13, е, промежуточный мост
имеет цилиндрический редуктор с передаточным числом 1 и кониче-
скую передачу, а в заднем мосту применена одноступенчатая главная
передача.
На рис. 8.13, ж показана конструкция, применяемая в американ-
ских автомобилях. Раздаточная коробка закреплена на раме, и кру-
тящий момент передается набором шестерен к нижнему валу, концы
которого с помощью карданных шарниров соединены с валами веду,-
щих конических шестерен. Эти валы снабжены реактивными кожу-
хами, которые прикреплены к картеру раздаточной коробки с по-
мощью шарика и сферического корпуса, внутри которого находятся
карданные шарниры, вследствие чего скользящие соединения здесь
излишни. Длину трубы реактивного кожуха невозможно сделать боль-
шой, не увеличивая расстояния между осями ведущих мостов, вслед-
ствие чего углы наклона оси шарниров велики. Используются также
шарниры равных угловых скоростей, хотя целесообразность их при-
менения в этой конструкции сомнительна.
На рис. 8.13, з показана передача, применяемая в шестиколесных
транспортных средствах фирмы «Скэммел». Здесь первая ступень
передачи выполнена с помощью пары конических шестерен, хотя
с успехом может быть использована и червячная главная передача
(см. рис. 8.57). Привод к ведущим колесам осуществляется с помощью
набора шестерен, размещенных в качающемся корпусе. Конструкции,
подобные применяемой фирмой «Скэммел», используются фирмой
«Заурер»' которая вместо набора шестерен, принятого в конструкции
«Скэммел», использовала для привода карданные валы. В этом слу-
чае ведущая коническая шестерня, закрепленная на конце полуоси,
зацепляется с двумя коническими шестернями, установленными на
продольных валах, закрепленных, в свою очередь, в качающемся
корпусе. На наружные концы этих валов установлены другие кони-
ческие шестерни, которые зацепляются с коническими шестернями,
прикрепленными к валам ведущих колес. Отдельно следует упомя-
нуть последовательный привод задних мостов автомобиля «Татра»,
схематично представленный на рис. 8.13, и. Конструктивное выпол-
нение этого привода показано на рис. 8.16.
Трансмиссии автомобилей с колесной формулой 6; 6 могут быть
как с межосевым дифференциалом, так и без него. В автомобилях»
работающих в условиях бездорожья, когда каждое из колес работает
со значительным скольжением, межосевой дифференциал можя°
не применять. Для автомобилей, работающих на хороших дорогах»
желательно использовать межосевой дифференциал. В трансмиС'
сиях автомобилей с колесной формулой 6X6 дифференциалы при^Ч
464
яются довольно редко из соображений упрощения и удешевления
11 ого наиболее популярного автомобиля высокой проходимости.
ДедИ конструкций, представленных на рис. 8.13, для применения
ежосевого дифференциала очень удобна конструкция на рис. 8.13, а
рис. 8.14). Несмотря на очень большие трудности, связанные
* применением межосевого дифференциала, он встречается в кон-
струкции, показанной на рис.8,13,ж, но, так как автомобиль предназ-
начен для эксплуатации в условиях бездорожья, можно обойтись
и без межосевого дифференциала.
3. ЗАДНИЕ ВЕДУЩИЕ МОСТЫ В ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОМ
ПРИВОДЕ
3.1. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ С ОДНОСТУПЕНЧАТОЙ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
В СРЕДНЕЙ ЧАСТИ
3.1- 1- Червячная главная передача
Самой простой, хотя и редко применяемой в настоящее время,
конструкцией является привод двух мостов тележки с червячными
главными передачами. На рис. 8.14, а показана червячная главная
передача промежуточного ведущего моста с червяком, расположен-
ным сверху. Червяк в промежуточном мосту установлен на двух
конических подшипниках, образующих расходящуюся систему.
Они воспринимают осевую силу, действующую иа червяк, и часть по-
перечной нагрузки. Роликовый подшипник с другой стороны червяка
воспринимает только поперечную нагрузку. Осевой зазор в кониче-
ских подшипниках устанавливается с помощью дистанционного
кольца, расположенного между внутренними кольцами, которые,
в свою очередь, поджимаются ступицей вилки карданной передачи.
Наружные кольца подшипников устанавливаются в стакане, снаб-
женном фланцем, с помощью которого стакан крепится к картеру
главной передачи. Корпус дифференциала имеет обычную установку.
На рис. 8; 14, б показана червячная главная передача заднего
моста с червяком, размещенным сверху. В принципе она имеет та-
кую же конструкцию, как и главная передача промежуточного моста,
За исключением установки червяка, который в этом случае имеет
Другое расположение подшипников. Цилиндрический подшипник
находится спереди, а два конических с большим углом конуса —
сзади. Две гайки и стопорная шайба надежно прижимают внутрен-
ние кольца конических подшипников к плоскости уступа вала чер-
вяка, в то время как дистанционное кольцо, расположенное между
ннмн, обеспечивает сохранность осевого зазора в подшипниках.
Для автомобилей, работающих на хороших дорогах, для надле-
жащего распределения крутящего момента между обоими мостами
Слежки желательно применение межосевого дифференциала. Меж-
иевой дифференциал может быть установлен в приводе двух после-
Ювательно расположенных червяков, как показано на примере кон-
СтРукции фирмы «Ассошиэйтид иквипмент» (рис. 8.15). Вал 1 с по-
465
Рис. 8.14. Конструкция последовательного привода мостов с помощью червячных
главных передач:
а — промежуточного моста; б — заднего моста
мощью карданного шарнира связан с выходным валом раздаточной
коробки. На правом шлицевом конце вала установлена четырехшй'
новая крестовина 2. На шипах этой крестовины свободно вращаются
сателлиты 3, удерживаемые на месте обоймой 4, внутри которой вьт*
466
полнена шаровая опора для' взаимодействия со сферическими по-
верхностями сателлитов. Обойма 4, в свою очередь, удерживается
иа месте перекрывающими частями зубьев выходной шестерни 5. Эта
шестерня выполнена совместно с валом 6, который с помощью кар-
данного шарнира связан с карданным валом, передающим крутящий
момент к третьему ведущему мосту.
3-1.2. Главная передача с двумя ведущими
и двумя ведомыми коническими шестернями
На рис. 8.16 показан средний ведущий мост автомобиля
«Татра-111» (задний мост показан на рис. 6.22, а общая конструкция
обоих мостов — на рис. 8.17). Крутящий момент от раздаточной ко-
робки передается к задним ведущим мостам с помощью вала 2, кото-
рый посредством вала 3 соединен с водилом цилиндрического диффе-
ренциала, состоящего из двух солнечных шестерен и двух пар са-
теллитов. Солнечные шестерни установлены на полом валу 19 при-
вода ведущих конических шестерен. Солнечная шестерня 23 имеет
шлицевое соединение с валом 19, а шестерня 21 свободно вращается
иа этом валу. Четыре сателлита установлены на осях в корпусе диф-
ференциала. Ширина зубчатого венца сателлита больше ширины
венца солнечной шестерни, так что каждая пара сателлитов находится
в зацеплении с солнечными шестернями и между собой. На торцовой
поверхности солнечной шестерни 21 имеется кулачковая муфта, с по-
мощью которой она соединяется с шестерней 20, свободно вращаю-
щейся на валу 19. Шестерня 15 установлена на шлицах вала 19.
1аким образом, крутящий момент через водило дифференциала, са-
теллиты 7, шестерню 23 и вал 19 передается на ведомую шестерню
правой полуоси, а через сателлиты 7, шестерню 21 - на ведомую
Шестерню левой полуоси.
Для достижения правильного зацепления ведущих конических
Шестерен с ведомыми следует поддерживать точно расстояние между
едущими коническими шестернями 20 и 15, равное 444tJ;JJ мм.
° расстояние между торцами шестерен со стороны больших диа-
467
и 17 Схема последовательного
P'Lr 'идущих мостов грузо-
ГРГО автомобиля «Татра-111»:
в° пиФФеренциал промежуточного
.4 дифференциал заднего
г1оста. ___ ведущий вал от дополни-
M°cTSLa коробки; 2 — корпус диф-
теЛ «гнала- 3 — солнечная шестерня
*е₽=пй полуоси; 4 - солнечная ше-
"р пня левой полуоси; 5 и 6 - сател-
стер^л7 _ палец сателлита; 8 — зуо-
муфта между солнечной шестер-
ч левой полуоси и ведущей коии-
•«* ой шестерней левой полуоси; 9
4 -шая коническая шестерня левой
ne vocir Ю — ведомая коническая
шестерня левой полуоси; 11 - вал
“inviuHX конических шестерен; /2 —
2™мая коническая шестерня пра-
»пй полуоси; 13 - ведущая коническая
шестерня правой полуоси; 14 - вал,
соединяющий ведущие мосты; 15 -
Sm полуось; 16 - вильчатый
прожатель кожуха правой полуоси;
у? ___ кольцо крепления вильчатых
держателей кожухов полуосей; 18 —
вильчатый держатель кожуха левой
полуоси; 19 — левая полуось; 20 —
ведомая коническая шестерня правой
полуоси
метров. При сборке это расстояние устанавливается регулировоч-
ными прокладками, которые размещаются между уступом на валу 19
и торцовой поверхностью шестерни 20.
3.1.3. Проходная главная передача с конической
или гипоидной ведущей шестерней
На рис. 8,18 показана старая и новая конструкции главной пере-
дачи промежуточного ведущего моста тележки фирмы «Киркстолл
фордж инжиниринг». Вторую ступень передачи моста образуют
планетарные передачи, расположенные в ведущих колесах. В старой
конструкции, показанной на рис. 8.18, а, применена обычная блоки-
ровка дифференциала с помощью зубчатой муфты, а в новой конст-
рукции (рис. 8.18, б) — с помощью многодисковой муфты (см. гл. III,
п. 10.2). В обеих конструкциях предусмотрена очень мощная опора
Для ведущей гипоидной шестерни, выполненная в виде двух кониче-
ских подшипников спереди и цилиндрического роликового подшип-
ника сзади. Вследствие смещения оси ведущей шестерни относительно
°си ведомой шестерни, проходной вал, передающий крутящий мо-
мент к заднему мосту, проходит над полуосью промежуточного ве-
дущего моста.
468
Многодисковая муфта в конструкции, показанной на рис. 8.18, б,
Размещена в передней части межосевого дифференциала в удлинен-
°и передней крышке промежуточного моста. По сравнению с кон-
тРукцией, показанной на рис. 8.18, а, эта крышка длиннее. В обеих
инструкциях в переднем конце крышки расположены двойной саль-
ик перед шариковым подшипником и межосевой дифференциал.
Дичие в передней части корпуса дифференциала, который в пре-
469
Рис. 8.18. Гипоидная главная передача промежуточного проходного моста фирмы
«Киркстолл фордж инжиниринг» с межосевым дифференциалом:
а — старая конструкция; б — новая конструкция
дыдущей конструкции (рис. 8.18, а) был откован как одно целое
с входным валом, а в новой конструкции (рис. 8.18, б) представляет
собой отдельную отливку. Он имеет передний выступ, в котором рас-
положена муфта, и представляет собой ее ведущий элемент. С этой!
целью на нем нарезано 29 эвольвентных шлицов.
Общей частью заднего конца входного вала является фланеД.
служащий в качестве переднего конца крышки муфты, к которой |
прикреплен шестью болтами. Подобно тому, как в конструкции, по-
казанной на рис. 8.18, а, откованная задняя часть корпуса дифФ^
ренциала охватывает утолщение, находящееся сзади выходной
шестерни, которая установлена на шлицах удлиненной ступицы ре'
дущей гипоидной шестерни.
। Блокировка межосевого дифференциала в конструкции, поК^
занной на рис. 8.18, б, осуществляется посредством осевого перем |
470
я проходного вала. Так как проходной вал имеет осевой зазор,
11®’оединительный фланец в задней части моста может перемещаться
пР1шЛицам. Другими словами, необходимо разместить и зафиксиро-
л° ь ступицу фланца, а не проходной вал, как в конструкции на
ра‘, 8-18, а. Поэтому в новой конструкции применен подшипник
Р1 щегс’диаметра. Кольцевая гайка прижимает внутреннее кольцо
выступу на утолщении фланца. Фланец в новой конструкции пло-
к ий а не с углублением как в предыдущей конструкции, что позво-
с еТ уменьшить консоль между задним подшипником и карданным
лапниром и сохранить длину промежуточного карданного вала.
ш Для размещения блокирующего устройства дифференциала в но-
пой конструкции удлинена задняя крышка картера моста. Перед
шлицевой частью диаметр проходного вала несколько увеличивается,
образуя фланец. На вал напрессован разъемный радиально-упорный
шарикоподшипник, внутреннее кольцо которого упирается в уступ
вала. Наружное кольцо подшипника заключено в зажимное кольцо
из ковкого чугуна, составляющее одно целое с упорами; они контак-
тируют с плечами вилки, удерживая таким образом зажимное кольцо
и наружное кольцо подшипника от вращения. Вилка также выпол-
няется из ковкого чугуна и устанавливается на шлицах поперечного
вала, который опирается на два подшипника, запрессованных
в крышку. С правой стороны вала поперек крышки закреплен рычаг
управления, связанный с вспомогательной пневмосистемой.
~^едовательном
^ощению к оси
HbIM числом,
ПоРы. На I
3.1.4. Коническая или гипоидная передача,
установленная спереди
В конструкции, показанной на рис. 8.19, для подвода крутя-
щего момента к промежуточному ведущему мосту использованы три
цилиндрические шестерни. Межосевой дифференциал распределяет
крутящий момент, причем к промежуточному мосту передается по-
средством цилиндрических шестерен, а к заднему — посредством
проходного вала. Задний ведущий мост, очевидно, оборудован
только одноступенчатой главной передачей. Входной вал (рис, 8.19,
с)> представляющий собой одновременно корпус дифференциала,
Установлен на двух шариковых подшипниках. Косозубая цилин-
дрическая шестерня, передающая крутящий момент к главной пере-
даче промежуточного моста, имеет спереди опору в корпусе межосе-
вого дифференциала, а сзади — в виде однорядного шарикового
подшипника. Промежуточная шестерня опирается на два конических
ПоДШипника, находящихся на неподвижной оси и образующих рас-
^одящуюся систему. Наружные кольца этих подшипников вставлены
отверстие ступицы промежуточной шестерни, а внутренние кольца
*Ст|Новлены на неподвижной оси.
Рис- 8.19, б показана главная передача заднего моста при
приводе. Она занимает переднее положение по
моста и имеет гипоидную передачу с одним переда-
причем ведущая гипоидная шестерня имеет две
8.20 показаны конструктивные изменения рассмо-
471
Рис. 8.19. Конструкция последовательного привода двух ведущих мостов с рас-
положенными спереди ведущими гипоидными шестернями фирмы «Роквелл-стан-
дарт»:
а — одноступенчатая главная передача промежуточного моста с тремя входными цилиндр иI
ческими шестернями промежуточной передачи и коническим межосевым дифференциалом»
б — одноступенчатая гипоидная передача заднего моста
тренных передач, проведенные фирмой «Роквэлл-стандарт». Модель 2
(рис. 8.20, б) имеет несколько отличий от модели / (рис. 8.20, а), вне*
сепиых для улучшения действия межосевого дифференциала. В пе-
редней части корпуса дифференциала добавлен масляный черпак-
В крышке межосевого дифференциала и в крышке приставки отлиты
масляные перегородки. В корпусе приставки и в средней части кар*
472
Рис 8.20. Конструктивные изменения последовательного привода двух ведущих
мостов тележки фирмы «Роквелл-стандарт»:
° - первый вариант; б — второй вариант
тера просверлены сливные масляные отверстия. Кроме того, улитко-
образные части корпуса выполнены как цилиндрические и без окон.
Масло, захватываемое черпаком, поступает через отверстия межосе-
вого дифференциала к передней части корпуса.
Конструкции межосевых дифференциалов для передач моделей
2 иЗ показаны на рис. 8.21. В конструкции модели 3 (рис. 8.21, б)
вместо кулачковой муфты на задней выходной шестерне межосевого
Дифференциала применены шлицы, верхняя ведущая шестерня и
передвижной фланец муфты. Произведены некоторые незначитель-
473
Рис. 8.23. Тележка двух ведущих мостов с планетарными передачами в ступицах
колес фирмы «Роквелл-стандарт»
подшипников. Положение ведущей гипоидной шестерни регули-
руется путем увеличения или уменьшения толщины прокладок или
длины дистанционной втулки между внутренними кольцами подшип-
ников. Однако это требует определенных изменений в закаленном
конусе дистанционной втулки, чтобы не уменьшался предваритель-
ный натяг подшипников.
Ведомая гипоидная шестерня прикреплена к чашке корпуса диф-
ференциала. Обе чашки корпуса закреплены с помощью двух кони-
ческих подшипников на кронштейнах .картера. Предварительный
иатяг регулируется с помощью кольцевых установочных гаек.
Боковой зазор регулируется только перемещением ведомой ше-
стерни. Это осуществляется путем отворачивания одной устано-
вочной гайки и заворачивания иа тот же угол противоположной
гайки
Внутри межосевого дифференциала задний конец вала привода
заднего моста помещен в шлицы задней выходной шестерни, пере-
дающей крутящий момент к заднему мосту. Передняя выходная ше-
стерня дифференциала нарезана непосредственно иа задней части
ведущей шестерни промежуточной передачи. Межосевой дифферен-
циал может быть заблокирован или разблокирован с помощью меха-
низма переключения, который передвигает кулачковую муфту по
входному валу (см. рис. 8.22, б). Кулачковая муфта зацепляется
с соответствующими зубьями на передней части ведущей шестерни
промежуточной передачи. Управление механизмом переключения
осуществляется из кабины водителя. Если выполненный таким обра-
зом привод ведущих колес будет иметь планетарные передачи в сту-
пицах колес, то, очевидно, получится ведущий мост с двухступенча-
той разнесенной передачей (рис. 8.23). Такой мост имеет картер (при1
крепленный болтами к картеру типа банджо), в котором распола-
гается первая ступень передачи моста, выполненная в виде кони46'
476
ской или гипоидной передачи, закрепленной в центре моста Вторую
ступень передачи моста образуют планетарные передачи с прямозу-
быми цилиндрическими шестернями, встроенными в ступицы ведущих
колес.
В конструкции, показанной на рис. 8.24, фирмы «Итон экслз»
(Великобритания), промежуточный ведущий мост имеет одноступен-
чатую главную передачу с промежуточной передачей на входе с пере-
даточным числом 1, а задний мост - одноступенчатую главную пере-
дачу. Применен межосевой дифференциал, распределяющий крутя-
щий момент по ведущим мостам тележки. В случае необходимости
получения больших передаточных чисел главной передачи приме-
няют планетарные передачи, размещенные в колесах. Такая кон-
струкция, выполненная фирмой «Итон», применяется в некоторых
автомобилях, например «Форд Т-950». Очевидно, в этом случае ис-
пользуется двухступенчатая разнесенная передача. Полная техниче-
ская характеристика серии ведущих мостов (в тележке тандем)
фирмы «Итон» помещена! гл ./IX.
Рис, 8.24. Конструкция последовательного привода двух ведущих мостов тележки
(модель 30DS) фирмы «Итон экслз» (Уоррингтон):
ВаТ одноступенчатая главная передача промежуточного моста; б - одноступенчатая глав-
ПеРеДача заднего моста; 1 — полуось заднего ведущего моста; 2 — ведомая шестерня
залр11 °Й 11СРеДачи заднего моста; 3 — полуось промежуточного моста; 4 — вал привода
Чил РГ° моста; 5 — шестерня привода заднего моста; 6 — межосевой дифференциал; 7 —
оСе ивДрическая косозубая шестерня; 8 — входной вал; 9 — механизм блокировки меж
КО||И°Г° Дифференциала; 10 — ведомая цилиндрическая косозубая шестерня; 11 — ведущая
г<'1ави,'йКая шестерня главной передачи промежуточного моста; 12 — ведомая шестерня
Ьедупт пеРеДачи промежуточного моста; 13 — дифференциал промежуточного моста; 14 —
коническая шестерня заднего моста; 15 — дифференциал заднего моста
477
Рис. 8.21. Межосевой дифференциал в последовательном приводе сдвоенных веДУ
щих мостов фирмы «Роквелл-стандарт»:
а — первого и второго варианта; б — для третьего варианта; 1 — шлицы
рис. 8.22. Конструкция последовательного привода ведущих мостов фирмы «Рок-
велл-стандарт»:
а — продольный разрез одноступенчатой главной передачи с входной цилиндрической пере-
дачей и межосевым дифференциалом: б — механизм управления межосевым дифференциалом
ные изменения в самом межосевом дифференциале и в корпусе при-
ставки, средняя часть картера не изменялась. |
Межосевой дифференциал может быть включен или выключен
с помощью переключателя, который перемещает муфту по шлицам
вала привода заднего моста. Управление механизмом переключения
осуществляется с помощью селектора или рычага из кабины води-
теля, и его можно включить или выключить в любых условиях ра-
боты. Когда межосевой дифференциал включен (не заблокирован),
то он заменяет два моста проходным ведущим узлом типа тандем.
На рис. 8.22 показан ведущий узел промежуточного ведущего мо-
ста в последовательном приводе фирмы «Роквэлл-стандарт». Главная
передача одноступенчатая, так как промежуточная передача, выпол-
ненная из двух шестерен, имеет передаточное число /. Применены
гипоидная передача и конические шестерни в межосевом дифферен-
циале. Этот узел отличается от других, закрепленных спереди
ведущих узлов проходного типа фирмы «Роквэлл-стандарт», отсут-
ствием промежуточного моста и соответствующей шестерни в проме-
жуточной передаче (см. рис. 8.19 и 8.20). Правильное направление
вращения гипоидных шестерен в конструкции, показанной на
Рис. 8.22, достигается применением ведущей шестерни с правым на-
правлением линии зуба и креплением ведомой шестерни с противо-
положной стороны от ведущей (см. рис. 8.19 и 8.20), по сравнению
с предыдущими конструкциями.
