Блокирующие дифференциалы грудовых автомобилей - Степанова Е.А., Лефаров А.Х.

Author: Степанова Е.А. Лефаров А.Х.

Tags: машиностроение грузоподъемные машины грузовые автомобили издательство машгиз техническая литература грузоперевозки дифференциалы

Year: 1960

Similar

Эксплуатация автомобилей на Севере

Автомобиль ЗИС-151

Металлические конструкции грузопоъемных машин и сооружений

Автомобиль категории С: Учебник водителя

Text

А В ТОМОВ ИЛЕ И
БЛОКИРУЮЩИЕСЯ
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
инж. Е. А. СТЕПАНОВА, инж. А. X. ЛЕФАРОВ
БЛОКИРУЮЩИЕСЯ
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
ГРУЗОВЫХ
АВТОМОБИЛЕЙ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1960
В книге изложены основные вопросы, связанные с
конструированием блокирующихся дифференциалов для
грузовых автомобилей крупносерийного и массового
производства, и описан опыт конструкторско-экспери-
ментальных работ в данной области Московского им.
И. А. Лихачева и Минского автозаводов.
Книга знакомит читателей с конструкциями блоки-
рующихся дифференциалов для отечественных автомо-
билей, а также с подобными механизмами, распростра-
ненными за рубежом в настоящее время.
Необходимость применения на отечественных авто-
мобилях блокирующихся дифференциалов вместо обыч-
ных дифференциалов с коническими шестернями обу-
словлена стремлением ограничить, а в некоторых слу-
чаях полностью устранить буксование ведущих колес,
вследствие чего улучшаются тяговые качества и прохо-
димость автомобиля.
Книга предназначена для инженерно-технических
работников, занимающихся конструированием и эксплу-
атацией автомобилей.
Рецензент д-р техн, наук Б. В. Гольд, Редактор инж. Г. А. Феста
Редакция литературы по автомобильному, тракторному
и сельскохозяйственному машиностроению
'Зав. редакцией инж. И. М. БАУМАН
ВВЕДЕНИЕ
С момента возникновения колесного автомобиля и до настоя-
щего времени не утратила своей актуальности проблема повы-
шения проходимости автомобиля, т. е. практическое использова-
ние его на скользких, мягких и рыхлых грунтах.
Совершенно особое значение имеют качества высокой прохо-
димости для грузовых автомобилей. Грузовые автомобили в ос-
новной своей массе часто работают в смешанных условиях (по
твердым дорогам и на грунте) или только на грунте. Еще более
важное значение имеют качества проходимости для автомобилей
специального назначения, которые работают не только по пло-
хим, грязным дорогам, но и по бездорожью — в условиях пере-
сеченной местности, на болотистых участках, по песку, снегу и
на льду.
Средняя продолжительность зимней эксплуатации в большин-
стве районов нашей страны составляет 5—7 месяцев в году,, по-
этому в этих условиях проходимость автомобиля приобретает
особое значение.
Не менее важны качества проходимости колесных грузовых
автомобилей в период распутицы весной и осенью, когда грунт
бывает обильно увлажнен. Период распутицы в ряде районов
страны часто составляет несколько месяцев, грунт при этом ста-
новится настолько мягким и скользким, что работа колесных ав-
томобилей существующих конструкций становится невозмож-
ной. Нет необходимости пояснять, какой ущерб народному хозяй-
ству приносит дезорганизация работы колесных грузовых
автомобилей вследствие своей недостаточной проходимости.
Для того чтобы обеспечить колесному грузовому автомобилю
высокую проходимость, прежде всего необходимо решить три ос-
новные задачи:
1) максимально снизить удельное давление на грунт;
2) подобрать оптимальную конструкцию рисунка протектора
шины, обеспечивающего наилучшее сцепление колеса с грунтом;
3) ликвидировать или ограничить в необходимых пределах
буксование колес.
Для решения первых двух задач на Московском им. И. А. Ли-
хачева и Минском автозаводах были применены шины большого
профиля сверхнизкого давления при одновременном введении
системы регулирования воздуха в шинах и подборе специального
рисунка протектора, что значительно повысило проходимость ав-
; с . ' 3
томобиля. Эти мероприятия па автозаводе им. И. А. Лихачева
внедрены в производство трехосных автомобилей. Дальнейшие
работы в этом направлении имеют достаточно ясные перспекти-
вы. Иначе обстоит дело с ликвидацией или ограничением в не-
обходимой степени буксования ведущих колес. В данном слу-
чае нет законченных конструктивных решений и выводов, ос-
новывающихся на широкой эксплуатации. Если в ближайшее
время не решить эту задачу, то это будет служить существен-
ным тормозом дальнейшего повышения проходимости колесных
грузовых автомобилей.
Одним из основных факторов, определяющих буксование ко-
лес, является работа дифференциала ведущего моста.
В идеальном случае работа дифференциала должна характе-
ризоваться отсутствием пробуксовывания ведущих колес на
любом режиме работы автомобиля.
Избежать буксования ведущих колес можно только в том
случае, если колесо, имеющее лучшее сцепление с грунтом, будет
передавать автомобилю большее тяговое усилие, чем колесо,
имеющее худшее сцепление с грунтом. Для этого необходимо,
чтобы крутящий момент распределялся дифференциалом про-
порционально силам сцепления колес с грунтом.
Стремлением удовлетворить требования указанного выше пе-
рераспределения крутящего момента между колесами пропор-
ционально силам сцепления их с грунтом и объясняется появле-
ние конструкций так называемых блокирующихся дифферен-
циалов.
Настоящая работа имеет целью осветить опыт Московского
и Минского автозаводов в отношении теоретических и экспери-
ментальных исследований, проведенных заводами в период ра-
боты по созданию блокирующихся дифференциалов для отече-
ственных автомобилей.
Вопрос блокировки дифференциалов в настоящее время при-
обретает особое значение. Следовательно, и первые опыты на-
ших заводов в этом направлении представляют безусловный ин-
терес не только для работников автомобильной промышленно-
сти, но и для лиц, связанных с эксплуатацией автомобилей.
В работе приводится краткое описание принципа действия
существующих конструкций блокирующихся дифференциалов,
получивших наибольшее распространение за рубежом, их пре-
имуществ и недостатков, а также конструкций блокирующихся
дифференциалов, применяемых на отечественных автомобилях.
БЛОКИРУЮЩИЕСЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
КАК СРЕДСТВО ПОВЫШЕНИЯ ПРОХОДИМОСТИ
АВТОМОБИЛЕЙ
Дифференциал с коническими шестернями, применяемый в
главных передачах ведущих осей автомобилей и других транс-
портных машин, имеет многолетнюю давность. Появление этого
механизма решило одну из весьма важных задач движения авто-
мобиля. В отличие от сплошной (неразрезной) ведущей оси при-
менение дифференциала и полуосей не только обеспечило пере-
дачу крутящих моментов на ве-
дущие колеса, но и дало воз-
можность им при необходимо-
сти вращаться с различными
числами оборотов. Эта необхо-
димость вызывается реальными
условиями движения автомо-
биля. При прямолинейном дви-
жении наличие даже неболь-
шой разницы в диаметрах ве-
дущих колес, что может быть
или вследствие неточности из-
готовления шин, или в резуль-
тате колебания давления воз-
духа в них, приводит к неоди-
наковым числам оборотов этих
колес. Кроме того, след движе-
ния каждого колеса по дороге
может иметь вертикальную
Фиг. 1. Схема движения автомобиля
на повороте:
L — база, В — колея, R" — радиус пово-
рота внутреннего заднего колеса, R' —ра-
диус поворота наружного заднего колеса.
волнистость, что приводит 'к не-
одинаковому шути, проходимому каждым ведущим ‘колесом, и,
следовательно, к различным числам оборотов. Наибольшая раз-
ность чисел оборотов колес получается при движении автомо-
биля на повороте, когда колеса движутся по дугам окружностей
неодинаковых радиусов.
Из фиг. 1 видно, что ведущие (задние) колеса двухосного ав-
томобиля движутся по дугам радиусов R" и R', разность кото-
рых равна колее В автомобиля.
В случае сплошной ведущей оси равенство чисел оборотов
ведущих колес при указанных выше условиях движения ведет
к некоторому проскальзыванию (пробуксовыванию) колес. Это
5
при значительных коэффициентах сцепления ср приводит к пе-
регрузкам механизмов автомобиля, а следовательно, к повышен-
ному износу деталей и ухудшению общей экономичности авто-
мобиля.
Существуют дифференциалы с цилиндрическими и кониче-
скими шестернями. Несмотря на конструктивные различия, диф-
ференциалы с цилиндрическими шестернями по принципу дей-
Фиг. 2 Схема обычного дифферен-
циала с коническими шестернями.
ствия ничем не отличаются от
дифференциалов с коническими
шестернями.
Дифференциалы с цилинд-
рическими шестернями упо-
треблялись как наиболее про-
стые до тех пор, пока не полу-
^или распространения ине ста-
ли доступными для широкого
производства конические ше-
стерни. При передаче одинако-
вого крутящего момента диф-
ференциалы с цилиндрически-
ми шестернями получаются
компактнее по ширине, чем
дифференциалы с коническими
шестернями, но зато имеют
больший диаметр. Увеличение
диаметра сказывается на
уменьшении дорожного про-
света автомобиля. Поэтому
дифференциалы с цилиндриче-
скими шестернями на совре-
менных автомобилях применяются весьма редко, тогда как
дифференциалы с коническими шестернями устанавливаются
на автомобилях всех типов.
В дальнейшем изложении все приводимые примеры с обыч-
ным дифференциалом будут рассматриваться применительно к
дифференциалу с коническими шестернями.
Если пренебречь незначительной величиной внутреннего
трения в механизме, то обычный дифференциал будет переда-
вать на полуоси практически равные крутящие моменты неза-
висимо от условий движения. Крестовина 1 дифференциала
.(фиг. 2), вращаясь как одно целое с корпусом 2 и сател-
литами 3, вращает полуосевые шестерни 4 вокруг общей оси.
Сателлит, как любая эвольвентная шестерня, представляет
собой равноплечий элемент. Поэтому на две полуосевые
шестерни могут передаваться только равные усилия и, следо-
вательно, равные крутящие моменты (трением в элементах ме-
ханизма пренебрегаем). При повороте автомобиля сателлиты
поворачиваются вокруг своих осей, в результате чего полуосе-
6 -
вые шестерни и колеса автомобиля вращаются с различными
числами оборотов. Сателлиты при этом, являясь равноплечим
элементом, передают на полуоси равные крутящие моменты.
Как уже указывалось, число оборотов полуосей при движе-
нии автомобиля может быть различно, но оно всегда связано
равенством
п’ + п"
п. —--------.
где по — число оборотов корпуса дифференциала;
/г.'—число оборотов забегающей полуоси;
п" — число оборотов отстающей полуоси.
Движение автомобиля типа 4X2 происходит под действием
двух сил Р' и Р", являющихся реакциями между дорогой и
ведущими колесами (фиг. 3, а), причем вследствие указанных
Фиг. 3. Схема тяговых усилий автомобиля при
различных условиях движения.
выше свойств обычного дифференциала силы Р' и Р" равны
между собой. Величины этих сил могут быть различны в зави-
симости от развиваемой автомобилем силы тяги, но во всех
G G
случаях каждая из этих сил не превышает ~ ф, где --—вес,
приходящийся на ведущее колесо (сцепной вес), а ф — коэффи-
циент сцепления колеса с дорогой. Силы Р' и Р" для.данного ав-
томобиля будут большими при движении по сухому асфальти-
рованному или бетонированному шоссе, когда коффициент сцеп-
ления ф равен 0,7—0,8 (фиг. 3, а). Эти силы будут малыми при
движении по заснеженным, обледенелым или грязным дорогам,
когда коэффициент сцепления ф=0,15-г-0,20 (фиг. 3,6). В по-
следнем случае значительно уменьшается общая тяговая сила
автомобиля, что снижает его проходимость: появляется буксо-
вание ведущих колес и вследствие этого скорость автомобиля
значительно снижается или автомобиль останавливается. В ре-
альных дорожных условиях не всегда оба ведущих колеса по-
падают на скользкий участок дороги. Чаще на скользкий
участок попадает одно колесо, а второе находится на участ-
ке с более 'Высоким коэффициентом сцепления. Но это обстоя-
тельство не улучшает условий движения автомобиля, так как
максимальное тяговое усилие на ведущих колесах ограничи-
вается силой сцепления колеса, которое находится на участке
дороги с наименьшим коэффициентом сцепления. В этом случае
автомобиль так же в результате буксования одного колеса не
может полностью реализовать тяговую силу. Это является не-
достатком обычного конического дифференциала.
Таким образом, условие движения двухосного автомобиля
(4X2) с обычным дифференциалом для горизонтального участ-
ка дороги будет выражаться
ОгТпНп >РК> Р^,
где 62 —вес, приходящийся на ведущую ось;
?min — минимальный коэффициент сцепления;
Рк — тяговое усилие на ведущих колесах;
Pi, — сила сопротивления движению автомобиля.
Если тем или иным способом заблокировать полуоси, чтобы
ведущие колеса работали совместно, как соединенные между со-
бой жестким валом, то тяговое усилие Рк будет увеличено за
Go
счет использования силы сцепления — ср другого колеса, нахо-
дящегося в более благоприятных условиях.
В этом случае условие движения выразится
~^ + ^>Р'к,
глеР'к— тяговое усилие автомобиля с заблокированным диффе-
ренциалом (фиг. 3, в).
Увеличение тягового усилия по сравнению с незаблокирован-
ным дифференциалом будет
Gg(y + <Pmin) __ 9 + 9tnin Рк
^Ga^min 2cpmjn Рк
Если принять фты =0,1 при движении автомобиля по льду,,
покрытому водой, а ф = 0,7 при движении автомобиля по сухому
асфальту, то, подставив значения, получим
р'к __ 0.7 4-0,1 _
Рк — 2-0,1 “ ’
т. е. тяговое усилие может быть увеличено в 4 раза.
С целью увеличения тягового усилия особенно желательно-
применение блокирующихся дифференциалов для автомобилей
с несколькими ведущими осями. В качеств примера рассмот-
рим трехосный автомобиль (6X6).
8
Если трехосный автомобиль имеет обычные дифференциалы,,
то 'при попадании хотя бы одного из 'колес на участок дороги
с минимальным коэффициентом сцепления <pmin , тяговое усилие
на других колесах не может быть более тягового усилия колеса,
находящегося на скользком участке дороги, тогда как тяговое
усилие на колесах при блокируемых дифференциалах будет за-
висеть только от сил сцепления каждого колеса
Предположив, что одно из ведущих колес имеет коэффициент
сцепления фшш, на основании предыдущего можно написать
G,
(5ср + !pmin) р'
2 5у 4- <Pmjn ' к
3G2<Ptnin Scpmin Рк
Подставив значения коэффициентов при движении автомо-
биля по льду и сухому асфальту, получим
р'к __ 5-0.74-0,1
Рк — 6-0,1
Отсюда видно, что при тех же значениях ср и <pmin путем
увеличения числа ведущих осей, имеющих блокирующиеся
дифференциалы, можно теоретически получить увеличение тяго-
вого усилия в 6 раз. В реальных условиях движения такое уве-
личение силы тяги возможно сравнительно редко. Зато своевре-
менное, хотя и частичное повышение силы тяги на величину,
которая требуется автомобилю по условиям движения, дает
весьма положительные результаты. Проведенные испытания
показали, какие существенные преимущества в эксплуатации
приобретает автомобиль, имеющий блокировку дифференциа-
лов ведущих осей.
Начиная с 40-х годов, в странах с развитой автомобильной
промышленностью проводились большие работы для получения
таких свойств дифференциального механизма, которые давали
бы возможность полностью использовать сцепной вес ведущих
колес независимо от коэффициента сцепления под каждым из
них. Но эта задача до настоящего времени полностью еще не
решена. Имеются многочисленные конструкции новых диффе-
ренциальных механизмов, которые только в той или иной сте-
пени увеличивают использование сцепного веса, хотя это иногда
сопровождается некоторым ухудшением основных свойств диф-
ференциала.
Однако опыт эксплуатации показывает, что эти новые диф-
ференциалы значительно повышают общую силу тяги на плохих
дорогах и улучшают проходимость автомобиля.
1 В данном случае учитывается наличие дополнительных межосевых
дифференциалов, кроме дифференциалов в главных передачах ведущих осей.
9
Максимальное превышение силы Р" относительно Р' опреде-
Ттах
ляется из соотношения коэффициентов сцепления ----.
?min
Если считать под одним колесом максимальное значение ко-
эффициента сцепления фтах=0,7-^-0,8, а под вторым минималь-
ное ф min = 0,1-0,2, то максимальное отношение сил Р" и Р>
будет равно 5—6. Конструкции некоторых блокирующихся диф-
ференциалов позволяют получить такое отношение крутящих
моментов на полуосях. При этом удается полностью использо-
вать сцепной вес автомобиля.
Некоторые блокирующиеся дифференциалы могут создать
еще большее отношение крутящих моментов на полуосях. Но
в дифференциалах, обеспечивающих получение отношения
Р"
—>6, нет необходимости, так как предельные значения коэф-
фициентов сцепления в реальных дорожных условиях, а отсюда
и отношение сил — не превышают величины 5—6.
У большинства существующих конструкций блокирующихся
Р"
дифференциалов отношение — =34-4. Как показала практика
эксплуатации автомобилей, это отношение обеспечивает полу-
чение хорошей реализации сцепного веса автомобиля при дви-
ср
жении по бездорожью, так как в этих условиях отношение —-х
'Pmin
практически не превышает величины 3—4.
Следует отметить, что по мере усложнения условий работы
автомобиля при движении по плохим дорогам и особенно по рез-
ко пересеченной местности, когда наблюдаются случаи отрыва
колеса от грунта, а также происходит перераспределение сцеп-
ного веса, необходимо применение дифференциалов с более вы-
соким коэффициентом блокировки до 100% (жесткая ось).
Наиболее простым способом реализации сцепного веса яв-
ляется механическая блокировка полуосей, т. е. превращение
разрезной оси в жесткую неразрезную ведущую ось. В этом слу-
--
чае отношение — будет иметь максимальное значение.
Дифференциалы, которыми можно механически или автома-
тически блокировать полуоси и получать максимальное или ча-
стичное превышение силы Р" над силой Р', называются блоки-
рующимися дифференциалами, а величина отношения этих сил
называется коэффициентом перераспределения моментов на по-
луосях или коэффициентом блокировки К:
М"
к
М' ’
где М' и М" — моменты на ведущих колесах.
10
Коэффициент К является основным показателем блокирую-
щегося дифференциала.
Оценка дифференциалов, приводимая в данной работе, при-
меняется также в НАМИ, МАМИ и за 'рубежом. При такой
оценке моменты на полуосях не связываются с величиной под-
водимого момента от двигателя, а определяются непосредствен-
но силой сцепления колес с дорогой
М' = ~~
и
М" = М'К,
где г к-—'радиус качения колеса.
Такая оценка особенно удобна при проведении опытных
работ, а также для сравнения различных дифференциалов. От-
м"
ношение --- одновременно является отношением реализуемых
М'
'fmax
-----, что дает непосредственное представление о силах, разви-
Tmin
ваемых на колесах.
Полная или частичная потеря возможности движения автомо-
биля с обычным дифференциалом по бездорожью происходит
чаще от буксования одного колеса при замедлении или полной
остановке второго колеса, т. е. потеря движения сопровож-
дается появлением разности чисел оборотов ведущих колес.
При этом на отстающем колесе получается больший тяговый
момент, а на забегающем —меньший. Превышение силы тяги на
отстающем колесе начинается сразу, как только появляются
разные числа оборотов на ведущих колесах. Теоретически это
превышение начинается еще раньше—при относительном покое
шестерен дифференциала в период нарастания сил, вызывающих
относительное движение шестерен. Но ни в дорожных условиях,
ни на стенде этого уловить не удалось. Очевидно, это связано с
тем, что при работе детали дифференциала не находятся в со-
стоянии покоя.
Разные числа оборотов колес возникают не только от буксо-
вания одного колеса, но и при повороте автомобиля без буксо-
вания колес. Поэтому в автомобилях, оборудованных блокирую-
щимися дифференциалами, при их повороте на внутреннем (от-
стающем) колесе возникает увеличенная тяга, а на наружном
(забегающем) —уменьшенная тяга в соответствии с коэффици-
ентом К данного дифференциала. На фиг. 4, а изображен пово-
рот автомобиля с обычным коническим дифференциалом, а на
фиг. 4, б — с блокирующимся дифференциалом.
Полный анализ сил, действующих на автомобиль при его по-
вороте, дан акад. Е. А. Чудаковым1. В настоящей работе только
отметим, что приведенные две схемы поворота отличаются нали-
1 Е. А. Чудаков, Теория автомобиля, изд. 2-е, Машгиз, 1950.
11
чием во втором случае дополнительного момента, определяемого
разницей сил Р" и Р', препятствующего повороту автомобиля.
Этот момент равен ------— В. Таким образом, стремление уве-
личить силу Р" относительно силы Р' (при появлении разницы
чисел оборотов на ведущих колесах) для повышения проходи-
мости автомобиля ведет одновременно к некоторому ухудше-
нию поворачиваемости (управляемости) автомобиля. Это осо-
бенно ощутимо на скользких дорогах, когда боковые силы пе-
редних управляемых колес малы.
Фиг. 4. Схема поворота автомобиля.
движении автомобиля с креном в случаях
коэффициентов сцепления колес с грунтом.
Блокировка диф-
ференциала суще-
ственно улучшает
работу автомобиля
при различных ко-
эффициентах оцеп-
ления колес с грун-
том или при значи-
тельно изменившем-
ся распределении
весов на ведущие
колеса. Последнее
наблюдается» при
небольших значений
Выше указывалось, что, если ‘разница в коэффициентах сцеп-
ления ведущих колес наибольшая, то двухосный автомобиль с
одной ведущей осью при блокировке дифференциала будет
иметь увеличение тягового усилия в несколько раз, вплоть до
четырехкратной величины. На трехосном автомобиле со всеми
ведущими осями при блокировке дифференциала увеличение
тягового усилия может достигать шестикратной величины.
Для того чтобы оценить эти количественные изменения в
улучшении работы автомобиля при блокировке дифференциала,
приведем следующий пример. Если автомобиль ЗИЛ-164 (по
неосторожности водителя) съедет колесами одной стороны
с сухой асфальтовой дороги на значительно увлажненную
глинистую обочину, то при трогании с места ведущее колесо на
мокрой глине немедленно начнет буксовать. В таком случае
тронуться с места без посторонней помощи или дополнительных
средств автомобиль не сможет. В тех же условиях, но при нали-
чии. блокировки дифференциала автомобиль ЗИЛ-164 с грузом
и без груза, и в составе автопоезда (при работе с прицепом)
без затруднений трогается с места, нормально разгоняется
и продолжает движение.
Таким образом, блокировка дифференциала существенно
улучшает проходимость автомобиля, что особенно необходимо
для различных условий эксплуатации в нашей стране.
12
КЛАССИФИКАЦИЯ БЛОКИРУЮЩИХСЯ
ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
При обычном дифференциале взаимосвязь ведущих колес
осуществляется шестеренчатой компенсирующей передачей, ко-
торая допускает независимое вращение колес, но препятствует
дифференцированному распределению крутящего момента меж-
ду ними в зависимости от сцепления с дорогой. Обычный диф-
ференциал с коническими шестернями будет всегда вести то
колесо, которое легче повернуть.
.В эксплуатации встречаются самые разнообразные условия
движения автомобиля как связанные со временем года, так и
зависящие от состояния дороги, при которых колеса часто име-
ют различное сцепление.
Обычный дифференциал всегда распределяет крутящий мо-
мент на две равные части между полуосями. Если сцепление
ведущих колес с дорогой неодинаково, то вследствие свойств
обычного дифференциала суммарное тяговое усилие, развивае-
мое автомобилем, будет всегда равно только удвоенной вели-
чине тяги на колесе” с наименьшим сцеплением.
В качестве Примера рассмотрим грузовой автомобиль (4X2)
с обычным дифференциалом и имеющим нагрузку на ведущее
колесо ,1600 кг. В случае остановки автомобиля одной стороной
на сухом асфальте, а другой —на льду, покрытому водой,
суммарное тяговое усилие будет только равно
(1600-0,1)-2 == 320 кг,
где ОД — коэффициент сцепления при движении по льду, по-
крытому водой.
Если бы обычный дифференциал не распределял крутящий
момент между полуосями равномерно, то для рассматривае-
мого примера автомобиль мог бы развить суммарное тяговое
усилие, равное
(1600-0,1)+(1600-0,8) = 1440 кг,
где 0,8 — коэффициент сцепления при движении по сухому
асфальту.
Таким образом, невозможность тронуться с места или почти;
неизбежная остановка автомобиля (особенно для автомобиля
типа 4X2) при резком изменении коэффициента сцепления на
13
‘ одном из ведущих колес является главным и органическим не-
достатком, присущим обычному межколесному дифференциалу.
1/ Для устранения этого недостатка прежде .всего попытались
использовать колесный тормоз для увеличения общей силы тяги
автомобиля в условиях работы ведущих колес при разных коэф-
фициентах сцепления с дорогой. В этом случае увеличивали
крутящий момент для проворачивания того колеса, которое
имело меньшее сцепление с грунтом. Достигалось это путем
притормаживания этого колеса.
Использование тормоза является эффективным способом
борьбы с буксованием ведущих колес. Однако раздельное тор-
можение ведущих колес значительно усложняет тормозную си-
стему, представляет большие неудобства для водителя, повы-
шает износ тормозных накладок и барабанов и т. д.
Дальнейшие поиски увеличения силы тяги были направлены
на изменение конструкции механизма самого дифференциала.
Недостатки обычных дифференциалов были признаны авто-
мобилистами очень давно, и проблемой блокировки дифферен-
циалов занимались с самого начала развития автомобильной
промышленности. Известно большое количество механизмов
блокировки дифференциалов, различных по конструкции и
принципу действия. Однако сравнительно немногие из них на-
шли применение в заводской практике автомобилестроения.
Большинство конструкций было выполнено или в качестве
опытных образцов, или ставилось на автомобилях небольших
партий по специальному требованию заказчиков.
В зарубежных странах с развитой автомобильной промыш-
ленностью, начиная с 1941 г., применение автомобильных диф-
ференциалов с блокировкой значительно увеличилось. Такие
фирмы как Форд, Мак, Вальтер, Студебекер, Штейер, Крупп
и другие начали выпускать модели автомобилей, имеющих бло-
кировку дифференциалов ведущих мостов.
В настоящее время область применения блокирующихся
дифференциалов распространяется на все современные автомо-
били; от грузовых автомобилей большой грузоподъемности до
легковых автомобилей высшего класса.
Существующие механизмы блокировки по принципу дейст-
вия можно разделить на дифференциалы принудительной бло-
кировки и автоматически действующие дифференциалы-—так
называемые самоблокирующиеся.
К дифференциалам принудительной блокировки относятся
различные конструкции зубчатых, кулачковых, шлицевых, ша-
риковых или фрикционных муфт, которые служат для блоки-
ровки обычных конических шестеренчатых дифференциалов.
Включение таких механизмов блокировки производится водите-
лем при помощи специального ручного привода. Привод для
включения блокирующихся устройств в большинстве случаев
механический, образованный системой рычагов и тяг.
Дифференциалы принудительной блокировки применяются
еще в настоящее время на многих немецких грузовых автомо-
билях, некоторых моделях французских и чехословацких ав-
томобилей.
Преимуществом таких дифференциалов являются относи- ;
тельная простота конструкции, надежность блокировки и боль-'
щой срок службы. Однако дифференциалам с принудительнойУ
блокировкой присущи и значительные недостатки, которые не
компенсируются перечисленными преимуществами. При работе
на автомобиле с таким устройством от водителя требуется по-
стоянное внимание к своевременному включению и выключению Z_
механизма блокировки. Если водитель почему-либо пропустил
нужный момент, то включение блокировки после начала буксо-
вания не даст надлежащего эффекта. Ликвидировать начав-
шееся буксование гораздо труднее, чем предотвратить его.
Когда автомобиль потеряет возможность движения! в ре-
зультате буксования, то для трогания с места потребуется зна-
чительно большее тяговое усилие, которое не всегда может
быть реализовано по условиям сцепления с грунтом, даже при
включенной блокировке. Невыключение блокировки после —
прохождения автомобилем скользкого участка снижает эконо- W
мичность его работы, ухудшает маневренность и резко увели-
чивает износ шин. Поэтому все более широкое практическое
применение получают дифференциалы с автоматической блоки-
ровкой, т. е. самоблокирующиеся.
За последнее время во многих странах проделана большая
работа по созданию автоматически действующих дифференци-
альных механизмов. Самоблокирующиеся механизмы, при кото-
рых колеса вращакТгйГс различными числами оборотов, авто-
матически подгружают крутящим моментом отстающую полу-
ось, чем создают необходимое перераспределение усилий между
ними.
Из всего многообразия конструкций блокирующихся диффе-
ренциалов в дальнейшем будут рассматриваться только те из
них, которые применяются в настоящее время в заводской прак-
тике автомобилестроения и имеют перспективу в будущем.
В табл. 1 приведена основная характеристика дифференциа-
лов, применяемых за рубежом в настоящее время.
Существующие самоблокирующиеся дифференциалы по
принципу действия можно разделить на следующие группы:
1) дифференциалы повышенного трения; ——
2) дифференциалы с переменным передаточным числом;
3) дифференциалы свободного хода.
' ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ ПОВЫШЕННОГО ТРЕНИЯ
Принцип действия дифференциалов повышенного трения ос-
нован на том, что при взаимном перемещении полуосей между
Деталями дифференциала возникают силы трения, вызывающие
15
Таблица 1 Примечание Грузовые автомобили большой грузоподъем- ности и автобусы Автомобили высокой проходимости и гоноч- ные Г рузовые автомобили Автомобили особо большой грузоподъем- ности Легковые и грузовые автомобили Грузовые автомобили большой грузоподъем- И1Э0Н
имаойил -oirp ХНЭИП -иффеоя 3,0 Ю 1,5 3,0 2-5 6-14
Расчетный крутящий момент в кгм 2800-9000 О О О О о ю о о 04 со ю оо о о Ь- СМ ООО - 3 О О г- со LO CN О О О О О О О LQ О О о о о о О со
о < VII II III IV EJU СО Tf lO СО О О тг тг Ю О О А С V A W V
Наименование дифференциала Мак Пауэр Ди- вайдер Цаградфабрик Хай Тракшн Турнаматик Торнтон Пауэр- Лок Вальтер
Тип конструкции Плунжернс-кулачко- I выи То же С шестернями пере- менной скорости С торцовым трением шестерен С регулируемыми фрикционными муф- тами Черв я чно-винтовой
Фирма Мак Трак (США) Цанрадфабрик (ФРГ) Тимкен-Детройт (США) Ле Турно-Вестингауз (Франция) Дана Корпорейшн (США) Вальтер (США)
Примечание. Указанные конструкции механизмов обладают дифференциальным действием.
Лб
перераспределение КРУТЯЩИХ моментов на полуосях или тяговых
сил на колесах. Такое перераспределение происходит и в обыч-
ном дифференциале с коническими шестернями, но в меньшей
степени — в соответствии с небольшим внутренним трением
в механизме.
Физическую сущность перераспределения крутящих момен-
тов на полуосях можно пояснить следующим образом. Предпо-
ложим, что корпус дифференциала закреплен неподвижно.
Если при этом к одной полуоси подводить мощность, а с дру-
гой ее снимать, то в дифференциале, как и в любом другом
механизме, будет происходить потеря части мощности. Отно-
шение снимаемой мощности N' к мощности подводимой N" и
будет определять к. п. д. этого дифференциала, т. е.
N'
1д N" ’
Учитывая, что передаточное число
единице, будем одновременно иметь
между полуосями равно
где М1 —; крутящий момент ведущей
М2 — крутящий момент ведомой
полуоси;
полуоси.
Чем' больше внутреннее трение в данном механизме, тем
будет меньше значение тщ..
На основе изложенного зависимость . между крутящими мо-
ментами Mi и М2 можно также выразить
Afj = М2 + Мт,
где Мт— момент трения в дифференциале при заданном ре-
жиме работы, или
п
Mi = M2 + M2±^L.
Id
В том случае, если корпус дифференциала не закреплен,
а вращается, как это происходит на автомобиле, при одновре-
менном относительном вращении полуосей в дифференциале
будет развиваться момент трения Мт и, следовательно, за-
висимость между крутящими моментами Л41 и М2 будет такая
же. При этом, как известно, больший момент будет на отстаю-
щей полуоси, а меньший на забегающей.
Таким образом, зависимость между крутящими моментами
на полуосях в автомобилях с дифференциалами повышенного
трения определяется только величиной к. п. д. дифференциала.
2 Е. А. Степанова, А. X. Лефаров 17
Максимальное значение
=
G2
где —---вес, приходящийся на ведущее колесо;
<р' — коэффициент сцепления колеса с дорогой на худшем
участке дороги;
гк— радиус качения колеса.
Поэтому '
Мг = ^.
Vd
Свойство дифференциального механизма перераспределять