Входной вал закреплен на двух шариковых подшипниках в не-
разъемном картере и боковой крышке. Вал привода заднего моста
- тановлен на шлицах в задней части дифференциала и опирается
а шариковый подшипник в заднем стакане, закрепленном в задней
Ве^1Ц1ке« Мнений ведущий вал главной передачи с нарезанной на нем
Ка гипоидной шестерней установлен на конических подшипни-
зак ”атяг подшипников регулируется и поддерживается с помощью
аленной дистанционной втулки между внутренними кольцами
475
Рис. 8.25. Конструкция последовательного привода двух ведущих мостов телеяй01
фирмы «Лейланд моторз»:
а одноступенчатая коническая главная передача промежуточного моста с межосевь,м
дифференциалом; б — коническая главная передача заднего моста
478
Рис
о 4 ?'26 Промежуточный ведущий мост модели НОТ фирмы «Даймлер-Бенц»:
дРичегн^лЙ ®ид: 6 ~ РазРез по колесной передаче и конической главной передаче с цилин-
кой промежуточной передачей
479
Рис. 8.27. Тележка двух ведущих мостов фирмы «Цанрадфабрик пассау»:
а — промежуточный мост с промежуточной цилиндрической передачей; б — задний веду-
щий мост
На рис. 8.25 показан привод двух задних мостов в тележке тандем
фирмы «Лейланд мсторз». В промежуточном ведущем мосту приме-
нена цилиндрическая передача с передаточным числом 1 и коническая
передача с передаточными числами 1,391; 1,750 и 2,235. Вторую сту-
пень передачи моста образует планетарная передача с передаточным
числом 3,46, расположенная в ступицах колес, в связи с чем полные
передаточные числа разнесенной передачи моста составляют соот-
ветственно 4,82, 6,06 и 7,74. На рис. 8.26. а показан общий вид веду*
щего моста модели HD7 фирмы «Даймлер-Бенц». Этот мост приме-
няется в качестве промежуточного ведущего моста в трехосных авто-
мобилях. Разрез главной и колесной передачи помещен па рис. 8.26, о.
Конструкция двух ведущих мостов в тележке тандем с планетарным11
передачами в ступицах колес производства фирмы ZF (для автоМОа
бильных кранов) показана на рис. 8.27. т
На рис. 8.28 показан общий вид тележки тандем модели 2255 Н
с одноступенчатой главной передачей, применяемой в грузовых авто-
мобилях ДАФ-1800 и ДАФ-2000 (максимальная нагрузка на >'1оС
тандем 114 кН).
480
рис. 8.28. Тележка двух ведущих мостов модели 2255Т, применяемая в грузовых
автомобилях ДАФ 1800 и ДАФ 2000
3.2. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ С ДВУХСТУПЕНЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
В СРЕДНЕЙ ЧАСТИ
3.2.1. Коническая и гипоидная передачи без межосевого
дифференциала, установленные сверху
На рис. 8.29, а и б показана конструкция последовательной пере-
дачи крутящего момента к двум мостам тележки, выполненная в виде
двухступенчатых главных передач фирмой «Роквелл-стандарт».
В этих конструкциях первая ступень передачи моста выполнена
либо в виде конической передачи (рис. 8.29, а), либо гипоидной
(рис. 8.29, б), вторая - в виде прямозубой или косозубой цилиндри-
ческой. Межосевой дифференциал в этой конструкции не приме-
няется .
Передний и задний концы проходного вала и ведущая шестерня
в конструкции с конической передачей установлены на конических
подшипниках. Предварительный натяг этих подшипников регули-
руется с помощью пакета прокладок, расположенного между обрабо-
танными торцовыми поверхностями картера главной передачи и
кРЬ1щки подшипников. Соединительные муфты или фланцы, закреп-
ленные на проходном валу с помощью гаек, прижимаются к кольцам
Подлинников или к ведущей конической шестерне, установленной
На шлицах проходного вала. Проходные валы в конструкции с гипо-
идной передачей имеют иа переднем конце опору в виду конических
Подшипников в крышке, а на заднем конце — в виде цилиндрического
п°ДШипннка. Предварительный иатяг подшипников регулируется
Помощью закаленной прецизионной дистанционной втулки между
[Путренним или наружным подшипниками, причем эти подшипники
1/816
481
Яскевич 3.
Рис. 8.29. Конструкция последовательного привода двух ведущих мостов с двухступенчатой главной передачей фирмы «Рок-
велл-стандарт»
30 3f 32 33 30
1
484
зафиксированы на шейках вала большими гайками. Соедини-
тельные муфты и шарниры закреплены на проходном валу от-
дельными гайками.
На рис. 8.30 показана конструкция заднего и промежуточ-
ного мостов автомобиля высокой проходимости ЗИЛ-131.
Конструкция главных передач заднего и промежуточного
мостов показаны на рис. 8.31. Двухступенчатые главные пе-
редачи состоят из пары спирально-конических шестерен и
пары косозубых цилиндрических шестерен. Передаточное число
конической передачи 1,727, а цилиндрической 4,25 (общее пе-
редаточное число главной передачи моста 7,339). Передачи
заднего и промежуточного мостов, показанные на рис. 8.31,
расположены сверху по отношению к картеру моста и при-
креплены к нему с помощью горизонтального фланца. Разница
между задним и промежуточным мостами следующая.
На обоих концах проходного вала промежуточного моста
расположены фланцы 29 и 33 для крепления карданных ва-
лов. Фланец 33, большего размера, установлен на переднем
конце вала, а фланец 29 — на заднем конце. Двухрядный
конический подшипник 31 закрыт крышкой 28 с сальником.
Опорная шайба 30 внутреннего кольца конического подшип-
ника имеет правую маслосгонную резьбу и на торцовой по-
верхности — пометку в виде буквы «S».
На переднем конце вала ведущей конической шестерни
главной передачи заднего моста расположен фланец 21, ко-
торый имеет такие же размеры, как фланец 29 заднего конца
проходного среднего моста. На заднем конце вала главной пе-
редачи заднего моста вместо фланца установлены дистанцион-
ная втулка 26 и двухрядный конический подшипник, а конец
вала закрыт крышкой. Опорная шайба 27 масляного канала не
имеет. Остальные элементы заднего н промежуточного мос-
тов — одинаковые. На шейках полуосей заднего и промежу-
точного мостов установлены головки 22 (см. рис. 8.31). Мо-
мент трения проходного вала в подшипниках должен находиться
в пределах 0,8—1,6 Н м, что соответствует силе 12,7—-26,5 Н,
приложенной к отверстию фланца 21 (для передачи проме-
жуточного моста — к отверстию меньшего фланца 29). Этот мо-
мент можно проверить с помощью динамометра. Измерять
момент следует при непрерывном плавном вращении в одну
сторону и не менее чем после пяти оборотов вала. При этом
подшипники должны быть смазаиы смазочным материалом,
Указанным в карте смазывания. При проверке момента трения
ведущей шестерни главной передачи промежуточного моста 1
крышка 28 подшипника должна быть снята, что бы центровоч-
ный выступ стакана 25 подшипников вышел из выемки крыш-
ки и сальник не создавал бы сопротивления вращению ше-
стерни.
—----------
То же самое относится и к заднему мосту.
485
I
Я)
Рис. 8.31. Двухступенчатая главная передача промежуточного и заднего ведущих
мостов автомобиля ЗИЛ-131:
а — задний мост; б — промежуточный мост; 1 - стопор гайки; 2 — регулировочная тайка; I
3 — картер главной передачи; 4 — пробка сливного отверстия; 5 — ведомая коническая
шестерня; 6 — шпонка; 7 — опорное кольцо; 8 — ведущая цилиндрическая шестерня; 9 —
стакан; 10, 24, 32 — регулировочные прокладки-.'"И — крышка подшипника; 12 и 31 —
конический двухрядный подшипник; 13 — Дистанционное кольцо; 14 — ведомая цилиндри-
ческая шестерня; 15 — опорная шайба сателлита; 16 — сателлит; 17 — крестовина; 18 — I
шестерня полуоси; 19 — опорная шайба шестерни полуоси; 20 — фланец корпуса диффе-
ренциала; 21, 29 и 33 — фланцы крепления карданных валов; 22 — проходной вал: 23-1
ведомая коническая шестерня; 25 — стакан подшипников; 26 — дистанционная втулка;
27 — опорная шайба; 28 — крышка стакана подшипников; 30 — маслоотражатель; 54—1
сальник
Подшипники ведущей конической шестерни следует регулиро-
вать путем подбора регулировочных прокладок 32 необходимой
толщины, которые расположены в количестве 2 шт. между внутрен-
ними поверхностями подшипников. На заводе регулировочные про-
кладки изготовляют следующих толщин: 7,25; 7,30; 7,40; 7 50;
7,60; 7,70; 7,80 и 7,85 мм. После окончательной регулировки под-
шинников гайка крепления фланца ведущей шестерни должна
быть затянута и застопорена шплинтом. Момент затяжки должен
составлять 200—250 Н-м. При затягивании гайки необходимо,
провернуть ведущую шестерню, чтобы ролики подшипников заняли
правильное положение между коническими поверхностями кслеш
Двухрядный конический подшипник 12 ведущей цилиндрическом
шестерни 8 поставляется изготовителем с подобранными дистанЦИОШ
ними кольцами 13 и не требует дополнительной регулировки. Эле
менты этого подшипника не взаимозаменяемы, поэтому перестанови
элементов с одного подшипника на другой и взаимная перестанови I
внутренних колец недопустимы. Дистанционное кольцо 13, пСЛ<
ченное на торцовой поверхности буквой V, должно быть установлен I
со стороны помеченного торца наружного кольца. Момент затяя|?
486
и крепления подшипника 12 должен равняться 200—250 Н-м,
г д«ем эта гайка стопорится в одной из канавок нарезанного конца
^Ведущая коническая шестерня 23 и ведомая шестерня 5 подби-
тСЯ на заводе в комплект по пятну контакта и боковому зазору,
Ра .рабатываются и клеймятся порядковым номером комплекта,
оме того, в процессе работы автомобиля взаимодействующие
естерии взаимно прирабатываются, и поэтому в случае необхо-
111 мости' замены заменять следует обе шестерни одновременно,
заново смонтированные конические шестерни должны иметь один
порядковый номер комплекта.
п ^5сли устанавливаются новые конические шестерни главной
передачи, то следует отрегулировать пятно контакта и боковой
зазор- Пятно контакта на обеих сторонах зуба ведомой шестерни
должно соответствовать данным табл. 2.2. На ведущей конической
шестерне пятно контакта может доходить до верхней кромки зуба.
Пятно контакта получается при вращении ведущей шестерни в обе
стороны при одновременном подтормаживании рукой ведомой ше-
стерни.
Боковой зазор должен находиться в пределах 0,15—0,40 мм
в широкой части зуба, что соответствует биению фланца 21 ведущей
конической шестерни в пределах 0.18—0,48 мм на окружности
расположения отверстий под болты и при неподвижной ведомой
шестерне. В главной передаче промежуточного моста производится
замер на меньшем фланце 29. Боковой зазор следует’ проверять ие
менее чем для четырех зубьев ведомой шестерни, расположенных
приблизительно на равных расстояниях по окружности.
Устанавливая новые шестерни главной передачи, необходимо
расположить регулировочные прокладки 24 общей толщиной 2 мм
под фланец стакана 25 подшипников ведущей конической шестерни.
Затем необходимо отрегулировать боковой зазор, перемещая ведо-
мую шестерню и уменьшая число прокладок 10 под фланцем стакана 9
подшипника ведомой шестерни, после чего проверить пятно контакта.
Если при этом правильное положение пятна контакта не достигается,
то необходимо переместить коническую шестерню так, как показано
в табл. 2.2, уменьшив число прокладок под фланцами стакана под--
шипников ведущей конической шестерни и стакана подшипника ве-
домой шестерни. После окончательной регулировки в каждом ком-
влекте прокладок должно быть не менее двух прокладок толщиной
’ мм. Тонкие прокладки должны быть расположены по обе стороны
мплекта в целях получения герметичного, непротекающего соеди-
няя Болты крепления стаканов и крышек подшипников после
г °НЧательной регулировки должны быть затянуты; момент затяжки
б0л^в равен 58,8-79,5 Н-м.
би(/ СЛя шестерни в результате износа зубьев имеют повышенный
так°Е°й зазоР в зацеплении, то эти шестерни не следует регулировать,
ШеСгКак это нарушило бы правильность зацепления. Конические
рег,.еРни Должны работать до полного износа без дополнительной
^Улировки. Если увеличение бокового зазора произошло вслед-
487
ствие износа конических подшипников, то боковой зазор
уменьшить, вынув для этого несколько прокладок, причем пре>ц^
всего следует восстановить предварительный натяг подшипник^
ведущей конической шестерни. После регулировки обязательцс
следует проверить правильность пятна контакта.
Собранный дифференциал следует установить в картер главч0|-
передачи после установки н регулировки конических шестере{1
и окончательной затяжки болтов крепления крышек подшипников
После установки дифференциала с подшипниками в гнезда картер!
передачи моста необходимо подкрутить рукой регулировочные
гайки 2 подшипников так, чтобы они плотно прилегали к кольца!
подшипников, а потом установить крышки подшипников дифферен-
циала. Если крышки не удается установить правильно, то это озна-
чает, что регулировочные гайки «заело», и их следует завернуть еще
раз. Сжатие крышек силой может привести к повреждению картера,
крышек и гаек. После установки крышек подшипников следует
завернуть до упора гайки крепления крышек и затем несколько
отпустить их так, чтобы можно было повернуть регулировочные
гайки 2. Закручивая и откручивая регулировочные гайки, следует
так передвинуть дифференциал, чтобы ведомая цилиндрическая
шестерня 14 заняла положение, симметричное по отношению к ве-
дущей цилиндрической шестерне 8.
Конические подшипники дифференциала должны быть отрегули-
рованы с небольшим предварительным натягом. С этой целью не-
обходимо прежде всего установить регулировочные гайки лак,
чтобы дифференциал имел осевое перемещение, не превышающее
0,1 мм. Величину осевого перемещения следует проверять с помощью
индикатора, расположенного напротив венца ведомой цилиндриче-
ской шестерни н закрепленного на крышке подшипника. Кроме того,
каждую из регулировочных гаек необходимо провернуть до совпа-
дения с ближайшим пазом и зафиксировать в этом положении сто-
пором /, довернуть гайки крепления крышек подшипников и закон-
трить их шплинтами (момент затяжки должен составлять 167—
186 Н-м). Во время регулировки подшипников следует несколько
раз провернуть дифференциал, чтобы ролики подшипников заняли
правильное положение между коническими поверхностями колеи-
При сборке дифференциала следует помнить, что знаки на флан'
цах 20 должны быть расположены один против другого. Момент
затяжки гаек болтов дифференциала должен быть в пределах 117,5—'
137,2 Н-м.
Отдельного рассмотрения заслуживает регулировка подшипнике
ступиц колес. При правильной регулировке конических подшипн
ков ступицы / (см. рис. 8.30) ступица должна свободно вращат^Ц
от руки и не обнаруживать заметного покачивания. Проверка реП
лировки подшипников осуществляется при снятой полуоси 3-
регулировки подшипников ступицы колеса необходимо плотно
вернуть гайку 8 крепления подшипника и затем отпустить ее Г1РЙ
зительно на Vs оборота до совпадения стопорного штифта га I
с ближайшим отверстием в стопорной шайбе.
488
2. Проходная коническая или гипоидная передача,
3*2’ноВлеиная "сверху, с ведущей конической
гипоидной шестерней и межосевыпг дифференциалом
Представленная на рис. 8.29 конструкция с гипоидной передачей
ет быть снабжена межосевым (третьим) дифференциалом цилин-
^ического типа, который распределяет крутящий момент двига-
ДРПЯ между ведущими мостами тележки (рис. 8.32 и 8.33). Дифферен-
Т«аЛ оборудован блокировочным устройством, которое заменяет
й пежку блокированным тандемом с проходной передачей. Блоки-
ровка дифференциала осуществляется с помощью пневмопривода,
Р управление ею — из кабины водителя. Блокировочный механизм
^ожет быть включен и выключен при любых условиях работы.
рнС. 8.34, а иллюстрирует работу дифференциала. Обе ведущие шее-
терии вращаются как одно целое, причем тандем работает
как проходная передача. Положение детали на рис. 8.34, б
соответствует работе дифференциала в нормальных условиях дви-
жения, когда имеет место равное распределение моментов по осям.
Задняя шестерня межосевого дифференциала имеет больший
внутренний диаметр шлицов и зацепляется с соответствующим ей
шлицевым валом ведущей шестерни главной передачи промежуточ-
ного моста. Передняя шестерня межосевого дифференциала имеет
меньший внутренний диаметр шлицов и взаимодействует со шлицами
проходного вала, который проходит через полость ведущей шестерни
главной передачи и втулки и передает крутящий момент на задний
мост.
В некоторых моделях передачи с межосевым дифференциалом
включение блокировки осуществляется с левой стороны. Другие
модели могут иметь включение как с левой, так и с правой стороны.
Наиболее ранние модели имели электрический выключатель, ко-
торый включался рукояткой управления н был связан с сигналь-
ным устройством в кабине водителя. Эти ранние модели имели
в комплекте межосевого дифференциала также три выключающие
пружины. Более поздние модели уже не имеют этих пружин, и в них
были произведены другие конструктивные изменения, которые зна-
чительно увеличили срок службы дифференциала.
Как конические, так и гипоидные передачи проходного типа
еют ведущие шестерни, которые отделены от проходных валов
зацепляются с ведомыми шестернями, с которыми составляют
щ Вое целое- На рис. 8.33 показан разрез ведущей конической
даЧаеРНн Главной передачи промежуточного моста. Главная пере-
Две Заиимает верхнее положение по отношению к оси моста и имеет
опо|-)Т^^ени’ одна из которых имеет вид гипоидной передачи с двух-
^иалИ0И шестерней. Цилиндрический межосевой дифферен-
°^Разг СТаН°Влен на ДВУХ олорах» причем с одной стороны опору
а с пг/Т ^Рядный радиально-упорный шариковый подшипник,
Уланов Г°Й ~ зацепление трех сателлитов с солнечной шестерней,
на стУпице ведущей гипоидной шестерни. Эта послед-
। стерия опирается на две опоры, удаленные на большом рас-
489
s
Рис. 8.32. Конструкция последовательного привода двух ведущих мостов тележки с двухступенчатой главной передачей (пер-
вая ступень — гипоидная передача) и межосевым дифференциалом фирмы «Роквелл-стандарт»
Рис. 8.34. Схема работы межосевого дифференциала:
а — дифференциал блокирован; б — дифференциал работает в нормальных условиях зк<
плуатации (равномерное распределение моментов по мостам)
I-
стоянии друг от друга. Спереди шестерня установлена на двух
конических подшипниках, образующих расходящуюся систему,
а сзади — в цилиндрическом подшипнике, установленном на трубе,*
запрессованной в отверстие гипоидной шестерни. Наружные кольца
конических подшипников установлены в гнездах картера межосевсго
дифференциала и ведущей гипоидной шестерни. Осевой зазор в под-
шипниках регулируется дистанционным кольцом, а для правильной
установки ведущей гипоидной шестерни служат тонкие прокладки,!
расположенные между картером этой шестерни и картером главной
передачи. Вал, передающий крутящий момент к заднему мосту,!
установлен спереди в отверстии солнечной шестерни межосевого!
дифференциала, а сзади — в однорядном шариковом подшипнике. I
На рис. 8.33, а показан другой разрез рассматриваемой передачи, I
из которого видно, что ведомая гипоидная шестерня установлена
консольно, а ведущая косозубая цилиндрическая шестерня установ-
лена на двух опорах, с одной стороны — на цилиндрическом р< пи-
ковом подшипнике, а с другой — на двух конических подшипниках, |
расположенных по схеме X. Цилиндрический подшипник установ-
лен на ступице ведомой шестерни главной передачи, которая, в свою
очередь, напрессована н застопорена шпонкой на поперечном валу,
вплотную к плоскости уступа вала.
Зубчатый венец ведущей косозубой цилиндрической шестерни
нарезан непосредственно на поперечном валу. Внутренние кольца I
конических подшипников закреплены на поперечном валу с помощью!
диска, прикрепленного к торцу этого вала. Наружные кольца лоД' I
шипников установлены в специальном стакане, снабженном фЛ|ИI
цем. Осевой зазор в подшипниках определяется главным образ°®41
установкой наружных колец с помощью крышки и тонких прок^а
док. Правильная установка ведомой гипоидной шестерни обеспеЧ
вается тонкими прокладками, расположенными между флай^я I
стакана конических подшипников и картером главной перед311 ‘ I
492
пус дифференциала установлен обычным образом на крон-
.jreiiH ах-
IU На Рис- 8-33, б показан разрез ведущей гипоидной шестерни
явной передачи заднего моста, относящегося к последовательному
ГДцводУ- Конструкция поперечного вала и корпуса межколесного
^ффсренциала такая же, как и в главной передаче промежуточного
ста. Одинаковы также картеры главных передач, различие заклю-
чается только в конструкции ведущей гипоидной шестерни. Эта
4 естерня имеет отверстие со шлицами и напрессована на другой вал,
^пазующий с ней одно целое, которое, в свою очередь, установлено
а двух опорах. Опоры образованы спереди коническими подтип-
никами, установленными по схеме 0, а сзади — цилиндрическим
РОЛИКОВЫМ подшипником.
" На рис. 8.35 и 8.36 представлен привод двух ведущих мостов
в тележке тандем с ведущей конической шестерней, установленной
сВерху, фирмы «Цанрадфабрик пассау». В настоящее время этот
привод заменен конструкцией с ведущей конической шестерней,
установленной спереди.
На рис. 8.37 показан привод двух мостов грузового автомобиля
«Мак» повышенной грузоподъемности. Главная передача в обоих
этих мостах занимает верхнее положение по отношению к оси веду-
щего моста. Привод спроектирован в виде спирально-конической
передачи, косозубой цилиндрической передачи и межосевого диф-
ференциала кулачкового типа. Ведущая коническая шестерня имеет
длинную ступицу с уступами и установлена консольно на двух
конических подшипниках, расположенных по схеме 0. Межосевой
дифференциал находится в стакане подшипников ведущей кониче-
ской шестерни. Поперечный вал с ведомой конической и ведущей
косозубой цилиндрической шестернями установлен в стакане, сна-
бженном фланцем, этот стакан прикреплен к картеру главной пе-
редачи.
ведущих моста тележки с установленной сверху ведущей кониче-
фирмы «Цанрадфабрик пассау»
чада ut5-
“«терией
493
Рис. 8.36. Промежуточный проходной ведущий мост фирмы «Цаирадфабрик Пассау»!
в приводе, показанном иа рис. 8.35 у
Ведомая коническая шестерня установлена консольно, а ведущая]
цилиндрическая — на двух опорах в виде двух конических подцдМ
ников, расположенных по схеме 0. Наружные кольца этих подшипЯ
ников запрессованы в гнезда стакана, снабженного фланцем. Для
обеспечения правильного положения ведомой конической шестерни!
относительно вала внутреннее кольцо левого подшипника прижато
к дистанционному кольцу и плоскости уступа вала. Ведомая кони- ]
ческая шестерня напрессована иа вал на шпонке и застопорена гай-
кой. Осевой зазор в подшипниках устанавливается с помощью ди-
станционного кольца, расположенного между внутренним кольцом
правого подшипника и соответствующей плоскостью уступа вала.
Внутреннее кольцо левого подшипника прижимается диском, при-1
крепленным к валу. Правильное положение ведомой конической!
шестерни достигается с помощью тонких прокладок, размещенным
между фланцем стакана и картером главной передачи. Межколесным
дифференциал моста установлен на кронштейнах обычным способом.!
На рис. 8.37, б показана главная передача заднего моста. Она
имеет конструкцию, подобную конструкции главной передачи про-1
межуточного моста, за исключением части, охватывающей ведущую I
коническуютлестерню. Здесь увеличенная ступица ведущей шестерни!
установлена на двух конических подшипниках, расположенных!
по схеме X. Шлицевой вал, на котором установлена шестерня»
имеет дополнительную опору в виде цилиндрического роликоподшИП' I
ннка. Таким способом достигнута двусторонняя установка всдуше
шестерни прн широкой расстановке подшипников.
На рис. 8.38 показана конструкция главной передачи промеЯ I
точного моста, подобная конструкции, показанной на рис. 8.37, •
Разница между ними состоит, прежде всего, в конструкций Л
осевого дифференциала (в конструкции на рис. 8.37, а пры1е
кулачковый дифференциал, в конструкции на рис. 8.38 — кон J *
ский дифференциал). Обращает внимание на себя установка ведУ"Я
конической шестерни. Поперечный вал и корпус дифферент I
494
С)
c‘ &37. Конструкция последовательного привода двух ведущих мостов тележки
^“мобиля «Мак»:
фер.5’!У Ступенчатая главная передача промежуточного ведущего моста с межосевым диф-
^“Чиадом; б — двухступенчатая главная передача заднего ведущего моста
495
<ё Рис. 8.39. Промежуточный ведущий мост грузового автомобиля «Хэншель HS—3-125» в разобранном виде
Рис. 8.40. Двухступенчатая главная передача промежуточного проходного веду-
щего моста грузового автомобиля «Хэншель» HS—3-125» с коническим межосевым
дифференциалом
промежуточного и заднего ведущего мостов установлены подобно
тому как на рис. 8.37, а.
На рис. 8.39 показан привод промежуточного моста грузового
автомобиля «Хэншель HS 3-125», а детали ведущего моста показаны
на рис. 8.40.
Крутящий момент к промежуточному мосту передается посред-
ством длинного вала, конец которого связан с выходной шестерней
межосевого дифференциала. Дифференциал распределяет крутящий
момент, подводимый к промежуточному мосту, с помощью длинной
втулки, выполненной как одно целое с выходной шестерней межосе-
вого дифференциала и посредством вильчатого конца, зацепленного
с ведущей шестерней главной передачи. Полая ведущая коническая
шестерня, опирающаяся на два конических подшипника, установлен-
ных по схеме 0, зацепляется с ведомой шестерней, установленной на
двухрядном радиально-упорном подшипнике и цилиндрическом ро“
ликовом. На валу ведомой конической шестерни находится ведуШаЯ
цилиндрическая шестерня, зацепляющаяся с ведомой цилиндри«е'
ской шестерней, охватывающей одну из полуосей ведущего моста-
3.2.3. Коническая или гипоидная передача,
установленная спереди
На рис. 8.41, а представлена двухступенчатая главная переда*1^
промежуточного моста с входной цилиндрической передачей и псре
даточным числом 1, а на рис. 8.41, б — главная передача задие
498
сТа, имеющего другую компоновку (также с входной цилиндриче-
<ой передачей с передаточным числом 1) В обоих мостах ведущая
с1'ническая шестерня установлена спереди, причем с понижающим
Кередаточным числом работает цилиндрическая передача, состав-
ляющая вторую ступень главной передачи. Передний конец веду-
* еГ0 вала установлен на цилиндрическом роликовом подшипнике,
задний — на шариковом и двухрядном шариковом радиальио-
упорном, который воспринимает только осевую нагрузку.
3 2.4. Коническая или гипоидная передача со смещенным
вверх дифференциалом
На рис. 8.42, а показана двухступенчатая главная передача
промежуточного моста в последовательном приводе, причем в этой
конструкции межосевой конический дифференциал (с цилиндриче-
скими косозубыми шестернями промежуточных передач) размещен
над передней частью передачи. Он расположен под таким углом,
чтобы карданный вал, проходящий между двумя мостами, мог
миновать картер промежуточного моста. На входном валу главной
передачи установлен дифференциал с цилиндрической солнечной
шестерней двойного зацепления (наружное зацепление имеет косые
зубья). Все в целом установлено на двух опорах: спереди —- на шари-
ковом подшипнике, а сзади — на роликовом.
Вал ведущей конической'шестерни одновременно представляет
собой выходной вал межосевого дифференциала. Ведущая кониче-
ская шестерня установлена на двух опорах с помощью двух ролико-
вых подшипников, причем на ее валу, также на двух опорах, уста-
новлена косозубая цилиндрическая шестерня. С одной стороны она
опирается на роликовый цилиндрический подшипник, установ-
ленный позади конического зубчатого венца, а с другой сторо-
ны — на два конических роликоподшипника с большим углом
конуса.
И Передние подшипники установлены в стакане, снабженном флан-
цем. Тонкие прокладки, расположенные между этим фланцем и кар-
тером передачи, служат для правильной установки ведущей кониче-
ской шестерни. Осевой зазор в конических подшипниках устанавли-
вается с помощью дистанционного кольца, расположенного между
внутренними кольцами этих подшипников. Цилиндрическая косо-
3Убая шестерня на валу привода заднего моста установлена на двух
®п°рах: спереди — на цилиндрическом роликовом подшипнике,
сзади — на шариковом подшипнике. В рассмотренной конструкции
ниРеДачи ведУщая коническая шестерня имеет направление враще-
в я пРотив часовой стрелки при движении автомобиля вперед,
связи с чем ведомая шестерня расположена с правой стороны от
Остановка корпуса дифференциала на кронштейнах —
иповая.
сяп^а Рис- 8.42, б показана главная передача заднего моста, отно-
случЯСЯ К рассматриваемому последовательному приводу. В этом
е также направление вращения ведущей конической шестерни
499
противоположно ходу часовой стрелки, в связи с чем ведомая кони-
ческая шестерня находится с правой стороны от ведущей. Главная
передача занимает переднее положение по отношению к мосту,
имеющему картер типа банджо.
3.3. ВЕДУЩИЕ МОСТЫ С ТРЕХСТУПЕНЧАТОЙ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
В СРЕДНЕЙ ЧАСТИ
На рис. 8.43 показана трехступенчатая главная передача
него ведущего моста автомобиля KDV. Первая ступень главк0!
передачи выполнена в виде цилиндрической передачи, вторая
конической передачи с небольшим понижающим передаточнь 1
числом, а третья — цилиндрической передачи с большим понйЖ1
ющим передаточным числом. Эта конструкция близка к kJ
струкции, показанной на рис. 8.41, с той только разницей,
входная цилиндрическая передача имеет передаточное число бо» I
ше 1.
500
501
Подвод крутящего момс-та
к заднему мосту 1
Рис. 8.42. Пс леЛ
тельный привод
мостов моделей ®
28Л4, 32Л4,36Л'1 геЛ.
ки фирмы «Итон э 0
а — главная
промежуточного
б — главная 11 г ।
заднего моста
502
Рис. 8.43. Трехступенчатая главная пере-
дача промежуточного ведущего моста авто-
мобиля «Келбл KDV 22 £8»
503
504
Рис. 8.45. Переключатель электро-
управления двухскоростной главной
передачей фирмы «Итон экслз»
д4 МОСТЫ С ДВУХСКОРОСТНОЙ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
R последовательном приводе двух задних ведущих мостов фирма
Итон экслз» применила двухскоростную главную передачу
/ нс- 8.44). Конструкция привода, так же как и конструкция первой
vneHfl передачи, аналогична конструкции, показанной на рис. 8,24.
«Драя ступень выполнена в виде планетарной передачи, что позво-
сет получить два разных передаточных числа (см. рис. 2.116—
2 119). ' ’ ’
Механизм переключения имеет электрическое или пневматическое
Управление [4]. Комплект электрического управления состоит из
Четырех простых деталей и элек-
троустановки. Переключатель
/рЙС. 8.45), с помощью которого
водитель управляет главной пере-
дачей, расположен на рычаге пе-
реключения передач. Этот пере-
ключатель имеет два положения:
верхнее и нижнее. К переключа-
телю подходят три электрических
провода. Когда кнопка переклю-
чателя находится в верхнем поло-
жении, питающий провод соединен
с проводом В, присоединенным к
одному контуру двигателя пере-
ключающего устройства; когда
кнопка переключателя находится
в иижнем положении, питающий
провод соединен с проводом С, присоединенным к другому контуру
двигателя переключающего устройства и также к приставке спидо-
метра. Как показано на рис. 8.45, переключатель соединен с пучком
проводов тройника, который является частью установки. Сдвинув
резиновую крышку в сторону кнопки, переключатель можно от-
соединить.
На рис. 8.46 показана электроуправляемая приставка спидо-
метра. Это устройство «переключает передачу» в приводе спидометра
в тот момент, когда переключающее устройство переключает пере-
дачу в ведущем мосту. Устройство установлено перед переключателем
спидометра и приводится в движение обычным гибким валом от
Зол Конструкция последовательного привода двух мостов тележки серии
фирмы «Итон экслз»:
«к7рос^хаскоростпая двухступенчатая главная передача промежуточного моста; б — двух-
2 _ к,;Ная Двухступенчатая главная передача заднего моста; 1 — полуось заднего моста;
1 -Л "°почный выключатель привода спидометра; 3 — пневматический переключатель;
3аДкего1^0Сь промежуточного моста; 5 — вал привода заднего моста; 6 — шестерня привода
9 -. в Моста; 7 — меж осевой дифференциал; 8 — ведущая цилиндрическая шестерня;
Диффе °Дкой вал: 10 — пневматический включатель механизма блокировки межосевого
nP"-Me>KvltlIia'na: ведомая косозубая шестерня; 12 — ведущая коническая шестерня
"'ТОЧного моста; 13 — пневматический переключатель; 14 — выключатель предохра-
’1*!Дач1Иеханизма блокировки межосевого дифференциала; 15 — ведомая шестерня главной
**Чаче{.и Промежуточного моста; 16 — дифференциал промежуточного моста; 17 — ведущая
РЪия р В Шестсрня заднего моста; 18 — дифференциал заднею моста; 19 — ведомая шс-
чтавиой передачи заднего моста
ЯсквЕИЧ з#
505
Рис. 8.4G. ЭлсктроуПр
вляемая приставка спр'
дометра фирмы «Иг0[Г
экслз» '
вторичного вала коробки передач. Приставка управляется от зад-
него моста таким способом, что в момент, когда нажатием кноцхи
выбрано низкое передаточное число моста, питающим является
электромагнит, включающий планетарную передачу приставки.
При переключении передаточного числа с низкого на высокое пла|
нетарная передача блокируется, и крутя!
щий момент проходит через приставку без
изменения.
Электроустановка (см. рис. 8.48) имеет!
четыре конца. Два из них В и С находятся!
на двужильном проводе, подведенном к
переключателю на мосту. Конец В более
длинного, красного провода присоединяет-
ся к нижней клемме, конец С черного!
более короткого провода, присоединен к
верхней клемме. Одинарный черный про-
вод С связан с приставкой спидометра, а
зеленый провод А —с прерывателем контура (рис. 8.47), Провод!
связывает прерыватель контура через выключатель двигателя с
аккумуляторной батареей. Прерыватель контура предохраняет узел
от короткого замыкания. Контур остается открытым до тех пор,!
Рис. 8.47. Прерыватель кон-
тура в электроуправлении
двухскоростной главной
передачей фирмы «Итон
экслз»
пока короткое замыкание не ликвидировано.
На рис. 8.48 представлена схема электроустановки для управле-
ния двухскоростной главной передачей. Управляющее устройство
переключает главную передачу на высокий или низкий диапазон!
На рис, 8.49 узел показан при включенном высоком диапазоне
главной передачи. В таком положении ток идет через провод °]
(см. рис. 8.48) к одной из обмоток двигателя 8 (см, рис. 8.52) так, что
роторы и винт' 41 вращаются по часовой стрелке, направляя гайку
вниз. Когда гайка переместится на отрезок, достаточный для за-
кручивания пружины 34, стопор гайки, взаимодействующий с авто-
матическим выключателем 30, разомкнет контур; энергия перестанет
поступать, и ротор остановится. Чтобы гайка не могла сдвинуться
по резьбе под действием вибрации, она придерживается пружинной
собачкой резьбового сферического устройства (на рисунке не п°
казано), закрепленной на крышке 37. Гайка перемещается в нижнюЧ
часть рычага 35, натягивая пружину. Вращаясь па пальце 32, рычав
506
Мерный
Черный
Зеленый
-^Красный 'g
Рис. 8.48. Схема электроустановки
для управления двухскоростиой
главной передачей фирмы «Итон
экслз»:
1 — прерыватель; 2 — связь с кон-
туром аккумулятора через выключа-
тель зажигания; 3 — переключатель;
4 — связь с массой или контуром ак-
кумулятора; 5 — приставка спидо-
метра; 6 — электрода п i атель; 7
автоматический выключател к
натягивает пружину кручения 34 в направлении высшего переда-
точного числа. С ростом нагрузки пружина натягивается, и главная
передача готова для переключения на высокий диапазон. Переклю-
чение происходит, когда нагрузка с шестерен снимается.
Пружина кручения крепится с предварительным усилием 7,35 -
10,20 Н-м в зависимости от размеров моста. После перевода рычага
и закручивания пружины ее усилие возрастает до 10,20—15,30 Н-м.
Это предварительное усилие удерживает главную передачу во
включенном состоянии. Когда рычаг выжат, двигатель работает
так, чго винт вращается против часовой стрелки, гайка поднимает
пружину для переключения иа низкий диапазон описанным выше
способом (см. рис. 8.49,
б).
Рис. 8.49. Положение де
гадей в механизме элек-
Роуправлени
ростной
Дачей
экслз»:
nPt включенной высше(
Г|7^1еД''Че: б—яря включен-
un низшей передаче
ия двухско-
глявной лере-
фирмы «Итон
а)
б)
17*
507
Резиновая диафрагма (рис, 8.50) играет роль уплотнителя
предохраняет от протекания смазочного материала из моста к перл
ключателю и по шпилькам крепления. Если диафрагма снималась
ю при сборке следует убедиться, что нижнее отверстие (как обозц4'
чено на диафрагме), находится под нижней шпилькой.
На рис. 8.51 представлен общий вид электроуправления, а ц-,
рис, 8.52 — составные элементы механизма электроуправления двух-
скоростной главной передачи. Пнев.
Рис. 8.50. Диафрагменная пружина
в системе электроуправления двух-
скоростной главной передачей
фирмы «Итон экслз»
магическое переключающее устройст-
во сконструировано так, чтобы
можно было использовать электри-
ческий переключатель, описанный
выше (см. рис. 8.45). Из схемы (см.
рис. 8.55) следует, что, так же, как
и при электрическом переключении,
.питающий провод подходит к сред-
нему концу переключателя, а верх-
ний (красный) соединяет переключа-
тель с магнитным клапаном. Когда
главная передача работает на низком
диапазоне, питать магнитный клапан
не требуется, черный провод от ниж-
него конца переключателя не ну-
жен, и его следует изолировать
во избежание короткого замыка-
ния при включении низкого диапа-
зона.
Работает устройство следующим образом. Когда рычаг пере-
ключателя находится в верхнем положении (выбрано высшее пере-
даточное число главной передачи), электрический контур состоит
Рнс. 8.51. Общий вид электроуправления двухскоростной главной передачей фир'^
«Итон экслз»
508
я 52. Механизм электроуправления
и?4скоростной главной передачей
ДрУ* u «Итон экслз» в разобранном виде:
’ шгчт- 2 — шайба; 3 — клемма электро-
/ - ® 4 ц 10, 24, 31 — пружинная гайка;
iip11^ 27 40 — шайба; 6 — крышка; 7 и 36 —
” Мнительная прокладка; 8 — электро-
1,,лМтель 12Г/С/Д/24К/С/Л и V2V/E/R или
1^'upiR/- 9 — кориус; 11 — контактный винт;
2-1 / 25 — кольца; 14 — втулка; 15 и 19 —
13 “ иная шайба; 16 и 18 — латунные гайки;
Я»ТУ изоляционный колпак; 20 — втулка;
""29 - изолятор; 23 подшипник; 26 —
-•2 * н подшипника; 28 — болт; 30 — ав-
•тЯ11тический выключатель (переключатель);
палец рычага; 33 — рычаг в сборе; 34 —
кручения; 35 - рычаг, нагружа-
” тпй пружину; 37 — крышка н пружина
в сборе; 38 — пробка заливного от-
верстпя; 39 — болт; 41 — ходовой винт
в сборе
39 W
из источника тока, выключателя и магнитного клапана, который,
когда работает, направляет сжатый воздух (номинальное давление
45,1 МПа) от регулятора давления к пневматическому переключа-
телю и открывает’ электрический контур. Воздух перемещает вниз
поршень и возвратную пружину (рис. 8.53). Точно так же, как и при
электрическом переключении, это вызывает’ упругое натяжение
перемещающего устройства, которое, вращаясь, переключает пере-
дачу на высокий диапазон. Переключение осуществляется после
снятия с трансмиссии нагрузки, т. е. после нажатия на педаль
сцепления. В этот момент наружный конец вилки переключения от-
даляется от микровыключателя, закрепленного на корпусе переклю-
чающего устройства, и открывает электрический контур. При этом
снижение частоты вращения в приставке спидометра не происходит.
L После перемещения рычага переключателя в нижнее положение
Низшее передаточное число) подвод тока к магнитному клапану
прерывается, вследствие чего клапан выпускает сжатый воздух из
Цилиндра. Воздух уходит в атмосферу, возвратная пружина пере-
мещает клапан вверх, а поршень, соединенный нижним концом
Рычагом, натягивает пружину в противоположном направлении.
509
показания спидометра к реальной
Рис 8.53, Механизм пневмоупрД
вления двухскоростной главной
передачей фирмы «Итон экслз»;
I цилиндр; поршень; 3 । I
ровые смазочные кольца: 4 у,,,.,
цитель поршня; 5 — направляющ. J
пружины; 6 — возвратная пру/кии- |
7 шток поршня; <Ь’ корпус мс., ,"1
низма управления; 9 — палец ihtok.
поршня; 10 — кольцо пальца штокЗ
поршня; 11 уплотнитель между ц,
линдром и корпусом; 12 — крышцЯ
выключателя; 13 — выключатель рс
дуктора спидометра
Пока не будет нажата педаль
сцепления, переключения не
произойдет. После переклей
чепия вилки включения пе-1
ремещаются вверх, замыкая'
микровыключатель, и при-;
ставка спидометра начинает
работать. Это уменьшает не-
редаточное число, приближая!
скорости движения. Если пнев-
моустройство не имеет выключателя, то черный
подвести непосредственно к приставке.
провод следует
Рнс. 8.54. Механизм пневмо-
управления двухскоростной
главной передачей фирмы
«Итон экслз»:
1 — цилиндр; 2 и 22 болт;
3 — гайка; 4 уплотнитель-
ная прокладка цилиндра; 5
и 7 — фетровый' уплотнитель;
6 — уплотнитель поршня; 8 —
поршень; 9 — задняя часть кор-
пуса механизма управления;
10 — крышка переключателя;
11 — переключатель редуктора
спидометра; 12 табличка;
13 - шайба (толщина 1,22 мм);
14 - шайба (толщина 0,46 мм);
15 - палец рычага: 16 — ры-
чаг в сборе; 17 - пружина
кручения; 18 — рычаг, нагру
жающий пружину; 19 уплот-
нительная прокладка; 20 —
передняя крышка; 21 — шай-
ба; 23 — пробка заливного от-
верстия; 24 — кольцо; 25
палец штока поршня; 26
возвратная пружина; 27
передняя часть корпуса меха-
низма управления; 28 —
шток поршня; 29 — направля-
ющая пружины
510
Рис, 8,55. Схема электроустановки для пневмоуправления двухскоростной главной
передачей фирмы «Итон экслз»:
1 — соединение с контуром аккумулятора через выключатель: 2 — переключатель (если
переключатель смонтирован вместе с выключателем спидометра, то черный провод не нужен,
it его следует изолировать; когда переключатель устанавливается без выключателя приставки
спидометра, то следует соединить черный провод с приставкой спидометра): 3 — магнит-
ный клапан: 4 — место для таблички; 5 — соединение с пневмосистемой; С — провод, свя-
занный с корпусом клапана и массой шасси; 7 - изолированный провод, соединяющий с ак-
•"муляторной батареей; 8 — приставка спидометра в переключателе главной передачи:
•соединение с массой шасси: 10 — приставка спидометра
На рис. 8.54 представлены составные элементы механизма пиевмо-
управления, а на рис, 8,55 — электроустановка для пиевмоуправ-
ления двухскоростной главной передачей.