крутящие моменты на полуосях за счет внутреннего трения, и
используется при создании блокирующихся дифференциалов по-
вышенного трения. К. п. д. т|а находится в пределах от 0,9'
(у обычного конического дифференциала) до 0,1 (у некоторых,
червячных дифференциалов). Степень перераспределения кру-
тящих моментов оценивается коэффициентом блокировки
Из рассмотренного следует, что на перераспределение кру-
тящих моментов (а. следовательно, и на проходимость) ока-
зывает влияние только коэффициент К, который находится в
прямой зависимости от к. п. д. дифференциала Поэтому
вопрос перераспределения моментов на полуоси следует всегда
рассматривать самостоятельно, не связывая его с главной пе-
редачей ведущего моста. Крутящий момент Мо, подводимый к
корпусу дифференциала, равный сумме моментов мож-
но получить любой величины как за счет изменения крутящего
момента двигателя, так и за счет изменения передаточных чисел
механизмов трансмиссии. Момент Мо не влияет на перераспре-
деление моментов на полуоси.
Низкий к. п. Д. дифференциального механизма иногда рас-
сматривают как серьезный недостаток из-за возможных боль-
ших потерь мощности. Это не совсем так. Большой момент
трения в дифференциале приведет к увеличению потери мощ-
ности только при наличии значительной разницы в числах обо-
ротов полуосей. Но эта разница практически всегда невелика,,
поэтому и общая мощность, теряемая в дифференциале, мала.
Эта мощность равна нулю при отсутствии относительного вра-
щения деталей дифференциала и будет возрастать по мере уве-
личения относительных чисел оборотов полуосей. При повороте
с минимальным радиусом (при заданной линейной скорости
движения автомобиля) потеря мощности будет наибольшей.,
18
п. д. дифференциала и радиуса
г
Г------5
Фиг. 5. Схема кинематики поворота зад-
ней ведущей оси автомобиля:
(1У — угловая скорость наружной полуоси,
со" — угловая скорость внутренней полуоси.
Для оценки потери мощности в зависимости от трения в диф-
ференциале принят условный показатель — к. п. д. передачи
представляющий собой отношение суммы мощностей на полу-
осях к мощности, подводимой к корпусу дифференциала. К- п. д.
передачи зависит от к.
поворота автомобиля. При
помощи кинематической
схемы поворота задней ве-
дущей оси автомобиля
(фиг. 5) определим значе-
ние Т]
Из схемы видно,
Дш ш0
в
2
откуда
2R
что
R ’
где Ди— разница угловых скоростей корпуса дифференциала
и полуоси;
В— колея;
о>0—угловая скорость корпуса дифференциала;
R — радиус поворота центра ведущего моста.
Из определения к. п. д. передачи следует
дм + ДГ"
где No — мощность, подводимая к корпусу дифференциала.
В свою очередь,
N' — («о + Д<»)
и
N" = (<о0 - Д<о) = («>0 - До>).
*0
Мощность, подводимая к корпусу дифференциала,
No = ЛГ0(1>0 = (ТИ2-[- 7И1)<о0 =
= (М2 + (1 + —) .
\ / \ ча /
Подставляя значения N', N" и No, получим
М2 (°>о + Л<»)4--- (°>о— Д<»)
2*
19
После преобразования, будем иметь
„ _ 1 д_ Ао> Ogg — 1)
т 1 I ,
% (“Gt? -hl)
Подставив значение Асо, получим
“о (id + 1 )
Выражение для к. п. д. передачи после произведенных уп-
рощений примет вид
1 в
и„ = 1 —-------
" 27?
1 —1<? .
1 + ld
Таким образом, к. п. д. передачи в отличие от к. п. д. диф-
ференциала для данного автомобиля является величиной пере-
менной и зависит от радиуса поворота автомобиля. Анализ этой
Фиг. 6. Зависимость к. п. д. т1И пере-
дачи от к. п. д. la дифференциала.
зависимости показывает, что
к. п. д. передачи ц п достаточ-
но высок даже при весьма
низких значениях к. п.д.
дифференциала (фиг. 6).
^Отсюда следует, что низкие
значения к. п. д. дифферен-
циала не могут служить
j препятствием для создания
блокирующихся механизмов
повышенного трения.
Иногда высокую степень
перераспределения крутящих моментов рассматривают как не-
достаток в отношении увеличения нагрузки на одну из полуосей.
Но 'эта нагрузка не превышает нагрузки на полуось, определяе-
мой сцепным весом. Исследования ряда авторов подтверждают
отсутствие существенной перегрузки полуосей при применении
блокирующихся дифференциалов.
Стремление повысить проходимость автомобилей имеет
прямую связь с увеличением его тяговых качеств, которые, в
свою очередь, находятся в зависимости от степени использования
сцепного веса. Отсюда следует, что и расчетные величины на-
грузок для деталей и механизмов автомобиля должны опреде-
ляться усилиями, которые он может развивать при полной реа-
лизации сцепного веса на ведущих колесах.
Применение блокирующих дифференциалов, перераспре-
деляющих тяговые силы на ведущих колесах, вызывает появле-
ние некоторого момента, препятствующего повороту автомобиля.
Величина этого момента равна половине произведения разности
тяговых сил двух ведущих колес на колею.
20
Указанное отрицательное явление наблюдается главным об-
разом на повороте автомобиля. (Поэтому для лучшей управляе-
мости на поворотах желателен меньший коэффициент блоки-
ровки и более высокий к. п. д. дифференциала. Такое условие
противоречиво в отношении повышения проходимости, для
которой желателен больший коэффициент блокировки и более
низкий к. п. д. дифференциала. Оптимальные соотношения этих
двух параметров дифференциального механизма должны подби-
раться в каждом отдельном случае в зависимости от типа
и назначения данного автомобиля.
Величина к. п. д. дифференциала для механизма каждого
типа может быть определена аналитически по общим правилам
определения к. п. д. шестеренчатых редукторов. Однако более
точно к. п. д. т]й можно определить опытным путем на выпол-
ненных образцах.
Ниже приводится краткое описание устройства и действия
дифференциалов основных типов, относящихся к самоблоки-
рующимся дифференциалам повышенного трения.
Плунжерно-кулачковые дифференциалы
Все дифференциалы плунжерно-кулачкового типа основаны
на одном и том же принципе действия — использовании трения
скольжения, возникающего в результате воздействия плунже-
ров или роликов на скользящие поверхности кулачков, выпол-
няющих- функции полуосевых шестерен обычного дифференциа-
ла. В этих механизмах углы наклона рабочих поверхностей ку-
лачков (профиль кулачков) и скользящие элементы (плунжеры
или ролики) подбирают таким образом, что в случаях разных
угловых скоростей ведущих колес (на повороте или при ча-
стичной пробуксовке в результате пониженного сцепления с
грунтом) силы трения между деталями дифференциала будут
препятствовать взаимному их перемещению. Направление этих
сил таково, что к медленно вращающемуся (отстающему) ко-
лесу прилагается больший крутящий момент, чем к раскручи-
вающемуся (забегающему).
Увеличивая или уменьшая углы трения в кинематической
цепи дифференциала, можно тем самым увеличивать или умень-
шать коэффициент блокировки в целесообразных пределах. При
правильно выбранных параметрах плунжерно-кулачкового диф-
ференциала под действием сил трения создается такое пере-
распределение крутящего момента между полуосями, при ко-
тором не происходит буксования ведущих колес при значитель-
ной разнице сцепления их с грунтом.
Наибольшее распространение и применение в настоящее
время получили дифференциалы Мак Пауэр Дивайдер и Цан-
радфабрик.
21
На фиг. 7 показан кулачковый дифференциал Мак Пауэр
Дивайдер, или так называемый делитель мощности. Этот диф-
ференциал был сконструирован в 1929 г. и первоначально при-
менялся в качестве межосевого дифференциала на автомобилях
с четырьмя ведущими колесами и грузоподъемностью от 5 до
20 т. Начиная с 1948 г., дифференциалы Мак Пауэр Дивайдер
стали применять и как межколесные. Фирма устанавливает их
<-• по желанию заказчиков на 18
Фиг. 7. Плунжерно-кулачковый диф-
ференциал Мак Пауэр Дивайдер.
моделях тягачей, 33 моделях
грузовых автомобилей и на
всех моделях автобусов даль-
него радиуса действия.
Ведущим элементом диф-
ференциала служит сепара-
тор 1, который одновременно
является половиной корпуса.
В сепараторе имеется .24 плун-
жера, расположенные ради-
ально в два ряда в шахматном
порядке (со сдвигом на поло-
вину шага), свободно скользя-
щие в прорезях.
Внутренние 2 и наружные
4 кулачковые обоймы выпол-
няют функции ведомых эле-
ментов дифференциала. Рабо-
чие поверхности кулачков по-
строены по кривой Архимеда,
но иногда для упрощения эти
кривые заменяют дугами ок-
ружностей, которые на малом участке длины достаточно близко
совпадают с кривыми Архимеда. Плунжеры 3 имеют долотооб-
разную форму торцов и находятся в контакте как с внутренней,
так и с наружной поверхностями кулачковых обойм. Два ряда
кулачков на внутренней обойме смещены один относительно
другого так же, как и два ряда плунжеров в сепараторе. Кулач-
ки обоих рядов наружной обоймы расположены симметрично.
На фиг. 8 изображено положение плунжеров и кулачков внут-
ренней и наружной обойм, когда отсутствует относительное дви-
жение деталей и плунжеры не передают усилия на кулачки.
Взаимное расположение деталей при. передаче максимального
усилия показано на фиг. 9.
Движение ведущего элемента — сепаратора относительно
наружной и внутренней кулачковых обойм заставляет плунже-
ры двигаться возвратно-поступательно при прохождении по
поверхности кулачков. При утопании одного конца плунжера,
когда он проходит через вершину кулачка одной из обойм, вы-
движение другого конца плунжера заставляет вторую кулачко-
22
вую обойму поворачиваться в противоположном направлении.
Это действие подобно действию обычного дифференциала с той
лишь разницей, что оно выполняется кулачками и плунжерами
вместо шестерен.
Фиг. 8. Взаимное положение ку-
лачков и плунжеров при отсут-
ствии передачи усилий дифферен-
циалом.
Фиг. 9. Взаимное положение ку-
лачков и плунжеров при переда-
че максимальных усилий диффе-
ренциалом.
При движении автомобиля сепаратор вращается вместе с
ведомой шестерней главной передачи и плунжерами. Плунже-
ры все время находятся
обоймами. Вследствие оп-
ределенных углов накло-
на соприкасающихся по-
верхностей кулачков и
плунжеров между ними
возникают силы трения,
под действием которых
обоймы вращаются вме-
сте с сепаратором. При
прямолинейном движении
весь дифференциал вра-
щается как одно целое и
ведет оба колеса с одина-
ковой угловой скоростью.
Рассмотрим показан-
ную на фиг. 10 схему сил
ют ведущего элемента
дифференциала к ведо-
мым в случае передачи
максимального крутящего
в контакте с обеими кулачковыми
Фиг. 10. Схема сил при передаче диффе-
ренциалом максимального усилия.
момента при положении
деталей, изображенном на фиг. 9.
Ведущий элемент — сепаратор, действуя, силой Р на плун-
жер, прижимает его к наружной и внутренней кулачковым
обоймам, к которым приложены направленные по нормали к
профилю кулачков силы Рн и Рв. Эти силы пересекаются в точ-
ке приложения силы Р. Под действием сил Р\ и Р2 кулачковые
обоймы поворачиваются. Эти силы получаются как слагаемые
23
и направлены по нормали к радиусам соответствующих кулач-
р р
ков. Отношение сил — равно отношению радиусов — , поэто-
Re
му подводимый к дифференциалу крутящий момент распреде-
ляется между полуосями поровну. В этом случае ведущие ко-
леса будут вращаться с одинаковой угловой скоростью.
При уменьшении под одним из ведущих колес силы сцепле-
ния с грунтом или при движении автомобиля на повороте, ког-
да одна кулачковая обойма стремится обогнать ведущий сепа-
Фиг. 11. Схема сил трения на
торцовых поверхностях плунже-
ра при передаче усилия.
Фиг. 12. Схема суммарных сил,
передаваемых плунжером.
ратор, а другая обойма в это время отстает, обеспечивается
дифференциальное действие механизма. В этом случае обго-
няющая обойма движется впереди сепаратора, заставляя плун-
жеры то погружаться, то выступать по мере того как они пе-
редвигаются по поверхности кулачков. Противоположные концы
плунж^ов действуют подобным же образом на наклонные по-
верхности кулачков отстающей обоймы, заставляя! ее вращаться
с угловой скоростью, меньшей, чем сепаратор, на величину,
точно соответствующую превышению угловой скорости другой
•кулачковой обоймы. Таким образом осуществляется дифферен-
циальное действие, при этом средняя угловая скорость двух
кулачковых обойм независимо от их разности всегда равна
угловой скорости сепаратора.
Для примера рассмотрим действие сил в дифференциале,
когда под одним из ведущих колес уменьшается сцепление
с грунтом.
24
По мерс уменьшения сцепления с грунтом колесо будет
стремиться увеличить угловую скорость вращения, а так как
оно полуосью соединено с внутренней кулачковой обоймой, то
И она будет увеличивать угловую скорость вращения. В это вре-
Фиг. 13. Конструкция плунжерно-кулачкового диффе-
ренциала автомобилей ГАЗ-51 и ГАЗ-63.
мя угловая скорость другого .колеса и наружной обоймы будет
меньше угловой скорости сепаратора. Наличие относительного
движения между деталями дифференциала вызовет появление-
сил трения на торцовых поверхностях плунжеров, соприкасаю-
щихся с поверхностями 'кулачковых обойм 1(фиг. 11). Эти силы
будут складываться с усилиями от крутящего момента на на-
25
ружной ведомой обойме и вычитаться из того же усилия на
внутренней обойме (фиг. 12). В результате произойдет перерас-
пределение сил в сторону их увеличения на отстающей ведомой
обойме и уменьшения — на забегающей, т. е. кулачки и плунже-
ры образуют точку опоры для колеса с наибольшим сцеплением.
По аналогичной конструктивной схеме дифференциала Мак
Пауэр Дивайдер выполнен кулачковый дифференциал, пред-
назначенный для автомобилей ГАЗ-51 и ГАЗ-63 (фиг. 13 и 14).
Фиг. 14. Плунжерно-кулачковый дифференциал автомобилей
ГАЗ-51 и ГАЗ-63:
а — внешний вид, б — детали плунжерно-кулачкового дифференциала.
Ведущий сепаратор 2 (фиг. 43) при помощи болтов жестко
связан с правой половиной корпуса 7 дифференциала. В про-
резях сепаратора, тщательно обработанных, расположены 24
плунжера по 12 в каждом ряду, взаимодействующие с кулачка-
ми ведомых обойм 6 и 1. Для предотвращения проворачивания
плунжеров 5 на них сделаны лыски, а ,в сепараторе 2 установ-
лены кольца 4 и 3. Внутреннее кольцо 4 выполнено разрезным
(пружинящим), а наружное 3— разрезным, но сваренным
встык после установки на сепаратор. Эти кольца служат для
облегчения сборки дифференциала и предотвращения самопро-
извольного выпадения плунжеров из гнезд сепаратора. Ведо-
мые кулачковые обоймы связаны с полуосями шлицами.
Для облегчения технологии изготовления рабочие поверх-
ности кулачков на ведомых обоймах и плунжеры построены по
дугам окружностей. Сепаратор и кулачковые обоймы изготов-
лены из хромоникельвольфрамовой стали L8XH1BA, а плунже-
ры— из шарикоподшипниковой хромистой стали ШХ15. Рабо-
чие поверхности этих деталей цементованы, закалены и фосфа-
тированы для предотвращения задиров. Кулачковый дифферен-
циал Горьковского автозавода взаимозаменяем с обычным
.дифференциалом, имеющим конические шестерни. Ниже приве-
дена техническая характеристика кулачкового дифференциала
Горьковского автозавода.
26
Техническая характеристика
Нагрузка на ведущий мост в кг............................. Не более 3700
Радиус качения ведущих колес в м........................Не более 0,5
Число плунжеров......................................... 24
Расположение плунжеров..................................Радиальное,
двухрядное
со сдвигом
на 1/2 шага
Число выступов наружной кулачковой обоймы . . . .6, совмещен-
ные
Число выступов одного ряда внутренней кулачковой обоймы 6
Число рядов выступов внутренней кулачковой обоймы . .2, со сдвигом
, на 1/2 шага
Диаметр выступов кулачков обоймы в мм:
наружной . . .............................. 117,666 ''
внутренней ......................................... 80,076
Диаметр впадин кулачков обоймы в мм:
наружной.........................................ь 129,837
внутренней ......................................... 67,911
Радиус рабочих поверхностей кулачка обоймы в мм:
наружной....................................... .... 63,319
внутренней.......................................... 38,35
Диаметр центров окружностей, образующих профиль ку-
лачка обоймы, в мм:
наружной............................................ 27,153
внутренней.......................................... 26,98
Радиус рабочих поверхностей плунжера в мм .... 59,9
Твердость рабочих поверхностей:
сепаратора и кулачков ведомых обойм....................HRC 60—65
плунжеров...........................................HRC 61—65
Осевой зазор в мм:
кулачков............................................ 0,365—0,855
плунжера в крайних положениях.......................0,113—0Д201
Радиальный зазор в мм:
плунжера в прорези сепаратора . .,............... 0,045—0,098
между наружной кулачковой обоймой и корпусом диф-
ференциала ....................................... 0,065—0,135
между наружной и внутренней кулачковыми обоймами 0,065—0,135
Дифференциалы Цанрадфабрик так же, как и дифференциа-
лы Мак Пауэр Дивайдер, много лет применяют на автомоби-
лях. В настоящее время производится шесть моделей таких
дифференциалов, рассчитанных для работы с максимальным
крутящим моментом 160—1200 кгм.
В табл. 2 приведены основные технические данные диффе-
ренциалов Цанрадфабрик.
На фиг. 15 показан дифференциал Цанрадфабрик, который
относится к типу плунжерно-кулачковых. Дифференциал имеет
восемь радиально расположенных в один ряд плунжеров пря-
моугольного сечения. Ведущим элементом дифференциала так-
же служит сепаратор /, одновременно являющийся половиной
корпуса дифференциала, в прямоугольных пазах которого раз-
мещены плунжеры 3, контактирующиеся с кулачковыми обой-
мами наружной 2 и внутренней 4.
27
Хотя конструктивное оформление дифференциалов Цанрад-
фабрик несколько отлично, но принцип действия их тот же, что
и у описанного выше дифференциала Мак Пауэр Дивайдер.
Параметры
Таблица 2
Максимальный
крутящий момент
в кгм . . .
Диаметр d на-
ружной кулачко-
вой обоймы в мм
Ширина b на-
ружной кулачко-
вой обоймы в мм
Вес в кг ...
Модели дифференциала
I 1а 11 Па 1П IV
160 250 300 500 700 1200
95 112 130 154 180 210
34 38 43 48 57 90
4 6 9 14 19 25
Однако конструкция дифференциалов Цанрадфабрик имеет
существенные недостатки. Малое количество 'плунжеров (в 3
раза меньше, чем у дифференциала Мак Пауэр Дивайдер) ска-
Фиг. 15. Конструкция плунжерно-кулачкового диффе-
ренциала Цанрадфабрик.
зывается отрицательно, во-первых, на плавности работы, когда
происходит дифференциальное действие механизма, а, во-вто-
рых, на стабильности блокирующих свойств и сроке службы
дифференциала из-за более высоких удельных давлений между
контактирующимися деталями.
28
Дифференциалы с фрикционными элементами
К дифференциалам повышенного трения, относятся также
механизмы, в которых .в основном сохранены детали обычного
дифференциала, но в кинематическую цепь введены фрикцион-
ные элементы. К такому типу дифференциалов, имеющих при-
менение в настоящее время, относятся Турнаматик, изготов-
ляемый фирмой Ле Турно-Вестингауз, и Торнтон Пауэр-Лок,
выпускаемый корпорацией Дана.
На фиг. Гб показан дифференциал Турнаматик, применяемый
на автомобилях, предназначенных для работы в тяжелых ус-
Фиг. 16. Дифференциал Турнаматик фирмы
Ле Турно-Вестингауз.
ловиях: на тягачах, автомобилях для земляных работ и др. Это
по существу обычный дифференциал, в котором для повышения
трения используются осевые усилия, неизбежно возникающие
при работе конических шестерен. Для этого сателлиты имеют
сильно развитую опорную поверхность грибовидной формы и
увеличенное передаточное число конической пары сателлит —
полуосевая шестерня.
При появлении буксования ведущих колес, когда умень-
шается сила сцепления с грунтом, суммарная сила трения, воз-
никающая между поверхностями корпуса и деталями диффе-
ренциала от действия полуосевых шестерен и сателлитов, вы-
зывает перераспределение крутящего момента между полуосями.
По данным фирмы, это суммарное трение дает возможность
иметь в существующих конструкциях коэффициент блокировки,
равный 3.
29
Дифференциал Торнтон Пауэр-Лок является одной из пос-
ледних конструкций самоблокирующихся дифференциалов. На-
чиная с 1956 г., эти дифференциалы устанавливают на некото-
рых легковых автомобилях Паккард, нескольких моделях
Студебекер и на других автомобилях по требованию заказчи-
ков. К середине 1958 г. фирмой было выпущено и находилось
в эксплуатации около 200 тыс. таких дифференциалов.
Принцип работы дифференциала Торнтон Пауэр-Лок заклю-
чается в том, что повышенное трение осуществляется силами
трения, возникающими между фрикционными элементами и
корпусом. Это происходит таким образом, что крутящий момент,
передаваемый полуосям, распределяется пропорционально
сцеплению каждого колеса с грунтом.
Известны две модификации дифференциала Торнтон Пауэр-
Лок (фиг. 17), которые по своим размерам взаимозаменяемы
с обычными дифференциалами.
На фиг. 17, а показан дифференциал Торнтон Пауэр-Лок ав-
томобиля Паккард-Карабиэн выпуска 1956 г. Этот дифферен-
циал, по данным фирмы, обеспечивает коэффициент блокировки
в пределах 2—2,5. В последующем фирмой выпущен дифферен-
циал видоизмененной конструкции с коэффициентом блокировки
до 5 вследствие значительно развитой поверхности трения
путем введения фрикционных муфт трения, состоящих из набо-
ра металлокерамических дисков. Таким образом, в дифферен-
циале Торнтон Пауэр-Лок в принципе сохранены детали обыч-
ного конического дифференциала, ню добавлены фрикционные
элементы. Дифференциалы Торнтон Пауэр-Лок имеют следую-
щие конструктивные особенности.
1. Крестовина заменена двумя отдельными, пересекающимися
под прямым углом осями 4 сателлитов. Вследствие скользя-
щего соединения осей в центральной части каждая из них
имеет возможность независимого частичного окружного и осе-
вого перемещения. Для осуществления подвижного соединения
с корпусом дифференциала концевые цапфы осей сателлитов
(пальцы) выполнены в виде кулачков с поверхностями 5
У-образной формы.
2. Введены промежуточные чашки полуосевых шестерен,
связанные, так же как и последние, с полуосями. Такое кон-
структивное решение дает возможность передачи большего по
сравнению с обычным дифференциалом крутящего момента по-
тому, что нагрузка распределяется, между зубьями шестерен и
фрикционными элементами дифференциала. Фрикционными
элементами для дифференциала, показанного на фиг. 17, а, слу-
жат конические поверхности 1 промежуточных чашек полуосе-
вых шестерен, а для дифференциала, показанного на
фиг. 17, б — дисковые муфты трения 6.
Дифференциал Торнтон Пауэр-Лок обеспечивает равноцен-
ное действие при переднем и заднем ходе как во время передачи
30
A-A
— ®7
Фиг. 17. Конструкция дифференциала Торнтон Пауэр-Лок:
коническими поверхностями трения, б — с дисковой муфтой трения.
\ к—Ч/
•---у—
31
крутящего момента от двигателя, так и при движении автомо-
биля накатом.
Во всех случаях, когда происходит относительное переме-
щение полуосей, вызванное нарушением равновесия в сцепле-
нии колес с грунтом (при появлении пробуксовывания одного
колеса) или различными угловыми скоростями колес при пово-
роте автомобиля, фрикционные элементы дифференциала будут
оказывать тормозящее действие вращению полуосевых шесте-
рен, обеспечивая перераспределение крутящих моментов на по-
луоси. Для приведения в действие фрикционных элементов
дифференциала служат специальные наклонные поверхности на
концевых цапфах осей сателлитов. Под влиянием нагрузок,
прилагаемых к дифференциалу, концевые цапфы осей сател-
литов имеют возможность перемещаться по наклонным поверх-
ностям пазов в корпусе. 'Конструкция обеспечивает минималь-
ную величину перемещения в пазах корпуса для, осуществления
блокирующего действия дифференциала. Эта величина состав-
ляет десятые доли миллиметра.
При прямолинейном движении автомобиля крутящий мо-
мент передается от корпуса дифференциала к осям сателлитов
и к сателлитам, а от них к полуосевым шестерням так же, как
это происходит в обычном коническом дифференциале. Усилия
от крутящего момента заставляют концевые цапфы осей са-
теллитов перемещаться по наклонной поверхности 5, создавая
давление на чашку 2 полуосевой шестерни. Возникающие силы
трения на поверхностях 1 и между дисками муфты 6 препятст-
вуют относительному проворачиванию полуосевых шестерен,
обеспечивая блокирующее действие дифференциала.
На повороте автомобиля описанный процесс частично про-
исходит в обратном направлении. Во время поворота полуосе-
вые шестерни работают как шестерни планетарного механизма.
Для упрощения понимания кинематического взаимодействия
деталей дифференциала в дальнейшем шестерню внутреннего
колеса будем рассматривать как неподвижный элемент, по от-
ношению к которому шестерня наружного колеса увеличивает
угловую скорость вращения в соответствии с прохождением
большего пути этим наружным колесом. Сателлиты 3, находя-
щиеся в зацеплении с вращающейся наружной и неподвижной
внутренней шестернями, должны также вращаться, но, чтобы
осуществить вращение, сателлиты будут сдвигать концевые
цапфы осей 4 обратно по поверхнюсти 5, значительно уменьшая
давление на чашку 2 полуосевой шестерни, а следовательно,
уменьшая и момент трения на поверхности 1 и между дисками
муфты 6.
Дифференциальное действие на повороте производится так
же, как при прямолинейном движении, т. е. с некоторым под-
тормаживанием, величина момента которого пропорциональна
моменту, передаваемому колесами.
32
Из изложенного видно, что блокирующее действие диффе-
ренциала Торнтон Пауэр-Лок является следствием не только
разности угловых скоростей ведущих колес, но и зависит от
величины передаваемого крутящего момента. Это обстоятель-
ство является важным положительным фактором. Вследствие
тормозящего действия дифференциала при передаче крутящего
момента обеспечивается связь между полуосями. Этим предот-
вращается возможность мгновенных ускорений вращения колес,
теряющих связь с дорогой при переезде через неровности или
при резком уменьшении сцепления, а также повышаются ста-
билизирующие свойства автомобиля на повороте и на высоких
скоростях движения.
Ниже приводится анализ действия нагрузок и их распреде-
ление на полуоси. В качестве примера рассмотрим дифферен-
циал с коническими поверхностями трения на промежуточных
чашках полуосевых шестерен (фиг. 17, а).
При прямолинейном движении автомобиля без относитель-
ного поворота ведущих колес крутящий момент, подводимый
к корпусу дифференциала,
7И0 = М3 Мт -j- Мт ,
где М3 — момент, передаваемый на полуоси через оси са-
теллитов, сателлиты, зубья и полуосевые шестерни;
М'т — момент, возникающий от сил трения на торцах про-
межуточных чашек полуосевых шестерен и пере-
даваемый на полуоси от корпуса дифференциала
через оси сателлитов, цилиндрические буртики са-
теллитов и промежуточные чашки полуосевых ше-
стерен;
М" — момент, возникающий от сил трения на конических
поверхностях промежуточных чашек полуосевых
шестерен и передаваемый на полуоси через чашки.
Моменты М'т и М"т положительные на обеих промежуточ-
ных чашках полуосевых шестерен, а момент М3, передаваемый
через зубья каждой полуосевой шестерни, меньше половины
подводимого крутящего момента Мо.
При прямолинейном движении автомобиля, если условия
сцепления с грунтом правого и левого ведущих колес одина-
ковы, т. е. одинаковы тяговые усилия на них, то и через полу-
оси передаются одинаковые крутящие моменты:
М' = М" = ^-.
2
В условиях одинакового сцепления правого и левого колес
указанное соотношение сохраняется при увеличении подводи-
мого крутящего момента М до тех пор, пока величины тяговых
3 Е. А. Степанова, А. X. Лефаров 33
усилий на -обоих колесах -не превысят соответствующих предель-
ных значений по сцеплению, после чего оба колеса начнут бук-
совать.
При различных условиях сцепления одно из колес достигает
предела по сцеплению раньше, чем другое. Дальнейшее увели-
чение -подводимого момента вызывает в связи с повышенным
трением в дифференциале соответствующее увеличение тяго-
вого усилия на другом колесе, на котором еще не достигнут
предел по сцеплению.
-Перераспределение -подводимого крутящего момента между
полуосями сопровождается изменением моментов трения на
конических поверхностях трения 1 промежуточных чашек по-
луосевых шестерен.
Суммарный момент трения Мт1 на .промежуточной чашке
полуосевой шестерни буксующего колеса, т. е. момент трения,
передающийся дифференциалом на полуось, отрицательный,
так -как направлен в сторону, противоположную вращению, а
момент трения Мт2 на промежуточной чашке полуосевой ше-
стерни небуксующего колеса—положительный.
Тогда
М' = ^--Мт1 = МС1;,
мт2 = мсц + мтХ + мт„
где Мсц — момент на ведущем колесе по сцеплению с грунтом.
Дальнейшее увеличение подводимого момента Мо вызовет
увеличение числа оборотов буксующего колеса и соответствую-
щее увеличение момента М" путем передачи на это колесо до-
полнительного момента для его раскручивания:
где JK— момент инерции буксующего колеса;
— угловое ускорение буксующего колеса.
Рассмотрим соотношения сил и моментов в механизме диф-
ференциала при его разблокировании. При передаче дифферен-
циалом крутящего момента двигателя Мд на наклонных поверх-
ностях концевых цапф осей сателлитов возникают окружные
усилия Р[ и Р" соответственно для каждой оси сателлитов и
осевые усилители Qc (фиг. 18, а). Сумма моментов окружных
сил -равна моменту Мд (фиг. 17):
Pi R + Р<2 R — Мд.
34
Если пренебречь разницей, которая может происходить от
неточности изготовления деталей дифференциала в производ-
стве, то теоретически окружное усилие
Л = А =
Мд
2R ’
Фиг. 18. Схема сил действующих: а — на детали;
б — на сателлиты:
1 — корпус, 2— ось сателлитов, 3— сателлит, 4 — промежуточная чаш-
ка полуосевой шестерни, А — направление вращения осей сателлитов,
Б — направление вращения полуосевых шестерен, В — направление
вращения сателлитов.
а осевые усилия
мд
27? tg ₽ ’
где Ро — окружное усилие на оси сателлитов;
р — угол наклонных поверхностей кулачка осей сател-
литов.
3*
35
>В случаях, когда дифференциал разблокирован, цилиндри-
ческие пояски буртиков сателлитов обкатываются и одновре-
менно скользят по внутренним торцовым поверхностям проме-
жуточных чашек полуосевых шестерен. Окружная скорость на
цилиндрической поверхности буртика сателлита всегда меньше
окружной скорости на торцовой поверхности промежуточной
чашки, так как радиус буртика гб меньше радиуса начального
конуса зубчатого венца сателлита. Поэтому между цилиндри-
ческими поверхностями буртиков сателлитов и торцовой по-
верхностью 'промежуточной чашки полуосевой шестерни возни-
кают силы трения скольжения, направление которых на
буртиках совпадает с направлением вращения! сателлитов. На
торцовой поверхности промежуточной чашки полуосевой ше-
стерни эти силы трения направлены в противоположную сто-
рону.
На фиг. 18,6 изображены схемы действия сил на каждую
пару сателлитов для случаев, когда перемещение деталей диф-
ференциала соответствует стрелкам А, Б а В. При этом сде-
ланы следующие допущения:
а) не учитывается трение качения на цилиндрических по-
верхностях буртиков сателлитов, которое значительно меньше
трения скольжения;
б) не учитываются трения на зубьях шестерен и торцах
сателлитов, так как их влияние на перераспределение крутящих
моментов невелико;
в) не показаны осевые и радиальные усилия на зубьях ше-
стерен, так как они не входят в рассматриваемые ниже урав-
нения проекций сил и моментов для определения окружных
усилий.
При перемещении осей на каждую пару сателлитов пере-
даются окружные Рс и осевые Qc усилия, т. е.
Р __
с 2г
На зубьях сателлитов возникают окружные усилия Fi и F%,
которые вызывают в точках приложения соответствующие силы
трения.
Усилия, приведенные на фиг. 18,6, находятся между собой
в соотношениях, одинаковых для обеих схем:
f, + f2=pc.
Ffc + рРсг0 4- |xQcr0 - F2rc - v-Qcr6 = O,
где ц — коэффициент трения скольжения в сопряжениях диф-
ференциала.
36
Совместно решив эти уравнения, получим окружные усилия
на зубьях сателлитов:
^7 Р С У-РС ? О I P-Qc (fб ro') ,
1 “ 2 2 гс “Г 2 гс ’
р Pc I уРе г о P-Qc б т0)
2 2 2 ’ гс 2 ’ гс
Два последних члена в этих формулах близки по своим зна-
чениям, и разность их может быть принята равной нулю. При
таком допущении, как показывают примерные расчеты, погреш-
ность составляет 0,5—0,8%. Поэтому можно считать, что окруж-
ные усилия на зубьях сателлитов и моменты, передаваемые на
правую и левую полуоси через зубья полуосевых шестерен
дифференциала, одинаковы, тогда
р
2
2Л1г = 2Д2г = ^-.
Моменты трения М'т , возникающие на торцовых поверхно-
стях промежуточных чашек полуосевых шестерен, равны по
величине и различны по знаку: на чашке отстающей полуоси
момент трения М'т положительный, а на чашке забегающей
полуоси — отрицательный:

Ут
Промежуточные чашки полуосевых шестерен прижимаются
к корпусу дифференциала не только определенными ранее осе-
выми усилиями Qc, передаваемыми от буртиков сателлитов, но>
также осевыми усилиями, возникающими на зубьях полуосевых
шестерен при передаче момента —, поэтому общее осевое уси-
лие на каждой промежуточной чашке полуосевой шестерни
будет
Q = + — • tg а • sin 8,
2R tg ₽ 2r &
где а — угол зацепления конических шестерен дифференциала;
б — половина угла начального конуса полуосевых ше-
стерен.
Моменты трения М'т и М’т на конических поверхностях
промежуточных чашек полуосевых шестерен и суммарные мо-
37
менты трения Мт на промежуточных чашках определяются из
уравнений
Мд \’гф / 1 . tga-sin 8
2 sin 7 \ R tg 0 г
мт = м'т + мт=^
У-г т . '3'ГФ / 1 । tga-sin В
R tg 0 sin 7 I R tg 0 r
где у — угол конической поверхности промежуточных чашек
полуосевых шестерен.
Так как в разблокированном дифференциале суммарные мо-
менты трения на промежуточных чашках полуосевых шестерен
отстающей и забегающей полуосей одинаковы по величине и
различны по направлению, можно сделать вывод, что эти мо-
менты трения не участвуют в передаче подводимого к корпусу
дифференциала крутящего момента Мо. Этот момент передается
только через шестерни дифференциала, после чего перераспре-
деляется за счет моментов трения на промежуточных чашках
полуосевых шестерен. Таким образом, для рассматриваемого
дифференциала повышенного трения Торнтон Пауэр-Лок в раз-
блокированном состоянии справедливы обычные соотношения
7И' = —М"=--\-Мт.
2 т 2
Крутящий момент на полуоси буксующего (забегающего)
колеса
М'
?гт
/?tg₽
УГф / 1
sin 7 у R tg (3
I tga-sin В
г
а на полуоси небуксующего (отстающего) колеса
__ М J ] I ^ГФ I 1 I tga-Sin 8
2 R tg р sin 7 I R tg 0 r
ГГ M" А. А. Л
Из отношения — получим коэффициент блокировки диф-
ференциала К, который после преобразования уравнений будет
ч М'
rR tg.0 sin 7 + fxrmr Sin 7 + (r + R tg 0 tg a sin 8)
rR tg 0 sin 7 — p.rmr sin 7 — у.гф (r + R tg 0 tg a sin 8)
Из изложенного следует, что, варьируя при расчете углом |3
наклонных поверхностей кулачка осей сателлитов и углом у
38
конических поверхностей промежуточных чашек полуосевых
шестерен или числом дисков фрикционных муфт (вторая моди-
фикация дифференциала Торнтон Пауэр-Лок), можно получить
желаемое блокирующее действие дифференциала. Это дает воз-
можность оптимально приспособляться к конкретным условиям
эксплуатации.
Коэсргрициент сцепления
Суммарное тяговое усилие на Ведущих колесах
Тяговые усилия на правом и левонгколесах
Фиг. 19. Тяговые усилия автомобилей с различными дифференциалами:
> — обычный дифференциал с коническими шестернями, 2 — дифференциал Торнтон Пауэр-
Лок с тремя поверхностями трения в муфте, 3— дифференциал Торнтон Пауэр-Лок с пятью
поверхностями трения в муфте. Соответствие условий движения автомобиля коэффициентам
сцепления следующее:
Условия движения Лед, по- крытый - водой Легкий снег на льду Уплотнен- ный снег Грязь Гравий Сухой грунт Бетон
Коэффи- циент сцеп- ления <Р 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7
На основе накодленного опыта фирма рекомендует иметь на
кулачках угол давления, равный 45° (т. е. угол кулачка и угол
паза в корпусе должны быть равны 90°), и пять поверхностей
трения в каждой фрикционной муфте дифференциала.
В результате проведенных испытаний получены зависимо-
сти возможных тяговых усилий автомобилей с дифференциала-
ми Торнтон Пауэр-Лок по сравнению с автомобилем, имеющим
обычный конический дифференциал (фиг. 19).
39
Техническая характеристика
Максимальная нагрузка на ось в кг . .
Расчетный диаметр полуоси в мм . . . .
Корпус дифференциала (левая и правая
чашки):
материал . .....................
термообработка ....................
3700
39
Ось сателлитов:
количество ..............................
диаметр оси сателлита в мм . . . .
угол кулачка ........................
материал . ......................
термообработка.......................
Промежуточная чашка шестерни полуоси:
количество ...........................
угол поверхности трения чашек . . .
термообработка....................
Сталь 45 (литье), ГОСТ 1050-57*
Конические поверхности
трения чашек и поверхности
У-образяых пазов закалены
т. в. ч. на глубину 1,5 л/м’
до твердости HRC 58—62 «
2
28
120°
Сталь 12Х2Н4А, ГОСТ 4543-57**
Цементация на глубину
1,2—1,6 мм до твердости:
поверхности HRC 58—62,
сердцевины HRC 30—42
2
30°
Цементация на глубину
1,2—1,6 мм до твердости
поверхности HRC 50—62,
сердцевины HRC 30—42
Основные параметры
шестерен
дифференциала
Число шестерен .
Материал шестерен
Термообработка
Покрытие
Полуосевая
шестерня
2
Сталь 12Х2Н4А,
ГОСТ 4543-57, величина
зерна 6—8, ГОСТ 5639-51
Цементация на глубину
1,2—1,6 мм до твердости:
поверхности HRC 58 — 62,
сердцевины HRC 30—42
Фосфатирование—анти-
фрикционное, толщина
слоя 0,005—0,010 мм
Сателлит
4
Модуль торцовый по делительной окружности
в мм......................................
Угол зацепления...........................
Число зубьев.....................' . . . .
Диаметр делительной окружности в мм ....
Угол наружного конуса.....................
Угол делительного конуса .................
Угол конуса впадин .......................
Высота головки зуба в мм ........
Полная высота зуба в мм...................
Угол зуба на делительном конусе...........
Толщина зуба по хорде делительной окружности
в мм.....................................
Высота головки зуба до хорды в мм.........
6,4
20°
16
102,4
63 20"
57°59'40'
4943'54'
3.39
12,16
2°36'30"
6,4
20°
10
64
40°16'6"
32°20'
26'59'40’
6,85
12,16
8°35'15"
8 79 0-Ю
°’/у—0,19
3,49
* Действие ГОСТа временно приостановлено. Действует ГОСТ 1050-52.
* * Действие ГОСТа временно приостановлено.. Действует ГОСТ 4543-48.
* ’ -0,19
7,27
40
Фиг. 20. Внешний вид диффе-
ренциала с коническими по-
верхностями трения Москов-
ского автозавода им. И. А. Ли-
хачева для грузового авто-
мобиля.
Фиг. 21. Дифференциал с конически-
ми поверхностями трения Москов-
ского автозавода им. И. А. Лихаче-
ва для грузового автомобиля:
а — механизм дифференциала; б — дета-
ли дифференциала; 1 — левая половина
корпуса дифференциала, 2— промежуточ-
ная чашка полуосевой шестерни, 3 — по-
луосевая шестерня, 4 — сателлит, 5 — ось
сателлитов, 6 — правая половина корпуса
дифференциала, 7 — стяжной болт кор-
пуса.
41
На фиг. 20 и 21 показан дифференциал аналогичной конст-
рукции, спроектированный на Московском автозаводе
им. И. А. Лихачева для грузового автомобиля. В настоящее
время дифференциал повышенного трения проходит испытания.
Ниже приведена техническая характеристика этого дифферен-
циала.
Червячно-винтовые дифференциалы
Червячный дифференциал Муля и Скарлока (США) являет-
ся одним из первых самоблокирующихся! механизмов этого
типа, появившихся в 1932 г. (фиг. 22).
В корпусе дифференциала, состоящем из трех частей 1, 2, 3,
размещены полуосевые шестерни 4 и 9, связанные между собой
Фиг. 22. Конструкция червячного дифференциала Муля и Скарлока:
1—в — части корпуса, 4 и 9— полуосевые шестерни, 5 и 8 — сателлиты, 6 —допол-
нительный сателлит, 7 — ось дополнительного сателлита, 10 — ось сателлита, 11 —
стяжной болт корпуса.
через два ряда сателлитов 5 и 8 и дополнительные сател-
литы.
Полуосевые шестерни находятся в зацеплении с шестью са-
теллитами 5 и 8, вращающимися на осях 10, расположенных по
хордам на периферии корпуса. При этом образуются шесть
червячных пар. В левой и правой частях корпуса размещено по
три сателлита. Кроме этого, каждый из шести сателлитов нахо-
дится в зацеплении еще с тремя дополнительными сателлита-
42
MiI — червяками 6, расположенными на осях в ступице средней
части корпуса 2 и направленных радиально. Углы зацепления
червячных пар подобраны таким образом, чтобы дифференциал
обладал необходимыми самотормозящимися свойствами. Поэто-
му дифференциальный эффект возникает только при различных
угловых скоростях вращения ведущих колес. Это происходит,
например, при повороте автомобиля, когда полуоси вращаются
с различными числами оборотов, вызывая этим вращение полу-
осевых шестерен и сателлитов, которое сопровождается воз-
никновением сил трения в дифференциале. Дифференциальное
действие отсутствует при прямолинейном движении, а также
в случае, когда сцепление с грунтом одного из ведущих колес
понижено, т. е. в случаях, когда нет относительного перемеще-
ния деталей дифференциала и они вращаются как одно целое
с корпусом.
При наличии такого дифференциала не происходит раздель-
ного буксования ведущих колес.
Его кинематика аналогична обычному дифференциалу с ко-
ническими шестернями, в котором числа оборотов корпуса и
полуосей находятся в зависимости
п0= ——
а общая сила
тяги равняется сумме
колесами.
тяговых усилий, развиваемых обоими
При использовании червячных пар создаются условия мак-
симального увеличения внутреннего трения, зависящего от
угла винтовой линии червяка (сателлита), которым, в свою
очередь, определяется величина коэффициента блокировки
дифференциала.
В качестве примера ниже выводится коэффициент блокиров-
ки для червячного дифференциала Муля и Скарлока.
К. п. д.- червячного дифференциала при относительном
вращении полуосей и неподвижном корпусе, т. е. при передаче
мощности в направлении, указанном на фиг. 22, будет выра-
жаться произведением к. п. д. отдельных червячных пар ме-
ханизма (цифровые индексы соответствуют обозначениям де-
талей на фиг. 22):
Уд "^9; 8 * ^8; 6 ’ ^6; 5 •
К. п. д. червячной передачи при ведомом червяке и ведущей
червячной шестерне определяется по формуле
^8 tgX V
43
а при ведущем червяке и ведомой червячной шестерне
tg к
где X —угол подъема витков по делительному цилиндру чер-
вяка;
р — фиктивный угол трения (величина этого угла прибли-
женно принимается равной p = arctgf, где f — коэффи-
циент трения скольжения в червячном зацеплении;
коэффициент трения находится в зависимости от ско-
рости скольжения, материала и чистоты рабочих по-
верхностей шестерен);
т[р — коэффициент, учитывающий потери мощности на раз-
брызгивание и размешивание масла в корпусе меха-
низма.
Потери мощности зависят главным образом от окружной
скорости червяка или червячной шестерни. Ввиду вообще не-
больших скоростей относительного движения элементов червяч-
ного зацепления в механизме дифференциала величиной х]р
можно пренебречь.
Так как по условиям кинематической связи т]9;8 — т^б; 5, а
*18; 6=^5; 4 , то, подставив значения т) червячных пар в уравне-
ние к. п. д. дифференциала г]а, получим
т _ tg (X ~ р) # tg X . tg (X — р) . tgk _ tg2 (X — р)
tg* tg(^H-p). tgx tg(X + P) tg2 (X —f-p) "
Коэффициент блокировки червячного дифференциала опре-
делится из соотношения
К = М" = 1 = {g2(x + p)
Afz tg2(X—р)‘
На основании опытов коэффициент блокировки этих диффе-
ренциалов находится в пределах 6—14. Благодаря высоким бло-
кирующим свойствам червячные дифференциалы действуют в
широком диапазоне дорожных условий при максимально раз-
личных отношениях коэффициентов сцепления.
Мулем и Скарлоком была создана вторая модификация чер-
вячно-винтового дифференциала. Этот дифференциал (фиг. 23)
с начала 40-х годов применялся на трехосных автомобилях
большой грузоподъемности, специальных тягачах, работаю-
щих в тяжелых условиях карьерных разработок, на снегоочи-
стительных и других грузовых автомобилях фирмы Вальтер.
Отсюда этот дифференциал и получил наименование дифферен-
циала Вальтера.
Корпус (фиг. 23) дифференциала открытый, состоит из двух
частей, между которыми установлена промежуточная пласти-
44
„а 5, создающая опору лолуосевым шестерням в осевом направ-
лении. Вследствие наличия конструкции открытого корпуса
создаются благоприятные условия для смазки трущихся по-
верхностей и обеспечивается хороший отвод тепла, что является
необходимым для нормальной работы дифференциала в усло-
виях напряженных режимов.
Кинематическая цепь дифференциала состоит из двух по-
луосей шестерен 2, которые, как и в первом дифференциале,
зацепляясь с шестью сателлитами 3, образуют шесть червячных
Фиг. 23. Червячно-винтовой дифференциал Вальтера:
1 — корпус, 2 — полуосевая шестерня, 3 — сателлит, 4 — стяжной
болт корпуса, 5 — промежуточная пластина корпуса.
пар. Сателлиты выполнены в виде цилиндрических шестерен
со спиральным зубом и непосредственно сцеплены между собой
в винтовые пары. В отличие от первого дифференциала дополни-
тельные сателлиты с радиальными осями отсутствуют.
Принцип действия дифференциала Вальтера аналогичен
принципу действия дифференциала Муля и Скарлока.
В технологическом отношении дифференциал Вальтера име-
ет преимущества. Номенклатура шестерен его ограничена двумя
наименованиями—полуосевая шестерня и сателлит, правых и
левых деталей нет. Механическая обработка по сравнению с
другими разновидностями дифференциалов ©того типа также
менее трудоемка.
По конструктивной схеме дифференциала Вальтера разра-
ботан червячно-винтовой дифференциал для грузового авто-
мобиля на Московском автозаводе им. И. А. Лихачева (фиг. 24
и 25). В настоящее время опытная партия червячно-винтовых
Дифференциалов проходит эксплуатационные испытания.
Ниже приведены основные технические данные опытных
червячно-винтовых дифференциалов.
45
Фиг. 24. Внешний вид червяч-
но-винтового дифференциала
грузового автомобиля Москов-
ского автозавода им. И. А. Ли-
хачева.
Фиг. 25. Червячно-винтовой дифференциал грузового автомобиля Мос-
ковского автозавода им. И. А. Лихачева:
а — механизм дифференциала, б — детали дифференциала, 1 — корпус, 2 — полу-
осевые шестерни, 3 — сателлит, 4 — ось сателлита, 5 — стяжной болт корпуса, 6 —
промежуточная пластина корпуса.
Техническая характеристика
Максимальная нагрузка на ведущую ось
в кг...................................
расчетный диаметр полуоси в мм . . . .
Корпус дифференциала (левая и правая
чашки):
материал ..........................
термообработка . . ...............
Опорная пластина полуосевых шестерен:
количество .............................
материал ...........................
термообработка......................
Болт корпуса дифференциала:
количество .............................
диаметр в мм........................
материал ...........................
Ось сателлита:
количество .............................
материал ...........................
термообработка .....................
3700
39
Сталь 45 (литье), ГОСТ
1050-57
Поверхности контакта с тор-
цами сателлитов и полуосе-
вых шестерен закалены т. в. ч.
на глубину 1,5 мм до твер-
дости HRC 58—62
1
Сталь 12Х2Н4А, ГОСТ 4543-57
Цементация на глубину 0,8—
1,2 мм, твердость опорной
поверхности торцов
HRC 58-62
6
20
Сталь 40Х, ГОСТ 1051-59,
твердость HRC 31—37
6
Сталь 12Х2Н4А, ГОСТ 4543-57
Цементация на глубину 0,8—
1,2 мм, твердость поверх-
ности HRC 58—62
Параметры шестерен
дифференциала
Полуосевая
шестерня
Сателлит
Число шестерен................................ 2 6
Материал шестерен............................ Сталь 12Х2Н4А, ГОСТ
4543-57, величина зерна
6-8, ГОСТ 5639-51
Термообработка....................................Цементация на глубину
0,8—1,2 мм до твер-
дости: поверхности HRC
58—62, сердцевины
HRC 30-42
Модуль в нормальном сечении в мм.............. 3,75 3,75
Число зубьев.................................. 12 9
Диаметр делительной окружности в мм .... 90 38,97
^гол винтовой линии на делительном цилиндре
относительно оси шестерни................... 60° 30°
Направление винтовой линии............................... Левое
Шаг винтовой линии в мм ...................... 163,242 212,05
Высота головки зуба в мм...................... 3 3
Полная высота зуба в мм....................... 7,125 7,125
Толщина зуба по дуге делительного цилиндра в
нормальном сечении (теоретическая) в мм . . 5,89 5,89
Толщина зуба по хорде делительного цилиндра
в нормальном сечении в мм................... 5,89 5,877
47
Высота головки зуба до хорды делительного ци-
линдра, в нормальном сечении в мм .... 3,026 3,167
Наружный диаметр в мм .................... 88,5 44,97
Межцентровое расстояние в мм:
между полуосевой шестерней и сателлитом 60,735
между сателлитами...................... 38,97
Примечание. Параметры полуосевой шестерни действительны только
для расчетного сечения.
Дифференциалы с фрикционными элементами
постоянного действия
Характерная особенность дифференциалов с фрикционными
элементами постоянного действия заключается в постоянном
действии момента трения, который создает на отстающей полу-
оси некоторый крутящий момент даже в том случае, если на
Фиг. 26. Дифференциал с муфтой трения фирмы
Тимкен.
второй полуоси он равен нулю. Введение дополнительного мо-
мента трения применением фрикционных муфт,, затрудняющих
взаимное перемещение полуосей, или использование поверх-
ностей трения механизма увеличением их фрикционных момен-
тов путем дополнительной нагрузки дает возможность получить
блокирующее действие при одновременном использовании обыч-
ного дифференциала с коническими шестернями.
К механизмам такого типа относятся дифференциал с муф-
той трения фирмы Тимкен (фиг. 26). Принцип работы этого
механизма аналогичен действию тормозов на одно из веду-
щих. колес автомобиля. Фрикционная муфта 3 связывает по-
стоянным моментом трения одну из полуосей с корпусом 1 диф-
ференциала. Муфта состоит из чередующихся стальных и брон-
48
зовых дисков. Стальные диски закреплены на полуосях, а брон-
зовые на втулке, соединенной с корпусом. Набор дисков нагру-
жен осевым усилием, которое создается двенадцатью спираль-
ными пружинами 2.
При движении по прямой, когда оба колеса вращаются с
одинаковой угловой скоростью и относительное перемещение
шестерен и дисков муфты отсутствует, весь дифференциал и
муфта вращаются как одно целое. Но, если одно из колес по-
падает на участок дороги с малым коэффициентом сцепления
Фиг. 27. Конструкция дифференциала Минского автозавода:
1 — муфта трения, 2 — зубчатая передача, 3 — обычный шестеренчатый
дифференциал.
и появляется буксование колес, то оно полностью или частич-
но нейтрализуется силами трения муфты. Увеличенный муфтой
момент трения будет передаваться второму ведущему колесу.
Изменяя в допустимых пределах усилия пружин, можно влиять
на перераспределение крутящего момента и получать таким об-
разом различный коэффициент блокировки.
В отличие от рассмотренных дифференциалов повышенного
трения в этих механизмах крутящие моменты на полуось свя-
заны равенством (без учета сил трения в дифференциале с
коническими шестернями)
М" = М' + мф,
где Мф — момент трения фрикционной муфты.
По аналогичному принципу действия на Минском автозаводе
сконструированы и построены опытные образцы двух диффе-
ренциалов (фиг. 27 и 28.)
4 Е. А. Степанова, А. X. Лефаров 49
В конструкции узла с обычным дифференциалом 3 (фиг. 27)
с коническими шестернями полуоси связаны фрикционной муф-
той 1 через дополнительную зубчатую передачу 2. В такой схе-
ме зависимость крутящих моментов выражается равенством
М" = М' + 21пМф,
где in— передаточное число шестерен дополнительной пере-
дачи.
Дифференциал по этой схеме, хотя и имеет дополнитель-
ную передачу, тем не менее, при одинаковом коэффициенте бло-
кировки отличается меньшим размером фрикционной муфты
Фиг. 28. Конструкция дифференциала смешан-
ного типа Минского автозавода:
/ — шайба сателлита, 2 — съемная шайба корпуса;
3 — пружина сателлита, 4 — сателлит, 5 — полуосе-
вая шестерня.
в 21 п раза меньшим поперечным габаритным размером ее. Это
имеет существенное значение при компоновке главной передачи
ведущего моста. Однако при этом усложняются конструкция и
регулировочные работы при сборке и увеличивается общая
стоимость узла.
В результате работ, направленных на возможное увеличе-
ние сил внутреннего трения в кинематической цепи обычного
дифференциала, был создан дифференциал смешанного типа
(фиг. 28). В этом дифференциале одновременно сочетаются два
принципа, которые используются в выполненных конструкциях
для получения блокирующих свойств. Момент трения в ©том
дифференциале, действующий между увеличенными поверхностя-
ми шайб 1 сателлитов и корпусом, суммируется с постоянным
50
моментом трения, создаваемым спиральными пружинами, под-
гружающими сателлиты. Момент между увеличенными поверх-
ностями сателлитов и корпусом, возникающий от осевых уси-
лий при вращении конических шестерен, положен в основу рас-
чета конструкции дифференциала Турнаматик. Дополнитель-
ное действие пружин характерно для фрикционных муфт.
Проведенные исследования дифференциала смешанного типа
в лабораторных условиях показали повышение перераспределе-
ния моментов от увеличения поверхности шайб сателлитов на
8—12% и от действия пружин (при М'=40 кгм) на 10—15%.
В данном случае зависимость крутящих моментов на полу-
осях выражается уравнением
М" — М' 1дМп,
где 1д— передаточное число между полуосевой шестерней и
сателлитом;
— постоянный момент трения от давления пружин.
Как видно из приведенных выше трех уравнений, зависимость
крутящих моментов на полуосях для дифференциалов выра-
жается также прямой линией. Однако поскольку во всех трех
равенствах в правой части имеется постоянный член, то пря-
мая указанной зависимости исходит не от нуля, а начинается
на оси ординат на некотором удалении от начала координат.
Коэффициент блокировки, характеризующий перераспреде-
ление моментов, имеет следующее выражение:
„ М" М' + а
л —------ —------,
М’ М’
где а — постоянная величина, зависящая от схемы дифферен-
циала.
Из этого уравнения видно, что коэффициент К имеет пере-
менную величину и, следовательно, выражается, некоторой
кривой в отличие от дифференциалов повышенного трения, опи-
санных ранее, где коэффициент К выражается прямой линией.
Влияние фрикционной муфты более ощутимо при малых зна-
чениях крутящих моментов на полуосях. Это существенная осо-
бенность, так как улучшается проходимость на скользких
Дорогах и при малой нагрузке автомобиля. Коэффициенты ц д
и т]„, так же как и коэффициент К, переменны. Однако подход
к оценке проходимости и управляемости автомобилей в зави-
симости от коэффициентов т]э и остается таким же, как и
Для автомобилей с дифференциалами повышенного трения всех
ТИПОВ.
^Дифференциалы с фрикционными элементами постоянного
Действия имеют серьезные недостатки. Во-первых, невозможно
получить большой коэффициент блокировки. Существующие
конструкции имеют коэффициент блокировки не более 1,5.
Дальнейшее повышение коэффициента блокировки влечет за
собой такое увеличение габаритных размеров фрикционной муф-
ты, которое плохо сочетается с габаритными размерами, а
также весом ведущего моста в целом. Во-вторых, такие диффе-
ренциалы недостаточно гибки в работе. Постоянно заданная
величина момента трения не может соответствовать разнооб-
разным условиям движения. В легких условиях такой диффе-
ренциал будет воспроизводить как бы жесткую блокировку
полуосей (неразрезная ось), а в более тяжелых условиях не
обеспечит требуемого перераспределения крутящего момента.
По этим причинам дифференциалы с фрикционными муф-
тами большого распространения не получили. Следует, однако,
отметить, что дифференциалы с муфтами трения фирмы Тимкен
применяются в настоящее время на некоторых американских,
немецких и чешских грузовых автомобилях.
В результате изложенного можно сделать вывод, что во всех
рассмотренных дифференциалах повышенного трения между
крутящими моментами на полуосях имеется определенная за-
висимость:
1) для дифференциалов, у которых получение коэффициен-
та блокировки достигается в результате внутреннего трения
собственного механизма,
М" = — -
rid
2) для дифференциалов, у которых коэффициент блокировки
достигается введением в обычный дифференциал специальных
дополнительных фрикционных элементов постоянного действия,
М" = М'±а.
Особенность первых дифференциалов заключается в том,
что каково бы ни было перераспределение моментов, с уменьше-
нием момента М' на забегающей полуоси уменьшается мо-
мент М" и на отстающей полуоси, и при М'=0 момент М"
также равен нулю. Для, этих механизмов коэффициент К, рав-
ный — , является величиной постоянной.
М'
Особенность вторых дифференциалов состоит в том, что
при уменьшении момента М' также уменьшается момент М", но
при Л4'=0 момент М" равен не нулю, а величине а, определяе-
мой фрикционным элементом постоянного действия. Для этих
дифференциалов
М" _М' + а
ЛГ ~ М'
и является величиной переменной.
52
Зависимость крутящих моментов М" и М' на полуосях для
различных дифференциалов повг
фИГ. 29. Чтобы ПОЛуЧИТЬ CpaBHHN
перераспределения крутящих мот
ференциалов 4, 5 и 6 с фрикцион
действия построение зависимостей
велось из условия равенства мо-
ментов трения, создаваемых
фрикционными элементами пере-
ч исл е иных ди ф ф еренци ал ов.
, ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ С ПЕРЕМЕННЫМ
ПЕРЕДАТОЧНЫМ ЧИСЛОМ
В дифференциалах с перемен-
ным передаточным числом меж-
ду полуосями (так называемые
пульсирующие) крутящий мо-
мент перераспределяется без по-
вышения сил трения в механизме.
На фиг. 30 показан блок ше-
стерен дифференциала Хай
Транши (высокая тяга) фирмы
Тимкен в сравнении с блоком ко-
нических шестерен обычного диф-
ференциала. Дифференциалы
Хай Транши применяются с на-
чала 30-х годов для ведущих мо-
стов грузовых автомобилей фир-
мы Тимкен и до настоящего вре-
мени они являются единственно
существующими в производстве
дифференциалами данного типа.
Этот дифференциал взаимозаме-
няем с обычным.
иного трения показана на
результаты эффективности
юв на полуосях, для диф-
1и элементами постоянного
Фиг. 29. Перераспределение кру-
тящих моментов на полуосях для
различных дифференциалов по-
вышенного трения:
1 — дифференциал Минского автоза-
вода с увеличенными шайбами, 2 — ку-
лачковый дифференциал фирмы Мак,
3 — червячный дифференциал фирмы
Штейер. 4 — дифференциал с муфтой
трения по типу дифференциала фирмы
Тимкен, 5 — дифференциал Минского
автозавода с увеличенными шайбами
сателлитов и дополнительными пружи-
нами, 6 — дифференциал с муфтой
трения, соединенной с полуосями че-
рез дополнительную зубчатую пере-
дачу.
В обычном дифференциале с коническими шестернями эволь-
вентный профиль зубьев обеспечивает постоянство силовых плеч
сателлитов, действующих на полуосевые шестерни. При этом
сохраняется постоянное равенство крутящих моментов на полу-
осях.
В отличие от этого в дифференциале Хай Тракшн сателлит,
помещенный между полуосевыми шестернями и служащий про-
межуточным рычагом, в зависимости от своего углового положе-
ния относительно оси имеет не одинаковые плечи. Поэтому
вращение одной из полуосевых шестерен с постоянной угловой
скоростью будет вызывать вращение другой с непрерывно ме-
няющейся угловой скоростью на протяжении каждого шага обо-
рота сателлита.
53
На фиг. 31 показана схема изменения плеч сателлита при
его повороте. В случае 1 плечо а (от центра сателлита до точки
контакта с зубом левой полуосевой шестерни), воздействую-
щее на левую полуосевую шестерню, больше плеча Ь. Из этого
Фиг. 30. Блок шестерен:
а — обычного дифференциала с коническими шестернями;
б — дифференциала Хай-Тракшн.
следует, что при таком положении сателлита больший крутя-
щий момент будет передаваться на левую полуось. В случае
2 плечи сателлита а и b равны и на обе полуоси передаются
Фиг. 31. Схема изменения
передаточного числа между
шестернями дифференциала
Хай Тракшн.
равные крутящие моменты. Нако-
нец, в случае 3 соотношение плеч а
и b противоположно соотношению
плеч в случае 1, вследствие чего на
правую полуось передается соответ-
ственно больший крутящий момент.
При прямолинейном движении
автомобиля, когда оба ведущие ко-
леса имеют одинаковое сцепление с
грунтом, дифференциал будет авто-
матически устанавливаться в поло-
жение, соответствующее случаю 2,
и обеспечивать равное распределе-
ние крутящего момента между обеи-
ми полуосями. Если сцепление с
грунтом одного из ведущих колес
уменьшается, то сателлиты также
автоматически перейдут в положе-
ние, при котором на это колесо бу-
дет передаваться меньший, а на дру-
гое больший крутящие моменты.
Таким образом, по мере обкаты-
вания сателлитов по полуосевым
шестерням и вследствие непрерыв-
ного чередования в изменении сило-
54
0bjx плеч происходит попеременное—пульсирующее перерас-
пределение крутящего момента между полуосями.
Частота изменения силовых плеч (период пульсации) тем
меньше, чем выше угловая скорость относительного вращения
колес и чем больше число зубьев на шестернях механизма.
Отсюда следует, что наибольший блокирующий эффект создает-
ся в момент, когда начи-
нается буксование одного из
ведущих колес.
Исследования дифферен-
циалов Хай Транши показа-
ли, что путем применения
специального профиля для
зубьев шестерен не удается
получить значительного
улучшения проходимости
автомобиля, так как блоки-
рующие свойства этих меха-
низмов малы. Коэффициент
блокировки дифференциалов
описанного типа обычно ко-
леблется в пределах 1,25—
1,5. Эти величины коэффи-
циентов являются наиболее
низкими в сравнении с вели-
чинами коэффициентов дру-
гих блокирующихся диффе-
ренциалов.
Известна еще одна раз-
новидность дифференциала,
основанного на принципе пе-
Фиг. 32. Принципиальная схема диффе-
ренциала ЭД-3 с эллиптическими ше-
стернями.
ременного передаточного
числа между полуосями; это цилиндрический дифференциал с
эллиптическими шестернями, предложенный Г. В. Земелевым,
В. Н. Челомеем и А. С. Литвиновым. Он является разновидно-
стью обычного цилиндрического дифференциала. На фиг. 32
изображена'принципиальная схема экспериментального диффе-
ренциала ЭД-3 с эллиптическими шестернями. Ведущим элемен-
том этого дифференциала является корпус /, в котором рас-
положены полуосевые шестерни 2, зацепляющиеся с сателлита-
ми 4. Сателлиты связаны между собой эллиптическими шестер-
нями 3.
При прямолинейном движении автомобиля дифференциал
вращается как одно целое, а в случае поворота работает так же,
как и обычный дифференциал с цилиндрическими шестернями,
но передаточное число между его шестернями меняется за
каждый оборот полуосей при их относительном вращении.
В случае буксования одного из ведущих колес при умень-
55
шении сцепления с грунтом (так же как и при дифференциале
Хай Тракшн) на небуксирующее колесо будет передаваться
больший импульс крутящего момента, чем в то же время на
буксующее.
В отношении перераспределения крутящего момента диффе-
ренциал с эллиптическими шестернями более эффективен, чем
Фиг. 33. Ведущий мост с дифференциалом ЭД-3 с эллиптическими
шестернями.
дифференциал фирмы Тимкен. Коэффициент блокировки диффе-
ренциала с эллиптическими шестернями может быть получен в
пределах 2,7—3,0.
Ниже приведена техническая характеристика эксперимен-
тального дифференциала ЭД-3 с эллиптическими шестернями..
Техническая характеристика
Максимальная нагрузка на ведущий мост в кг ... 3700
Максимальный радиус ведущих колес в мм 0,5
Модуль шестерен в мм:
цилиндрических......................................... 4,0
эллиптических .......................................... 4,7
Число зубьев:
полуосевой шестерни ..................................... 30
эллиптической шестерни................................... 15
цилиндрического сателлита................................ 11
Ширина зубчатого венца всех шестерен в мм 30
Число пар сателлитов......................................... 3
Максимальное передаточное число эллиптических шестерен . 2,75
Осевой зазор сателлита в мм............................0,3—0,8
Радиальный зазор в мм:
цапфы сателлита........................................... 0,02—0,06
цапфы полуосевой шестерни...........................0,03—0,00
56
Для размещения дифференциала с эллиптическими шестер-
нями >в конструкцию стандартного ведущего моста требуется
внесение значительных изменений, что хорошо видно на
фиг. 33.
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ СВОБОДНОГО ХОДА
В конце 30-х годов в США для самоблокирующихся диффе-
ренциалов начали применять различные механизмы свободного
хода. В настоящее время модификации таких механизмов при-
меняют и автомобильные фирмы других стран.
Название-—дифференциал свободного хода, которое закрепи-