3.5. СПЕЦИАЛЬНЫЕ КОНСТРУКЦИИ ВЕДУЩИХ МОСТОВ
Л Промежуточные ведущие мосты многоосных транспортных средств
часто оборудую!ся специальными устройствами, не применяемыми
в классических трансмиссиях. Такие устройства встречаются почти
исключительно в больших грузовых автомобилях, транспортных
средствах высокой проходимости и специального назначения. Иногда
двухосные грузовые автомобили переоборудовываются в трехосные
амЬ1м дешевым способом — путем удлинения рамы и добавления
т°рого заднего ведущего моста. Тем самым задний ведущий мост
знобится промежуточным и, чтобы без изменения его конструкции
было передать крутящий момент к дополнительному зад-
Не У МостУ> применяется простая вспомогательная промежуточная
^ос ЯЧа’ Уста1,авливаемая снаружи промежуточного ведущего
511
2
Рис. 8.56. Вспомогательная пере-
дача «Примроуз»:
1 — ведущая шестерня; 2 — выход.
ной вал; 3 — промежуточный кардан-
ный вал; 4 — задний ведущий мост (дополнительный); 5 — промежуточный ведущий
мост; 6 — передняя шестерня
Чаще всего вспомогательная промежуточная передача состоит
из трех цилиндрических шестерен с параллельными осями вращения
(рис. 8.56). Ведущая шестерня промежуточной передачи установлена
непосредственно на фланце вала ведущей шестерни главной передачи
промежуточного ведущего моста. Ведомая цилиндрическая
шестерня, закрепленная на вторичном валу передачи, с помощью
карданного вала передает крутящий момент к заднему ведущему
мосту.
Для периодического включения и выключения привода заднего
моста служит передняя цилиндрическая шестерня, установленная
на неподвижной оси. Промежуточная шестерня зацепляется с веду-
щей и ведомой шестернями или выходит из зацепления с механизмом
переключения промежуточной передачи под действием механический
конструкции, нагруженной пружиной. Пружина обеспечивает вклю-
чение промежуточной передачи только на периоды использования |
первой или второй передачи и выключение привода к заднему мосту
с момента включения, например, третьей или прямой передачи ।
(без выполнения водителем дополнительных действий для включения
или выключения промежуточной передачи).
В трехосном автомобиле фирмы «Скэммел» применен оригиналь-
ный привод для двух задних мостов (рис. 8.57), выполненный по
схеме, показанной на рис. 8.13, з. В этой конструкции применен мост
с боковыми передачами, образованными с помощью шестерен 8,
9, 10 и 11, установленными в картерах 5 и расположенных на коня
цах картера моста. Эти картеры усилены ребрами жесткости 6 и
качаются вокруг шестерни 4, закрепленной на конце полуоси 8
и передающей крутящий момент к ведущим колесам с одной стороны
транспортного средства. В качестве недостатка такой конструкций
можно отметить большое число шестерен и валов, что повышает
стоимость автомобиля и вызывает значительный рост неподрессореН'I
ной массы и дополнительных сил, вызванных реакциями цилиндр11'!
ческих шестерен.
512
Рис. 8.57. Привод к четырем колесам моста с автомобилях «Скэммел» посред-
ством цилиндрических шестерен:
— Несущая часть картера с подшипником: 2 — корпус дифференциала; 5 — внутрен-
няя полуось; 4 — ведущая шестерня; 5 — качающийся картер; 6 — ребра жесткости
Мчающех ося картера; 7 — подшипники ребер жесткости: 8, 9, 10 и 11 — промежу-
шестерни качающегося картера; 12 — наружная полуось; 13 — ведущее колесо
В трансмиссии автомобиля «Панар» (рис. 8.58) крутящий момент
предается от двигателя 1 через коробку передач 2, дополнительную
Коробку 3 и межосевой дифференциал 4 на бортовые распредели-
тельные передачи 5 и 6 и, далее, через конические передачи 7,
Расположенные непосредственно возле шестерен, - на цилиндри-
ческие бортовые передачи 8. Картеры цилиндрических передач яв-
Я1°Т’ся ‘одновременно рычагами подвески,
513
5
4. ПОДВЕСКИ ЗАДНИХ ВЕДУЩИХ МОСТОВ
ТРЕХОСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Рис 8.58 Трансмиссия автомобиля «Панар»
4.1. АВТОМОБИЛИ С КОЛЕСНОЙ ФОРМУЛОЙ 6X2
В трехосных автомобилях с колесной формулой 6 <2 преимуще-
ственно применяют подвески с четырьмя листовыми рессорами,
связанными с помощью уравнительных рычагов, опирающиеся
в трех точках. Часто ведущие мосты присоединяют и с помощь*0
реактивных штанг. Достоинства такой конструкции состоят в пр°"
стоте, легкости и в многоточечности опоры плеч. Недостатком рас-
смотренной конструкции является перенос нагрузки на промежуточ-
ный и задний мосты при торможении и разгоне.
Для уменьшения перераспределения нагрузки применяют спе'
циальные гидравлические амортизаторы, имеющие связь с тормоз-
514
Рис. 8.59. Задняя подвеска, соединяемая в трех точках с рамой автобусов «Хиппо»
и «Октобас» (колесная формула 6X2) фирмы «Лейланд моторз»
ной системой, действие которых усиливается при определенном
нажатии на педаль тормоза. Для устранения вибраций подвески
используют амортизаторы, установленные на одном из плеч уравни-
тельного рычага.
В Подвеска с уравнительными рычагами применена в эксперимен-
тальном грузовом автомобиле А83 (колесная формула 6 > 2) спроек-
тированном Бюро конструирования перспективных автомобилей
{BKPMot) (см. рис. 8.1). Другая конструкция этого типа показана
на рис. 8.59.
В автомобилях с колесной формулой 6 2 встречаются также
конструкции с двухточечной опорой на плечи. В автомобиле «Вольво»
ведущий мост подвешен иа листовых рессорах, задние концы которых
служат опорами рычагов опорных колес. Эта конструкция интересна
тем, что позволяет догрузить ведущий мост и подвесить опорные
колеса независимо. На рис. 8.60 представлена подвеска двух задних
Гостов, один из которых ведущий, применяемая в автомобилях
Рис. 8.60. Подвеска заднего ве-
дущего и ведомого мостов в ав-
томобиле «Вольво» (колесная
Формула 6 X 2):
, ' ведомый мост
515
«Вольво» с колесной формулой 6x2. В этой конструкции ведуцод
мост имеет снизу опору из листовых рессор, а ведомая ось связаца
с рессорами ведущего моста посредством двух рычагов, которi,le
подобраны так, что ведущий мост воспринимает 53 %, а ведомая
ось 47 % нагрузки, приходящейся на два задних моста, равной
162 кН.
При движении автомобиля изменяется распределение нагрузки
между ведущим мостом и ведомой осью. Так как задняя ось, из-за
нагрузки на опору, стремится повернуться против направления
вращения колес, то задний конец рессоры отжимается вниз, а рычаг
стремится поднять ведомую ось. Благодаря этому при полной на-
грузке происходит догрузка ведущего моста (большая часть нагрузки
передается через ведущий мост).
Подвеска с двухточечной опорой на раму применяется в другой
конструкции экспериментального трехосного грузового автомобиля
А88 (колесная формула 6 \2), показанного на рис. 8.2.
4.2. АВТОМОБИЛИ С КОЛЕСНОЙ ФОРМУЛОЙ 6\4 и 6 <6
Как в автомобилях с колесной формулой 6 4, от которых тре-
буется повышенная проходимость, так и в автомобилях с колесной
формулой 6x6 чаще всего применяют для обоих задних ведущих
мостов подвеску с балансирной тележкой и одноточечной опорой
на раму. Применение балансирной тележки, связывающей два
задних ведущих моста с подвеской из двух листовых рессор и реак-
тивных штанг, обеспечивает: 1) равномерное распределение крутя-
щего момента по ведущим мостам; 2) восприятие нагрузки от веса
транспортного средства; 3) передачу тяговых -сил от ведущих мостов
на раму; 4) передачу на раму моментов — реактивного и тормоз-
ного; 5) плавность хода.
На рис. 8.61, а схематично показан наезд колес тележки на
препятствие и расположение реактивных штанг, посредством кото-
рых на раму передаются моменты от тяговых и тормозных сил.
Положение листовых рессор под-
вески показано на рис. 8.61, б.
В некоторых конструкциях задних
ведущих мостов тяговые силы пе-
редаются рессорами, а реактивный
и тормозной моменты — реактив-
ными штангами.
На рис. 8.62 показана балан-
сирная рессорная подвеска двух
задних ведущих мостов автомо-
биля повышенной проходимости
Рис. 8,61. Схема наезда колес тележки
мостов на препятствие
а — параллелограмм пая конструкция, "
положение рессоры
516
рис. 8.62. Балансирная подвеска двух ведущих мостов тележки автомобиля «Мак»
«Мак». Рама автомобиля опирается на полуэллиитические листовые
рессоры, шарнирно закрепленные иа общей поперечной оси с помощью
опорных кронштейнов. Концы рессор соединены с балками ведущих
Постов и передают тяговые силы на раму автомобиля. Моменты -
реактивный и тормозной — передаются на раму автомобиля с по-
мощью реактивных штанг, соединенных шарнирно с каждым из
ведущих мостов и поперечиной рамы. Подвеска, силы от которой пере-
даются рессорами, в достаточной мере предотвращает пространствен-
ное перемещение колес при движении автомобиля по бездорожью.
В современных конструкциях подвесок применяются реактивные
штанги для передачи тяговых сил и отдельно реактивные штанги
для передачи реакций от тормозных сил.
На рис. 8.63 показана балансирная подвеска промежуточного
и заднего ведущих мостов трехосного грузового автомобиля ЗИЛ-157.
Упругим элементом подвески являются две продольные полуэллип-
тические рессоры 3, прикрепленные в средней части с помощью
стремянок 5 к ступице 9 качающейся системы, установленной на
осн 24. Ось качающейся системы прикреплена к раме с помощью
кронштейнов 23, связанных болтами с кронштейном 11 рамы авто-
мобиля. Чтобы ограничить отклонения рессор и уменьшить удары
при перемещениях мостов на продольных балках рамы, установлены
Резиновые буфера 7. Каждый ведущий мост с помощью системы трех
Реактивных штанг (двух нижних 25 и одной верхней 2) шарнирно
соединен с рамой. Верхние реактивные штанги соединены с крон-
штейном 4, прикрепленным к поперечине рамы, а нижние - с крон-
штейнами 23 качающейся системы. Такая конструкция подвески
°беспечивает равномерное распределение нагрузки между мостами
11 Дает им возможность независимо друг от друга перемещаться
Вверх или вниз при вращении ступицы качающейся системы. В этой
конструкции листовые рессоры нагружены только весом автомобиля.
чтовые силы и реактивный момент передаются от картера на раму
г 1омобиля через реактивные штанги.
517
Каждая рессора состоит из 13 листов. Для предохранения лштий
от расхождения и боковых перемещении рессора имеет носко п.^0
стремянок 8, выполненных из выгнутой полосы и стянутых в в XJ
ней части болтом. Чтобы предохранить рессору от перемещения в г0.
ризоитальной плоскости в ступице качающейся системы имени <3
вертикальные вырезы, предотвращающие зажим листов рессс щ
болтами 10- Нижние реактивные штанги 25 и верхние штанги 2
связаны с кронштейнами 23 и 4 ведущего моста с помощью сфериче.
ских шарниров. Сферические пальцы 26. установленные в кроншт-?ы
нах, входят внутрь головок 27 реактивных штанг и закрепляются]
в этих головках эксцентриковыми вкладышами 28, поджатыми пи...
518
В/нной, размещенной иод пробкой головки. В пробке просверлено
^азочное отверстие. 11од головкой на пальце установлено резиновое
Уплотнительное кольцо.
} Каждая ступица 9 качающейся системы установлена на осп 24
двух втулках 20, выполненных из цветного металла. В целях
предотвращения вытекания смазочного материала ступица снаб-
жается сальником 13. а для предотвращения проникновения
грязи — резиновыми сальниками 12 и 21. Ступица закреплена на
оси с одной стороны с помощью опорного кольца 22, а с другой —
с помощью опорной шайбы 14, гайки 15, установочного кольца 19,
Ьропорной шайбы 16, контргайки 17 и защитной крышки 18. Таким же
образом боковые силы передаются через опорные шайбы, располо-
женные с торцов ступицы, и опорное кольцо 22. В крышке 18 преду-
смотрены пробки для залива и спуска масла..
Подвеска двух задних ведущих мостов фирмы «Лейланд моторз»
доказана на рис. 8.64. На рис. 8.65 показана гележка двух задних
ведущих мостов фирмы «Роквэлл-стандарт», подвеска которых вы-
полнена в виде качающейся тележкн (схема на рис. 8.61). Очень
важным элементом подвески являются кронштейны шарнирного
крепления рессор. На рис. 8.66 показана конструкция шарнирной
оси кронштейнов рессор с металло-резиновыми втулками (сайлент-
блоки) фирмы «Лейланд моторз». К достоинствам этой конструкции
следует отнести правильную работу при динамических нагрузках
и отсутствие необходимости в уплотнении и смазывании подшипника.
На рис. 8.67 -8.69 представлена подвеска типа «Итон-Хендриксон»
двух задних ведущих мостов в тележке тандем. Картеры ведущих
519
мостов имеют подвесные кронштейны с разветвлениями для захвата
| КОННОВ уравнительной банки; в эти концы, в целях получения
vJlpy гости вставлены резиновые втулки. Ось уравнительной балки
i ,становлена в резиновой втулке, которая, в свою очередь, размещена
I * холодно запрессованной стальной втулке, прикрепленной к разъ-
1 еМН°мУ гнезДУ рессорного хомута. Поперечная труба, размещенная
во втулках, связывает две уравнительные балки, что обеспечивает
правильную установку друг относительно друга.
Характерным свойством этой конструкции является то, что
когда одно из колес пары мостов поднимается в случае наезда на
препятствие, то в результате действия уравнительной балки хомут
балки проходит только половину вертикального расстояния, прой-
денного колесом. Наклон мостов автомобиля зависит от упругости
резиновых втулок, благодаря чему удерживается взаимная парал-
лельность мостов между собой, а также параллельность колес от-
носительно рамы. Применение резиновых элементов снижает до
минимума заботы, связанные с смазыванием и консервацией.
Так как мосты крепятся посредством подвесных кронштейнов,
вес транспортного средства стремится удержать мосты вертикально
над местами их крепления, и достаточно надежно в случае появления
реактивных моментов. Это обеспечивается применением торсионов,
устанавливаемых в резиновых втулках и прикрепляемых к крон-
I штейнам с верхней стороны моста и к поперечным элементам шасси
транспортного средства. Применение уравнительной балки обеспе-
чивает одинаковую нагрузку обоих мостов и исключает какой-либо
I перенос нагрузки с одного моста на другой, что является особенно
важным, так как в этом случае ведущим становится только один мост.
Оба моста снабжены тормозами, что, по сравнению с одиночным
местом, значительно увеличивает поверхности фрикционных на-
Фирмы «Лейланд моторз»
520
521
Рис. 8.65 Подвеска двух задних ведущих мостов фирмы «Роквелл стандарт»
кладок. Уравновешенная нагрузка на мост и увеличение числа шин,
контактирующих с дорогой, обеспечивают улучшение условий тор-
можения при меньшей вероятности появления буксования. Вслед-
ствие равномерного нагружения н правильной геометрии, обсспе-
ченной подвеской в конструкций типа тандем, увеличивается орок
службы шин.
В случае необходимости получения большей силы тяги при
эксплуатации автомобиля в условиях бездорожья, подвеска типа
«Итон-хендриксон» может поставляться в тележке с двумя ведущими
мостами. Эго связанная пара мостов, приводимая одним карданным !
Рис. 8.66. Шарнирное крепле-
ние концов с помощью с ай лент-
блоков в автомобилях фирмы
«Лейла нд-моторз»
Рис. 8.67. Кронштейны, прикрепляем
к раме, в подвеске «Итон-хеидрикь»1 '
1 — кронштейны
522
Рис. 8.68. Общий вид подвески «Итоп-хендриксон» двух ведущих мостов тележки
при применении пар ал .телеграммной конструкции с уравнительной балкой
валом. Первый мост тележки содержит промежуточную передачу
с третьим дифференциалом, от которого крутящий момент с помощью
отдельного карданного вала передается на задний мост. Задний
.гост — обычного типа, а первый конструктивно подобен второму и
отличается только тем, что к нему добавлена промежуточная передача.
В связи с улучшением распределения нагрузок замена одиночного
моста двойным сама по себе является ценной. Конструкция с двумя
мнущими мостами в тележке тандем имеет большие достоинства,
1,1 гда ее используют для тяжелых транспортных средств, предназна-
ченных для эксплуатации иа твердых дорогах и по бездорожью.
Фирма «Итон экслз», рекламируя рассмотренную подвеску,
указывает на следующие ее достоинства.
1 Установка концов уравнительной балки в резиновых втулках
’“еспечивает максимальную упругость и восприятие колебательных
лви>кений без повышения трения и дополнительного смазывания.
Ир- Установка центра балки в резиновой втулке полностью устра-
Яе1 потребность в смазывании.
3. Четырехточечное крепление подвески к раме (см. рис. 8.67)
Раняет концентрацию напряжений в какой-либо точке рамы.
. • Установка шарового пальца реактивной штанги в резиновом
£?едте делает ненужным смазывание и обеспечивает упругость.
Применение поперечной трубы, соединяющей две уравнитель-
ТИГ] 6апки> обеспечивает правильную установку элементов подвески
чаг ТаиДем и позволяет избежать разрушительных перемещений
РУзок (см. рис. 8.68).
523
Рис. 8.69, Подвеска «Итон-хендриксон» двух ведущих мостов тележки при
меиении параллелограммной конструкции с уравнительной балкой:
а — вид сбоку (уравнительная балка параллельна раме); б — вид сзади- 1 — ра«д.т
между концами уравнительной балки (см. табл. 9.15) и центрами мостов; 2 — коле - '
6асстоявие от шины: 4 — разрез по рессорному хомуту л оси
нительной балки, 5 —разрез по кронштейну уравнительной балки; 6— дополни"
peccopHiofIHH,,: ” Расстояние между кроши теина ми уравнительной балки онрс Чсл
|{оЛ<
524
8 70. 1 (сложение
Р,,ссескп «Итон-хендрп-
1IftA двух мостов, име-
Кс°’параллелограмм-
конструкцию с урав-
нительной балкой, при
ЙезДе иа неровность
дор°г,‘
6. Применение реактивных штанг обеспечивает полную пере-
дачу реактивного момента без поворота моста назад или вперед
нз "центрального положения в случае торможения или разгона
автомобиля.
7. Применение уравнительной балки позволяет использовать
принципы рычага, чтобы уменьшить до 50 % влияние ударных
нагрузок на колесо или влияние неровностей дороги (рис. 8.70).
Когда передний мост тележки тандем поднимается, например, на
16 мм, конец уравнительной балки (точка Л) также поднимается
на 16 мм, а центр ее (точка В) поднимается только на 8 мм, следова-
тельно, рама поднимается на высоту, равную половине высоты
неровности дороги. Кроме того, появляется возможность обеспе-
чить равномерное распределение нагрузки между осями (рис. 8.71).
Нагрузка действует в середине уравнительной балки (точка В)
и распределяется поровну между обоими мостами. Нагрузка может
переноситься с одного моста на другой независимо от дорожных
условий и вида нагрузки.
8. Расположение подвески ниже оси обеспечивает допол-
нительный рычаг, взаимодействующий с реактивными штан-
гами, что помогает при восприятии момшгтов, действующий на
мост.
9. Конструкция характеризуется понижением центра тяжести,
благодаря чему влияние ударных нагрузок со стороны опорной
поверхности не передается на груз.
Ю. Правильная параллельная установка мостов друг относи-
тельно друга и по отношению к раме достигается автоматически с при-
менением параллелограммной системы.
На рис. 8.72 показана подвеска задних ведущих мостов на че-
тьгрех полуэллиптических рессорах, соединенных парами с помощью
качающихся рычагов. Подвеска такого типа с качающейся
Г1г'рой концов каждой пары рессор позволяет получить равномер-
|__ Нагрузка
Рис, 8.71. Случай равномерного рас-
пределения нагрузки по осям тележки
мостов при применении подвески
«Итон-хендриксон»:
1 — плечо р|.1ч.ч< .1
525
Рис. 5,72. Экспериментальное шасси грузового автомобиля А83 (колесная формула А . 4) клнлтпии-цигг BKPAtoi
526
Иг 1ягрузку 113 °б°их задних мостах. При разгоне и торможении
’^ние рессор, передающих осевые силы, вызывает догрузку про-
ь^уточиог0 или заднего мостов.
Список ЛИТЕРАТУРЫ
I Trzvosiowe samochody ciqzarowc konstrukcji BKPMct, Rocznik BKPMot
tywybrane 1962—63, Nr. 2, Warszawa, 1965.
Eaton 2 — speed axles, Service Manual. Operation, maintenance, lubrication,
. .-nfr instructions. Eaton Axles Ltd. Warrington: Publication No IE.
Jriv,„ Eaton service handbook — Tandem axles. Eaton Axles Ltd. Warrington Publi-
No 18A.
- 4 Eaton service handbook shift systems for 2-speed axles. Eaton Axles Lid, War-
• eton, Publication Nol 7R.
г,п”5 Field Maintenance Manuals. Rockwell-Standard Corporation, Transmission
1 дх!е Division. Detroit, Michigan.
aI1D e Koch К- M. Heavy duty axle design for off-road operation. Paper S 404.
cietv of Automotive Engineer. New York, 1960.
•’° 7/Riblet R. M., K'rtson Ch. M. Bearing applications for heavy-duty axles. SAE
TransactioriB, Vol. 63, 1955, p. 5—35.
8, Tandem suspension units Hendrickson RT series. Eaton Axles Ltd. Warrington,
publication No 11 A, 1972.
ГЛАВА IX
КОНСТРУКТИВНЫЕ ДАННЫЕ ВЕДУЩИХ МОСТОВ
В этой главе приведены основные конструктивные данные о в
дущих мостах, выпускаемых различными фирмами в качестве а
Варной продукции.
Фирма «Солзбери трэнсмиши»* Номенклатура фирмы состоит
из ведущих мостов для разных транспортных средств и различим
условий эксплуатации (от самосвалов с глубоким кузовом, исполь-
зуемых на строительных площадках, до малых тракторов с высоко-
напряженными двигателями, такси и гоночных автомобилей). Эти
мосты характеризуются прежде всего большой жесткостью. Ведущая
шестерня главной передачи и картер главной передачи с ведомой
конической шестерней прикреплены непосредственно к жесткой
средней части картера. Чулки картеров запрессованы и приварень.
непосредственно к средней части, что позволяет эффективно располо-
жить ребра жесткости. Правильная установка шестерен при наличии
консоли достигнута благодаря тому, что ребра жесткости распро-
страняются от опор ведущей шестерни до гнезд подшипников диф-
ференциала. Жесткая установка основных элементов средней части
моста обеспечивает бесшумную работу передачи.
Стандартизация отдельных элементов дает возможность обеспе-
чить разнообразие конструкции по колесной колее, исполнению
колес путем простой замены полуосей и чулков картеров. Унифи-
кация запрессовки труб чулков в среднюю часть картера приносит
особую выгоду автомобильным заводам, прежде всего при малом
или среднем объеме выпуска. Этот тип моста облегчает также кон-
струирование ведущих узлов для мостов с независимой подвеског
или типа «Де-Дион», в связи с возможностью использовать стандарт
ные шестерни, подшипники и другие элементы, наряд) со специ^И
пым картером, необходимым для данного конкретного моста. Щ
Применена гипоидная главная передача, так как она имеет боле(
высокий срок службы и работает менее шумно, чем коническая*
Кроме того, при использовании гипоидных шестерен можно п°л1
чить значительно большие передаточные числа в связи с большие
размерами ведущей гипоидной шестерни. Гипоидное смещение так^
очень подходит при низком расположении вала подвода крутят® 1
момента (карданного вала) как в легковых, так и в грузовых аа ч
мобилях. -
В табл. 9.1 дана техническая характеристика, ведущих ь1°с bi
текущего производства фирмы «Солсбери трэпсмшпи» п привеДс
размеры гласных передач и дифференциалов. Фирмой пропзводя1чИ
528
механизмы фирмы «Солсбери трэнсмишн»
Размеры, мм
529
530
Продолжение табл. 9.1
Модель моста Передаточные числа главной передачи
Первый ряд передаточных чисел Второй ряд передаточных чисел
2,88 3,07 3,31 3,54 3,58 3,73 3.77 3,91 4.09 4.10 4,27 4,45 4,55 4,56 4,88 4,89 5,13 5,22 5,38 g US со
07НА + Т +
04 НА + J- L -г -г + -1-
мни + + н- + + + + -г т + -L
ОоНА Г -г + +
08 НА - J- -L- +
ЮНА ЮНА3 — + -t 4- + - + + -
ЮНА + -Г + 4- + 4- -L
10HD* +
(Болты корпуса дифференциала S, мм
СП со J0HD * 167 - 1 «7 21 1 10 13 1 7,22 | 41.00 17_ .6 1 «I.-. \ зо '0
9,10 9,4 9,9 10,4 10,9 11,54 1 Чй'й I 14,39 1 § ?i =
07DR + + + -1- + -1-
08DR н- -4- + 18,0 UA 1-
10DR + + 4- + + -I- -Г +
08DT
\0ТТ 1 1,48 LE
L, мм М, мм . мм Болты корпуса дифференциала Р. мм О, ММ R. мм S, мм J, мм
Диаметр располо- жения, мм Число болтов, мм Диаметр резьбы, мм Вариант Вариант 2
07DR 111 154 162 140 8 1(1 41,33 30,23 107,95 28,58 21,43
08DR '69 213 222 191 12 13 57,22 4 1,02 161,93 36.50 23,01
10DR 160,3 224,7 227 203 12 13 57,22 41,3 174,6. 63. 35 32,13
08£>Т 169 213 222 191 12 13 37,22 41,02 161,93 36,30 23,01
\отт 1 нирам 2 3 мост с 6 в оди МО 160 ’азмер отнс Лейраб». Толщина тр \4ост предн П,ля мостов >азгруженн 1рименяетс ступицах увеличить 221,7 си тс я к фла убы выбира азначен дль приняты с ыми полуос дифферент колес устан вдвое пере; 227 нцам шарн> ется в зав тяжелых тедующне я ми; SD — нал «Паур овлены кон даточные ч 203 ров фирмы си мост и от условий эк условные о передний — Л ок»; ические пер пела, относ «Харди спа прочности сплуатации бозначения ведущий уг едачи, поза ящиеся к 13 йсер: Однг Возможиь SF — вед равляющи ому для ПС посту ЮН/ 57,22 ко могут бь конструкт. ущий мост мост; HR лучения зн ть примене ин с друго с полураз — веду щи ачения пер 174,63 ны и други й рессорно ружей нымг мост с пе даточного фланцы, и колесио полуосям редачами числа глав! одчодящце й колеей t; FF — ве ступицах ой передач 32,13 дущий колес; необ-
Рис. 9.1, Средняя часть жестких ведущих мостов (модели 07IIА, (УША, _05НА,
08НА, ЮНА и ПЯЛ) фирмы «Солзбери трэнсмишн»
жесткие задние ведущие мосты моделей Q7HA, 04 НА, 05НА, ОНИ А,
ЮНА и 11 НА (рис. 9.1), модель с независимой подвеской мост
MHU (рис. 9.2) и ведущие мосты моделей 07/)/?, 08/)/? и 10/)/?
(рис. 9.3) с двухступенчатой главной передачей, где первая ступень
выполнена в виде цилиндрической передачи. Модели W7DR, 08DR
и 10/)/? применяются главным образом для автопогрузчиков и про-
мышленного транспорта. Производится легкий вариант модели
08DR, который при большой колее колес имеет широкое применение,
в том числе и на транспортных средствах с электрической трансмис-1
сией. Легкий вариант модели Q8DR (с чулками картеров диаметром
70 мм и дифференциалом легкого типа) имеет номинальную нагрузку,
значительно меньшую номинальной нагрузки мостов автопогруз-
чиков, но близкую к номинальной нагрузке модели 05ЯА с одно-
ступенчатой главной передачей, передаваемый крутящий момент
соответствует модели 08НА. Модели 07D/? и 10/)/? имеют номиналь-
ную нагрузку, подобную моделям Q7HA и 10/L4 с одноступенчатом
главной передачей.
В модели моста Q8DT применена двухступенчатая главная пере-
дача (рис. 9.4), причем первая ступень передачи выполнена в впД?
системы трех цилиндрических шестерен. Л1одель G8DT с опущенной
понижающей передачей базируется на модели 08DR и используется
в самосвалах с колесной формулой 4X4. Модель 10ТТ (на рисунке
не показана) в основном состоит из модели 10D/? с опущенной понИ'
жающей передачей, подобной модели 08DT, но больших Ра3'
меров; кроме того, она оборудована коническими иланетарн®^
передачами в ступицах колес (см. рис. 9.6) с передаточным ч,,с
лом 2.
532
Рис. 9.2. Средняя часть ведущего моста с независимой подвеской (модель 04#) фирмы «Солзбери трэнсмишн»
533
Рис. 9.3. Средняя часть жестких ведущих мостов (модели 07D/?, 08D# и 10D7?) с двухступенчатой главной передачей фирмы
«Солзбери трэнсмишн» ___
Рис. 9.4. Средняя часть жестких ведущих мостов (модель 08DT) с двухступеьчатсй главной передачей фирмы «Солзбери трэнс-
мишн»
Рис. 9.5. Полуось с поворотным кулаком и шарниром Берфилд (серий ЮОДс и
125ЛС) фирмы «Солзбери трэнсмишн» (для ведущих мостов моделей 4HS, 5HS и 8/75)
На рис. 9.5 представлена часть картера с поворотным кулаком
для передних мостов (в настоящее время — для моделей 4HS, 5HS
и 8HS), оборудованных шарнирами равных угловых скоростей
«Бердфилд» серий ЮОДС и 125ДС.
Также серийно производятся картеры с колесной ступичной пере-
дачей (рис. 9.6) с передаточным числом 2, с полностью разгружен-
ными полуосями (рис. 9.7) для грузовых автомобилей и самосвалов
с глубоким кузовом и с полуразгруженными полуосями (рис. 9.8)
для легковых автомобилей и легких самосвалов. Ведущий мост
может быть оборудован обычным коническим дифференциалом
с двумя (рис. 9.10. а) или четырьмя сателлитами (рис. 9.10, б), а ие-
Рис. 9.7. Полуось разгружен-
ного типа фирмы «Солзбери
трэнсмишн»
Рис.^9.8. Полуось полуразгруженного
типа фирмы «Солзбери трэнсмишн»
которые модели мостов — дифференциалами повышенного трення
«Паур-лок».
Новая модификация дифференциала «Паур-лок» (рис. 9.9, б)
до настоящего времени применялась только в моделях ^7 НА. Осталь-
ные модели мостов оснащаются дифференциалом «Паур-лок» старой
конструкции (см. рис. 9.9, а).
Фирма «Цанрадфабрик пассау». Номенклатура выпуска
фирмы ZF состоит из передних ведущих мостов (управляемых),
жестких мостов и мостов тележек, а также ведомых передних мо-
стов для разного рода транспортных средств и рабочих машин,
таких как строительные машины, экскаваторы, автомобильные краны,
грузовые автомобили, тракторы и стогометатели, причем эти мосты
производятся с разными размерами и в разном исполнении
(табл. 9.2). В зависимости от вида транспортного средства средняя
часть моста может быть оборудована как конической, так и гипоид-
ной передачей. Использование планетарной передачи в ступицах
^ис- 9.9. Дифференциал повышенного трения типа «Паур-лок» фирмы «Солзбери
Кэисмишн»:
старой конструкции; б — новой конструкции
18 Яскввнч 3. 837
Рис. 9.10. Обычный дифференциал фирмы «Солзбери трэнсмишн»:
а — с Двумя сателлитами; б — с четырьмя сателлитами
колес позволяет получить увеличенные передаточные числа. В за-
висимости от типа и области применения ведущего моста переда-*
точные числа могут достигать значений в диапазоне 6—44. Кроме
того, планетарные передачи дают возможность использовать более
тонкие валы и сравнительно малую главную передачу (коническую
или гипоидную) в средней части моста, благодаря чему дорожный
просвет получается большим.
Мосты для строительных машин поставляются по выбору заказ-
чика с колодочными или барабанными тормозами. Если речь идет
о ведущих мостах строительных машин и автомобильных кранов,
то фирма ZF предлагает потребителям различные дополнения к стан-
дартной трансмиссии. В табл. 9.3 помещены размеры ведущих
мостов для строительных машин с планетарными передачами в сту-
пицах колес, а в табл. 9.4 — для экскаваторов, автомобильных
кранов и ведомых управляемых мостов. Размеры ведущих мостов
с планетарными передачами в ступицах колес для грузовых авто-
мобилей сведены в табл. 9.5, а для тракторов —в табл. 9.6.
В табл. 9.7- 9.9 приведены размеры и технические данные о диф*
ференциалах повышенного трения. В табл. 9.7 приведены рекомен-1
дации по подбору кулачкового дифференциала радиального типа.
Этот механизм изготовляется в двух вариантах: в комплекте с кар*
данным шарниром и без него. В табл. 9.8 приведены данные о ку*
лачковых дифференциалах осевого типа. Этот механизм изготсЯ
ляется в трех вариантах: в комплексе с гидравлическим шарниром*
с карданным шарниром и без него. В табл. 9.9 приведены данные
о дифференциалах повышенного трения (с дисковыми муфтам»)
«Локоматик», ’аналогичного в работе дифференциалу «Паур-лок»- J
Механизм ZF изготовляется в трех вариантах: в комплекте с гидр**1
влическим шарниром, карданным шарниром и без него.
538
ч ? Плптволствемная программа выпуска ведущих мостов с планетарными передачами в ступицах колес
фирм-- »Цанрадфабрик г. леей у» (по састоянию на 1977 г.)
Задние одноступенчатые зГ S с Ж <С 2 8 S Q. O.D.CL’ с. -Цй. - - - ч:,?ч:<ч:—-Й0- S цсхсС* ss ci. ci. •чч ci. о. •с Примечани я. По заказу изготавливаются ведущие мосты для стогометателей. * В числителе дана динамическая нагрузка на мост, а в знаменателе— статическая. 3 Статическая нагрузка на мост. 3 Статическая нагрузка на мост при установке дополнительного оборудования. ♦ Тележка состоит из двух одноступенчатых мостов.
Модели передних управляемых мостов 3 к : m
X S 3 1 ццц K)S цц ццц Scq и ш ю из л ю е CI ЛICIO о с о — — — —> со ОТ 1TJ ЦЦЦЦЦЦЦ
- Полное переда- точное число моста 6,88—31,83 6,85—31,83 6,85—37,44 8.06-37,44 6.85-37,44 8,06—44,64 9,85-44,64 11,42-27,56 6,02—25,88 6,88—29,47 6,88-29,47 6.85—34,48 8,06-40,56 8,06—40,56 1 17.49-37,44 ! 5,18-13,75 1 5,17—12,92 | 6,69-15.96 7,75-15,90 6,69-15,96 7,21-18,18 6.69-16,01 8,96—21,45 6.69—16,01
Размер шин, дюйм 20-24 20—25 24-25 24—25 24—25 25— 29 25-29 33—35 5S xi* СО со со со со О 03 c*j 03 oi оз со со 1 1 1 1 1 1 1 иииоооа — —' — оз оз оз оз
Нагрузка на мост, кН 2,94 — 3,98 3,93—5,88 5,88-7,86 7,86-9,81 9,81- 16,7 16,7—21,6 21,6—35,3 35,3—41,2 6,85/19,6 1 9,81/29,4 1 24,55 макс 2 34,30 макс* 49,10 макс 3 34,30 макс | 49.10 макс 6,86 макс ' 11,75 макс 1,86 1 2,16 3 2,55 s 2,75 s 2,75 ’ 3,30’ 4,22 ’
с g I Строительные машины Экскаваторы Автомобильные краны Вездеходные краны Грузовые автомобили Тракторы и погрузчики с дви- гателем мощностью, кВт, не более: 44 55 74 85 100 120 147
1Я*
9.3. Модели ведущих мостов с планетарными передачами в ступицах колес, выпуск*]!
Передний (управляемый) жесткий мост
Характеристика Передний мост Задний жесткий мост
APL-3 АР-5 АР-5 Л Р-7
Монтажные размеры, мм> полная шири- на А 2014 2036 2262 1796 1800 2046 2153 198f I 217(. 2262
расстояние ме- жду фланцами В 785 1783 2032 1580 1580 1785 1900 1755 В 19-10 2032
колея колес С 1660 1700 2000 1450 1600 1530 1660 1800 1700 I 1900 | 1950
рессорная ко- лея D 750 750 750 870 870 890 909 1031 876 1 909 1031 1
D, 120 120 150 150 120 120 150 150 В
Ds 335 335 425 425 335 335 425 125 В
Da 280 280 370 370 280 280 370 370
Обозначение смеще- с D О Н А1К с D | ВК D
L, 16,7 28,5 28.5 28,5 10 16.7 28,5 | 18 28,S 28^б__
£г 324 287 287 323 251 324 287 | 310 287
Перемещение фланца по вертикали 25,4 31,75 31,75 31,75 25,4 з.Д5 | 31,75 3I.?5
Размеры тормозного барабана 400X80 440 X X 80 400X80 440*80
Размеры тормозною диска 417X22 437х Х22 353 < Х22 | 417X22 437Х22
П р и и с ч а н и е. По заказу потребителя мост может быть укомплектован колоДЧ^М
гидравлический привод, за исключением моделей ЛР-11, АР-15 и ЛР-17, к коти
в моделях /1Р-20 и ЛР-30 предусматривается только пневматический привод.
510
I op «Цанрадфабрик пассау» для строительных машин (по состоянию на 1977 г.)
» -л
1 в
Г - С 1- -в -н
1 1 1 L
в 1
lg
Задний жесткий мост
Задний жесткий мост
— “ АР ° ДР-11 ZP-15 71Р-17 ЛР-20 Ч;
1Г «231 231 | 2354 |1 2411 2308 2362 2400 2450 2508 2558 2868 2516 2856 2987 2997 3120 3146 3202 3300 3378
। -— 1940 1 2032 2104 | [ 2 >0 1978 2032 2070 2140 2070 2120 2430 2120 2430 2885 2885 3048 3046 3082 3178 3332
В 1900 1950 2000 И 2 30 1900 1980 2070 2140 1970 2110 2310 2100 2290 2310 2290 2350 2350 2384 2590 2650
876 I 311 10,11 1100 876 1100 ИЗО 1150 1075 ИЗО 1150 1075 1150 1016 1095 1250
150 '.so 150 180 180 180 180 180 315
1 4Т, Н 500 425 500 425 500 500 500 585 585 680
370 1>^_448 370 448 370 448 448 444 536 536 585
1 » 1 L Н L 1 р Р s Р S Р s тк UK
n^J 28,5 28,5 28,5 | 32 32 32 32 32 32 32 57 65
-^L_l 340 323 340 | 418 418 404 418 404 418 404 465,5 556
|[^| 31,75 31.75 31,75 | 44,45 44,45 44,45 44.45 44,45 44,45 44,45 -
1*40 100 500Х120 500,-; 160 500Х 200 500Х X 250 660 X 200
460X20 490X26 5904 X 40 640Х X 40
'll Дисковыми тормозами. Для дисковых и колодочных тормозов предусматривается | Vr быть выполнен пневматический привод. Для варианта с колодочными тормозами
541
9.4. Модели ведущих мостов с планетарными передачами в ступицах колес дЛа
кранов, выпускаемых фирмой «Цанрадфабрик пассау» (по состоянию на 1977
н д ” If».—
*
i 1J
zd L li
p7
h.
Передние управляемые мосты для экскаваторов Задние жесткие мосты для экскаваторов Передние Я управляемые мосты для вездеходных кранов
Характеристика APL-B22 APL-B24 АР-В22 АР-В24 ЛРС-В35 А Р-ВЫ
Вариант исполнения I I I и ч
Монтажные размеры, мм: Полная ширима А 2144 2180 2144 2180 2440 jsmJ.
Расстояние между флан- цами В 1820 1820 1820 1820 2177 2530 |
Колея колес С 1844 1844 1844 1844 1971
о, 280 280 280 280 370
335 335 335 335 425
Тормозной барабан | 400V80 500Х -
Привод тормозной си- стемы Гидравлический Пневматический
Условное обозначение смещения оси в. вк С, СК в. вк С. СК D
Вариант исполнения главной передачи 2
Обозначение смещения оси в с D | L | ВК | СК DK
Ds 120 120 150 | 180 | 120 | 120 iso L—
- — 1 - 1 - I - — 1
Lt I 16,7 16.7 28.5 | 28,5 | 18 | 16,7 35
l2 1 324 324 287 ’ 1 340 | 306 1 324 338 1
La 1 — 1 - I - J—-=н
Вертикальное смещение оси ведущей шестерни главной передачи про- межуточного моста 25,4 25.4 31.75 31,75 0 । 0 0 ы
542
автомобильных кранов и ведомых управляемых осей для автомобильных
п Передние управляемые мосты для автомобильных кранов 1 Задние жесткие мосты одиночные (тандем для автомобильных кранов *) Неведущие управляе- мые мосты для авто- . мобильных кранов
; APL 825 A PL-835 A PL-850 А Р-835 ЛР-850 ЛМ£-В25 ANL-B25
И I II I > 1 .. I п 1 1 11
‘.194 1 2744 2440 2654 2490 2740 2565 2039 2289 2499 2740 2565 2494 2744 2440 2654 2490 2740
240 Й’7 .£ 2019 2233 2402 2652 2150 1617 1867 2417 2658 2150 2408 2658 2019 2233 2402 2652
1995 2209 2459 1962 2212 2462 2175 1643 1893 2143 2001 2242 2492 2175 2070 2320 1995 2209 2459 1962 ' 2212 2462
28о 280 370 280 370 1 280 280
,335 335 | 425 335 425 335 1 335
410Х 160
500/ 180 |
| 500 180 1 410X160
Пневматический
410Х 160
I DKST/2
D, DK. DK-7
DKST/2
НК ID, DK, DK-7 I НК I
______I DKST/2 I__________[
1 — с гипоидной главной передачей.
2 — с конической главной передачей.
3 — с проходной главной передачей. По желанию уста-
навливается блокируемый межосевой дифференциал,
при этом Ls — 514 мм. Ls == 749 мм.
4 — с двухвальной промежуточной цилиндрической пе-
редачей.
• Тележка тандем свстеит из двух одиночных мостов АР-В 35
или АР-В50.
Исполнение
Исполнение
Исполнение
Исполнение
543
9-.5. Модели ведущих мостов с планетарными передачами в ступицах колес
для грузовых автомобилей, выпускаемых фирмой «Цанрадфабрик пассау»
(по состоянию на 1977 г.)
А
Xар а ктеристика Эскиз 1 Эскиз 2 | __
передний (управляемый) мост APL-5500 Задний жесткий ЛР1-<12Т5ОО Мост в тележке т андем * —
Монтажные размеры, мм: полная ширина А расстояние между фланцами В колея колес С рессорная колея D Ц i-2 ^-3 /.**♦ ь, Di 2445 2360 2040 950 16,7 324 150 2211 1756 1780 930 35 338 235 360 78 150 J (180 для тележки таНД^.