лось в литературе за конструкциями подобного типа, является
несколько условным и объяс-
няется тем, что в данном слу-
чае механизм свободного хода
выполняет функции дифферен-
циала автомобиля.
Дифференциалы свободного
хода, в отличие от дифферен-
циалов повышенного трения, не
могут точно перераспределять
крутящий момент на полуоси.
Тяговые усилия на ведущих
колесах при использовании
дифференциалов свободного хо-
да не связаны между собой
зависимостью, которая имеется
в дифференциалах повышен-
ного трения. Величина тягово-
го усилия на каждом из веду-
щих колес при дифференциале свободного хода может меняться
в пределах изменения коэффициентов сцепления с дорогой,
О, G?
T. е. ОТ — <Pmin ДО — ?rnax.
Дифференциалы свободного хода обеспечивают автомати-
ческое отключение забегающей полуоси на повороте автомо-
биля при хорошем сцеплении с дорогой. В этом случае будет
происходить не изменение соотношения крутящих моментов на
полуосях, а перенесение всего крутящего момента на отстаю-
щую полуось.
Одним из первых образцов дифференциалов такого типа
является механизм свободного хода Мульти-Пулл (фиг. 34).
Ведущим элементом этого дифференциала является централь-
ное колесо 1, закрепленное болтами между правой и левой
половинами корпуса 3 и 8. Для передачи крутящего момента
от корпуса дифференциала полуосям служат силовые зубья по
обеим торцовым поверхностям центрального кольца 1, которое
зацепляется с такими же зубьями на ведомых полумуфтах 2.
57
Зубья нарезаны с расчетом образования бокового зазора,
обеспечивающего полумуфтам поворот на необходимый угол
для выхода из зацепления с ведущим центральным кольцом.
Помимо силовых зубьев, на специальных торцовых поясках
полумуфт имеются зубчатые венцы с трапецеидальными зубья-
ми. Наклонные поверхности трапецеидальных зубьев контакти-
руются со стальными шариками в сепараторах 5, разме-
щенных с обеих сторон центрального кольца. При помощи пру-
жин 7 через шарики 6 ведомые полумуфты прижимаются к
центральному кольцу.
Во время прямолинейного движения автомобиля дифферен-
циал свободного хода вращается как одно целое и крутящий
момент передается от кольца 1 ведомым полумуфтам 2 и через
ступицы 4 полумуфт на полуоси.
При повороте автомобиля, когда одно из ведущих колес
начинает вращаться, быстрее корпуса дифференциала и его
центрального кольца, ведомая полумуфта будет обгонять веду-
щий элемент, поворачиваясь относительно него. Поворот полу-
муфты сопровождается возникновением сил на наклонных по-
верхностях трапецеидальных зубьев в точках контакта с шарика-
ми центрального кольца, которые выводят полумуфту из за-
цепления с центральным кольцом, освобождая тем самым ко-
лесо.
Дифференциал Мульти Пулл не получил распространения
из-за значительных износов трапецеидальных зубьев от дейст-
вия точечных контактов с шариками и шумности во время ра-
боты.
Другой разновидностью механизма свободного хода является
самобл'окирующийся дифференциал фирмы Торнтон-Тандем
Компани (Детройт) выпуск которого был начат в 1937 г. Ме-
ханизм представляет собой двухстороннюю муфту свободного
хода, автоматическая работа которой основана на том же прин-
ципе, что и механизм свободного хода Мульти-Пулл. Вследст-
вие изменения конструкции сопряжения ведущей муфты с ведо-
мыми полумуфтами дифференциалы фирмы Торнтон-Тандем
Компани имеют большой срок службы.
Самоблокирующиеся дифференциалы свободного хода фирмы
Торнтон-Тандем Компани устанавливались различными фирма-
ми на 22 моделях автомобилей грузоподъемностью 0,25—
4 т.
Дальнейшим развитием конструкции двухсторонней муфты
является современный самоблокирующийся дифференциал бес-
шумного типа Ноу-Спин, разработанный фирмой Аутомотив
Продакте (Детройт). Этот механизм получил широкое приме-
нение на автомобилях фирмы Форд, которая выпускает девять
моделей самоблокирующихся дифференциалов Ноу-Спин, рас-
считанных для различных легковых и грузовых автомобилей
как с механической, так и с автоматической трансмиссией.
58
Дифференциалы Ноу-Спин применяют на различных ава-
рийных и пожарных автомобилях, самосвалах, автоцистернах
для нефтепродуктов, автомобилях, предназначенных для сель-
ского хозяйства, лесовозах, школьных автобусах, снегоубороч-
ных автомобилях, автомобилях для обслуживания дорог и до-
рожно-строительных работ, автомобилях с подъемными кра-
нами и др.
На фиг. 35 показан дифференциал свободного хода Ноу-
Спин в разобранном виде.
Бесшумная работа этого дифференциала достигнута внесе-
нием следующих конструктивных изменений:
1. Трапецеидальные зубья полумуфты разделены на два
венца. Неподвижный венец 2 (фиг. 36) составляет одно целое
с полумуфтой, а подвижным венцом является запорное кольцо 3.
Пружинящее запорное кольцо центрировано по наружному диа-
метру неподвижного зубчатого венца полумуфты и может пово-
рачиваться относительно нее на некоторый угол.
2. Увеличена ширина трапецеидальных зубьев центрального
кольца из расчета зацепления с двумя венцами (неподвиж-
ного и подвижного) таких же зубьев ведомых полумуфт.
3. С обеих сторон ведущей муфты сделан один удлиненный
зуб (фиг. 37), который ограничивает поворот подвижного за-
порного кольца при выходе полумуфты из зацепления, т. е.
при разблокировке дифференциала.
Благодаря перечисленным конструктивным мероприятиям
получена возможность путем автоматической установки под-
вижного запорного кольца в положение, показанное на фиг. 38,
удерживать полумуфту дифференциала выключенной в течение
времени, пока ведущие колеса имеют разные угловые скорости
вращения. Когда угловые скорости колес уравниваются, осу-
ществляется бесшумное включение полумуфты.
К преимуществам дифференциала свободного хода Ноу-
Спик относятся надежность, большой срок службы, стабильные
блокирующие свойства, не зависящие от износов деталей, отно-
сительно невысокая трудоемкость в изготовлении и взаимоза-
меняемость с обычными коническими дифференциалами.
На Московском, автозаводе им. И. А. Лихачева, Минском
автозаводе и в НАМИ разработаны аналогичные конструкции
дифференциалов свободного хода для автомобилей: ЗИЛ-164,
ЗИЛ-157, МАЗ-502, МАЗ-200, ЯАЗ-210, ГАЗ-51, ГАЗ-63. Эти
Дифференциалы также используются на автомобилях, являю-
щихся модификациями основных моделей, в которых применя-
ются стандартные узлы и агрегаты. В настоящее время диффе-
ренциал проходит всестороннее испытание на автомобилях для
проверки правильности кинематики и прочностных качеств ме-
ханизмов. Испытания дифференциала на различных автомоби-
лях и в разных условиях работы дадут возможность сделать
выводы относительно целесообразности использования данной
59
Фиг. 35. Детали дифференциала свободного хода Ноу-Спин фирмы Форд:
1 — ведущая муфта с центральным кольцом, 2 — ведомая пслумуфта с запорным коль-
цом, 3 — упорная шайба, 4 — пружина, 5 — ступица ведомой полумуфты.
Фиг. 37. Ведущая муфта с центральным
кольцом:
1— удлиненный зуб ведущей муфты, 2— цент-
ральное кольцо.
Фиг. 36. Ведомая полумуф-
та с запорным кольцом:
1 — силовые зубья, 2 — венец
трапецеидальных зубьев, 3 —
запорное кольце.
Фиг. 38. Положение зубьев запорного коль-
ца при выходе полумуфты из зацепления
с ведущей муфтой:
1 — зубья запорного кольца, 2 — трапецеидальные
зубья полумуфты
60
конструкции дифференциала применительно к конкретному ав-
томобилю.
На фиг. 39—46 изображены внешние виды и детали различ-
ных дифференциалов, изготовленных на отечественных заводах.
В табл. 3 приведены основные данные первых образцов диф-
ференцилов свободного хода для отечественных автомобилей.
Некоторое конструктивное отличие, не изменяющее прин-
ципа работы дифференциала, объясняется во-первых, возможно-
стями компоновки дифференциала в габаритных размерах су-
ществующих ведущих мостов, а, во-вторых, условиями техно-
логии изготовления.
Устройство дифференциалов свободного хода
для отечественных автомобилей
Левая половина 1 корпуса дифференциала свободного хода
(см. фиг. 39, 43 и 46) отличается от аналогичной детали обыч-
ного конического дифференциала только некоторыми внутренни-
ми размерами. Для дифференциала автомобиля МАЗ-502 пред-
ставилось возможным полностью сохранить корпус обычного
дифференциала.
Ведущим элементом дифференциала является его муфта 3.
При двухступенчатой главной передаче моста, чтобы сохранить
без изменения ведомую цилиндрическую шестерню, ведущая
муфта 3 (фиг. 39 и 43) соединена с корпусом четырьмя цапфа-
ми, как и крестовина обычного дифференциала. При односту-
пенчатой главной передаче ведущего моста было возможно
крепление ведущей муфты 3 (фиг. 42) с корпусом осуществить
с помощью сплошного фланца. Такое конструктивное решение
имеет технологическую целесообразность как для снижения об-
щей трудоемкости изготовления узла, так и с целью повышения
точности изготовления данной детали.
Для передачи крутящего момента на обоих торцах ведущей
муфты (фиг. 47) нарезаны радиально направленные зубья 1
(силовые). Их число определяется величиной передаваемого
усилия.
В дифференциалах Московского автозавода зубья ведущей
муфты имеют форму перевернутой трапеции. На рабочей высоте
боковые стороны зубьев поднутрены к основанию на 0,45 ±
±0,03 мм. Такое мероприятие введено на основании испытаний
и является одним из условий, гарантирующих отсутствие про-
извольной разблокировки механизма при передаче тягового уси-
лия, которое наблюдалось при испытании первых образцов1.
До введения указанного поднутрения было зафиксировано, что
почти все силовые зубья на рабочей высоте боковых сторон
имели отклонение от прямого угла в сторону его увеличения до
1 Аналогичное поднутрение торцовых сторон силовых зубьев выпол-
няется и фирмой Форд на выпускаемых моделях дифференциалов Ноу-Спин.
61
Таблица 3
Дифференциалы автомобилей
Параметры ЗИЛ-164 ЗИЛ-157 МАЗ-502 ГАЗ-51 (конструкция НАМИ)
Максимальная нагрузка на ве- дущую ось в кг Радиус качения колеса в м . Расчетный крутящий момент в кгм Расчетный диаметр полуоси в мм Материал корпуса дифферен- циала (левая и правая чаш- ки) Ведущая муфта: материал глубина цементованного слоя в мм ...... твердость силовых зубьев число силовых зубьев на каждом торце муфты (равномерно располо- женных по окружности) средний радиус силовых зубьев в мм длина контактной поверх- ности силовых зубьев (в радиальном направле- нии) в мм ...... 6150 0,485 1600 47 Ковкий чугун КЧ 3, отливка № 1, твер Сталь 12Х2Н4А, ГО зерна 6—8, Г 0,8- Поверхности HRC HRC 18 64,5 26 3700 0,463 1400 39 5-10, ГОСТ 1215-59, цость НВ 121-163 JT 4543-57, величина ОСТ 5639-51 -1.8 58—62, сердцевины 30-42 16 53 12 7450 0,595 3100 56 Ковкий чугун КЧ 37-12, ГОСТ 1215-59 Сталь 12ХНЗА, ГОСТ 4543-57 1,1-1,4 Поверхности HRC 58-64 18 84 20 3750 0,436 900 39 Хромоникелевый чу- гун (Сг—0,7%, N1— 1,5%), твердость НВ 170-241 Сталь 20Х 0,8-1,1 Поверхности HRC 58-62 16 46,25 17,5
Продолжение табл. 3
П араметры Дифференциалы автомобилей
ЗИЛ-164 ЗИЛ-157 МАЗ-502 ГАЗ-51 (конструкция НАМИ)
высота контактной поверх- ности силовых зубьев в мм 4 (боковые стороны зубьев на указан- 4,25 3,5
ширина силового зуба по наружному диаметру муфты в мм ной высоте по всей на 0,45± 9-0,05 длине поднутрены 0,03 мм) 7,5-0,05 12 7—0,05
Центральное кольцо ведущей муфты: материал Сталь 12Х2Н4А, ГОСТ 4543-57, величи- Сталь 12ХНЗА, ГОСТ 4543-57
глубина цементованного слоя в мм на зерна 6 — 8, 0,8- ГОСТ 5639-51 -1,2 1,1-1,5 0,9-1,2
твердость трапецеидальных зубьев кольца . . . . Поверхность HRC 58—62, сердцевины Поверхности HRC Поверхности НRC
число трапецеидальных зубьев на обоих торцах HRC 18 30-42 16 58-64 18 58-62 16
кольца (равномерно рас- положенных по окружно- сти) Зубья криволинейн ого профиля: угол Зубья имеют пере- Угол исходного
высота зубьев в мм . . . исходного контура j выходе у вершины 5,76 основания 20°, на уб имеет уклон 45° 5,76 менный уклон: у основания 20°, у вер- шины 40’, радиус сопряжения г=23 мм 7 контура 30° 5
зазор между центральным кольцом и ведущей муф- той в мм 0,05—0,49 0,05—0,49 0,100—0,118 0,04—0,105
g Продолжение табл. 3
Параметры Дифференциалы автомобилей
ЗИЛ-164 ЗИЛ-157 МАЗ-502 ГАЗ-51 (конструкция НАМИ)
Ведомая полумуфта: материал Сталь 12Х2Н4А, ГОСТ 4543-57, величина Сталь 12ХНЗА, ГОСТ 4543-57
глубина цементованного слоя в мм зерна 6-8, ГОСТ 5639-51 0,8-1,2 1,1-1,5 0,9-1,2
твердость Поверхности HRC 58—62, сердцевины Поверхности HRC Поверхности HRC
HRC 30-42 58-64 58—62
число силовых зубьев (рав- номерно расположенных по окружности) . . . 18 16 18 16
высота зубьев в мм . . 5 5 5,25 5
ширина силовых зубьев по дуге наружного диамет- ра в мм На рабочей высоте роны зубьев по все нутрения на 9—0,05 1 мм боковые сто- “i длине имеют под- ),45+0,03 мм 7 >5—0,05 12 7—0,05
боковой зазор между си- ловыми зубьями ведущей муфты и полумуфты (по дуге наружного диамет- ра) в мм 9,05 8,17 8,8 7,6
число трапецеидальных зубьев полумуфты (рав- номерно расположенных по окружности) .... 18 16 18 16
угол исходного контура зубьев в град 20 20 20 30
высота зубьев в мм . . 5,76 5,76 7 5
ел
го
>
Степанова, А. X. Лефаров
Продолжение табл. 3
Параметры Дифференциалы автомобилей
ЗИЛ-164 ЗИЛ-157 МАЗ-502 ГАЗ-51 (конструкция НАМИ)
окружной зазор между трапецеидальными зубья- ми в зацеплении с цент- ральным кольцом (номи- нальный) в мм . . . . 0,5 0,5 0,83 0
Шлицевое отверстие ведомой полумуфты: профиль шлицев модуль в мм . ... . 3,5 Эвольв 2,5 ентный 5 2,5
число шлицев 22 26 27 36
профильный угол исходно- го контура в град. . . 30 15 30 20
смещение исходного кон- тура в мм — +1,5 — —
диаметр делительной ок- ружности в мм .... 77 65 135 90
рабочая длина шлицев в мм 21 21 16 22
Запорное кольцо полумуфты: материал твердость после закалки HRC Сталь 65Г, 42-48 ГОСТ 1050-57 HRC 40-45 HRC 58-62
число трапецеидальных зубьев кольца (равно- мерно расположенных по окружности) 18 16 • 18 16
угол исходного контура зубьев в град 20 20 20 30
уменьшение толщины зубь- ев запорного кольца от- носительно зубьев полу- муфты в мн . . . . J_,2 1,2 1,3 0
Продолжение табл. 3
Дифференциалы автомобилей
ЗИЛ-164 ЗИЛ-157 МАЗ-502 Г “Л д ш5?РУКЦИЯ
уменьшение высоты зубь- ев запорного кольца от- носительно трапецеидаль- ных зубьев ведомой по- лумуфты в мм .... 0,2 0,2 0,2 0
удельный преднатяг за- порного кольца (отне- сенный к 1 мм посадоч- ного диаметра полумуф- ты) в мм 0,05 0,05 0,41 0,03
угол поворота запорного кольца относительно ве- дущей муфты в град. 6,7 6,7 5,33 7,9
Усилие пружины в кг: при включенной полумуфте 25* 25* 40 33
при выключенной полу- муфте 48* 48* 45 48
Зазор между силовыми зубья- ми при выключенной ведомой полумуфте В ММ; окружной 1,4 1,4 1,5
осевой 1,0 1,0 1,2 —
* Суммарное усилие шести пружин.
Фиг. 40. Внешний вид механизма дифференциала
свободного хода (без корпуса) автомобиля ЗИЛ-164.
Фиг. 41. Детали дифференциала свободного хода автомобиля ЗИЛ-164:
1 — ведущая муфта с центральным кольцом, 2 — ведомая полумуфта с запорным
кольцом, 3 — пружина ведомой полумуфтьг 4 — ступица ведомой полумуфты. 5 —
опорная шайба ступицы полумуфты, 6 — половина корпуса дифференциала.
68
Фиг. 42. Конструкция дифференциала свободного хода автомобиля ЗИЛ-157;
1 — левая половина корпуса дифференциала, 2 — правая половина корпуса дифферен-
циала, 3 — ведущая муфта, 4 — ведомая полумуфта, 5 — пружина ведомой полумуфты.
6 — опорная шайба ступицы полумуфты, 7 — ступица полумуфты, 8 — запорное кольцо
ведомой полумуфты, 9 — центральное кольцо ведущей муфты, 10 — стопорное кольцо(
11 — отверстие для демонтажа центрального кольца.
69
Фиг. 43. Конструкция дифференциала свободного хода автомобиля МАЗ-502:
1 — левая половина корпуса дифференциала, 2 — правая половина корпуса дифферен-
циала, 3 — ведущая муфта, 4 — ведомая полумуфта, 5 — пружина ведомой полумуфты.
6 — опорная шайба ступицы полумуфты, 7 — ступица полумуфты, 8 — запорное кольцо
ведомой полумуфты, 9 — центральное кольцо ведущей муфты, 10 — стопорное кольцо,
11 — отверстие для демонтажа центрального кольца, 12 — стакан пружины, 13 — распорная
втулка.
70
Фиг. 44. Внешний вид механизма
дифференциала свободного хода
автомобиля МАЗ-502.
Фиг. 45. Детали механизма дифференциала свободного хода автомобиля
МАЗ-502:
/ — ведущая муфта с центральным кольцом, 2 —ведомая полумуфта с запорным коль-
цом, 3 — упорная шайба, 4 — пружина, 5 — ступица ведомой полумуфты.
3°. Таким образом, формой зубьев служила трапеция, сужаю-
щаяся к их вершинам. Указанное отклонение формы зубьев, как
следствие нормальной степени точности механической обработки
и влияния деформации при термической обработке, вызывало
в зацеплении силы, способствующие выключению ведомых по-
лумуфт во время передачи дифференциалом тягового усилия.
Фиг. 46. Конструкция дифференциала свободного хода автомобиля ГАЗ-51:
1 — левая половина корпуса дифференциала, 2 — правая половина корпуса дифферен-
циала, 3 — ведущая муфта, 4 — ведомая полумуфта, 5 — пружина ведомой полумуфты,
6 — опорная шайба ступицы полумуфты, 7 — ступица полумуфты, 8 — запорное кольцо
ведомой полумуфты, 9 — центральное кольцо ведущей муфты, 10 — стопорное кольцо.
Один из зубьев ведущей муфты удлинен на обоих венцах.
В дифференциале автомобиля МАЗ-502 (фиг. 48) такой удли-
ненный зуб получен путем установки в пазу на диаметре внут-
реннего отверстия муфты специальной шпонки, крепящейся
штифтом. В других конструкциях удлиненный зуб выполнен как
одно целое с ведущей муфтой.
Непременным условием расположения зубьев обоих венцов
ведущей муфты является их строгая соосность. Величина несо-
осности зубьев колеблется от 0,03 до 0,05 мм. Ширина впадин
между зубьями сделана из расчета образования бокового за-
зора, необходимого для беспрепятственного выхода силовых
зубьев, при отключении полумуфты.
72
Внутри ведущей муфты на ходовой посадке установлено
центральное кольцо 9 (см. фиг. 39, 43 и 46). В осевом направ-
лении оно зафиксировано обычным разрезным стопорным коль-
цом 10. .При сборке стопорное кольцо утапливается в глубокую
кольцевую канавку центрального кольца, а после установки
последнего в ведущей .муфте стопорное кольцо, разжимаясь,
наполовину входит в кольцевую канавку ведущей муфты. Для
производства демонтажа
стопорное кольцо вновь
утапливается в канавку
центрального кольца с
помощью пяти специаль-
ных штифтов через имею-
щиеся для этого радиаль-
ные отверстия в ведущей
муфте. На обоих торцах
центрального кольца на-
резаны зубья 1 (фиг. 49)
трапецеидальной формы,
образованные наклонны-
ми поверхностями по от-
ношению к вершине зуба.
Испытаниями первых
образцов дифференциа-
лов было установлено,
что необходимо иметь по
профилю зуба к его вер-
шине больший уклон. По-
этому в конструкцию цен-
трального кольца были
внесены соответствующие
изменения. Первоначаль-
ный трапецеидальный
Фиг. 47. Ведущая муфта механизма сво-
бодного хода дифференциала автомобиля
ЗИЛ-164:
1 — ведущие зубья, 2 — зуб центрального кольца,
3 — удлиненный зуб.
профиль зубьев с наклоном боковой стороны 30° у дифферен-
циалов Московского автозавода и '20° у дифференциалов Мин-
ского автозавода был заменен криволинейным профилем с уве-
личенным углом наклона у вершины на выходе зуба. Изменен-
ный профиль зубьев центрального кольца показан на фиг. 50.
Число и расположение зубьев центрального кольца пол-
ностью соответствует по шагу и соосности зубьям ведущей
муфты. Толщина зубьев и ширина впадин центрального кольца
отличаются лишь на величину бокового зазора между зубьями
при зацеплении. Этот боковой зазор составляет 0,5 мм в образ-
цах дифференциалов Московского автозавода и 0,83 мм в диф-
ференциале автомобиля МАЗ-502; в дифференциале конструк-
ции НАМИ боковой зазор отсутствует.
На поверхности наружного диаметра центрального кольца
профрезерован паз для прохождения удлиненного зуба во вре-
73
мя монтажа и демонтажа центрального кольца. В дифферен-
циале Минского автозавода при наличии сквозной шпонки, об-
разующей удлиненный зуб по всей ширине ведущей муфты,
кольце значительно превышает ши-
размер паза на центральном
Фиг. 48. Ведущая муфта механизма
свободного хода дифференциала авто-
мобиля МАЗ-502:
1 — шпонка, образующая удлиненный зуб,
2 — штифт крепления шпонки.
Зубья 1 наружного ряда (см. фиг.
рину шпонки- Сделано это
для того, чтобы централь-
ное кольцо могло иметь
угловое перемещение в
необходимых пределах.
Перемещение в окруж-
ном направлении цент-
рального кольца у диф-
ференциала Минского ав-
тозавода составляет 5°20'.
В конструкциях диффе-
ренциалов Московского
автозавода и НАМИ по-
ворот центрального коль-
ца не ограничен. Ведо-
мые полумуфты 4 (см.
фиг. 39, 43 и 46) на вну-
тренних торцах имеют по
два концентрично распо-
ложенных ряда зубьев.
36) входят в зацепление с
зубьями ведущей муфты. Наличие широких впадин между зубь-
ями позволяет полумуфтам иметь окружное перемещение отно-
сительно ведущей муфты. Трапецеидаль-
ные зубья внутреннего ряда венца 2 об-
разованы плоскостями, наклоненными по
отношению к вершине зуба под углом
20°. На наружную цилиндрическую по-
верхность внутреннего ряда трапецеи-
дальных зубьев надевается запорное
кольцо 8 (см- фиг. 39, 43 и 46), которое
может перемещаться по окружности.
В осевом направлении кольцо фиксирует-
ся буртиком, входящим в специально
проточенную канавку в полумуфте. За-
Фиг. 49. Центральное и
стопорное кольца веду-
щей муфты.
порное кольцо (фиг. 51) разрезное, пру-
жинящее. Его посадка на наружный ди-
аметр венца трапецеидальных зубьев в
полумуфты производится с преднатягом.
Удельная величина преднатяга, отнесен-
ная к 1 мм посадочного диаметра полумуфты, в выполненных
конструкциях колеблется в пределах 0,03—0,05 мм. На внутрен-
нем торце запорного кольца нарезаны трапецеидальные зубья.
Профиль зубьев такой же, как и у зубьев полумуфты, но зубья
74
'запорного кольца отличаются своей толщиной. Для создания
условий легкости включения зубья запорного кольца сделаны
тоньше на 1,2—1,3 мм. Для этой же цели зубья запорного коль-
Фиг. 50. Профиль зуба центрального кольца дифференциалов:
а — автомобиля ЗИЛ-164; б — автомобиля МАЗ-502.
ца утоплены по отношению вершин зубьев полумуфты на вели-
чину 0,2 мм. Разрез колец выполнен по вершинам двух сосед-
них зубьев, как показано на
фиг. 51.
Для ограничения поворота за-
порного кольца относительно ве-
дущей муфты в собранном диффе-
ренциале служит удлиненный зуб
(или шпонка в дифференциале
Минского автозавода).
Ширина прорези замка запор-
ного кольца делается из расчета,
чтобы при повороте до упора в
удлиненный зуб зубья запорного
кольца занимали среднее поло-
жение по отношению к неподвиж-
ным зубьям полумуфты (см.
фиг. 38). Зубья всех венцов полу-
муфты имеют одинаковый шаг,
равный шагу зубьев (ведущей
Фиг. 51. Запорное кольцо ведо-
мой полумуфты.
муфты и ее центрального кольца. При зацеплении силовых
зубьев ведущей муфты с ведомыми полумуфтами в конструк-
ции обеспечивается одновременное зацепление зубьев цент-
75
рального кольца с трапецеидальными зубьями обоих венцов
полумуфт.
Пружины 5 (см. фиг. 39, 43 и 46) в собранном механизме
прижимают полумуфты к ведущей муфте с постоянным усилием.
При выключенных полумуфтах усилие от действия пружин воз-
растает, что обеспечивает четкость обратного включения полу-
муфт.
Ступица 7 полумуфты связывает полумуфты с полуосями.
Для соединения с полуосями служат внутренние шлицы ступи-
цы 7, а наружными шлицами ступица связана с полумуфтой..
Фиг. 52. Приспособление для сборки меха-
низма свободного хода дифференциала.
Для сопряжения этих деталей подобрана соответствующая до-
статочно свободная посадка, которая обеспечивает осевое пе-
ремещение полумуфт по шлицам ступиц во время их выключе-
ния и включения, но вместе с тем исключает вредные для ра-
боты перекосы деталей. При оборке посадка полумуфт на сту-
пицы должна свободно производиться от руки.
Ввиду наличия пружин для облегчения сборки и ее безопас-
ности следует применять винтовое приспособление (фиг. 52)
для стягивания деталей перед установкой механизма свободного
хода в корпус дифференциала.
После сборки дифференциал свободного хода в обкатке не.
нуждается.
Правильность сборки проверяется простым приспособлением.
В этом приспособлении неподвижно закрепляется корпус диф-
ференциала. С помощью двух рукояток со шлицевыми валами,,
которые устанавливаются вместо полуосей, производится про-
верка кинематики дифференциала. В программу этой проверки
76
входят все виды кинематического взаимодействия деталей, ко-
торое происходит в этом дифференциале при работе его на
автомобиле.
Работа дифференциала
При прямолинейном движении автомобиля полуоси ведущего
моста полностью заблокированы и вращаются со скоростью ве-
домой шестерни главной передачи.
Крутящий момент передается зубьями ведущей муфты диф-
ференциала. Все зубчатые элементы его находятся в полном
зацеплении. Обе ведомые полумуфты соединены между собой
с помощью пружин через центральное кольцо и представляют
Фиг. 53. Схема взаимного расположения силовых зубьев диффе-
ренциала свободного хода на различных режимах движения.
собой одно кинематическое звено. Это звено может иметь сво-
бодное угловое перемещение в пределах окружного зазора
между силовыми зубьями вследствие плавающего положения
центрального кольца и наличия соответствующего окружного
зазора в замке запорных колец.
Ввиду того, что в дифференциале конструкции Минского
автозавода сквозная шпонка одновременно с запорными коль-
цами ведомых полумуфт ограничивает также перемещение
центрального кольца, то величина паза для его углового хода
сделана равной величине окружного зазора между силовыми
зубьями и составляет 5°20'.
Движение вперед под действием тягового усилия (фиг. 53, а).
Ведущая муфта, вращаясь вместе с корпусом дифференциала,
через зазор в силовых зубьях передает усилие на ведомые полу-
муфты и далее на ступицы и полуоси.
Движение вперед накатом (фиг. 53, б). Автомобиль дви-
жется по инерции. Двигатель отключен. В дифференциале ве-
домые полумуфты становятся ведущими элементами. Ведущая
муфта, как ведомый элемент, отстает от полумуфт в пределах
77
зазора между силовыми зубьями. Вращение будет передаваться
от колес на полуоси через полуосевые ступицы полумуфтам, от
них на ведущую муфту и далее на трансмиссию. Такая последо-
вательность передачи тягового усилия будет также при букси-
ровке автомобиля и пуске двигателя с помощью буксира.
Движение назад под действием тягового усилия (фиг. 53, в).
При включении заднего хода после движения вперед под дейст-
вием тягового усилия ведущая муфта в пределах окружного
зазора между зубьями свободно провернется назад, т. е. в край-
нее положение, и другой стороной силовых зубьев начнет вра-
щать полумуфты в обратном направлении.
Движение назад накатом (фиг. 53, а) происходит аналогично
движению вперед накатом.
Во всех рассмотренных случаях две группы деталей диффе-
ренциала кинематически действовали как два жестких звена.
С одной стороны, это были ведущая муфта с корпусом диффе-
ренциала, а с другой, ведомые полумуфты с запорными коль-
цами и центральным кольцом.
Поворот при движении вперед под действием тягового уси-
лия. Из рассмотрения конструкции дифференциала видно, что
обе ведомые полумуфты могут вращаться ведущей муфтой толь-
ко с одинаковыми числами оборотов. Кроме того, любая ведо-
мая полумуфта при движении под действием тягового усилия не
может иметь число оборотов меньше, чем число оборотов веду-
щего элемента дифференциала. Но, как известно, для поворота
автомобиля требуются разные числа оборотов колес. Эта раз-
ница может быть получена только увеличением чисел оборотов
наружной полумуфты (связанной с наружным колесом) отно-
сительно ведущей муфты. При повороте наружная полумуфта
сначала разгрузится от передаваемого колесу усилия, а затем
в пределах зазора в силовых зубьях начнет свободно поворачи-
ваться вперед. Но так как трапецеидальные зубья полумуфты
находятся в зацеплении с центральным кольцом, поворачива-
ние полумуфты вперед будет сопровождаться выходом ее из за-
цепления с центральным кольцом, что происходит вследствие
наклонных поверхностей трапецеидальных зубьев. Центральное
кольцо при этом вследствие плотного зацепления с внутренней
полумуфтой (связанной с внутренним колесом) будет оставать-
ся неподвижным относительно этой полумуфты и ведущей муф-
ты. Выход наружной полумуфты из зацепления с центральным
кольцом одновременно выведет ее из зацепления с силовыми
зубьями ведущей муфты (фиг. 54,а). Это позволит наружной
полумуфте продолжать холостое проворачивание вперед, пока
ее числа оборотов будут выше чисел оборотов корпуса диффе-
ренциала (фиг. 54,6). Из фиг. 55 видно, что ширина впадины
силовых зубьев должна обеспечивать возможность пол-
ного отключения полумуфты без задевания силовых зубьев
один за другой. Чтобы гарантировать такое условие в конст-
78
рукции дифференциалов предусмотрены окружные и осевые за-
зоры между зубьями. Окружной зазор обеспечивается геометри-
ческой формой зубьев центрального кольца, а осевой — большей
высотой трапецеидальных зубьев, чем высота силовых зубьев.
Одновременно с отключением ведомой полумуфты выходит из
зацепления и сидящее на ней запорное кольцо. Однако после
выхода из зацепления запорное кольцо только частично провер-
нется вместе с полумуфтой в пределах ширины прореза, после
. чего оно будет остановлено боковой стороной удлиненного зуба
Фиг. 54. Положение силовых зубьев механизма дифференциала.
ведущей муфты (или краем шпонки в дифференциале Минско-
го автозавода). Это произойдет тогда, когда вершины зубьев за-
порного кольца установятся против вершин зубьев центрального
кольца (фиг. 55,6). Такое положение запорного кольца не толь-
ко не дает ему возможности вновь войти в зацепление с цент-
ральным кольцом, но также одновременно удерживает и полу-
муфту, которая продолжает вращаться вхолостую вперед в вы-
ключенном состоянии. Если бы не было запорного кольца, то
процесс выключения полумуфты происходил бы точно так же.
Но- в последнем случае отсутствовал бы упор между трапецеи-
дальными зубьями запорного кольца, и тогда полумуфта на
следующей же впадине центрального кольца включилась бы
вновь. За этим последовало бы снова выключение, опять вклю-
чение и т. д. В этом случае -при повороте автомобиля были бы
слышны щелчки кратковременных включений полумуфт (пуль-
сация) и зубья деталей дифференциала подвергались бы более
быстрому износу. Запорное же кольцо после первого выключе-
ния полумуфты удерживает ее в выключенном состоянии до
79
конца поворота. С введением в конструкцию запорного кольца
обеспечивается бесшумная работа дифференциала.
В процессе выключения полумуфта оказывает некоторое
окружное и осевое давления на центральное кольцо. Величина
©тих давлений зависит от усилий пружин. Центральное кольцо,
в свою очередь, оказывает окружное усилие на полумуфту,
которая остается включенной. Но эта полумуфта тяговым уси-
лием плотно прижата к ведущей муфте, поэтому как она сама,
Фиг. 55. Выключение ведомой полу-
муфты:
а — положение силовых зубьев в момент вы-
ключения полумуфты, б — положение зубьев
центрального и запорного колец при выклю-
ченной полумуфте.
так и связанное с ней центральное кольцо останутся неподвиж-
ными относительно ведущей муфты. Это обеспечивает наружной
полумуфте четкое выключение и включение при повороте авто-
мобиля. При выходе из поворота и незначительном поворачива-
нии в обратную сторону полумуфта силой трения увлекает за
собой запорное кольцо, которое при этом сходит с зубьев цент-
рального кольца и вместе с полумуфтой снова включается с
центральным кольцом и ведущей муфтой. Вследствие симметрич-
ности конструкции дифференциала повороты автомобиля как
в одну, так и в другую стороны совершенно идентичны. Если
автомобиль движется назад под действием тягового усилия, то
поворот в. этом случае ничем не будет отличаться от поворота
при движении вперед на том же режиме.
Поворот при движении вперед по инерции и торможении ав-
томобиля двигателем или центральным тормозом. Как было ука-
зано выше, при прямолинейном движении вперед ведущими эле-
ментами являются полумуфты (см. фит. 53, а). При повороте
наружная полумуфта не только не имеет возможности повер-
нуться вперед и выключиться, но, наоборот, она через силовые
80

Фиг. 56. Отключение
полумуфты на пово-
роте при движении
по инерции или при
торможении.
зубья увеличит давление на ведущую муфту и будет вращаться
с ней с одинаковыми числами оборотов. Внутренняя полумуфта
вследствие уменьшения чисел оборотов внутреннего колеса от-
носительно наружного начнет отставать от ведущей муфты и
по аналогии с предыдущим, опираясь о центральное кольцо, вы-
ключится (фиг. 56). После этого внутренняя полумуфта будет
вхолостую проворачиваться с уменьшенны-
ми числами оборотов относительно ведущей
муфты и наружной полумуфты, обеспечи-
вая необходимую разницу чисел оборотов
колесам на повороте. Таким образом, при
этом режиме движения отключается не на-
ружная, а внутренняя полумуфта.
Движение автомобиля на аналогичном
режиме назад будет вызывать такую же ки-
нематику в деталях дифференциала, как и
при движении вперед.
Поворот при движении вперед накатом.
Оба рассмотренных выше случая характер-
ны тем, что при повороте одна полумуфта
прижата к ведущей муфте и вместе с ее
центральным кольцом составляет одно ки-
нематически жесткое звено. Вторая же по-
лумуфта вследствие зазора в силовых
зубьях имеет свободный ход и, опираясь
на центральное кольцо, выключается.
На повороте при движении вперед под
действием тягового усилия одна из полу-
муфт, выключаясь оказывает на центральное кольцо окруж-
ное давление, которое передается на вторую полумуфту. Во
время движения накатом и .при отсутствии значительной силы
трения в силовых зубьях может случиться, что под действием
окружного давления центрального кольца выключится вторая
полумуфта, а первая только повернется в пределах окружного
зазора в силовых зубьях. При таком режиме движения автомо-
биля создается такое состояние в механизме, при котором на
повороте может выключиться или внутренняя, или наружная
полумуфта, или обе вместе ’.
1 Подробное рассмотрение указанного случая приведено в следующем
разделе и. 4.
6 Е. А. Степанова, А. X. Лефаров
РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ ПРОВЕРКИ
И ДОВОДКИ ПЕРВЫХ ОБРАЗЦОВ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
СВОБОДНОГО ХОДА
Для осуществления объективного контроля за работой пер-
вых образцов дифференциалов свободного хода на автомобилях
в дорожных условиях на Московском им. И. А. Лихачева и
Минском автозаводах применялись простые и надежно дейст-
вующие устройства, позволяющие наблюдать за работой диффе-
ренциала.
Фиг. 57. Схема устройства, регистрирующего циклы выключения
.и включения полумуфт дифференциала свободного хода.
На фиг. 57 показана схема такого устройства, использован-
ного для испытаний дифференциала свободного хода на автомо-
биле ЗИЛ-164. В схему включены контакты 1, регистрирующие
циклы выключений и включений полумуфт дифференциала, то-
косъемник 3 в корпусе и контрольная лампа 5 в кабине води-
теля. Питание электрической цепи осуществлено от аккумуля-
торной батареи 6 автомобиля. Контакты замыкаются и размы-
каются благодаря перемещению одной из полумуфт. Валик 2
82
токосъемников закреплен снаружи в центре полуосей. Корпус
токосъемников установлен на подшипниках качения и через
длинную спиральную пружину 7 связан с кузовом автомобиля.
Наличие этой пружины дает возможность токосъемнику вместе
с ведущим мостом перемещаться относительно рамы и кузова;
пружина в то же время препятствует вращению корпуса токо-
съемника вместе с полуосью. В случае необходимости электри-
ческая цепь может быть разомкнута выключателем 4. Таким об-
разом, имея в кабине две контрольные лампочки, руководитель
испытаний может постоянно наблюдать за работой дифференциа-
ла и за дорожными условиями. Такое контрольное оборудова-
ние автомобилей, а также дополнительные исследования и опы-
ты на стендах дали возможность в, короткий срок выявить недо-
статки первых опытных дифференциалов свободного хода, опре-
делить причины, их вызывающие, принять технические решения
по устранению недостатков и провести повторную проверку
этих дифференциалов.
Систематизируя, материалы работ Московского им. И. А. Ли-
хачева и Минского автозаводов, приводим основные недостатки
работы дифференциалов свободного хода и способы их устра-
нения.
1. Шумная работа дифференциала; при повороте автомобиля
одна из полумуфт многократно выключалась и включалась.
Такой недостаток был обнаружен на Минском автозаводе. Было
установлено, что эти явления происходят, если высота зубьев
запорного кольца больше высоты зубьев полумуфты. При пово-
роте автомобиля полумуфта отходит в осевом направлении на
величину высоты трапецеидальных зубьев и затем поверсты-
вается в направлении вращения корпуса дифференциала с уве-
личенной угловой скоростью. Запорное кольцо перемещается
в осевом направлении вместе с полумуфтой и вместе с ней же
поворачивается до тех пор, пока не упрется в шпонку ведущей
муфты. При этом, как уже указывалось выше, зубья запорного
кольца станут против зубьев центрального кольца (см. фиг. 55, б);
Однако в случаях, когда высота зубьев запорного кольца боль-
ше высоты зубьев полумуфты, запорное кольцо не успевает пол-
ностью выйти из зацепления с центральным кольцом и поэтому
не может повернуться вместе с полумуфтой, чтобы занять нор-
мальное положение. Запорное кольцо краями зубьев удержи-
вается в положении неполного выключения (фиг. 58); поэ«
тому, когда полумуфта повернется на один зуб, то, не имея
упора по зубьям, она вновь включится на следующем же зубе.
Вместе с полумуфтой в прежнюю впадину включится и запора
ное кольцо. Затем полумуфта вновь выключится, а запорное
кольцо снова совершит неполное выключение, и т. д. Изготов-
ление полумуфт и запорных колец с зубьями одинаковой высо-
ты также не исключило полностью этого недостатка. Ряд пов*-
торны.х экспериментов показал, что высота зубьев запорного
6* 83
кольца долна быть ниже высоты зубьев полумуфт на 0,015—
0,20 мм. Только в этом случае выключение полумуфт обеспечи
вает требуемую четкость и бесшумность работы дифферен
циала. Частичное задевание при этом зубьев полумуфты зг
зубья центрального кольца практически не вызывает каких
либо отрицательных последствий.
На Московском
уменьшение высоты
Фиг. 58. Неполное вы-
ключение зубьев запор-
ного кольца.
хода на автомобилях
опытах с использова-
ламп для наблюдения
автозаводе им. И. А. Лихачева такое же
зубьев запорного кольца принято в опыт-
ных дифференциалах свободного хода
для автомобилей ЗИЛ-164 и ЗИЛ-157.
2. Не при всех поворотах автомобиля
одна из полумуфт выключается; в конце
поворота в дифференциале происходи!
щелчок. Этот недостаток был замечен на
Московском автозаводе им. И. А. Лиха-
чева при испытаниях первых дифферен-
циалов свободного
ЗИЛ-164.
В специальных
нием контрольных
за работой полумуфт было установлено,
что на участке извилистой дороги при
143 поворотах автомобиля полумуфты не
выключались в 18 случаях. При повороте
с невыключенными полумуфтами значи-
тельно возрастает сопротивление автомо-
биля движению, а после поворота в боль-
шинстве случаев слышен сильный щелчок. При этом в момент
щелчка очень быстро выключалась и вновь включалась одна из
полумуфт. Аналогичные явления наблюдались и при движении
по прямой дороге в плохом состоянии (с выбоинами), когда ве-
дущие колеса совершали разный путь.
Повторными испытаниями было установлено, что невыклю-
чение полумуфт и щелчки происходят в начале поворота авто-
мобиля при движении накатом.
Разборка дифференциала и проверка его работы со сняты-
ми чашками корпуса показали, что, когда силовые зубья полу-
муфты 1 и 3 (фиг. 59) занимают нефиксируемое положение, воз-
можное при движении автомобиля накатом, и одновременно при
втом совершается поворот автомобиля, то полумуфта 1 наруж-
ного колеса обгоняет муфту 2, а полумуфта 3 отстает от нее.
Такие относительные перемещения приводят к тому, что полу-
муфты, частично сдвинувшись в осевом направлении, останав-
ливаются, так как силовые зубья полумуфт приходят в сопри-
косновение с зубьями ведущей -муфты. Положение деталей в
этом случае показано штриховыми линиями на фиг. 59. Даль-
нейший поворот автомобиля с заблокированными полумуфтами
вызывает закручивание , полуосей и напряжения во всем диф-
84
Фиг. 59. Нефиксирован-
ное положение силовых
зубьев из-за недостаточ-
ной величины зазора а,
при котором невозмож-
но выключение ведомых
полумуфт.
ференциале. После поворота автомобиля закручивание деталей
ослабевает, одна из ,полумуфт быстро выключается и тут же
включается, что и вызывает :в 'Механизме характерный щелчок.
Последующими опытами было установлено, что, кроме указан-
ных явлений, в отдельных случаях происходит выключение обеих
полумуфт сразу. Анализ причин этих недостатков показал, что
принятое при проектировании расстояние а между зубьями по-
лумуфты и ведущей муфты при край-
нем их положении не является доста-
точным. Для устранения этого недо-
статка на одном опытном дифферен-
циале был увеличен зазор между си-
ловыми зубьями за счет уменьшения
толщины зубьев, ведущей муфты. Уве-
личение зазора между зубьями обеспе-
чивало полный выход зубьев полумуфт
во всех случаях при нефиксированном
положении последних, которое воз-
можно во время движения автомобиля
накатом. Собранный дифференциал с
увеличенным зазором между силовы-
ми зубьями механизма был установ-
лен на автомобиль ЗИЛ-164 и прове-
рен на извилистой дороге. Проверка
показала, что при каждом повороте
отключалась одна из полумуфт, одновременного отключения
обеих полумуфт также не происходило. При изготовлении по-
следующих образцов дифференциалов свободного хода автомо-
биля ЗИЛ-164 зазор между силовыми зубьями механизма был
увеличен от 7 до 9 мм. Соответствующие изменения были одно-
временно внесены и в дифференциал автомобиля ЗИЛ-157.
3. После выключения одной из полумуфт не происходило
включения ее; автомобиль продолжал движение с передачей
тяги только на одно колесо. Такое явление происходило на
Московском и Минском автозаводах при испытаниях диффе-
ренциалов свободного хода.
На первых образцах дифференциалов толщина зубьев запор-
ного кольца выполнялась из условия совпадения наклонных
боковых поверхностей с зубьями одной из полумуфт, т. е. зуб
запорного кольца являлся продолжением в направлении ра-
диуса трапецеидального зуба полумуфты (фиг. 60, а). Однако
в некоторых случаях это приводило к тому, что полумуфта, по-
ворачиваясь в обратную сторону для включения, раньше, чем
запорное кольцо, сходила с зубьев центрального кольца. Запор-
ное кольцо при этом краями зубьев опиралось на зубья, цен-
трального кольца, принимало на себя давление пружин, и по-
лумуфта не могла включиться (фиг. 60,6). В таких случаях
одно колесо оказывалось отключенным и автомобиль продолжал
85
движение только передачей тяги на второе колесо. Для устра-
нения этого недостатка толщину зубьев запорного кольца
уменьшили на 1,2—1,3 мм (фиг. 60, в). Испытания дифферен-
циалов с уменьшенной толщиной зубьев запорного кольца под-
твердили правильность- принятого решения.
На дифференциалах свободного хода автомобилей ЗИЛ-164
и ЗИЛ-157 толщина зубьев запорных колец меньше толщины
зубьев полумуфт на 1,2 мм, а на дифференциалах свободного
хода автомобиля МЗ-502 — на 1,3 мм.
Фиг. 60. Соотношения размеров зубьев
запорного кольца с зубьями полумуфты.
4. При повороте выключаются обе полумуфты и после этого
не включаются. При повороте ни одна из полумуфт не выклю-
чается, происходит заклинивание механизма. Эти недостатки
возникали в период доводки первых образцов дифференциалов
свободного хода на Московском и Минском автозаводах. При
разборе принципа действия дифференциала свободного хода
указывалось, что во время движения автомобиля накатом, ког-
да отсутствуют значительные усилия в силовых зубьях, под дей-
ствием окружного давления центрального кольца может вы-
ключиться вторая полумуфта, а первая только повернется в
пределах окружного зазора в зубьях. При таком режиме дви-
жения создается такое состояние дифференциала, при котором
может выключиться или внутренняя, или наружная полумуфты,
или обе полумуфты вместе, что является самым сложным в ки-
нематике дифференциала свободного хода.
Как показали подробные дорожные и стендовые испытания
при повороте во время движения автомобиля накатом, в одном
случае кинематика дифференциала соответствовала повороту
при движении автомобиля под действием тягового усилия.
В другом случае кинематика соответствовала повороту при дви-
жении автомобиля по инерции или при торможении его двига-
86
телем. Хотя в этих случаях сила давления между зубьями была
и невелика, но иногда достаточной, чтобы удержать одну полу-
муфту плотно соединенной с ведущей муфтой, а другой полу-
муфте обеспечить выключение. В реальных дорожных условиях
часто при движении автомобиля накатом полумуфты находятся
в некотором промежуточном положении, не прижимаясь ни к
одной, ни к другой стороне зубьев ведущей муфты (фиг. 61, а).
В результате этого в первых образцах дифференциалов проис-
ходило одновременное начало выключения двух полумуфт. В от-
дельных дифференциалах, где окружной зазор в силовых зубьях
был увеличен, одновременно выключались обе полумуфты
Фиг. 61. Одновременное отключение обеих полумуфт
на повороте.
(фиг. 61,6), но включения их уже не происходило. Для вклю-
чения полумуфт нужно было поднимать автомобиль и поверты-
вать одно колесо.
В других образцах дифференциалов, где окружной зазор
в силовых зубьях был уменьшен, обе полумуфты также начи-
нали выключаться в противоположные стороны, ню, не закончив
выключения, жестко упирались в зубья ведущей муфты, и ме-
ханизм заклинивался (фиг. 61, в). После этого на повороте
автомобиля колеса вращались с одинаковыми числами оборотов
и, следовательно, двигались с пробуксовкой. Иногда на твердой
и сухой дороге ввиду возникающих больших сил, зубья полу-
муфт срывались с зубьев ведущей муфты и этим создавали
сильные рывки автомобиля; в отдельных случаях происходило
даже скалывание вершин зубьев. Таким образом, в обоих слу-
чаях одновременное начало выключения полумуфт вело к отри-
цательным последствиям.
Испытаниями на стенде было установлено, что достаточно
любым способом удерживать одну полумуфту прижатой к веду-
щей муфте, как другая полумуфта будет выключаться, и диф-
ференциал обеспечит нормальные условия поворота автомобиля.
Поэтому возникла необходимость в новых конструктивных ре-
шениях, исключающих одновременное выключение двух полу-
муфт. Прежде всего нужно было сделать более полный анализ
87
сил, вызывающих одновременное выключение обеих полумуфт.
Подробное исследование дифференциала в лабораторных усло-
виях .позволило достаточно полно решить эту задачу.
В момент начала выключения (под воздействием забегаю-
щего колеса) наружная полумуфта действует на центральное
кольцо окружной силой Рк и осевой силой пружины Q„
(фиг. 62, a) f сила Р=>—\ Центральное кольцо, в свою оче-
V tg?/
редь, действует на внутреннюю полумуфту с такой же окружной
силой Рк. Последняя вызывает осевую реактивную силу Qp—
=Q„.
При идеально равных условиях под воздействием рассмот-
ренных сил обе полумуфты начнут одновременно выключаться.
Фиг. 62. Схема действия сил между зубьями центрально-
го кольца и зубьями полумуфты:
1 — внутренняя полумуфта, 2 — центральное
кольцо, 3 — наружная полумуфта.
Но реально таких условий нет. Всегда имеется какая-то не-
большая разница в силах пружин, в углах наклона боковых
поверхностей зубьев и т. д. Поэтому начинает выключаться
только одна полумуфта: наружная или внутренняя. По мере
выключения полумуфты сила ее пружины (или нескольких
пружин при их периферийном расположении) возрастает, так
как под действием осевого перемещения полумуфты происходит
дополнительное сжатие пружины. Увеличение силы пружины
вызывает соответственное увеличение окружной Р"к и осевой
Q'n сил, действующих между полумуфтами и центральным коль-
цом (фиг. 62,6). Возрастание осевой силы, действующей на
внутреннюю полумуфту, ведет к превышению этой силы над
силой пружины внутренней полумуфты. По этой причине внут-
ренняя полумуфта начинает выключаться до окончания выклю-
чения наружной полумуфты. В дальнейшем эти полумуфты, как
описывалось выше, или обе выключаются или заклинивают
88
Фиг. 63. Схема действия сил при вы-
пуклом профиле зуба центрального
кольца:
1 — внутренняя полумуфта, 2 — центральное
кольцо, 3 — наружная полумуфта.
останется включенной. Только
дифференциал, не закончив своего полного выключения. Таковы
причины, нарушающие правильное выключение одной полумуф-
ты и, следовательно, нормальный поворот автомобиля при
движении накатом.
Таким образом, возникла необходимость замены плоского
бокового профиля зубьев центрального кольца на выпуклый
профиль, построенный по дуге окружности или по дуге эволь-
венты.
На фиг. 63’ видно, что при выпуклом профиле по мере вы-
ключения наружной полумуфты 3 окружная сила Р" не уве-
личивается, как это было
раньше, а уменьшается, хотя
осевая сила пружины Q'n воз-
растает.
Из условия углового равно-
весия окружные силы Р'к на
зубьях центрального кольца
всегда равны между собой,
поэтому по мере выключения
наружной полумуфты 3 осевая
реактивная сила Qp будет так-
же не увеличиваться, а умень-
шаться. При этом вероятность
одновременно го в ыкл юч е н и я
внутренней полумуфты исклю-
чается. Иначе, если начала вы-
ключаться одна полумуфта,то
она выключится до конца, а
вторая полумуфта обязательно
в начале выключения действующие силы у обеих полумуфт бу-
дут одинаковы, и при идеально равных условиях полумуфты
начнут одновременно выключаться. Но так как практически
этих условий нет, то при таком центральном кольце работа
дифференциала происходит четко с выключением только одной
полумуфты при повороте на любом режиме движения автомо-
биля.
Многочисленные исследования в лабораторных условиях по-
казали четкую работу дифференциала с выпуклым профилем
зубьев центрального кольца при любой кинематике дифферен-
циала. Такие дифференциалы, установленные на автомобилях,
находятся в эксплуатации. Одновременное выключение полу-
муфт, которое отмечалось на первых образцах, полностью пре-
кратилось.
Выпуклый профиль зубьев центрального кольца см. на
фиг. 50.
5. При продолжительной передаче максимального тягового
усилия на некоторых автомобилях наблюдались рывки и удары
89
В дифференциале; происходило кратковременное выключение и
включение полумуфты. С уменьшением нагрузки эти недостатки
прекращались.
На Минском автозаводе эти недостатки были обнаружены
после продолжительных пробеговых испытаний и доводочных
работ, в результате которых была отработана конструкция де-
талей дифференциала свободного хода. На одном из двух ав-
томобилей МАЗ-502, проходящих испытания в дальних эксплуа-
тационных пробегах по грунтовым дорогам, было обнаружено,
что при предельных нагрузках на полуосях (преодоление подъ-
емов, движение по пескам и т. д.) иногда происходили очень
большие рывки автомобиля и слышны были удары в транс-
миссии. Однако после рывков автомобиль продолжал движение
с такой же нагрузкой. Рывки повторялись через 50—80 м пути.
Они исчезали, как только нагрузка несколько уменьшалась. Не-
сколько автомобилей были подвергнуты подробным исследова-
ниям на больших дорожных подъемах и на песках с тяжело-
весными прицепами.
Было высказано предположение, что наблюдаемое явление
обусловлено ненормальным взаимодействием полумуфт, в ре-
зультате чего одна полумуфта способствует выключению другой.
Для проверки этого предположения была снята одна полуось
и автомобиль двигался после соответствующего уменьшения
веса поезда на пределе силы тяги второго колеса. Рывки с той
же отчетливостью' повторились вновь. Исследования привели к
предположению, что жесткость механизма мала. 'Поэтому под
действием большой нагрузки деформация силовых зубьев ока-
зывается достаточной для самовыключения полумуфты. После
выключения под воздействием пружины полумуфта на следую-
щем же зубе снова включалась. Однако недостаточная убеди-
тельность этого предположения заключалась в том, что на ос-
тальных автомобилях, несмотря на многочисленные и самые
разнообразные эксперименты, вызвать рывки не удалось. Опыты
пришлось продолжать. Исследуемый дифференциал был пере-
ставлен на второй автомобиль. Подробные испытания второго
автомобиля показали, что предположение о малой жесткости
механизма не оправдалось. На втором автомобиле рывки пол-
ностью прекратились. Одновременно на первый автомобиль был
установлен другой дифференциал. На испытаниях повторились
такие же рывки, которые наблюдались на автомобиле с преж-
ним механизмом дифференциала. Так, после многократных
повторных исследований было установлено, что причинами рыв-
ков являются не недостатки дифференциала, а дефекты в веду-
щих мостах.
Дальнейшее подробное исследование показало, что причиной
вынужденного выключения полумуфты при большой нагрузке
является кривизна картера ведущего моста. Криволинейность
картера заднего моста чаще наблюдалась в вертикальной пло-
90
Фиг. 64. Схе-
ма неправиль-
ного зацепле-
ния силовых
зубьев ведущей
муфты с зубь-
ями полумуф-
ты при искрив-
ленном карте-
ре ведущего
моста:
1—ведущая муфта,
2—полумуфта.
скости, чем в горизонтальной. Такая кривизна картера нару-
шает правильность зацепления силовых зубьев полумуфт с
зубьями ведущей муфты (фиг. 64). Вследствие этого при вра-
щении полумуфта «виляет» (описывает восьмерку) относитель-
но ведущей муфты, что при действии большой нагрузки приво-
дит ее к постепенному выключению. Как показал опыт, 20—25
оборотов полумуфты при «скривленном картере моста оказыва-
лось достаточным для выключения полумуфты
и получения характерного рывка.
На автомобилях, где была выявлена кривизна
картера ведущего моста, провели дополнитель-
ный опыт. Постановкой металлических подкла-
док под главную передачу моста была достиг-
нута требуемая соосность между осями диффе-
ренциала и наружными концами кожухов полу-
осей. После этого на автомобилях никакими спо-
собами вызвать рывки не удавалось.
Для автомобиля МАЗ-502 было установлено
допустимое отклонение от прямолинейности оси
картера в пределах 2—3 мм. Это отклонение
проверялось специально изготовленной круглой
штангой, которая без зазора вставлялась в полу-
осевые шестерни и концами выходила из отвер-
стий кожухов полуосей. Степень неконцентрич-
ности штанги в отверстиях кожухов полуосей
показывала неконцентричность дифференциала
относительно наружных фланцев полуосей и, сле-
довательно, отражала перекос полуосей и полу-
муфт. В одном случае для определения некон-
центричности дифференциала был применен лу-
чевой способ, при котором луч от автомобильной
фары пропускался через отверстия трех шайб;
две шайбы были установлены на концах кожухов
полуосей, а третья с помощью трубы — в центре
дифференциала. Диаметр отверстия в шайбе рав-
нялся 0,5 мм.
На Московском автозаводе им. И. А. Лихачева с подобным
неправильным выключением полумуфт под действием больших
крутящих моментов встретились сразу же после передачи диф-
ференциалов на экспериментальные испытания в автобазу.
Характер явлений был такой же, как и при испытаниях Мин-
ского автозавода. Все три дифференциала были возвращены на
завод для изучения причин недостатков.
При проверке возвращенных дифференциалов на автомоби-
ле ЗИЛ-464 дефект обнаружить не удалось. Тогда решено было
проверить эти дифференциалы на автомобиле ЗИЛ-164, имею-
щем пробег по грунтовым дорогам около 100000 км. Первые же
опыты показали, что при продолжительной передаче большой
91
нагрузки происходило выключение полумуфты и ее включение
на следующем зубе, что сопровождалось рывком автомобиля.
После этого уточнили пробег тех автомобилей в автобазе, на
которых впервые испытывались дифференциалы свободного
хода. Выяснилось, что автомобили -имели пробег свыше
100 000 км по грунтовым дорогам и в карьерных условиях.
Дальнейшие опыты перенесли на стенд с беговыми барабанами.
На этом стенде имелась возможность воспроизвести условия
движения, при которых происходит выключение полумуфты.
В этих опытах использовали автомобиль ЗИЛ-164, имевший
большой пробег по грунтовым дорогам.
Испытаниями на стенде с беговыми барабанами определя-
лось самовыключение полумуфт при движении автомобиля, для
следующих случаев передачи тягового усилия от колеса на
барабаны стенда:
а) двумя колесами нагруженным барабанам;
б) правым колесом, левое колесо вращало ненагруженный
барабан стенда;
в) левым колесом, правое колесо вращало ненагруженный
барабан.
В -опытах регистрировались числа оборотов коленчатого ва-
ла двигателя, угловая скорость движения барабанов стенда
относительно колес автомобиля, тяговое усилие, передаваемое
колесами, и время работы до момента рывка автомобиля, при
выключении и включении полумуфты. Из трех вариантов усло-
вий проведения опытов в двух случаях четко воспроизводились
рывки при включении и выключении -полумуфты. Это происхо-
дило при передаче тяги двумя колесами и одним правым коле-
сом. При передаче тягового усилия левым колесом вызвать
рывка не удавалось.
Движение автомобилей -во время опытов осуществлялось на
третьей, четвертой и -пятой передачах при числах оборотов вала
двигателя 1500 в минуту и полном открытии дроссельной за-
слонки, кроме случая -движения на третьей -передаче, когда
открытие заслонки было частичным.
Полученные результаты испытаний приведены в табл. 4.
Таблица 4
Наименование показателей испытаний 11 Передачи IV V
Число оборотов колес автомобиля в минуту Линейная скорость движения барабанов стенда (по спидометру автомобиля) 100 155 233
в км/час ............. Крутящий момент на колесах автомобиля 22 33 • 47
в кгм ............. Периодичность самовыключения полумуфты 125 238 168
в сек. . 85-100 45-50 30 35
92
Неправильное самовыключение полумуфты происходит толь-
ко при непрерывном и продолжительном нагружении диффе-
ренциала крутящим моментом большой величины.
Таким образом, при установке опытных дифференциалов
свободного хода на автомобилях Минского и Московского
им. И. А. Лихачева автозаводах установлено, что периодическое
самовыключение полумуфт при продолжительной передаче диф-
ференциалу нагрузок, близких к максимальным, объясняется
кривизной картера ведущего моста.
6. Смазка дифференциала свободного хода. Дифференциал
свободного хода менее нуждается в смазке, чем обычный кони-
ческий дифференциал. Если в обычном коническом дифферен-
циале, а также в самоблокирующихся дифференциалах, рабо-
тающих за счет сил повышенного внутреннего трения, иногда
происходят задиры нагруженных рабочих поверхностей, то
в дифференциале свободного хода такое явление исключено.
В зимнее время при низкой температуре окружающей среды
в картерах ведущих мостов смазка значительно загустевает.
В процессе наблюдений за работой дифференциалов свободного
хода в зимнее время при температуре окружающего воздуха
минус 16—20°С отмечались случаи, когда после ночной безга-
ражной стоянки при первом трогании с места и повороте авто-
мобиля наружная ведомая полумуфта выключалась и не сразу
включалась. Ее включение происходило после некоторого дви-
жения автомобиля. Это явление объясняется большим сопро-
тивлением, которое оказывает густое масло при включении
полумуфты под воздействием сравнительно небольшой силы
пружины. Очевидно, что эта особенность поворота автомобиля
после трогания с места, когда этому предшествовала длитель-
ная стоянка при низкой температуре воздуха, не оказывает
каких-либо отрицательных влияний на эксплуатационные каче-
ства автомобиля.
Таких особенностей замедленного включения полумуфты
при низкой температуре не наблюдается, если применяются
специальные сорта зимних масел или, если зимой в смазку до-
бавляется дизельное топливо.
7. Характер нагрузок на полуоси, передаваемых дифферен-
циалом свободного хода. Некоторые утверждают, что отрица-
тельной особенностью дифференциала свободного хода является
ударность действия дифференциала на полуоси. Ошибочность
такого утверждения становится очевидной при простом анализе
происходящих в дифференциале явлений. Во время прямоли-
нейного движения автомобиля по неровной дороге выключение
и включение одной из полуосей происходит при незначительной
разнице их чисел оборотов. При выходе автомобиля из пово-
рота разность чисел оборотов колес исчезает медлению, так же
как и медленно появляется в начале поворота автомобиля. По-
этому включение той или иной полуоси, происходящее при не-
93
значительной разнице чисел оборотов ведущих колес, не может
вызывать ударных нагрузок на полуоси. Наоборот, ударность
действий иногда наблюдается в обычном дифференциале, когда,
одно колесо в результате отрыва от дороги или попадания на
скользкий участок раскручивается, а затем попадает на хоро-
ший участок дороги и почти мгновенно переходит на режим
медленного вращения.
Специальное исследование было посвящено вопросу .опре-
деления фактических нагрузок на полуоси на различных режи-
мах движения, в том числе и на поворотах. Нагрузки на полу-
осях (двух для автомобиля МАЗ-200 и четырех для автомо-
биля МАЗ-502) определялись с помощью проволочных тензо-
метрических датчиков. Анализ полученных материалов показал
следующее. При движении груженого автомобиля по пахоте,
песку, снегу и другим мягким грунтам, в том числе и на пово-
ротах в этих условиях, отключение одной полуоси в большин-
стве случаев совсем не происходит. Поворот автомобиля на
таких грунтах происходит при одинаковых числах оборотов
задних ведущих колес, но с большей пробуксовкой внутреннего
колеса (главным образом за счет сдвига грунта). При движении
по твердым дорогам, когда сопротивление движению и тяговые
силы невелики, под колесами отсутствует сдвиг грунта и тан-
генциальная деформация колес незначительна, происходит пе-
риодическое отключение и включение той или иной полуоси.
Однако это не вызывает каких-либо пиковых нагрузок как в
отключаемой полуоси при ее включении, так и в остальных не-
стключаемых полуосях.
На фиг. 65 показаны осциллограммы проведенного исследо-
вания фактических нагрузок на четыре полуоси автомобиля
МАЗ-502 (4X4), имеющего дифференциал свободного хода в
ведущем мосту, обычный дифференциал с коническими шестер-
нями в переднем мосту и цилиндрический межосевой диффе-
ренциал в раздаточной коробке. На осциллограммах видны
кривые, отражающие протекание крутящих моментов на четы-
рех полуосях. На фиг, 65, а и б нижние две линии отражают
работу полуосей заднего моста, причем прямолинейные участ-
ки относятся к периоду, когда полуоси выключены, а криволи-
нейные— к периоду, когда полуоси включены и передают кру-
тящие моменты. Как видно из осциллограммы, места переходов
прямолинейных участков в криволинейные и наоборот не со-
держат каких-либо резких изменений как в отключенных, так
и в неотключенных полуосях, что свидетельствует об отсутст-
вии на этих участках пиковых нагрузок.
На фиг. 65, в видно резкое повышение крутящих моментов
на полуосях, относящееся к началу трогания автомобиля с ме-
ста. Величина этих моментов выше всех остальных значений,
в том числе и моментов в переходных точках для отключаемых
полуосей.
94
Основные итоги. Проведенными на заводах работами под-
тверждено, что дифференциал свободного хода полностью ис-
ключает основной недостаток обычного дифференциала с кони-
ческими шестернями, когда при наличии значительной разницы
в коэффициентах сцепления колес с дорогой одно свободно