544
Продолжение табл. 9.5
Характеристика Эскиз 1 Эскиз 2
передний (управляемый) мост ДР/,-5500 Задний жесткий мост Л Р-12 500 Мост в тележке тандем *
D. Г>:, Ds 335 280 335 280 150
децимальный угол поворота ко- леса а, размер тормозного барабана, мм Тормозной привод 39 410.-: 140 Гидравличе- ский 410X180 Пневматический
* Тележка тандем состоит из двух одиночных мостов АР-12 500. * * Мост с проходной главной передачей (£>К-7) может быть, по желанию, обо- рудован межосевым дифференциалом, при этом = 514 мм. Фланцы главных передач 1 ведущего и проходного моста смещены от оси моста на 77 мм (вправо или влево).
Фирма ZF изготовляет ведущие мосты для следующих механи-
ческих транспортных средств и рабочих машин: строительных
машин (совковые погрузчики, бульдозеры, скреперы, грейдеры;
экскаваторы), кранов и подъемников (самоходные автомобильные
краны, тележки подъемников), тракторов (сельскохозяйственные
ррелевочные н колесные тракторы), автомобилей (грузовые автомо-
били, самосвалы, автобусы, автомобили для коммунального хо-
зяйства), механизации погрузок (погрузчики), специальных транс-
портных средств.
Фирма «Итон трак компоненте» . Широкая номенклатура изде-
лий, выпускаемых фирмой, охватывает ведущие мосты с одноступен-
чатой главной передачей (табл. 9.10), двухскоростной главной пере-
дачей (табл. 9.11). двухступенчатой сложной главной передачей,
гДе вторая ступень выполнена в виде планетарной передачи
(табл. 9.12) и привод двух задних ведущих мостов тележки (табл. 9.13).
В габл. 9.14 приведен полный перечень передаточных чисел, при-
меняемых в ведущих мостах фирмы «Итон». Все ведущие мосты
фирмы «Итон» обозначаются при помощи пяти цифр. Первые две
Цифры указывают серию модели, третья цифра определяет тип моста,
а именно: 1 — одноступенчатая главная передача; 2 - двухступен-
чатая главная передача; 3 - главная передача с планетарными
передачами в ступицах колес. Четвертая цифра определяет размер
домой шестерни главной передачи, а пятая уровень конструк-
ции. Ниже приведены примеры нового способа обозначения мос-
Гов.
545
Обозначение ноной серии Тип конструкции главной передачи °''ознаЧеН1, старой С(*‘
18(00 18120 18200 18220 18300 18320 Одноступенчатая, диаметр ведомой шестерни 407 мм Одноступенчатая, диаметр ведомой шестерни 420 мм Двухскоростная, диаметр ведомой шестерни 407 мм Двухскоростная, диаметр ведомой шестерни 420 мм Двухступенчатая центральная, вторая ступень — пла- нетарная передача, диаметр ведомой конической ше- стерни 407 мм Двухступенчатая центральная, вторая ступень — пла- нетарная передача, диаметр ведомой конической ше- стерни 420 мм 1870 18 802 8802
Для обозначения мостов в тележке используются следующие
символы:
D — промежуточный мост; R — задний мост; 5 — мост с одно,
ступенчатой главной передачей; Т — мост с двухскоростной главней
передачей; Р — мост с двухступенчатой главной передачей (вторая
ступень — в виде планетарной передачи).
Отдельно следует упомянуть о стандартизации узлов подвески
типа тандем. В табл. 9.15 приведены данные, касающиеся подвески
типа «Хендриксон» серии RT фирмы «Итон экслз» (см. п. 4.2 гл. VIII).
Фирма «.SO.M.A. Ероп трансмисьон». Все мосты, имеющиеся
в номенклатуре фирмы SO.M.A, можно разделить по назначению на
четыре группы: I) мосты для легковых автомобилей с кузовом уни-
версал; 2) мосты для грузовых автомобилей; 3) мосты для внедо-
рожных автомобилей (самосвалов); 4) мосты для стронтельно-до-
рожных машин. Чтобы удовлетворять различным требованиям,
составные элементы (картер, шестерни, материалы и т. п.) мостов
приспосабливают к назначению транспортных средств.
Для мостов этих четырех групп можно отметить следующее. I
Мосты модели «Спайсер», выпускаемые по лицензии фирмы «Дама»
и относящиеся к первой группе, имеют литые картеры, тянутые и
сварные трубы. .Мосты остальных групп с номинальной нагрузкой
на мост до 2.45 кН имеют литые термообработанные картеры или
кованые банджо. Мосты с номинальной нагрузкой свыше 2,45 кН
имеют литые картеры банджо. Модели мостов и номинальные на-
грузки приведены ниже.
Модель моста Номинальная нагрузка на мост, кН Модель моста Номинальная нагрузка на мост, кН
30 9,81 12М 49,1—68,6
40 9,81—14,7 15М 68,6—98,1
60 14,7—24,5 17М 98,1 147,0
70 24,5—44,10 20М 127,0—245,0
95 44,1—54,0 40М 245,0-393,0
65М 393,0—638,0 J
546
9.в. Модели ведущих мостов с планетарными передачами в ступицах колес для тракторов и погрузчиков,
выпускаемых фирмой «Цанрадфабрик пассау» (по состоянию на 1977 г.) ф
547
9.9 Параметры разных моделей дифференциалов «Локоматик» повышенного внутреннего трения (с дисковыми муфтами)
фирмы «Цанрадфабрик пассау»
Характеристика И (lb
Ж
ш 0
ОД175 DA275 DZ.500 DL750 DL1000 DL1300 Л Л1600 DL1800 D £.2200 DД3500 одзооо
Максимальный крутящий момент (на ведомой шестер- не главной передачи), кН-м Масса, кг Размеры монтажные, мм: D (минимальный) d (минимальный) В (минимальный) W (максимальный) 1,72 6 92 91,5 92 30 2,70 8 112 111,5 104 35 4,91 10 130 129 122 40 7,35 12 142 140 130 45 9,81 15 150 148 140 48 12,75 22 170 168 150 50 15,70 25 176 175 155 60 17,65 30 190 188 165 60 21,60 35 208 206 180 68 34,30 40 225 224 205 78 49,10 100 280 260 280 90
9.11. Техническая характеристика двухскоростной главной передачи фирмы «Итон трак компоненте»
Модель
Параметр 13802 16220 18200 18220 19220
Нагрузка иа мост, кН Масса автомобиля с полной нагрузкой, кг Максимальная масса транспортного средства с прицепом, кг Делительный диаметр ведомой шестерни глав- ной передачи, мм Диаметр полуоси, мм Расстояние х, мм Колея колес, мм Число болтов крепления колеса Диаметр расположения болтов, мм Резьба болтов (обозначение или наружный диаметр) 69,8 10 886 15 422 349,3 40,5 311,9 1 715 8 275 89,5 12 474 20 321 381 42,9 319,4 1 727— 1 829 7/8 99,5 16 257 26 444 406,4 47,6 333,4 1 810 8 или 10 275 или 335 BSF или 22 ю 99,5 16 257 26 444 419,1 47,6 339,7 1 810 99,5 16 257 34 473 457,2 52,4 395,5 1 810—1 800 10 335
Размеры тормозного барабана, дюйм 15 1/4X5 15 1/2X6 15 1/2X7 15 1/2X8 15 1/2X7 15 1/2X8
Привод тормозов Г идравличе- ский Гидравлический, пневматический или механи- ческий Пневматиче- ский или ме- ханический
Продолжение табл. 9.11
Параметр
Модель
13802 16220 18200 18220 19220
Передаточные числа (см. табл. 9.14)
4,50/6,25 4.62/6,43 3,31/4,53 6,50/8,86 3,70/5,04
5,14/7,16 4,88/6,78 3,70/5,05 7,17/9,77 4,11/5,60
5,83/8,12 5,14/7,15 4,11/5,61 6,14/8,38 4,33/5,90
6,33/8,81 5,57/7,75 4,56/6,21
6,14/8,55 4,35/5,91 4,88/6,64
6,50/9,04 4,56/6,21 5,43/7,39
7,17/9,97 4,88/6,65 6,17/8,40
5,14/7,02 6,67/9,08
5,29/7,21 7,17/9,76
5.57/7,60 / /
Я. Г2. Техническая характеристика двухступенчатой главной передачи фирмы «Итон трак, компоненте»
(вторая ступень выполнена в виде планетарной передачи н общем картере с конической передачей)
Параметр Модель 1
3802 16320 18300 18320 19320
Нагрузка на мост, кН Масса транспортного средства с полной нагрузкой, кг Максимальная масса транспортного сред- ства с прицепом, кг 69,8 10 886 15 422 89,5 12 474 22 861 99,5 16 257 29 465 99,5 16 257 29 465 99,5 16 257 36 578 1
Делительный диаметр ведомой шестерни главной передачи, мм Диаметр полуоси, мм Расстояние х, мм Колея колес, мм Число болтов крепления колеса Диаметр расположения болтов, мм Резьба болтов (обозначение или наруж- ный диаметр) 349,3 40,5 311,9 381 42,9 319,4 406,4 47,6 333,4 419,1 47,6 339,7 457,2 52,4 395,5
1 715 1 727- -1 829 1 810 1810 или 1 880
8 8 или 10 10
275 275 или 335 7/8 BSF или 22 мм 335
Размеры тормозного барабана, дюйм 15 1/4X5 15 1/2X6, 15 1/2X7, 15 1/2У.8 15 1/2X7 или 15 1/2X8
Привод тормозов Гидравличе- ский Гидравлический, пневматический или механический Пневматический или механический
Продолжение табл. 9.12
Параметр Модель
30£> 38D
Нагрузка на тележку, кН Масса транспортного средства с полной на- грузкой (кг) Максимальная масса транспортного средства с прицепом, кг Делительный диаметр ведомой шестерни глав- ной передачи, мм Диаметр полуоси, мм Расстояние х, мм Расстояние у, мм Колея колес, мм Число болтов крепления колес Диаметр расположения болтов, мм Резьба болтов (обозначение или наружный диаметр) Размеры тормозного барабана, дюйм х -. - У 159,5 22 353 30 481 381 42,9 461,6 170,3 1 816 3 7/8 BSF 15 1/2X6 или 15 1/2X7 199,2 (максимальная) 26 417 45 359 406,4—419,1 50,8 475,4 186,1 1810 0 35 или 22 мм 15 1/2X7 или 15 1/2X8
Передаточные числа см, в табл. 9.14
30DS 4,62 4,88 5,57 6,14 6,5 7,17 ЗОНТ 4,62/6,43 4,88/6,78 5,57/7,75 6,14/8.55 6,5/9,04 7,17/9,97 30DP 6,43 6,78 7,75 8,55 9,04 9,97 38DSD/D 3,70 4.11 4,33 4,56 4,88 5,29 5,57 6,14 6,50 7,17 38DTB/D 3,70/5,05 4,11/5,61 4,33/5,91 4,66/6,21 4,88/6,65 5,29/7,21 5,57/7,60 6,14/8,38 6,50/8,86 7,17/9,77 38Dpb:d 5,05 5,61 5,91 6,21 6,65 7,21 7,60 8,38 8,86 9,77
9.14. Передаточные числа в различных типах ведущих мостов
фирмы «Итон трак компоненте»
Серия моста Двухскоростцая главная передача Одноступенчатая главная передача Двухступенчат» передача (втора ступень — планЯ тарная п^редац^р
Высшая передача Низшая передача
13 Модель 13802 Модель 13802
4,50 6,25 6,25
5,14 7,14 — 7,14
5,83 8,11 8,11
6,33 8,81 8,81
16 Модель 16220 Модель 16120 Модель 16320
4,62 6,43 4,62 6,43
4,87 6,77 4,87 6,77
5,14 7,14 — 7,14
5,57 7,75 5,57 7,75
6,14 8,53 6,14 8,53 I
6,50 9,04 6,50 9,04
7,17 9,97 7,17 9,97
18 Модели 18200 и 18220 Модели 18100 Модели 18300
и 18120 и 18320 j
3,31 4,53 3,31 4,53 I >
3,70 5,05 3,70 5,05
4,11 5,61 4,11 5,61
4,33 5,91 4,33 5,91
4,56 6,21 4,56 6,21
4,88 6,65 4,88 6,65 I
5,14 7,02 — 7,02
5,29 7,21 5,29 7,21
5,57 7,60 5,57 7,60
6,14 8,38 6,14 8,38
6,50 8,87 6,50 8,87
7,17 9,75 7,17 9,75
19 Модель 19220 Модель 19120 Модель 19320
3,70 5,04 3,70 5,04
4,11 5,60 4,П 5,60
4,33 5,90 . 4,33 5,90
4,56 6,21 4,56 6,21
4,87 6,63 4,87 6,63
5,43 7,39 5,43 7,39
6,16 8,40 6,16 8,40
6,67 9,08 6,67 9,08
7,17 9.76 — 9,70
30ZJ Модель 30DT Модель 30DS Модель 30^
4,62 4,87 6,43 6,78 4,62 4,87 6,43 6,78 ]
7,75 5,57 7,75 1
6,14 8,53 6,14 8,53 1
6,50 9,04 6,50 9,04 1 .
7,17 9,97 7,17
556
Продолжение табл. 9.14
L « а Д вухскоростнИЯ 1 лявная передача Одностуи ей ч а тая главная передача Дну хступенчатоя передача (вторая ступень — плане- тарная передача)
Высшая передача Низшая передача
1 38D I Модель 3,70 4,11 4,33 4,56 4,87 5,29 5,57 6,14 6,50 7,17 8DTB/D 5,05 5,61 5,91 6,21 6,65 7,21 7,60 8,38 8,87 9,77 Модель 38DSB/D 3,70 4,11 4,33 4,56 4,88 5,-29 5,57 6,14 6,50 7,17 Модель 38DPB1D 5,05 5,61 5,91 6,21 6,65 7,21 7,60 8,38 8,87 9,77
Тележка тандем предусматривается в моделях 15М, 17М и 20М.
Все мосты имеют два вида привода: одноступенчатые и двухступен-
чагые с передачами в ступицах колес. Фирма выпускает передние
'управляемые) и задние жесткие мосты. Поставляются также мосты
да грейдеров и дорожных катков на резиновых шинах.
Мост DA 60-ЗЕ грузового автомобиля, выполненный на базе
поста легкового автомобиля. На рис. 9.11 показан жесткий задний
‘уост с одноступенчатой гипоидной главной передачей, причем, по
жел нию потребителя, может устанавливаться дифференциал по-
вы1г иного трения. Ниже дана краткая техническая характеристика
моста.
1ом1 пильная нагрузка на мост, кН . _ . 22,25
ередаточные числа . . ........... 3,54 3,43 4,10 4,56
4,88 5,86 6,17 7,17
Визу пр ведомой шестерни главной пере-
«Ч мм ................................ 247,65
ДОмоза . Барабанные или дисковые с гидравли-
ческим приводом
jacca, кг . . 82
рсло . ... S/4/E90EP
В Мост DA-70-HD грузово-
автомобиля, выполненный
базе моста легкового авто-
На рис. 9.12 показан
1п Ур жесткого ведущего
ста с одноступенчатой гн-
4°«ДНой главной передачей,
Пророй может устанавли-
№|( - • 1Л повы‘
R * 'ого трения. Ниже дана
г1 кая техническая харак-
г^Яетпка моста.
а IVlUznCT ус
, Ге я дифференциал
9.15. Параметры подвески
типа «Хендриксон» ведущих мостов
тележки фирмы «Итон экслз»
Обозначение модели Нагрузка на опорную поверхность, 11 Расстояние между концами ура вп нтельноп балки, мм
RT 340 154 220 1219
RT 350 163 290 1219
RT 380 172 360 1270 1372
RT 440 199 580 1270 1372
557
ЮМ
2776
Рис. 9.11. Габаритный чертеж жесткого зад-
него ведущего моста модели DA 60-ЗЕ фирмы
«SO. М. А. Ероп трансмисьов» (выпуска-
емого по лицензии фирмы «Дана») для грузо-
вых автомобилей, выполненных на базе лег-
ковых :
/ — торцовая поверхность фланца полуоси: 2 —
рессорные подушки могут быть другими; 3 —
ось дифференциала; 4 — гипоидное смещение
;НЕ:
Онколей рессор
ЦР колеи колес
Номинальная нагрузка на мост, кН 44,10
Передаточные числа ... 3,73 4,10 4,56 4,88
5,13 5,86 6,17 7.17
Диаметр ведомой шестерни главной пере-
дачи, мм.............................. 266,7
Тормоза . . Барабанные нли дисковые с гидравли-
ческим приводом
Масса, кг . . . 136
Масло ... SAE9QEP
Мост L-15MF для грузовых автомобилей. На рис. 9.13 показан
жесткий задний ведущий мост с одноступенчатой конической (с кру-
говыми зубьями) главной передачей, в котором может быть преду-
Рис. 9.12. Габаритный чертеж жесткого зад-
него ведущего моста модели DA 7G-HD фирмы
«SO. М. А. Ероп трансмисьон» (выпуска-
емого по лицензии фирмы «Дана») для грузо-
вых автомобилей, выполненных на базе лег-
ковых:
1 — торцовая поверхность фланца полуоси;
2 — ось дифференциала; 3 — гипоидное смеще-
ние
А.
м>77г40
-А
Q3колеиjieccop
0,3колеи колес
Р3,3_
31,75^
558
<1)12*100
559
560
смотрена блокировка дифференциала. Ниже дана краткая харак-
теристика моста.
Номинальная нагрузка на мост, кН . . . 83,4
ргредаточные числа . . .............. 6,166 37 : 6 6,833 41 : 6
Диаметр ведомой шестерни главной пере-
дачи, мм.............................. 387,35
Максимальная частота вращения на входе,
об/мии ............................................ 4000
Тормозной привод.......................Гидравлический Пневматический
размеры тормозного барабана, мм .... 406Х125
Масса моста, кг...................................... 430
Масло ..................................... SAE90EP
Мост D-15/MRDfF для внедорожных автомобилей (самосвалов).
На рис. 9.14 показан жесткий передний (управляемый) ведущий
мост с двухступенчатой разнесенной передачей, причем первая
ступень выполнена в виде конической (спиральной) передачи, а вто-
рая - в виде планетарных передач в ступицах колес. Предусмотрены
цельные кованые картеры типа банджо. Ниже дана краткая техни-
ческая характеристика моста.
Номинальная нагрузка, кН...............
Передаточные числа конической передачи:
стандартные
по заказу
Передаточное число планетарной передачи
ОС ;ее передаточное число моста:
стандартное............................
по заказу .........................
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин.................................
Тормозной привод ......................
Размеры тормозного барабана, мм . .
Масса моста, кг........................
[Масло....................
Заправочный объем масла, л:
в средней части . . ............
в ступице колеса . ...
68,6
4,63 37 : 8
5,28 37 : 7 6,83 41 : 6
1,605 3 , 58 *
7,78
16,6
8,5 11
19,01 24,5
387,5
4000
Пневматический Гидравлический
414Х 125
680
SAE^EP
9
2,5
6,166 37 : 6
4,85 34 : 7
9,85
22,02
7,78
17,41
1 Чугунные ступицы для 20-дюймовых двойных съемных ободьев или чугунные сту-
пицы для простых дисковых колес.
Мост D-17 MRF для внедорожных автомобилей (самосвалов).
Н<4 рис. 9.15 показан контур жесткого заднего ведущего моста
с двухступенчатой разнесенной передачей, причем первая ступень
®Ыполнена в виде конической, а вторая — в виде планетарных пере-
дач в ступицах колес. Применяются цельные кованые картеры типа
банджо. Ниже дана краткая техническая характеристика моста.
Номинальная
Передаточные
нагрузка па мост, кН . . .
числа конической передачи:
стандартные . . ..................... 6,166 37 : 6
L по заказу............................. 5,28 37 : 7
Передаточное число планетарной передачи
117,6
4,63 37 : 8
6,83 41 : 6
1,605
3,58*
561
Общее передаточное число моста
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин.................................
Тормозной привод ............
Размеры тормозного барабана, мм
Масса моста, кг...........
Масло ......................... . ,
Заправочный объем масла, л:
в средней части ...............
в ступице колеса
9,85 7,42 8,5 11
22,021 16,6 х 19,01 24,51
415,93
4000
Пневматический Гидравлический1
414Х150
710
SAE90EP
Н,5
3
1 Чугунные ступицы для 20-дюймовых двойных съемных ободов или чугунные сну.
тненняя ступицы для простых дисковых колес.
Мост D-17 MRTG-17 MRT для внедорожных автомобилей {са-
мосвалов). На рис. 9.16 показан контур двух задних ведущих мостов 1
в последовательном приводе (тандем) с двухступенчатой разнесен-
ной передачей, причем первая ступень выполнена в виде конической
передачи, а вторая — в виде планетарных передач в ступицах колес.
1 Промежуточный мост имеет на входе передачу с передаточным числом 1 и с пневмо-
управляемым межосевым дифференциалом (по желанию заказчика предусматривается внут.
ренняя блокировка дифференциала).
Рис. 9.15. Габаритный чертеж жесткого заднего ведущего моста (с планетар^ с„
передачами в ступицах колес) модели 0-17 MRF фирмы «SO. М. А. Ер°п
мисьон» для внедорожных автомобилей и самосвалов:
1 — колея колес
562
применяются цельные кованые картеры типа банджо. Ниже дана
краткая техническая характеристика мостов.
Номинальная нагрузка на тележку, кН
йередаточные числа конической передачи:
*' ‘ стандартные.......................
I по заказу............................
0С) сдаточное число планетарной передачи
0бщее передаточное число моста.........
диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин.................................
Тормозной привод ..............
ра леры тормозного барабана, мм
Масса:
моста модели \7MRTG
I моста модели 17MRT . .
М^ло ........................
Заправочный объем масла, л:
Г в средней части .........
в ступице колеса
255
6,166 37 : 6 4,63 37 :8
5,28 37 : 7 6,83 41 : 6
1,605
9,85 7,42 8,5 11
415,93
4000
Пневматически й
414У50
830
730
SAE90EP
11,5
3
Мост Р-12 MRDD.'F для строительных машин. На рис. 9.17
показан контур жесткого переднего ведущего моста с двухступен-
чатой разнесенной передачей, причем первая ступень выполнена
в виде конической передачи’ а вторая — в виде планетарных пере-
да 4 в ступицах колес. Применяются цельные кованые картеры
типа банджо. Ниже дана краткая техническая характеристика
моста.