Фиг. 65. Осциллограммы нагрузок на полуоси автомобиля МАЗ-502.
вращающееся колесо вызывало остановку автомобиля или
исключало возможность без дополнительных мер осуществить
трогание его с места.
Следствием устранения этого основного недостатка диффе-
ренциала с коническими шестернями является значительное
улучшение тяговых качеств автомобиля, т. е. тех основных ка-
честв, которые определяют одно из главных эксплуатационных
качеств — проходимость. Это качество особенно важно для гру-
зовых автомобилей в условиях работы по грунту — вне дорог
с твердым покрытием.
Дифференциал свободного хода действует полностью авто-
матически, как муфта’свободного хода. Его работа определяется
95-
относительными угловыми скоростями колес и не зависит от
передаваемого крутящего момента.
После выполнения заводами доводочных работ дифферен-
циал свободного хода обладает полной автоматичностью дей-
ствия, бесшумностью, высокой чувствительностью и четкостью
работы, а также такой степенью плановости действия, при кото-
рой практически исключен ударный характер нагрузок на по-
луоси.
ИСПЫТАНИЯ БЛОКИРУЮЩИХСЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
Достаточно успешное решение основных проблем повышения
проходимости колесных автомобилей 1 стимулировало углублен-
ное изучение дифференциалов и ускорило проведение комплекса
конструкторско-экспериментальных работ по созданию автомо-
бильными заводами промышленных образцов блокирующихся
дифференциалов для отечественных автомобилей.
За последние пять лет были разработаны новые методы ис-
следований дифференциалов и создана специальная, аппаратура
для выполнения экспериментальных работ в этой области.
В Московском автомеханическом институте (МАМИ) была
разработана методика и создана измерительная аппаратура для
определения относительных перемещений ведущих колес авто-
мобиля.
С помощью разработанных и изготовленных в МАМИ спе-
циальных датчиков мостиковой схемы и осциллографа было
установлено влияние относительного вращения ведущих колес
автомобиля на напряжения в его трансмиссии, а также вредное
влияние твердых неровностей дороги, создающих еще добавоч-
ные напряжения.
Исследование влияния принудительной блокировки обычно
конического дифференциала на проходимость автомобиля и на
нагрузочный режим полуосей было проведено МАМИ совместно
с Московским автозаводом им. И. А. Лихачева.
Измерения исследуемых параметров производились методом
тенвометрирования с одновременной записью на осциллограм-
му передаваемых карданным валом и полуосями крутящих мо-
ментов, чисел оборотов коленчатого вала и двух колес, моментов
включения блокировки и времени. Измерение крутящих момен-
тов осуществлялось электрическим методом с помощью прово-
лочных датчиков. Для передачи сигналов от датчиков, располо-
женных на вращающемся валу, для регистрирующего прибора
были специально сконструированы и изготовлены токосъемоч-
ные устройства.
Для опытов был использован один из экспериментальных
трехосных автомобилей Московского автозавода им. И. А. Ли-
1 Применение низких удельных давлений колес на грунт и отказ в связи
с этим от способа подбора шин по условиям использования верхнего предела
грузоподъемности их; разработка новых конструктивных схем компоновки
автомобилей с многоосным приводом и др.
7 Е. А. Степанова А. X. Лефаров 97
хачева, оборудованный системой регулирования давления воз-
духа в шинах, тонкостенными шинами сверхнизкого давления:
и большого профиля и принудительной блокировкой дифферен-
циалов среднего и заднего мостов. В результате проведенных
опытов удалось установить, что в равных дорожных условиях
наиболее полное использование сцепного веса для реализации
подводимого к полуосям крутящего момента получается при
Фиг. 66. Осциллограмма изменения крутящих моментов:
а— без блокировки полуосей, б — с блокировкой полуосей, 1—линия движения без
блокировки полуосей, 2 — крутящий момент на правой полуоси, 3 — крутящий момент
на левой полуоси, 4 — крутящий момент на карданном валу.
принудительной блокировке обычного конического дифферен-
циала. Максимальное относительное увеличение реализуемого
крутящего момента, достигнутое в опытах, равно 20—22% и
относится к случаю, когда колеса одной стороны автомобиля
находились в контакте с бетонной дорогой, а колеса другой
стороны — с сырой суглинистой обочиной. Результаты этого
опыта, зарегистрированные осциллограммой, изображены на
фиг. 66.
Включение блокировки во время движения автомобиля не
вызывает ударных нагрузок и резкого увеличения момента, что
объясняется достаточной упругостью полуосей и особенно шин
сверхнизкого давления.
Если же блокировка включается при неподвижном автомо-
биле и буксующих колесах одной его стороны, то возникает
ударная нагрузка и быстрое нарастание крутящего момента.
98
Такое положение отмечено осциллограммой на фиг. 67, когда
была включена блокировка при буксовании колес одной сторо-
ны автомобиля на рыхлом снегу.
На Московском и Минском автозаводах наряду с разработ-
кой, испытаниями и. доводкой для серийного производства наи-
более эффективных дифференциалов свободного хода, обеспечи-
Фиг. 67. Осциллограмма, характеризующая включение блокировки диффе-
ренциала при буксовании автомобиля:
I — линия движения без блокировки полуосей, 2 — крутящий момент на правой полу-
оси, 3 — крутящий момент на левой полуоси.
вающих 100%-ную блокировку полуосей, изучались и испыты-
вались на стендах и автомобилях также самоблокирующиеся
дифференциалы других типов. Основные результаты этих работ
приводятся ниже.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА БЛОКИРОВКИ ДИФФЕРЕНЦИАЛА
НА СТЕНДЕ
Коэффициент блокировки в дифференциалах повышенного
трения, как указывалось ранее, более точно можно установить
опытным путем. Для этого на Минском автозаводе были изго-
товлены опытные образцы дифференциалов, разработаны и из-
готовлены испытательные стенды.
На фиг. 68 показан один из таких стендов. Редуктор 4 с
испытываемым дифференциалом устанавливают на раму стенда.
К ведущей шестерне редуктора подводят крутящий момент от
электродвигателя 1 через понижающий редуктор 2. Ввиду того,
что работа дифференциала на автомобиле обычно происходит
при небольших относительных числах оборотов деталей и для
более плавной работы стенда, испытания проводились с малыми
числами оборотов, близкими к реальным условиям работы диф-
ференциала. '
Число оборотов приводного карданного вала 3 составляло
30 в минуту. Полуосевые карданные валы 5 соединялись с тор-
мозами 6. В качестве тормоза был использован барабанно-ко-
лодочный ручной тормоз серийного автомобиля МАЗ-200. Рамка
(суппорт) 8 с тормозными колодками каждого тормоза через
рычаг 9 и кулачок 10 соединялась с маятниковым грузом 12,
7* 99
который при испытаниях в зависимости от развиваемого тормоз-
ного момента соответственно отклонялся в сторону. Стрелка 11
маятника на тарированной шкале показывала величину момен-
та. Такой способ динамометрирования с применением массив-
ного маятника обеспечивал более стабильную работу стенда
и устойчивые показания стрелки. Следует отметить, что в про-
цессе испытания, особенно дифференциалов с большим коэф-
фициентом блокировки, наблюдались рывки, затрудняющие оп-
ределение по шкале величины моментов.
Фиг. 68. Стенд для испытания дифференциалов повышенного
трения.
Перед испытаниями один тормоз с помощью винта 7 пол-
ностью затормаживался: другой был расторможен. После вклю-
чения электродвигателя один полуосевой карданный вал был
неподвижен, а второй вращался с удвоенными числами оборо-
тов по сравнению с числами оборотов корпуса дифференциала.
После этого с помощью винта подтормаживался второй тормоз.
При этом первый полуосевой карданный вал все время оста-
вался неподвижным, а второй вращался. В результате после
каждого очередного подтормаживания возрастали крутящие
моменты на обоих полуосевых валах. Как и следовало ожидать,
на неподвижном тормозе возрастание момента происходило в
большей степени. Отношение полученных при этом моментов
и составляло искомый коэффициент перераспределения моментов
на полуосях. Испытания повторялись несколько раз. При этом
в качестве неподвижного тормоза применялся тормоз то одной
стороны, то другой. После значительного возрастания моментов
неподвижный тормоз начинал слегка поворачиваться (с отста-
ванием от другого^ тормоза), что дало возможность получить
коэффициент К для случая вращения обоих полуосевых валов.
Эти показания не отличались от данных, полученных при одном
неподвижном и другом вращающемся валах.
100
Одним из механизмов, прошедшим подробные стендовые
испытания,, был дифференциал, показанный на фиг. 29. Первые
испытания проводились с шайбами сателлитов обычного раз-
мера по диаметру и без пружин. Вторые испытания проводились
с теми же шайбами, но с пружинами на осях сателлитов, соз-
дающими постоянный момент трения. Затем были проведены
испытания с шайбами сателлитов, имеющими в 2 раза больший
радиус трения. Увеличенные шайбы были испытаны вместе с
пружинами. Шайбы с большой поверхностью трения ввиду не-
полного контактирования поверхностей не имели определенного
радиуса трения. Это обстоятельство иногда искажало резуль-
таты испытаний и вело к неточным выводам. После введения
специальных шайб сателлитов с узкой полосой трения (6 мм)
и с радиусом, соответствующим среднему расчетному радиусу
трения,, результаты испытаний получились более стабильными.
Испытываемый дифференциал был спроектирован из расчета
передачи на корпус дифференциала максимального крутящего
момента, равного 600 кгм. Испытания проводились при пере-
даче моментов от 100 до 200 кгм. Поверхности трения стальные.
Стальные шайбы подвергались закалке с последующим омед-
нением поверхности.
Первый период испытаний проводился на повышенных чис-
лах оборотов. Это привело к нескольким случаям задиров са-
теллитов на пальцах крестовины и задира шайб сателлитов по
поверхности их контактов с корпусом дифференциала. После
снижения чисел оборотов случаи задиров деталей прекратились.
Результаты испытаний приведены в табл. 5.
Таблица 5
Коэффициент блокировки К при испытаниях
Дифференциал первом втором третьем Среднее значение
С малыми шайбами без пру- жин . . С малыми шайбами и с пру- жинами С увеличенными шайбами без пружин С увеличенными шайбами и с пружинами Кулачковый (фирмы Мак) . . Червячный (фирмы Штейер) . Примечание. Данные с тящем моменте электродвигател 1Д7 1,28 1,18 1,31 2,4 гендовых и я стенда, р 1,25 1,30 1,30 1,50 2,3 10 спытаний авном 50 к 1,21 1,48 1,40 1,58 2,6 10 тодсчитаны гм. 1,21 1,35 1,29 1,46 2,43 10 при кру-
После исследований на стенде несколько дифференциалов
с увеличенными шайбами трения и пружинами на осях сател-
литов были установлены на автомобили и подвергнуты дорож-
им
ным испытаниям. Было отмечено, что относительное проскаль-
зывание колес при движении по плохим дорогам происходит
реже.. Аналогичное подтверждение дали и результаты стендовых
испытаний, которые установили, что коэффициент /< в этих диф-
ференциалах на 20—25% больше, чем у обычного конического
дифференциала.
Другой дифференциал с увеличенными шайбами (фиг. 69), с
максимальным расчетным моментом на корпусе, равным 850 кг.и,
был установлен на одноосньп тягач МАЗ-529. Испытания опыт-
ных образцов показали, что ’ри прямом движении на грунте
Фиг. 69. Дифференциал повышенного
трения автомобиля МАЗ-529.
и по бездорожью относитель-
ной пробуксовки колес не от-
мечалось. Это указывает на
соответствие степени блоки-
рующих качеств дифферен-
циалов данному автомобилю
и условиям его работы.
На этом же стенде был
испытан зарубежный червяч-
ный дифференциал, анало-
гичный дифференциалу, по-
казанному на фиг. 22. Угол
спирали червяков дифферен-
циала был равен 26°. В ре-
зультате многократных пов-
торений испытаний удалось
установить значения момен-
тов на тормозах и опреде-
лить коэффициент блоки-
ровки в этом дифференциа-
ле, который получился рав-
ным примерно 10.
На специально изготов-
ленном стенде (фиг. 70) был испытан межосевой кулачковый
дифференциал фирмы Мак повышенного трения, снятый с трех-
осного автомобиля грузоподъемностью 10 т.
К моменту испытания автомобиль имел пробег 10 000 км.
Детали дифференциала были в хорошем состоянии. Для получе-
ния более точных результатов испытаний с учетом приработки
деталей дифференциала с автомобиля был снят и установлен
на стенде агрегат 5 (фиг. 71), состоящий из межосевого диффе-
ренциала вместе с картером, подшипниками ведущей шестерни
и проходным валом ко второму мосту тележки. Только ведущая
шестерня для возможности установки тормоза была заменена
специально изготовленным валом 4. Испытываемый агрегат
был прикреплен на раме стенда.
На автомобиле мощность от двигателя подводится к вход-
ному фланцу 6 через сепаратор и плунжеры дифференциала по
102
Фиг. 70. Стенд для испытания плунжерно-кулачко-
вого дифференциала фирмы Мак:
1 — тяги рычага маятника, — кулачки маятника тормоза,
3 — карданный вал привода от электродвигателя, 4 — рычаги
маятника тормоза, 5— стрелка маятника, 6— груз маятника.
Фиг. 71. Конструкция стенда для испытания плунжерно-кулачко-
вого дифференциала фирмы Мак.
103
двум потокам (к валу 3 и валу 4) и передается среднему и зад-
нему мостам. По аналогии при испытаниях на стенде входной
фланец через карданный вал был соединен с приводным редук-
тором. На вал 3 и проходной вал 4 были установлены тормоза
2. В качестве тормозов были использованы ручные тормоза ав-
томобиля МАЗ-200.
Регулировка затяжки тормоза 2 производилась винтом 1;
таким же винтом затормаживался и второй тормоз. Методика
испытаний была аналогична методике испытаний на первом
стенде (см. фиг. 69). Поочередно один тормоз затормаживался
полностью, а второй частично с постепенным увеличением тор-
мозного момента. Моменты с обоих тормозов через рычаги 4
(фиг. 70), кулачки 2 и тяги передавались на маятниковые
грузы, положение стрелки которых указывало на величину тор-
мозного момента. Числа оборотов карданного вала 3 не превы-
шала 20 в минуту. Работа стенда при испытаниях происходила
довольно плавно. Колебание стрелок указателей тормозных мо-
ментов не превышало 25% от средней величины. Повторные
испытания позволили установить, что для испытываемого диф-
ференциала коэффициент блокировки К—2,5.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА БЛОКИРОВКИ ДИФФЕРЕНЦИАЛА
НА АВТОМОБИЛЕ
На Горьковском автозаводе был разработан плунжерно-ку-
лачковый дифференциал применительно к автомобилю ГАЗ-51.
Опытные образцы такого дифференциала были установлены на
автомобиле и подвергнуты лабораторным испытаниям. Автомо-
биль через динамометр буксирным крюком закрепляли за не-
подвижный упор. Одно ведущее колесо устанавливали на под-
вижную площадку, опирающуюся на ролики. Второе колесо'
опиралось на неподвижную площадку такой же высоты. Под-
вижная площадка соединялась через динамометр с неподвиж-
ным предметом.
Крутящий момент создавался вращением пусковой рукоятки
двигателя при включенной первой передаче. Таким путем дово-
дили до буксования одно колесо. При этом один динамометр'
показывал тяговое усилие на одном колесе, а второй динамо-
метр регистрировал тяговое усилие двух колес. Коэффициент
блокировки для этого дифференциала в среднем равен 3,5.
Продолжительные дорожные испытания таких дифференциа-
лов на автомобилях, проведенные Горьковским автозаводом,
показали, что проходимость автомобилей ГАЗ-51 и ГАЗ-63
с опытными плунжерно-кулачковыми дифференциалами возра-
стает.
Кроме стендовых испытаний, обычный конический диффе-
ренциал автомобиля ЗИЛ-150 был испытан непосредственно на
автомобиле для определения коэффициента блокировки. Этот
104
дифференциал применяется для переднего ведущего моста ав-
томобиля МАЗ-502, на котором и -были проведены испытания.
Во время испытаний был снят карданный вал привода заднего
ведущего моста. Дифференциал раздаточной коробки был за-
блокирован. Таким образом, автомобиль двигался только
тягой переднего ведущего моста. Для получения фактически
развиваемых крутящих моментов на полуосях при разных чис-
лах оборотов их (на повороте автомобиля) использовался рас-
пространенный в настоящее -время метод тензометрирования.
Проволочные датчики устанавливались на наружных концах
полуосей. Так как полуоси вращались, были применены ртут-
ные токосъемники.
В этих испытаниях, проведенных на груженом автомобиле
при движении по кругу на асфальте, больший момент был всег-
да на внутреннем колесе. Данные этих испытаний подтвердили
значения коэффициента блокировки А для обычного кониче-
ского дифференциала, полученные ранее -на стендовых испыта-
ниях.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛЫ ТЯГИ НА КРЮКЕ ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ
НА АВТОМОБИЛЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ СВОБОДНОГО ХОДА
И ОБЫЧНОГО КОНИЧЕСКОГО
На Московском автозаводе им. И. А. Лихачева опыты опре-
деления -силы тяги на крюке проводились на автомобилях
ЗИЛ-164, оборудованных дифференциалами свободного хода и
обычным с коническими шестернями. Полезная нагрузка при:
испытаниях составляла 4 т. Автомобили были оборудованы ши-
нами с одинаковым рисунком протектора.
Для наиболее полного заключения о влиянии дифференциа-
лов свободного хода и обычного с коническими шестерням-и на
тяговые качества автомобиля опыты проводились при явно раз-
личных и внешне одинаковых условиях работы колес.
Для возможности реализации максимальной -силы тяги на
крюке испытываемый автомобиль буксировал на первой пере-
даче другой автомобиль — прицеп, торможением которого вы-
зывали необходимость подведения максимально возможного
крутящего момента к ведущим колесам. Пределом увеличения
подводимого к ведущим колесам крутящего момента служило
начало их буксования, определяемого сцеплением колес с грун-
том.
Тяговое усилие на крюке автомобиля измерялось гидравли-
ческим динамометром с самопишущим -прибором.
Первые опыты проводились на замерзшем низинном лугу с
дерновым покровом. Грунт под дерновым покровом был сугли-
нистый.
Результаты сравнительных испытаний по определению силы
105.
тяги на крюке автомобиля ЗИЛ-164 с дифференциалом свобод-
ного хода и с обычным дифференциалом с коническими шестер-
нями приведены в табл. 6.
Таблица 6
Дифференциал
№ опытов
Максимальное
тяговое
усилие на
крюке в кг
Примечание
С коническими ше-
стернями
2350
1850
1850
2600
2000
Буксует одно колесо
Среднее значение
тяги на крюке
2130
Свободного хода
1
2
3
4
5
3100
3100
3100
3000
3100
Буксуют оба колеса
Среднее значение
тяги на крюке
3080
Из табл. 6 видно, что автомобиль, оборудованный диффе-
ренциалом свободного хода, в рассматриваемых условиях ра-
боты реализует максимальную тягу на крюке, в среднем почти
в 4,5 раза большую, чем при использовании обычного диффе-
ренциала с коническими шестернями.
Дх-В зависимости от типа применяемого дифференциала отме-
чается резкая разница в работе ведущих колес. При работе
автомобиля с обычным дифференциалом во всех опытах бук-
совало только одно колесо. При этом значения максимальной
тяги на крюке колебались в больших пределах (от 1850 до
2600 кг), что объясняется значительными колебаниями условий
сцепления колес с грунтом, когда одно из ведущих колес бук-
сует.
При работе автомобиля с дифференциалом свободного хода
во всех опытах происходило одновременное буксование двух
колес и наступало оно после достижения значительно большей
силы тяги на крюке. Полученные результаты силы тяги на
крюке в данном случае отличались большой стабильностью.
Второй цикл опытов проводился при явно различных усло-
виях работы колес. Для испытания был избран участок сугли-
нистого грунта. Автомобиль устанавливался так, что одно его
106
ведущее колесо находилось в яме, заполненной водой, а второе
на замерзшем грунте с дерновым покровом. Глубина я;мы со-
ставляла 450—500 мм, что, помимо всего, определяло значи-
тельное. перераспределение веса между ведущими колесами.
Измерение силы тяги на крюке производилось при трогании
автомобиля с места на первой передаче. Автомобиль закрепляли
неподвижно через динамометр. Трогание с места осуществля-
лось при плавном увеличении передаваемого на ведущие колеса
крутящего момента.
Автомобиль ЗИЛ-164 с обычным дифференциалом имел в
этих условиях максимальную силу тяги на крюке 550—600 кг.
При ©том буксовало одно колесо, находящееся в яме с водой.
На автомобиле ЗИЛ-164 с дифференциалом свободного хода
в тех же условиях работы была получена максимальная тяга
на крюке 1600 кг, т. е. больше, чем при обычном дифферен-
циале в 2,5 раза. В этом случае, так же как и в предыдущих
опытах, буксовали оба колеса. Такая большая разница в тя-
говых качествах объясняется, как это подробно разбиралось
выше, возможностью использования всего сцепного веса, при-
ходящегося на ведущие колеса автомобиля^ вследствие блоки-
рующих свойств дифференциала свободного хода.
Заключительный опыт проводился в тех же условиях, но без
дернового покрова и при подтаявшем под ним грунте в резуль-
тате буксования колеса. (В ©тих условиях из-за пониженного
коэффициента сцепления одного из ведущих колес (не находя-
щегося в яме с водой) сила тяги на крюке уменьшилась до
1400 кг, хотя и при этом она была примерно в 2 раза больше,
чем в случае использования дифференциала с коническими
шестернями.
На основании проведенных опытов можно сделать вывод
о том, что в условиях работы ведущих колес с различными
коэффициентами сцепления дифференциалы 'свободного хода
значительно улучшают тяговые качества автомобиля.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОХОДИМОСТИ АВТОМОБИЛЯ
С ДИФФЕРЕНЦИАЛАМИ СВОБОДНОГО ХОДА И ОБЫЧНЫМ
С КОНИЧЕСКИМИ ШЕСТЕРНЯМИ
.Проходимость автомобиля находится в зависимости от мно-
гих условий и в значительной степени от возможности иметь
при работе на различных грунтах высокие тяговые качества.
Из приведенных ранее данных следует, что дифференциал
свободного хода оказывает положительное влияние на тяговые
качества автомобиля, т. е. положительно влияет и на его про-
ходимость. В условиях работы ведущих колес с различными
коэффициентами сцепления или при значительном перераспре-
делении сцепного веса это положительное влияние становится
весьма значительным. О степени влияния дифференциала сво-
107
бедного хода на проходимость автомобиля можно судить по
результатам испытаний автомобиля ЗИЛ-164 на суглинистом
грунте. Полезная нагрузка в кузове составляла 4 г; крутизна
подъема 4—5°; протяженность его 15 м. Наезженная часть этой
грунтовой дороги (после дождей, а затем промерзшей) на
подъеме имела глубокую колею и небольшой поворот. В районе
поворота подъем имел некоторый крен.
Автомобиль ЗИЛ-164, оборудованный дифференциалом сво-
бодного хода, преодолел подъем с первой попытки. Буксование
колес не наблюдалось. Второй автомобиль, имеющий обычный
дифференциал с коническими шестернями, подъема преодолеть
не смог. В первой попытке подъем преодолевался на первой
передаче. Примерно в середине подъема автомобиль из-за
рельефа дороги получил небольшой крен. Началось буксование
колеса, на которое приходился меньший сцепной вес. Скорость
движения автомобиля на подъеме резко снизилась, и через 2—
3 м произошла вынужденная остановка. В результате буксова-
ния одного колеса грунт под ним подтаял и стал скользким.
Попытка тронуться с места на подъеме была безуспешной. При-
шлось спускаться с подъема задним ходом. Вторая попытка
преодоления подъема производилась на второй передаче с раз-
гоном. Результат был прежним. После этого было предпринято
еще четыре таких же безуспешных попытки преодоления подъ-
ема.
Заключительный опыт преодоления подъема производился
автомобилем с дифференциалом свободного хода. Двигаясь без
буксования колес, автомобиль достиг разъезженного участка с
оттаявшим и скользким грунтом. Началось одновременное бук-
сование двух ведущих колес, но вынужденной остановки не
произошло, а как только ведущие колеса прошли оттаявший
участок, их буксование прекратилось, и подъем был преодолен.
Полученные результаты испытаний проходимости автомо-
биля в условиях значительного колебания коэффициентов сцеп-
ления ведущих колес с дорогой и при перераспределении сцеп-
ного веса между этими колесами полностью согласуются с ре-
зультатами определения тяговых качеств автомобиля в анало-
гичных условиях.
Приведенный выше материал свидетельствует о бесспорных,
и значительных преимуществах дифференциалов свободного
хода по влиянию их на тяговые качества и проходимость авто-
мобиля в условиях значительного колебания коэффициентов
сцепления ведущих колес с дорогой или при перераспределении
сцепного веса между этими колесами. В эксплуатации такие
условия встречаются весьма часто, и в каждом подобном слу-
чае автомобиль с дифференциалом свободного хода будет
иметь большое преимущество.
Однако наряду с такими условиями не меньшее место в экс-
плуатации занимают и случаи почти равных коэффициентов
108
сцепления ведущих колес при одинаковом распределении сцеп-
ного веса между ними. ,К этим условиям могут быть отнесены
промркшие на большую глубину грунты на равнинных местах,
пески, снежная целина и т. д. При этом автомобили с блоки-
рующимися дифференциалами, в том числе и с дифференциа-
лом свободного хода, не имеют практических преимуществ
в отношении проходимости перед автомобилями с обычными
коническими дифференциалами. В таких случаях в особенно
трудном положении оказываются грузовые автомобили типа
4X2.
Не случайно поэтому не только конструкторы-автомобили-
сты, но и все профессионалы-эксплуатационники занимаются
настойчивыми поисками средств борьбы с буксованием колес,
особенно грузовых автомобилей типа 4ХЙ.
При однородных условиях движения, когда тяговые каче-
ства автомобиля становятся низкими, вследствие одинакового
плохого сцепления каждого из ведущих колес с грунтом диффе-
ренциал свободного хода не может оказать существенного
влияния на увеличение тяговых качеств. Для того чтобы на
автомобиле с дифференциалом свободного хода тяговые каче-
ства были повышены, нужно1 к одному из ведущих колес при-
менить то или другое средство против буксования (положить
трапы, подсыпать сухой грунт, надеть цепь противоскольжения
и т. д.). Для автомобилей с обычным дифференциалом в тех же
условиях работы приходится применять средства против бук-
сования к каждому ведущему колесу, что, естественно, требует
значительно большего труда и времени. Это кажущееся, незна-
чительным преимущество дифференциала свободного хода в
эксплуатации автомобилей будет иметь большое значение, осо-
бенно для двухосных автомобилей с одной ведущей осью.
ДОРОЖНЫЕ ИСПЫТАНИЯ АВТОМОБИЛЕЙ МИНСКОГО
АВТОЗАВОДА С БЛОКИРУЮЩИМИСЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛАМИ
Два автомобиля МАЗ-502 (4X4), один с дифференциалом
свободного хода и другой с обычным коническим, прошли срав-
нительные испытания с общим пробегом 15 000 км по различ-
ным дорогам. Преимущества автомобиля с дифференциалом
свободного хода отмечались при движении по пересеченной
местности, при косом переезде кюветов и канав, при движении
по песчаным, грязным и заснеженным дорогам с переменным
сцеплением между колесами и дорогой.
В течение нескольких последних лет свыше десяти автомо-
билей Минского автозавода проходили эксплуатационные ис-
пытания в различных условиях проходимости автомобиля и
срока службы дифференциала свободного хода. На отдельных
автомобилях пробег достигал 80 000 км. В ближайшее время
109
начнется, серийный выпуск автомобилей МАЗ-502 с этими диф-
ференциалами.
Дифференциалы повышенного трения с увеличенными шай-
бами сателлитов испытывались в дорожных условиях на авто-
мобилях нескольких типов. Коэффициент блокировки этих диф-
ференциалов составил 1,5—2. Работа одноосного скреперного
тягача с дифференциалом повышенного трения с увеличенными
шайбами сателлитов в карьерных условиях показала отсутствие
раздельного пробуксования колес на грунте.
В настоящее время начался серийный выпуск одноосных тя-
гачей МАЗ-502, оборудованных дифференциалами повышенного
трения с увеличенными шайбами сателлитов.
ПРИЛОЖЕНИЕ
ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ МЕХАНИЗМОВ
СВОБОДНОГО ХОДА ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
АВТОМОБИЛЕЙ ЗИЛ-164. ЗИЛ-157 и МАЗ-502
Б-Б
12 отв. М8 кл. 2; зенко-
вать под углом 90°
на глубину резьбы
2отв.06
V 3 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки
Степанова А. X. Лефаров
Ьотв.ФБ сквозные
18
015,9
4 отв. М8 кд. 2 равномерно
расположенные, зенковать
под углом 90°на глубину
„резьбы ,
А
98-0,
_ 18 ,
сквозные
R48
20
3
33-OtQ5
В
Вид В
_Я0,5
не более
Вид А
Угол исходного кон-
тура 30°
18 равномерно расположен-
ных зубьев в каждом венце
Несоосность зубьев обоих
венцов не более 0,06 мм
Несоосность зубьев
противоположных
венцов не более 0,04 мм
Шлифовать на цказан-
ной длине четыре цапфы
0,5x65°
О,5x^5'
Проверять комплексным
калибром
на 0102 по дуге
на 0102 по дуге
не более
не более
7-5-0,031,
070 2
2 у+ 0,025
RQ.5
не более
Биение поверхности D относитель-
оси не более 0,05мм
Непараллельность торцов Т
не более 0,05мм
Несимметрия внутренней кольце-
вой проточки относительно
поверхностей торцов Тне более 0,1мм
Отсутствие трещин проверять
на магнитном дефектоскопе
Глу би на цементованного слоя Ofi-1,2мм
Твердость, поверхности HRC 58- 62
сердцевины HRC 30-62
Термообработку производить в штампе
.Четыре цапфы му(рты должны лежать
в одной плоскости с точностью 0,1мм
Отклонение от прямого угла не более
0,07мм на концах цапф
Несимметрия осей четырех цапф относи-
тельно поверхностей торцов Тне более Ор^нп
'^Образующие боковых сторон зубьев
должны быть направлены по радиусу
к центру поверхности D; отклонение
не более 0,01 мм на длине зуба
с0 по ^У-?—'-Проверять комплексным калибром
8,95 на 0155 по дуге, проверять по роликам
18 равномерно расположенных зубьев
На^указанной высоте боковые поверхности
зубьев поднутрены на 0,45±0,03мм
Механизм свободного хода дифференциала
________автомобиля ЗИЛ -164
Ведущая муфта
Сталь 12Х2НЧА, ГОСТ 1:ПЗ-5'!
величина зерна 6~8, ГОСТ 5689-51
\13 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки
Образующие боковых сто-
рон зубьев должны быть
направлены порадиусу
коси поверхности D
Термообработку производить в штампе
При зажиме детали между двумя
комплексными калибрами и центровке
одного из них :
размер между контрольными плоскостями
калибров должен быть 20. ж;
радиальное биение свободного калибра
не более 0,05 мм;
торцовое биение свободного калибра
не более 0,05 мм;
биение поверхности ф не более 0,05мм;
смещение кольцевой канавки со средней
плоскости между калибрами не более 0,1мм;
биение торцовых поверхностей Тне более 0,8мм
Отсутствие трещин проверять на
магнитном дефектоскопе
Глубина цементованного слоя 0,8-1,2мм
Твердость:поверхности HRC58-62
сердцевины HR Г. 30-62
Механизм свободного хода
дисрсреренциала автомобиля ЗИЛ-166
КОЛЬЦО
ведущей мцсрты
Сталь Ш2Н6А, ГОСТ6563-57
Величина зерна 6-8, Г0СТ5639-51
направлены по радиусу к центру делительной окруж-
ности шлицевого отверстия.
зубьев допустимо Д
не более 0,01 мм
Д-A
90,5
не более
15,5+°’°7
в отв. 012.1+°'г‘‘_______
равномерно расположенные
Образующие боковых сторон зубьев должны быть
На длине силовых
отклонение
г 6,5 85
^-0.1
Проверять комплексным калибром
Колебание указанного размера для
28,5-о,и>
одной детали не более О, 06 мм
к0,2
не более
Допускается след
от сверла глу-
биной не более 1мм
65,979
не более
\/3 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки
При установке детали по диамет-
ру (77мм) делительной окруж-
ности шлицевого отверстия:
биение поверхности S не более
0,025мм
биение торца Тне более 0,025мм;
биение торца Т, не болееО,025мм
Отсутствие трещин проверять
на магнитном дефектоскопе
Глубина цементованного слоя
0,8- 1,2 мм
Твердость: поверхности НЯ С 58-62
сердцевины НЯ С 30-62
Термообработку производить в штампе
Параметры шлицевого отверстия
(Профиль эвольвентный)
Модуль 3,5 "I
Пиело шлицев
Профильный угол исходного
_______контура____________
Смещение исходного контура
__________в мм____________
'Диаметр делительной
окружности в мм
Ширина
впадины
по дуге
делительной
окружности
в мм
Вид Б
7,9_
На я 9 U
не более
Я0.5
не более
Угол исходного контура 20°______
________]/<? равномерно расположенных зубьев
по дугг/Несоосность зубьев обоих венцов
/ не более 0,03мм
9 на 0155 по дуге, проверять
1 комплексным калибром
т| 8,95на 0155 по дуге, проверять
I по роликам
ТГ
22_
30°
-^5-
не более
теорети нес кая
при проверке про-
ходным комплекс-
ным калибром
при проверке
по размеру меж-
_ и 5у роликами
Лйамётр перехода эвольвенты
6 закругление, мм___________
Чистота поверхности боко- '
вых сторон впадин
-0,25
77
5,209
5,209
5,296
Не менее
79,3
576
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля ЗИЛ-166
18 равномерно расположенных
Зубьев
Боковые стороны зубьев на указанной
'высоте поонутрены на 0Й65Рй,Взмм___________
&L
ведомая полумусрта
Сталь 12Х2ЯЧА, ГОСТ 6563-57
Величина зерна 6-8, ГОСТ 5639-51
7x45°
R0,5
не более
162 О,./ несимметричность ,
к профилю зуба не более \ Вид Б
0,1 м м V «««_«.
Вид А
на 2101,8 по дуге
Д’
R0,8
не более
>
,-о,оь
>- о, <з
В

Неплоскостнасть торцов Ти Т, не более 0,03мм
после разрезки кольца не более 0,15 мм
При установке. по поверхности D и опоре на
торец Т биение поверхностей D,u Вг не более 0,1мм
все размеры выдерживать до разрезки кольца
После трехкратного надевания ' кольца на оправки
не должно быть остаточных деформаций '
Твердость НДС Р2~4В *
Термообрабртку уа.зрезанявгз кольца производить
О штампе с насадочным диантггпррм 1ЬЬ,3+'ТИ‘
Угол и сходного контура 20
18 радио-мерно расположенных
зубьев
Проверять комплексным калибром
• от торца Т
Д^рлзцющце боковых,сторон зубьев,
должны быть направлены по ради у си
к оси поверхности D ' у
Снять заусенцы м затупить
острые кромки
। Механизм свободного хода дифференциала
.._____автомобиля 32/1-164_______
। Кмьцо ведомой полу му (рты
Сталь~6бТ~
.-JJd£IJ£lS£LJ2.
1,5 x65е
1,5x65°
аб8+П’17
дНйЗЗЗ
” о менГе
63,528 не более
Параметры шлицевого соединения эвольВентного
V3 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки
g 6,585
971,6-0<ь
При установке по поверхности V:
биение делительной окружности
(0 77) наружных шлицев не более
0,06мМ;
биение делительной окружности
(068) шлицевого отверстия
не более 0,1мм;
биение поверхности торца Т
не более 0,05 мм
Отсутствие трещин проверять на
магнитном дефектоскопе
Глубина цементованного слоя 0,8-1,2мм
Твердость: поверхности HR С 58-62
сердцевины HRC 30-62
Параметры Отверстие Вал
"Модуль j 3,5
Число шлицев 16 22 ~
Профильный угол исходного контора 20’ 30°
вмещение исходного контура в мм е2 -0,25
Диаметр делительной, окрискности 6 мм 68 77
Ширина впадины или толщина зуба по дуге делительной окружности о мм теоретическая 6.17 5,209
при проверке проходным комплексным калибром 6,12 5,176
при проверке размером . между роли кв ми. и по ноя 6,265 5,053
Диаметр перехода эвольвенты в закругление, мм \Неменее54 НеВмееТЗ
Чистота поверхности боковых сторон впадины или зуба 576 576
Величина зерна 6-8, ГОСТ 5639-51
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля ЗИЛ-164
Ступица ведомой полумуррты
Сталь 65Г
ГОСТ 1050-57
А-А
90'
Один удлиненный
зуб в каждом
венце
0/4,4/
7,5
Вид В
Р2.7
R0.5
630,068
-c-.se
7,Ь6
0,5x05
На указанной высоте боко
вые поверхности 5убьёб~дмжиы
быть п'однум^ты на 0,65Г0,вЗмм
VI
В 4 отв, g S
сквозные
8 от в обработать 6 сборе
с чашками дифференциала
573 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки

Образующие боковых сторон зубьев должны
быть направлены по радиусу к центру
поверхностей D. Отклонение на длине
зуба не более 0,01мм

Несоуснрсть зубьев
противоположных венцов
не более 0,06мм *
взаимное биение поверхностей
О не более 0,03мм
биение поверхностей D относи -
тельно поверхности 3, не более 0,05мм
Непараллельность и не плоскост -
ность торцов Тне более 0,03мм
Недараллельность торцов Tt
между собаа.р по отношению к тор-
цам Т не более 0,0'6 мм
Несимметрия внутренней кольце-
вой проточки к торцам Г, не более 0,1мм
Отсутствие трещин проверять
на магнитном дефектоскопе
Глубина цементованного с пол
0,8-1,2 мм
Твердость;поверхности НЯС58Г62
сердцевины HRC'3№-62'
Термообработку производить
в штампе '
, на0118 по дуге, проверять комплексным калибром
на 0118 пи дуге, проверять по роликам i
g 16 рдвГ, оме оно расположенных зубьев в каждом венце мусртф
0,5x65'
3- не более :
"Механизм с7обо^ного~хова~дифференциала
автомобиля ЗИЛ-157
Величина зерна 6-8, ГОСТ 5639-^1
Ведущая муфта
'стальТгхгнФА
Гв^Т 6543-57
Вид A
Б-Б
на /92 по дуге. Проверять комплексным калибром
на 0 92 по орге
Угол исходного контура 20°
16 ра вномёрнд расположенных
зубьев на каждом торце
Несоосносность зубьев обоих
д^нцоб не более 0,06мм
Образующие боковых сторон
зубьев должны быть направлены
по радиусу к оси поверхности D
R1
не более
R1 не Солее
V3 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки

При зажиме детали между двумя
комплексными калибрами и центров-
ке одного из них: размер между
контрольными плоскостями калибров
должен быть 15г0^мм;
радиальное биение свободного
калибра не более 0,05 мм;
торцовое биение свободного
калибра не более 0,05мм-,
биение поверхности D не более 0,05мм;
смещение кольцевой канавки со
средней плоскости между калибра-
ми не более 0,1мм ;
биение торцовых поверхностей Т
не более О, в мм
Отсутствие трещин проверять
на магнитном дефектоскопе
Гпубина цементованного слоя
0,8 ~ 1,2 мм
Твердость: поверхности HRC 58-62
сердцевины HR С 30-42
, Термообработку производить
в штампе
Величина зерна 6-8, ГОСТ 5639-51
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля ЗИ/1-157______________
Кольцо ведущей муфты
Сталь 12Х2НЧА
ГОСТ 4543-57
/-&
Зачистить после —
термообработки
4 С r+Ofll
Т
равномерно расположенных
ботв. zi3t0'!i
-80,5
не более
к 6,2не более
0,5x30
"5-oj
не более
0,5
80,5
не боле
072^
При установке по диамет-
ру делительной окружности
шлицевого отверстия (9 65):
биение поверхности D не более 0,025мм;
биение торца Т не более 0,025мм;
биение торца Tt не более 0,025мм
Отсутствие трещин проверять
на магнитном дефектоскопе
Глубина цементованного слоя 0,8~1,2мм
Твердость: поверхности HRC 58-62
сердцевины HRC 30-42
Термообработку производить
6 штампе
21
/7
Допускается след от сверла
глубиной не более 1мм
28,5.
Угол исходного контура 20°
16 равномерно расположенных
зубьев
Несоосность зубьев наруж-
ного и внутреннего
венцов не более 0,03мм
А
-\73 Остальное
Снять, заусенцы и затупить
острые кромки
Параметры шлицевого отверстия
074,4/
^Ив-ЦП
80,5 р
Образующие боковых сторон зубьев
олжны быть направлены по радиусу
к центру делительной окружности
шлицевого отверстия На длине зубьев
допустимо отклонение не более 0,01мм
IA
Вид Б
на 984
7,9
Модуль 2,5
Число шлицев 26
Профильный угол исходного контура 15°
Смещение исходного конту- ра в мм +1,5
Диаметр делительной окружности в мм 65
Ширина впадины по дуге делительной окружности в мм теоретическая 731
при проверке про- ходным комплекс- ным калибром 4,73
при проверке по размеру между роликами bfi15
Диаметр перехода эвольвенты в закругление в мм Не менее 71,5
Чистота поверхности боковых сторон впадины V6
7,5 на 9118 по дуге, проверять ‘
комплексным калибром
7,45на9118 по дуге,проверять] He6m.shs
по роликам ---------------------—
16равномерно расположенных
зубьев
Проверять комплексным калибром
Колебание указанного размера для
одной детали не более 0,04 мм
величина зерна 6-8, ГОСТ 5639-51
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля ЗИ/1-157
На указанной высоте боковые поверхности зубьев
должны быть поднутрены на 0,4510,03мм
Ведомая полумуфта
Сталь 12Х2НЧА
ГОСТ 4543-57
1610,1 несимметричность '
размера к,
не более
вид Б
1x65°
Кольцо ведомой полумуфты
Сталь 65 Г
ГОСТ 1050-57
Снять заусенцы и затупить
острые кромки
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля ЗИЛ-15 7
Si
Вид A
Hajtgyg-
по дуге
Образующие боковых сторон зубьев
~3олжны быть направлены по радиусу
коси поверхности В
Проверять комплексным
калибром от торца Т
Угол исходного контура 20°
16равномерно расположенных
зубьев
Неплоскостность торцов Т и Т1
не более 0.03 мм, после разрезки кольца
не более 0,15 мм
При установке по поверхности В
и опоре на торец Т биение поверхностей
В, и В 2 не более О,1мм
Все размеры выдерживать до
разрезки кольца
После трехкратного надевания
поверхности В2 на оправку 086,1 не
должно быть остаточных деформаций
Твердость ИКС 62-68
Термообработку разрезанного
кольца производить в штампе с поса-
дочным диаметром 9О,3+о’1ь
15,3-^
R 0,5
не долее
A
7,6
710,8
не волее
6,63 проверять размером
между роликами
6,32 провер я ть комплексным
калибром
Сечение впадины шлицевого
отверстия
16 шлицев
29°
о,’2
80,25
не более
8 "ш-o.zs
\73 Остальное
Снять заусенцы и затупить
острые кромки
Параметры шлицевого отверстия
(Профиль эвольвентныи)
W-H.1
2,5
1,5x65°
1,5X65°
062,6. Oi,
RO,3
более
70
Модель 2.5
ПфГсло шлиигв 26
Профильный угол исходного контура 15°
Смещение исходного контура в мм Ы.5
Диаметр делительной окружности в мм 65
Ширина впадины по дуге делительной окружности в мм теоретическая 6,731
при проверке проходным комплексным калибром 6,681
при проверке поразмеру между роликами 6,596
Диаметр перехода эдольвенты в закругление в мм Не более 63.6
Чистота поверхности боковых сторон впадины 46
При установке по поверхности В:
биение делительной окружности (065)
наружных шлицев не более О,1мм;
биение делительной окружности(0 61,75)
шлицевого отверстия не более 0,1мм-
биение поверхности торца Тне более 0,05мм
Отсутствие трещин проверять на
магнитном дефектоскопе
Глубина цементованного слоя 0,8-1,2мм
Твердость-, поверхности HRC 58-62
сердцевины HRC 30-62
Величиназерна 6~8,ГОСТ5633-51______
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля ЗИЛ-157
Ступица ведомой, полумуфты
Стать 12Х2НЧА
ГОСТ 6563-57
. , ,т~т Остальное
Вид 5
R 0,5 не более на всех зубьях г
Ось паза должна совпадать Кромки всех зубьев затупить .
с осью симметрии зуба; \ до Р,0,5 мп не более
,01 отклонение 0,15нм не более '
~/Л5.0, 7 °2О'для справок
0.5* 05°с обеих
сторон
э с обеих ”
сторон
^Разность ука-
занных размеров
не должна пре-
вышать 0,2 мм
|Л2/

1
18 зубьев, равномерно располо-
женных -по окружности с обоих
сторон ; несовпадение осей зубь-
ев с одной и другой стороны не
должно превышать 0,05мм
2 отв. Ф8 сквозные
Ф18,4'-0,005
Диаметр
шайбы
Оси поверхностей М должны лежать
в одной плоскости с точностью
0,075мм
Оси поверхностей М должны быть
перпендикулярны на крайних точ -
нах с точностью 0,075 мм
Ось поверхности Р должна проходить
через точку пересечения осей поверх-
ностей И с точностью 0,05 мм
Ось поверхности Р должна быть пер-
пендикулярна плоскости,проходящей
через оси поверхностей И на длине
100 мм с точностью 0,05 мм
Поверхности S должны быть параллель-
ны осям поверхностей Я на крайних
точках сточностью 0,1 мм
Поверхности 0 должны быть перпенди-
кулярны поверхностям 3 на высоте
зубьев сточностью 0,01мм
Поверхности N должны быть параллель-
ны между собой и перпендикулярны оси
поверхности Р сточностью 0,05мн
Плоскости, проходящие через боковые
поверхности зубьев 0 должны прохо -
дать через точку пересечения осей по-
верхностей 71 с точностью 0,08мн
Снятьзаусенцы и затупить острые
кромки
Цементовать; глубина слоя 11-1,4 мн
Твердость НРС 58-54
1В5.ц Размер по контрольным шайбам для разных
деталей; колебание размера по контрольным
шайбам для одной детали должно быть не более
______________0,5 мм_____________________
Механизм свободного хода дифференциала
__________автомобиля МАО-5 02____________
Ведущая мусрта
Сталь 12ХНЗА
ГОСТ 4543 - 57
А-А
----,4
5,25.0,
М
R1
12 по хорде
для справок
1*45
3
‘20-oj
/'Разность указанных разме-
ров не должна превышать 0,1 мм
q-4-
Вид /1
Профиль шлицев
~Вйд~А
6.6-0J
3 не более (допускаемое 1>
углубление впадины
при фрезеровании) р
т--------zw
хоз-------
Боковые поверхности зубьев S должны
^быть перпендикулярны поверхности Q
с точностью 001 мм
Торцы зубьев К должны быть парал-
лельны г:":;:.3---------- ....
с точностью 0,1 мм
. _ . Поверхность L должна быть концентрич-
-- "б поверхности Д с точностью 0.1 мм
сти на боковой поверхности
зуба проходит через центр
тЧ. /ч 20°ei' Механическую обработку всех зубьев.
необходимо производить с установкой де-
тали на. поверхности Я и N
Нарезку эвольвентных шлицев произво-
дить с установкой детали на поверхно-
сти Д и Р
Параметры шлицев_________
тгУ0-'
7±0.1
Ведомая полумуфта
Делительная
плоскость
/ зубьев К должны быть пат.
поверхности Р на длине 100 мм
1,275
Сталь 12ХНЗА
ГОСТ 9593-57
Механизм свободного хода дифференциала
автомобиля МАЗ-502
R0.5 не более
на всех зубьях
g w ШЗУШф. го" R1 не более
ыщоог
30
Число шлииев ft.
Модуль по делительной окружности .5/2.S
Профильный угол режущего инструмента 30°
Высота головки шлица в мм 25
Высота шлица (без радиального зазора) в мм 5
Полндя высота шлица в мм 5,929
Коэффициент сййига режущего инструмента 0
Теоретическая толщина шлица (без зазора) по дуге делительной окруж- ности в мм 7,859
1,5*95
п ъ+0,18
*-.3+0,12
Цементовать;
глубина слоя 10-1,5 мм
Твердость HRC 58-69
«5—1
18 зубьев расположенных равномерно
. Несовпадение осей всех зубьев
не должно превышать 1мм на радиусе 90 мм
18 зубьев, равномерно расположенных по.окружности
<Р165-о, размер по контрольным шайбам
для разных деталей; колебание размера
по контрольным шайбам для одной де-
тали должно быть не более 0.5мм
126
ЛИТЕРАТУРА
Г ольд Б. В. и Ф Я'Л ь к е в и ч Б. С., Теория, конструирование и рас-
чет автомобиля, Машгиз, 1957.
ГредескулА. Б., Шестеренчатые дифференциалы с конусными и ди-
сковыми блокирующими муфтами, «Автомобильная промышленность» № 3,
1959.
Зимелев Г. В., Теория автомобиля, Д^ашгиз, 1959.
К о р о т о н о ш к о Н. И., Автомобили высокой проходимости, Машгиз,
1957. "j'sj
Попов И. И., Методика определения относительных перемещений ве-
дущих колес автомобиля, Труды МАМИ, вып. 1, АвтОтрансиздат, 1954.
Попов Н. И., О работе дифференциала автомобиля, «Автомобильная
промышленность» № 12, 1958.
Просвирнин А. Д. и Ирхин И. В., Опыт конструирования авто-
мобиля с кулачковым дифференциалом, сб. статей № 2 «Конструирование,
исследования, испытания автомобиля», Машгиз, 1956.
Соболев Ю. Г., Исследование влияния принудительной блокировки
стандартного дифференциала на проходимость автомобиля, сб. статей «Проб-
лемы повышения проходимости колесных машин», АН СССР, 1959.
Соболев Ю. Г., Исследование нагрузочного режима блокированных
полуосей автомобиля, «Автомобильная промышленность» № 8, 1958.
Хельдт П., Шасси автомобиля, Машгиз, 1949.
Чудаков Е. А., Теория автомобиля, Машгиз, 1950.
Чудаков Е. А., Конструкция и расчет автомобиля, Машгиз/1951.
Buckendale L. R., Boughner L, G., Automobile differentials, „SAE
Quarterly Transactions", vol 5, № 3, 1951.
The story of differentials past, present and future, „Ford dealers
News', 1951.
Le Thornton Powr-Lok, differentiel semi-autoblocable, L’Argus, 19/IV, 195&
Limiled slip differentials, „SAE Journal", Semtember 1957.
Differential Borg-Verner, „SAE Journal", February 1958.
Differential Dislon, Automotive Industries, March 1955.
Differential Powr-Lok, Automotive Industries, May 1956.
R. P. Lewis and L. I O’Brien, Dana Corp., Limited slip differentials,
„SAE Transactions", volume 67, 1959.
содержание
Введение...........................................................3
Блокирующиеся дифференциалы как средство повышения проходимо-
сти автомобилей ............................................. 5
Классификация блокирующихся дифференциалов.......................13
Результаты экспериментальной проверки и доводки первых образцов
дифференциалов свободного хода...............................82
Испытания блокирующихся дифференциалов............................97
Приложение. Основные детали механизмов свободного хода дифферен-
циалов автомобилей ЗИЛ-164, ЗИЛ-157 и МАЗ-502 ................. 111
Литература........................................................127
ЕЛИЗАВЕТА АЛЕКСЕЕВНА СТЕПАНОВА,
АНАТОЛИЙ ХРИСТОФОРОВИЧ Л Е Ф А Р О В
Блокирующиеся дифференциалы грузовых автомобилей
Редактор издательства Е. Г. Авшарова
Техн, редактор Г. В. Смирнова Корректор И. М. Борейша
Сдано « набор 26/111 1960 Подписано в печать 13/VII 1960 г. Формат бумаги 60х92‘/ц
Печ. л. 8,0 Уч.-изд. л. 8,0 Тирад; 4000 эка. Т-08610
Изд. № 444 Заказ № 187
Московская типография Госгортехиздата. Москва, Ж-88, Южно-портовый 1-й пр., 17.