Номинальная нагрузка на мост, кН . . .
Пе{ - даточные числа конической передней
мредачи:
стандартные
по заказу ............................
Зер- даточное число планетарной передачи
Эбщес передаточное число моста...........
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
|об/мш1 .................................
ормозной привод......................
азмеры тормозного барабана, мм . . ,
;1зсса моста, кг ... . ....
ia< . о ..............
Справочный объем масла, л:
в средней части .....
в ступице колеса
58,8
6,166 37 : 6 5,28 37 : 7
4,85 34 : 7 5,83 35 : 6 6,83 41 : 6
3,58
22,02 19,0 17,4 20,9 24,5
352,45
4000
Гидравлический Пневматический
406\ 100
500
5ЛР90РР
7
1
Мост Р-15 MRDDIF для строительных машин. На рис. 9.18
°Казан контур жесткого переднего моста с двухступенчатой раз-
менной передачей, причем первая ступень выполнена в виде кони-
Мкой передачи, а вторая — в виде планетарных передач в ступи-
колес. Применяются цельные кованые картеры типа банджо,
рке дана техническая характеристика моста.
563
/sso
(iCn tlfinHll-dtflllliH
4 \1 . I/
564
ь
р«с Габаритный чертеж двух ведущих мостов тележки (с планетарными
рсдачами в ступицах колес) модели D-17 MRTG-V7 MRT фирмы «SO. М. А. Ероп
Кцсмисьон» для внедорожных автомобилей и самосвалов:
промежуточный мост; б — задний мост; 1 — колея колес 1850 мм; 2
• модели Глянсер-1700
фланец шар-
и-.щнальная нагрузка на мост, кН ...
И£,сдаточные числа конической передачи:
1 стандартные.......................... 6,166 37 : 6 5,28
по заказу............................ 4,85 34 : 7 5,83 35 : 6
1иергчаточное число планетарной передачи 3,58
Общее передаточное число моста......... 22,02 19,0 17,4
диаметр ведомой конической шестерни, мм 387,35
^Есн.мальная частота вращения иа входе,
»б/1-
Тормозной привод
78,5
37: 7
6,83
41 : 6
24,5
4000
. Устанавливается по желанию
заказ-
чика
разг р тормозного барабана, мм 406Х 100
Масса моста, кг . . 530
Мас. > ................ SXE90EP
Справочный объем масла, л:
Г в средней части.......... 9
I в ступице колеса ... 1,5
I Мост Р-12 M.RF для строительных машин. На рис. 9.19 показан
контур жесткого заднего моста с двухступенчатой разнесенной пере-
даче й, причем первая ступень выполнена в виде конической передачи,
i вторая — в виде планетарных передач в ступицах колес. Приме-
няются цельные кованые картеры типа банджо. Ниже дана техни-
кская характеристика моста.
Номинальная нагрузка на мост, кН
Передаточные числа конической передачи:
стандартные . . . . .
по заказу ...........................
федаточное число планетарной передачи
Задес передаточное число моста........
йамстр ведомой конической шестерни, мм
аксимальная частота вращения на входе,
«ми и
“рмозной привод................
|*змеры тормозного барабана, мм
асс« моста, кг .
рло
Рравочный объем масла, л:
в средней части . .
в ступице колеса
58,8
6,166 37 : 6 5,28 37 :7
4,85 34 : 7 5,83 35 : 6 6,83 41 : 6
3,58
22,02 19,0 17,4 20,9 24,5
352,45
4000
Пневматический Гидравлический
4064 100
420
SAE90EP
1
1
h\octn Р-17 MRF для строительных машин. На рис. 9.20 показан
РНтур заднего ведущего моста с двухступенчатой разнесенной пере-
; причем первая ступень выполнена в виде конической передачи,
вторая в виде планетарных передач в ступицах колес. Приме-
мся цельные кованые картеры типа банджо. Ниже дана краткая
г^Ическая характеристика моста.
565
<322 A-A
<t> +
fW
транс-
машин:
Гл ян
Рис. 9.17. Габаритный чертеж же-
сткого переднего ведущего моста
(с планетарными передачами в ступи-
цах колес) модели Р-12 MRDDiF
фнрмы «SO. М.. А. Ероп
мисьон» для строительных
I — фланец ширни,— модели
сер-1500»; ' гпоп. tvtiBHt'r*
<а
<Z>ZSO
Рис. 9.19. Габаритный чертеж,
жесткого заднего ведущего
моста (с планетарными переда-
чами в ступицах колес) мо-
дели Р-12 MRF фирмы
«SO. М. А. Ероп трансмисьон»
для строительных машин:
1 — фланец шарнира модели «Глян-
сер-1410»; 2 — rnnfva п.пианг>гп пт-
версти”
Рис. 9.20. Габаритный чертеж яе-
разрезного заднего ведущего мо-
ста (с планетарными передачами
в ступицах колес) модели Р-17 MPF
фирмы «SO. М. А. Ероп транс-
мисьон» для строительных машин:
1 — фланец шарнира фирмы «ГляТТ
сер» 2 — пробка скивного отверстия
М77
570
Номинальная нагрузка на мост, кН . . ,
Передаточные числа конической передачи:
1 стандартные . ..............
по заказу ..........................
Передаточное число планетарной передачи
kguiee передаточное число моста.........
д««метр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения иа входе,
об/мин ..............................
Тормозной привод ................
размеры тормозного барабана, мм
]Иасса моста, кг.................
Масло.........................
Заправочный объем масла, л:
в средней части . .
в^стулице колеса....................
117,6
6,166 37 : 6 4,63 37 :8
5,28 37 : 7 6,83 41 ! 6
3,58
22,02 16,6 19,0 24,5
415,93
4000
Пневматический Гидравлический
406Х125
650
5Л£90ЕР
Мост P-15MRF-MRAF-MRAF2V для строительных машин.
На рис. 9.21 показан контур жесткого заднего моста с двухступен-
чатой разнесенной передачей, причем первая ступень выполнена
в виде конической передачи, а вторая — в виде планетарных пере-
дач в ступицах колес. По заказу ведущий мост может быть оснащен
дополнительной одно- и двухскоростной конической передачей.
Применяются цельные картеры типа банджо. Ниже дана краткая
техническая характеристика моста.
Инициальная нагрузка на мост, кН . . . 78,5
Передаточные числа конической передачи:
стандартные . . 6,166 37 : 6 5,28 37 : 7
по заказу 4,85 34 -7 6,83 41 : 6
Передаточное число планетарной передачи 3,58
Общее передаточное число моста 22,02 19,0 17,4 24,5
Диаметр ведомой конической шестерни, мм 387,5
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин 4000
Тормозной привод........................ Пневматический Гидравлический
Размеры тормозного барабана, мм 406Х125
Масса моста, кг........................................ 650
Масло................................................ SAE90EP
Заправочный объем масла, л:
в средней части . 9
в ступице колеса 1,5
Мост C-15MRDIF для строительных машин. На рис. 9.22
показан контур жесткого переднего ведущего моста с двухступенча-
той передачей, причем первая ступень выполнена в виде конической
передачи, а вторая — в виде планетарных передач в ступицах колес.
Применены цельные кованые картеры типа банджо. Ниже дана
Краткая техническая характеристика моста.
Номинальная нагрузка иа мост, кН ...
Передаточные числа конической передачи:
стандартные............................ 6,166 37 ; 6
по заказу.......................... 4,85 34 : 7
Передаточное число’планетарной передачи
Общее передаточное число моста......... 22,02 19,0
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения иа входе.
19»
78,5
5,28 37 : 7
6,83 41 : 6
3,58
17,4 24,5
387,35
671
об/мин . ...
Тормоза . . .
Масса моста, кг ...
Масло ....................
Заправочный объем масла, л:
в средней части ....
в ступнце колеса
4000
Дисковые Барабанные
680
SA£90£P
1,5
Мост C4-12MRDIF для строительных машин. На рис. 9.23
показан контур переднего ведущего моста с разнесенной передачей
причем первая ступень выполнена в виде конической передачи’
а вторая — в виде планетарных передач в ступицах колес. Приме-
няются цельные кованые картеры типа банджо. Ниже дана краткая
характеристика моста.
Номинальная нагоузкя на мост
Передаточные числа конической передачи:
стандартные...........................
по заказу ........................
Передаточное число планетарной передачи
Общее передаточное число моста........
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мни................................
Тормоза . .
Масса моста, кг
Масло ...................
Заправочный объем масла, л:
в средней части .
в ступнце колеса
6,166 37 : 6 5,28 37 :7
4,85 34 : 7 5,83 35 : 6 6,83 41 : 6
3 58
22,02 19,0 17,4 20,9 24,5
352,45
4000
Дисковые Барабанные I
550
SAE9QEP
7
1,5
Мост C8-12MRDIF для строительных машин. На рис. 9.24
показан коитур жесткого переднего ведущего моста с разнесенной
передачей, причем первая ступень выполнена в виде конической
передачи, а вторая — в виде планетарных передач в ступицах колес.
Применяется цельиый кованый картер типа банджо. Ниже хана
краткая техническая характеристика моста.
Номинальная нагрузка иа мост, кН . .
Передаточные числа конической передачи:
стандартные........................
по заказу .........................
Передаточное число планетарной передачи
Общее передаточное число моста.........
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мии ....
Тормоза . . .
Масса моста, кг . .
Масло ........................
Заправочиый'объем'диасла, л:
в средней части' ....
в ступице колеса .
63,8
6,166 37 : 6 5,28 37 :7
4,85 34 : 7 5,83 35 : 6 6,83 41 : 6
3,58
22,02 19,0 17,4 20,9 24,5
352,45
4000
Дисковые Барабанные
600
SAEWEP
7
1,5
Мост C-12MRF для строительных машин. На рис. 9.25 показан
контур жесткого заднего ведущего моста с разнесенной передачей,
причем первая ступень выполнена в виде конической передачи, а вто'
рая — в виде планетарных передач в ступицах колес. Применяется
572
573
тог oi
57fi
цельный кованый картер типа банджо. Ниже дана краткая техни-
ческая характеристика моста
Номинальная нагрузка па мост, кН . .
Передаточные числа конической передачи:
стандартные
по заказу
Передаточное число планетарной передачи
Общее передаточное число моста.........
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мнн . .... ...
Тормоза
Масса моста, кг . .
Масло ........................
Заправочный объем масла, л:
в средней части .
в ступице колеса
63,8
6,166 37 : 6 5,28 37 :7
4,85 34 : 7 5,83 35 : 6 6,83 41 : 6
3,58
22,02 19,0 17,4 20,9 24,5
352,45
4000
Дисковые Барабанные
430
SAE90EP
7
1,5
Мост C-15MRF для строительных машин. На рис. 9.26 показан
кон гур жесткого переднего ведущего моста с разнесенной передачей,
причем первая ступень выполнена в виде конической передачи,
а вторая — в виде планетарной передачи в ступицах колес. Приме-
няется цельный кованый картер типа банджо. Ниже дана краткая
техническая характеристика моста.
Номинальная нагрузка на мост, кН . . . 78,5
Передаточные числа конической передачи:
стандартные ... ...... 6,166 37 : 6 5,28 37 :7
по заказу.......................... 4,85 34 : 7 6,83 41 : 6
Передаточное число планетарной передачи 3,58
Общее передаточное число моста......... 22,02 19,0 17,4 24,5
Диаметр ведомой конической шестерни, мм 387,35
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин . . . 4000
Тормоза . . . Дисковые Барабанные
Масса моста, кг . . 680
Масло ............................................... SAES0EP
Заправочный объем масла, л:
в средней части .... 9
в ступнце колеса 1,5
Мост C-17MRF для строительных машин. На рис. 9.27 показан
контур жесткого заднего ведущего моста с разнесенной передачей,
причем первая ступень выполнена в виде конической передачи,
а вторая — в виде планетарной передачи. Применяется цельный
кованый картер типа банджо. Ниже дана краткая техническая ха-
рактеристика моста.
Номинальная нагрузка на мост, кН . .
Передаточные числа конической передачи:
стандартные .......... 6,166 37 : 6
по заказу............................. 5,28 37 : 7
Передаточное число планетарной передачи
Общее передаточное число моста........... 22,02 16,6
117,8
4,63 37 : 8
6,83 41 : 6
3,58
19,0 24,5
577
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин ... ......
Тормоза . . .
Масса моста, кг ..........
Масло ....................
Заправочный объем масла, л:
в средней части .......... .
в ступице колеса
415,93
4000
Дисковые Барабанные
SAE9QEP
11,5
1.5
Мосты N-17M для грейдеров. На рис. 9.28 показан контур веду,
щего моста с одноступенчатой конической главной передачей. При-
меняется цельный кованый картер типа банджо. Ниже дана техни-
ческая характеристика моста.
117,6
6,166 37 : 6 4,63 37 -8
5,28 37 : 7 6,83 41 : 6
Отсутствует
6,166 4,63 5,28 6,83
415,93
4000
Не предусмотрены
250
8АЕЖР
П.5
Номинальная нагрузка на мост, кН . . .
Передаточные числа конической передачи:
стандартные ... .............
по заказу .........................
Передаточное число планетарной передачи
Общее передаточное число моста.........
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин ... .......
Тормоза . . .
Масса моста, кг . . ...
Масло .............................
Заправочный объем масла, л . . . .
Мост R-17MR для дорожных катков на шинах. На рис. 9.29
показан контур ведущего моста с двухступенчатой разнесенной пе-
редачей, причем первая ступень выполнена в виде конической пере-
дачи, а вторая - в виде планетарных передач в ступицах колес.
Применяется цельный кованый картер типа банджо. Ниже дана
краткая техническая характеристика моста.
Номинальная нагрузка на мост1
Передаточные числа конической передачи:
стандартные......................... 6,166 37 : 6
по заказу........................... 5,28 37 : 7
Передаточное число планетарной передачи
Общее передаточное число моста.......... 22,02 16,6
Диаметр ведомой конической шестерни, мм
Максимальная частота вращения на входе,
об/мин.................... . ....
4,63 37 : 8
6,83 41 6
3,58
19,0 24,5
415,93
Тормоза ... . . .
Масса моста, кг . . . .
Масло ...............................
Заправочный объем масла, л:
в средней части . . . ..........
в ступице колеса ....
4000
Не предусмотрены
550
SAE90EP
И
11,5
2,5
1 Ведущий мост, в котором в качестве передачи используются цепные звездочки.
578
5Ц77
Габаритный чертеж жесткого заднего ведущего моста (с планетарными передачами в ступицах колес) модели тС-17
Мкг фирмы «SO. М. А. Ероп трансмисьон» для строительных машин:
1 - колея колее; 2 - минимальный циаметр ййп мм; ’ — коническая пробкь • г. .гец шарнира М"{/> п
7Ю
Рис. 9.28. Габаритный чертеж ведущего моста
с одноступенчатой конической главной переда-
чей модели N-17M фирмы «SO. М. А. Ероп
трансмисьон» для грейдеров:
1 — коническая пробка; 2 — фланец шарнира мо-
дели 1600 (специальной)
uzw
582
[ЛАВА X
РАСЧЕТ ПОЛУОСЕЙ
1. ОПРЕДЕЛЕНИЯ И ОБОЗНАЧЕНИЯ
а — расстояние от подшипника до линии действия силы Т для полуоси, раз-
груженной иа 3/4, мм;
ас — расстояние от центра тяжести автомобиля до передней оси, мм;
Ьс — расстояние от центра тяжести автомобиля до задней оси, мм;
bt — колея задних колес, мм;
с — расстояние опасного сечения у торца подшипника от плоскости действия
сил, мм;
d — диаметр полуоси в расчетном сечении, мм;
е — расстояние опасного сечения от линии действия силы Т для полуоси, раз-
груженной иа 3/4, мм;
Gc — полная масса автомобиля, кг;
Од—масса ведущего колеса (ступица, диск, обод, шииа, тормозной бара-
бан), кг;
Gp — нагрузка на передний мост, Н;
Gt — нагрузка на задний мост, Н;
he — высота центра тяжести, мм;
ib — передаточное число первой передачи в коробке передач;
id — передаточное число дополнительной коробки;
ig — передаточное число главной передачи;
I — база, мм;
Л1М—максимальный крутящий момент двигателя, Н-м;
тд — коэффициент перераспределения нагрузки на ведущий мост при торможе-
нии автомобиля;
та — коэффициент перераспределения нагрузки на ведущий мост при передаче
силы тяги;
Р — реакция от окружной силы, передаваемой ведущими колесами (эта реакция
изменяет направление своего действия в зависимости от того, нагружены
колеса тяговыми Ру. или тормозными Рд силами), Н;
Рп—реакция от силы тяги, передаваемой ведущими колесами, Н;
Q — вертикальная реакция опорной поверхности, приходящаяся на одно ко-
лесо, Н;
Qnt — нагрузка, приходящаяся на заднюю ось при передаче максимальной силы
тяги, Н;
Qht — нагрузка, приходящаяся на заднюю ось при передаче максимальной тор-
мозной силы, Н;
Q' — вертикальная сила, нагружающая полуось, Н;
rd — динамический радиус колеса, мм;
S — сила инерции, приложенная на высоте центра тяжести автомоби-
ля, Н;
Т — реакция, действующая на внутренний конец частично разгруженной полу-
оси, Н;
Y — боковая реакция на колеса, Н;
Wg — момент сопротивления изгибу круглого сечения полуоси (Mg ~ 0, Id8), см8;
Ws — момент сопротивления кручению круглого сечения полуоси (Ws~ 0,2d8),
см3;
Л — коэффициент крутящего момента, передаваемого более нагруженной полу-
осью;
р. — коэффициент сцепления между ведущими колесами и опорной поверх-
ностью;
ов — предел прочности при растяжении материала, применяемого для полу-
оси, Па;
Gg— напряжение изгиба в опасном сечении, Па;
os — напряжение кручения в опасном сечении, Па.
583
2. КОНСТРУКТИВНЫЕ ПРЕДПОСЫЛКИ
Для расчета полуосей необходимо знать общую компоновку
автомобиля; значения величин Gc, Gp или Gt, Gk, hc, bt, (-
Zg, rd> а также размеры, определяющие положение полуоси (а, с, е)’
3. РАСЧЕТНЫЕ НАГРУЗКИ
Полуось автомобиля рассчитывается на действие крутящего
момента, передаваемого полуосью при максимальной крутящем
моменте двигателя и наибольшем передаточном числе трансмиссии
а также на изгиб (для полур аз гр уженных и на 3/4 разгруженных
полуосей) для условной нагрузки, действующей на ведущее колесо
автомобиля. Условная нагрузка представляет определенную силу,
действующую на ведущие колеса автомобиля при его движении*
Для этой нагрузки находятся напряжения, возникающие в частях
ведущего моста. В качестве допустимых предельных напряжений
принимаются величины, получаемые при той же нагрузке в анало-
гичных элементах существующих конструкций и уже проверенных
на прочность. Расчеты на прочность проводятся для трех условных
случаев нагружения (рис. 10.1).
1. На колеса действует максимальная сила тяги Рптах» причем
принимается, что на ведущие колеса не действуют поперечные
реакции опорной поверхности (Y = 0);
2. На колеса действует максимальная тормозная сила РЛтах,
причем принимается, что на ведущие колеса не действуют поперечн
реакции опорной поверхности (У -- 0);
Рис. 10.1. Силы, действующие иа
задний ведущий мост (три типич-
ных случая нагружения ведущего
моста при максимальных силах:
а—тяги Рп тах: б - тормозной Ph max;
в - боковой Smax)
3. На колеса действуют поперечные силы, соответствующие
максимальному сцеплению колес с опорной поверхностью
и Yw, причем принимается, что ни тяговая (Рп =0), нИ
тормозная (Ph - 0) силы не действуют.
Первый случай нагружения (передача максимальной силь*
тяги). Из уравнения моментов относительно точки В (рис. 10-~)
следует Qhtl — Gcac — Pnhc 0, откуда Qrtf = (GcctcH) -h (Pnhjl)-
Коэффициент перераспределения нагрузки на задний мост при
передаче силы тяги (ведущие колеса — задние)
584
__ QnZ _ GcO-c I
тп<--с7---ёД-Н
Pnhc _। । Pnhc__
r Gtl Gtl ~
= 1 I- м"‘ы^=. (Ю.1)
Gtr(il v
Подобным же образом
находится коэффициент пе-
рераспределения нагрузки
на передний мост при пе-
Рис. 10.2. Силы, действующие на автомобиль
при передаче максимальной силы тяги
редаче силы тяги (ведущие колеса — передние)
. _1 Рп^с ___, M^ibighc
mnp~i Gjl Gpral .
(Ю.2)
Чтобы транспортное средство в данных условиях могло двигаться,
гяговая сила Рп на обоих колесах должна быть меньше предельного
значения, зависящего от нагрузки на ведущие колеса и коэффициента
сцепления. В противном случае будет буксование колес на месте.
Для разных типов трансмиссии это условие можно представить
в виде следующих неравенств: Рп с pQw при приводе к заднему
мосту; Рп < pQnp при приводе к переднему мосту; Рп < pQn при
приводе ко всем мостам, причем для расчетов следует принимать
р = 0,7. Максимальную силу тяги, действующую на одно колесо,
можно определить из зависимости
Р/it max < (1 /2) iiQ. (10.3)
Коэффициент л момента, передаваемого более нагруженной полу-
осью, зависит от момента внутреннего трения в дифференциале,
причем X [(т + 1)/2], где т — коэффициент мгновенного значе-
ния внутреннего трения.
Условия предельных вертикальных реакций на колеса переднего
и заднего мостов, соответствующие коэффициенту перераспределения
нагрузки тп при передаче силы тяги, сведены в табл. 10.1. Верти-
у кальная реакция, деист-
вующая на полуось авто-
мобиля,
0i = ® = 0,5mnlG( — G,..
(W.4)
Второй случай нагру-
жения (передача макси-
мальной тормозной силы).
Рис. 10.3. Силы, действующие на автомобиль Из уравнения моментов
при торможении относительно точки В
(рис. 10.3) следует Qlltl
Grat. ' P,hc = 0, откуда Qllt (Gcac<l) — (P„hc!l) = Gt- (Phhr'l).
Так как Ph < pGc, то в предельном случае Qht = Gt — pGc (hjl) =
Gt [1 - p (/ic/ac)l-
585
Коэффициент перераспределения нагрузки на задние колеса при
торможении обоих мостов
тм = Qllt/Gi = 1 - iihjac, (10.5)
для расчетов следует принимать g = 0,7.
Максимальная тормозная сила, действующая на одно колесо
Рщ шах = l-^htGt/2. (10.6)
Вертикальная реакция, действующая на полуось автомобиля
QJ = $ = G,5mhtGt — Gk. (10.7)
Третий случай нагружения (передача поперечных сил. соответ-
ствующих максимальному сцеплению колес с опорной поверх-
ностью). В случае появления максимальных поперечных сил при
движении автомобиля на повороте вертикальные силы, действую-
щие иа полуоси наружного колеса Q'z и внутреннего колеса Q'w
Q'z — Qz — Gk = Gt/2 Shdbt — Gk’,
Q'u1 = Qw-Gk = Gt/2 - Shc/bt - Gk.
Максимальная боковая сила возникает при заносе автомобиля,
при этом S — pGf. Подставляя эту зависимость в формулы для
нахождения Q'z и Qw, получаем:
= (10.8)
<&- -^-(1 (10.9
Боковые реакции на задних ведущих колесах при повороте
автомобиля прямо пропорциональны вертикальным реакциям опор-
ной поверхности, отсюда
У1 = ц-£-(1 +-^); (10.10) = -J^), (10.11)
10.1. Предельный коэффициент перераспределения нагрузки на колеса
Ведущие колеса Передний мост тпр Задний мост mnf
Задние ЦЬе-уЛс) b(l - flflc) I* I — [ihc
Передние 1* 1 -j- [ihc l {вс — fihe) ac <1 + pftcj
Передние и задние bc — p-hc * be ac+^hc* ac
* Коэффициенты, относящиеся только к колесам ведущего моста. Ш
586
причем для коэффициента р, бокового сцепления следует принимать
значение 1,0, за исключением случая, когда hc (bt/2), для кото-
рого р = btl2hc.
4. РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ
Формулы для расчета сил Рп1, Phl, Y и Q' для трех случаев наг-
ружения сведены в табл. 10.2.
4.1. РАСЧЕТ П0ЛУРАЗГРУЖЕНН0Й полуоси
ni (или Pltl) М8 = Pnlrd или
Рис. 10.4. Силы, действующие на полу-
разгруженную полуось
случае передачи максимальной
В соответствии с рис. 10.4, полуразгруженная полуось в общем
случае нагружена следующими моментами:
крутящим моментом от силы
Ms = Phlrd-
изгибающим моментом от силы
Рщ (или Phl) Мр = Рп1С 1 или
Мр = РмР\
изгибающим моментом от силы
О' MQ = Q'c;
изгибающим моментом от силы
Уг Му =
Изгибающий момент Мр дейст-
вует в горизонтальной плоскости,
изгибающие моменты Mq и Му —
в вертикальной плоскости. Опас-
ным сечением полностью нагру-
женной полуоси является сече-
ние XX, проведенное через наруж-
ный торец внутреннего кольца
подшипника.
Первый случай нагружения» В
силы тяги суммарное напряжение изгиба в опасном сечении полуоси
определяется по формуле
+ ЛЙ + сУ<?'2 * + Й1 1 .
«----------------------------- ойя (10-
Напряжение кручения
Экивалентное напряжение
= /сг> + 4сг|. (10.14)
Для расчетов следует, очевидно, подставлять значения Q и Phl,
заключенные в первой горизонтальной графе табл. 10.2 для случая
передачи максимальной силы тяги.
1 Если между наружным концом полуоси и задним мостом вместо одного под-
шипника установлены два, то плечо момента следует считать от середины наруж-
ного подшипника.
587
10.2. Значения сил Pnimax> /’/птах» К и <?' для трех случаев нагужения полуосей автомобиля
Примечание. В случа! 2 |Л
588
Второй случай нагружения, В случае торможения полуось будет
испытывать изгибные напряжения, так как крутящий момент пере-
дается через тормозной барабан Ч
о6 = 0^г/<3'2 + ₽ы- (10.15)
В формуле (10.15) следует подставлять значения Q' и Phi, данные
во второй горизонтальной графе табл. 10.2.
Третий случай нагружения. При заносе автомобиля полуось
будет изгибаться силами Q' и К, причем для одной полуоси моменты
от этих двух сил будут складываться, а для другой — вычитаться.
В соответствии с рис. 10.1 следует найти суммарный изгибающий
момент для внешней, по отношению к направлению поворота авто-
мобиля, полуоси — Mz, а также для внутренней $MW, причем Мг —
Yzfd QzP И — Уd Ч- QwC-
Чтобы удостовериться, какой из представленных моментов имеет
большее значение, проделаем следующее.
В формулы для нахождения Mz и Mw подставляются значения
сил Yz и определяемые по формулам (10.10) и (10.11), а также
значения сил Q'z и Q'w, определяемые по формулам (10.8) и (10.9), т. е.
All = 4(l4^)r,-4(1 .Gkc=4(l+^)x
< (Ра — с) +
м» = 4- (1 - + с) - 6„е.
Пренебрегая незначительной величиной произведения Ghc, можно
записать
Gz / , 2цйс \
Мг 2 С> _ (Z>z-j-2p/tc) — с)
AU V>t-2^)^ + г)’’
Так как величина с значительно меньше радиуса колеса /д,
то момент Л1г всегда больше момента Mw. Тогда расчетное напряже-
ние изгиба, создаваемое моментом М2,
„ Mz _Yrrd-Qzc
е Wg 0, Id3
(10.16)
4.2. РАСЧЕТ НА 3/4 РАЗГРУЖЕННОЙ ПОЛУОСИ
В случае полуоси, разгруженной на 8/4, ступица колеса устанавли-
вается в подшипнике, расположенном в картере ведущего моста,
вследствие чего полуось нагружена только той частью изгибающего
момента, которая может быть передана в пределах угловых зазоров,
1 В некоторых автомобилях тормозные барабаны размещают не в колесах, а на
Полуосях, вблизи дифференциала. При этом полуось также подвергается действию
крутящего момента при торможении.
589
образующихся при деформации оси подшипника, а также опорЕ
второго конца полуоси в полу осевой шестерне.
Когда подшипник ступицы допускает малое угловое перемещеНи„
оси (например, высокий цилиндрический подшипник), а второй ко-
нец полуоси установлен на шлицах в шестерне полуоси, изгиба-
ющий момент почти полностью передается картером ведущего моста
и полуось работает в условиях, приближенных к полностью ра31
груженной полуоси.
Изгибающий момент, воспринимаемый полуосью, разгруженной
на 3/4, зависит от типа подшипника, на котором установлена ступица
его зазоров, жесткости опоры второго конца полуоси и жесткости
Рис. 10.5. Силы, действующие на
полуось, разгруженную на 3/4
картера ведущего моста,. В связи
с этим приведенный ниже расчет
полуоси, разгруженной на 3/41 не
точен и приемлем только для
приближенного сравнения. Опас-
ным сечением полуоси, разгружен-
ной на 3/4 (рис. 10.5), является
сечение XX у торца ступицы ко-
леса.
Первый случай нагружения.
В случае передачи максимальной
силы тяги сила Т, действующая
на внутреннем конце полуоси,
рассчитывается по формуле
= + (10.17)
Так как изгибающий момент, вызванной силой Т, Mg = Те,
то напряжение^згиба
(10.18)
— (Ywrd Q„,c)/o. Для проверки, какая из представленных реак-
ции имеет большую величину, проводятся следующие расчеты
адачОе₽нияЛспл ТТу “Т'гт'™ Нахожде™.я Т- и Т'- подставляются
значения сил у, и У„, определяемые по формулам (10.10) и (1(1 1П
и значения сил Qz и Qi, определяемые по формулам (10.8) и (10.9),
7.=^(1+^)г^|(1+^)с + с^ = _^_х
(4^)(prrf-c)
= c)-Gh~.
иписатьебреГаЯ не^0ЛЬШ0Й величиной произведения Gk {clа), можно
Tz ~ + 2РМ (ргд — с)
Tw ~ ~(b{ — 2g/ic) {рга -р с) ‘
Получаем то же самое
моментов Мг и Mw
вательно, Tz намного
находится по формуле
отношение обеих реакций, что и выше для
при полу раз груженной полуоси, следо-
больше Tw. Расчетное напряжение изгиба
I ге е
0,1г/3 ~ 0, Id3 ~
(10.22)
4.3. РАСЧЕТ РАЗГРУЖЕННОЙ ПОЛУОСИ
На рис. 10.6 представлена схема сил, действующих на разгру-
женную полуось. В этом случае на полуось не действуют изгиба-
ющие моменты от сил, передаваемых ведущими колесами; эти силы
Крутящий момент на полуоси Ms
= Pnlrd
s 0,2d» ’
и эквивалентное напряжение
= Рщ Gb а напряжение кручения
(10.19)
(10.20)
а, = Т<crj + 4as.
Второй случай нагружения. В случае действия тормозной силь1
напряжение изгиба полуоси находится из уравнения
Третий случай нагружения. При движении автомобиля на п°л^
ось действуют силы Q' и Y. Реакцию Т находят для внешней полу°_^
из уравнения Т2 = (Yzrd — (&с)/а и для внутренней полуоси Ти "
590
591
передаются подшипниками, установленными на картере ведуще
моста. Полуось передает только крутящий момент от окруй|И
силы PnJ, причем напряжение кручения
= PniAa
s 0,2d3
(Ю.23)
5. ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Допускаемые значения напряжений, определяемых по формулам
(10.14), (10.15) и (10.22) при расчете полуразгруженной полуоси
не должны превышать значения (0,6—0,7) сгв для материала, при-
меняемого для полуосей. Допускаемые значения напряжений кру-
чения, найденные по формулам (10.23) при расчете разгруженных
полуосей, не должны превышать значения 0,4ав.
Числовой пример. Исходные данные. Произвести поверочный расчет на проч-
ность полуразгруженной полуоси привода к заднему мосту легкового автомобД||
«Варшава-223», имея следующие данные.
Допустимая полная масса автомобиля G(, кг ... 1870
Допустимая нагрузка на задний мост Gt, Н .... 9620
Масса заднего колеса со ступицей, ободом, шиной и
тормозным барабаном G-, кг................ 30
Максимальный крутящий момент двигателя Мм, Н-м 147
Передаточное число первой передачи в коробке пе-
редач it, .............. 3,115
Передаточное число главной передачи ig 4,55
База Z, мм.................... . . . 2700
Колея задних колес bf, мм . . 1402
Высота центра тяжести hc, мм.............. 660
Расстояние от подшипника до плоскости действия
силы с, мм............... . . 18
Диаметр полуоси d, мм . 30
Размер шин. дюймы. 6.40—15
Материал .... . Сталь 35ХГС, закаленная
в масле и отпущенная до
HRC35— 39,ов = 1620 МПа
Решение. 1. Расчетные нагрузки. Для изготовления колеса использован лист 048
по-польскому стан/арту PZV-72/C-94300, динамический радиус rd шины 6.40—15
составляет 328 мм. Тогда коэффициент перераспределения нагрузки на задние ко-
леса при передаче силы тяги * 1
, , MMG>ie.hc
14700-3,115-4,55*66,00
9620-32,8*270 ’ '
Расстояние от центра тяжести автомобиля до передней оси автомобиля
ас - I (Gt!Gc) = 270 (980/1870) = 141,5 см.
Коэффициент перераспределения нагрузки иа задние колеса при торможение
а втомобиля
тм = 1 - - (iihc/ac) = 1 — (0,7-66,0/141,5) = 0,67.
Предельное значение коэффициента:
1 - 270 - 1 91
mnt ~ I ~ iihc “ 270 - 0,7-66 ~ ’
592
10.3. Расчетные величины сил Pnitmx> ^ftimax» Y и Q' (для числового примера) полуосей автомобиля
Вертикальные реакции, действующие на полуось Внутреннего колеса, Н об сч II tO ст сч 1 СЧ II с с а с 1Г g сч СО СТ СО о 1 СЧ £1 СТ 1 —< II CJ 140,2 ) — 294,5 = - 13
Наружного колеса. Н о сч <о к <£> с? CJ У 1 140,2 ) — 294,5 = 9044
Боковые реакции, действующие на полуось Внутреннего колеса, Н о II о II v 1,0-9620 < х со сч о сч 3 'А 140,2 / = 274
Наружного колеса, Н 1,0-9620 „ . 2 ( , 2-1,0-66\_ \ 1 140,2 / = 9338
Окружные силы, действующие на полуось, Н Pnimax = 0,6-14700-3,115 X 4,55-0,97-0,95 _ = 3584 <4-0’7 X X 1,16-9620 = 3910 Р hi шах — 0.70-0,67-9620 § ч II сч II О о II II с S ft. ft.
Случай нагружения При максимальной тяговой силе (слу- чай 1) При максимальной тоомозной силе (случай 2) При максимальной боковой силе (слу- чай 3)
593
®Р.~
Значения сил Pn L max, Pftl Y и Q' для трех случаев нагружения сведены
в табл. 10.3.
2. Допускаемые значения напряжений. Для стали 35ХГС, закаленной в масп*.
и отпущенной до ов = 1620 МПа, аДО11= 0,7-ов= 0,7-1620 = 1134 МПа.
3. Расчет полуоси для первого случая нагружения. По формуле (10.12) напря-
жение изгиба
C^+Pi,! _ 18/5286* + 3584* _
0, Id3 “ 0,1-30я -4А4М113.
По формуле (10.13) напряжение кручения
л Рщга 3584-328 QQ7 г ,,г,
°’ 0^- =~0~3№ = 237'5МПа'
По формуле (10.14) эквивалентное напряжение
tai = 4,38* + 4.237,5* = 4290 МПа,
4. Расчет полуоси для второго случая нагружения.
По формуле (10.15) изгибине напряжения
= ОТ? = ТГГЛГ ^^+22505 = 24,6 МПа.
5. Расчет полуоси для третьего случая нагружения. По формуле (10.16) напря-
жение изгиба
Угга — Qzc 9338 -328-9044-18 , П7С n ,ЛГ7
og = —олр— =-------------------------- 1075,0 МПа-
0,1-303
6. Сравнение полученных напряжений с допускаемыми значениями. В каждом
нз случаев нагружения расчетное напряжение меньше оДОп== 1134 МПа.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Чудаков Е. А. Расчет автомобиля. М.: Машгиз, 1947.
2. Habich Е. Mechanika pojazdow. Techniczny. Poradnik Samochodowy. Cz I.
Warszawa, WNT 1962.
3. Jaskiewicz Z. Mechaniczne napedy samochodow — Mosty napedowe. Wars-
zawa, WKL, 1958.
4. Jaskiewicz Z. Obliczanie ukladow napedowych. Warszawa; WKL, 1972.
5. Studzinski K. Teoria, konstrukcja i obliczanie samochodu. Warszawa, WKL,
1973.
6. Werner J. Budowa samochodow— Konstruowanie podwozia. Warszawa, WKL,
1966.
СПИСОК ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автомобиль «Москвич-412». М.; Машиностроение, 1973.
2. Автомобили-самосвалы и автомобили-тягачи БелАЗ. М.: Транспорт, 1973.
3. Автомобиль ГАЗ-53А. М.: Машиностроение, 1966.
4. Автомобиль ГАЗ-66. М.: Машиностроение, 1974.
5. Автомобиль ЗИЛ-131 и его модификации. М.: Машиностроение, 1966.
6. Бухарин Н. А., Прозоров В. С., Щукин М. М. Автомобили. М.: Машин
строение, 1973. . . _
7. Bussien-Automobiltechnisches Handbuch. 18 Auflage. Berlin, Techniscn
Verlag Herbert Cram, 1965. . a
8. FIAT 126. Caratteristische e dati. Torino. G. A. — Direzione Assisten
Tecnica, 1972.
594
9. Gfjsiarz Z. Naprav/a samochodow FIAT 500, 500D, 600, 600D, 850,
Zastava-750. Warszawa, WKL, 1969.
10. Glinka Z. Naprawa samochodow FSO Syrena. Warszawa. WKL, 1971.
11. Jaskiewicz Z. Loiyskowania toczne w pojazdach mechanicznych. Wars-
zawa, WNT, 1971.
12. Jaskiewicz Z. «Mechaniczne napidy samochodow — Mosty napidowe. Wars-
zawa. WKL, 1968.
13. Jaskiewicz Z. UkJady napidowe samochodow — Mechaniczne skrzynki przek-
Jadniowe. Warszawa. WKL, 1975.
14. Jaskiewicz Z. Obliczanie ukladdw napidowych. Warszawa, WKL, 1972.
15. Kleinhampl Z. V. Dilenska przirucka pro opravy nakladnich automobilu
Tatra 111. Praha SNTL, 1959.
16. Koenig Z., Palacha R., Kukl inski Z. Naprawa samochodow Star 28 i 29.
Warszawa, WKL 1972.
17. Kowal J. Obshiga i naprawa samochodow Polski FIAT 125P. Warszawa,
WKL, 1974.
18. Korotonoszko N. J. Samochody terenowe i przyczepy: Warszawa, WKL,
1962.
19. Литвинов А. С., Ротенберг P. В., Фрумкин А. К- Шасси автомобиля.
M.: Машгиз, 1963.
20. Мансуров А. М. Грузовые автомобили Чехословакии. Киев, Техника, 1965.
21. Mercedes-Benz Schwerlastwagen fur Fern — und Nahverkehr Maj 1974,
E7 TG 15274.
22. Naprawa samochodow Warszawa 223, 224. Warszawa, WKL, 1972.
23. Naprawa samochodow Skoda 1000 MB i S-100, Warszawa, WKL, 1972.
24. Naprawa samochodow terenowych Star 66 i Star 660 Ml. Warszawa, WKL,
1968.
25. Newton К., K., Steeds W. The motor vehicle. London, Iliffe Books, 1972.
26. Polski FIAT 125P. Instrukcja napraw. Warszawa, POLMO— Fabryka Sa-
mochodow Osobowych, 1968.
27. Петров А. В. Планетарные и гидромеханические передачи колесных и гу-
сеничных машин. М.: Машиностроение, 1966.
28. Studzinski К- Teoria, konstrukcja 1 obliczanie samochodu. Warszawa, WNT,
1973.
29. Tatsachen fiber Lastkraftwagen Volvo 88.89. Goteborg AB Volvo, 1971.
30. Werner J. Samochody terenowe Techniczny poradnik Samochodowy. Wars-
zawa, WNT, 1962.
31. Werner J. Budowa samochodow—Konstruowanie podwozia. Warszawa,
WNT, 1966.
32. 1970 Cadillac Shop Manual. Detroit; Cadillac Motor Car Division. GMC, 1969.
33. FIAT 412. Caracteristiche e dati norme per le revisioni. Torino; Direzione
Assistenza Tecnica, 1968.
34. FIAT 130 NC, 130 NR, 130 NT, 130 AT. Norme per le riparazioni. To-
rino G. V. I. — Direzione Assistenza Tecnica, 1974.
35. Autocarro mod. 643 N. Caratteristiche о dati norme principal! per le revi-
sioni. FIAT Torino; Direzione Assistenza Tecnica, 1963.
36. Field maintenance manuals. Rockwell-Standard Corporation, Transmission
and Axle Division. Detroit, Michigan.
37. Ki'klinski Z., Palacha R. Naprawa samochodow Star 266. Warszawa, WKL,
1978.
38. Lukomski Z., Zaplotynski W. Naprawa samochodow Star 200. Warszawa,
WKL, 1978.
595
Збигнев Яскевич
ВЕДУЩИЕ МОСТЫ
Редактор В. II. Баранов
Художественный редактор С. Н. Голубев
Оформление художника О. В. Кашаева
Технические редакторы: И. В. Тимофеенко,
Т. И. Андреева
Корректоры И. М. Борейша и А. А. Снастина
ЦБ Ns 2690
Сдано в набор 14.12.84. Подписано в печать
26.08.85. формат бОХЭО1/^. Бумага кн.-жур-
нальная импортная. Гарнитура литератур-
ная. Печать высокая. Усл. печ. л. 37,5.
Усл. кр.-отт. 37,5. Уч.-изд. л. 42,56.
Тираж 4700 экз. Заказ 260. Цена Зр. 30 к.
Ордена Трудового Красного Знамени изда-
тельство «Машиностроение», 107076, Москва,
Стромынский пер., 4
Ленинградская типография № 6 ордена Тру-
дового Красного Знамени Ленинградского
объединения «Техническая книга» им. Евге-
нии Соколовой Союзполиграфпрома при Го-
сударственном комитете СССР по делам
издательств, полиграфии и книжной торговли.
193144, г. Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
Принимается подписка
на справочнин в десяти томах
«НАДЕЖНОСТЬ И ЭФФЕКТИВНОСТЬ
В ТЕХНИКЕ»
под общей редакцией академика В. С. Авдуевского
Фундаментальный энциклопедический справочник от-
ражает современное состояние науки и практики по обес-
печению надежности и эффективности.
В справочнике содержатся принципы и методы иссле-
дования и обеспечения надежности и эффективности, ана-
литическое, алгоритмические, графические, табличные и
другие частные решения конкретных задач нормирования,
оценки и контроля надежности иа характерных этапах
жизненного цикла изделий.
Справочник включает материалы по надежности слож-
ных технологических комплексов и разнообразных изде-
лий машиностроения и приборостроения. Наряду с тра-
диционными методами и принципами исследования и обес-
печения надежности и эффективности в справочнике при-
ведены методы решения задач надежности и эффективно-
сти применительно к изделиям с новыми технологиями
их создания и применения.
Справочник будет выпущен издательством «Машино-
строение» в 1986—1989 гг.
Подписку можно оформить в книжных магазинах,
торгующих технической литературой, и специальных
магазинах подписных изданий