Шасси автомобиля. Конструкция и элементы расчета - Литвинов А.С., Ротенберг Р.В., Фрумкин А.К.

Author: Литвинов А.С. Ротенберг Р.В. Фрумкин А.К.

Tags: техника средств транспорта транспорт детали автомобиля автомобили конструкции автомобилей автомобилестроение

Year: 1963

Similar

Шасси автомобиля: Элементы подвески

Шасси автомобиля

Шасси автомобиля. Элементы подвески

Автомобили: Теория и конструкция автомобиля и двигателя

Text

А. С. ЛИТВИНОВ, Р. В. РОТЕНБЕРГ, А. К. ФРУМКИН
ШАССИ
АВТОМОБИЛЯ
КОНСТРУКЦИЯ
И ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА
Alexander Vostokov's Digital Library
Document No.7363
E-mail: analogaudio@narod.ru
URL: http://ww.analogaudio.narod.ru
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1963
УДК 629.11.01 : 629.113
.Л 64
Книга содержит анализ большого числа конструкций основ-
ных механизмов и узлов отечественных и зарубежных автомо-
билей. Для более глубокого понимания некоторых конструк-
тивных особенностей и направлений развития конструкций
приводятся сведения по теории и расчету из отечественных
и зарубежных исследований.
Книга предназначена для инженеров, работающих в области
автомобилестроения н научных работников автомобильных
институтов.
Рецензенты: д-р техн, наук Б. С. Фалькевич
и канд. техн, наук В. А. Петров
Редактор д-р техн, наук П. М. Волков
Редакция литературы по автомобильному и транспортному машиностроению
Зав. редакцией инж. И. М. БАУМАН
ПРЕДИСЛОВИЕ
Мировая автомобильная промышленность в настоящее время выпускает
большое количество различных моделей автомобилей и механизмов авто-
мобильных шасси.
Правильная оценка преимуществ и недостатков автомобильных меха-
низмов, описания которых разбросаны по многочисленным отечественным
и зарубежным литературным источникам, облегчается при наличии четко
поставленных требований, предъявляемых к различным механизмам
в соответствии с их назначением и условиями эксплуатации, а также
классификационных схем.
В данной книге на основании сформулированных авторами требований
и классификационных схем дается анализ большого числа наиболее типич-
ных и интересных конструкций механизмов шасси современных автомо-
билей. В качестве иллюстративного материала использованы как отечест-
венные, так и зарубежные конструкции.
Для более глубокого анализа конструкций отдельных механизмов
шасси в ряде случаев приводится теория рабочих процессов этих меха-
низмов. Некоторые материалы по вопросам теории, являющиеся резуль-
татом работы авторов, публикуются впервые.
В книге приводятся также краткие сведения по расчету основных ме-
ханизмов шасси автомобиля.
В задачу настоящей монографии не входило детальное рассмотрение
и оценка конструкций в отношении требований технологии, ремонта и т. п.,
так как изучение этих вопросов должно стать темой отдельных работ.
Книга рассчитана на инженеров, работающих в области автомобиле-
строения, и научных работников автомобильных институтов.
ВВЕДЕНИЕ
ГЛАВА 1
УСЛОВИЯ РАБОТЫ МЕХАНИЗМОВ И ДЕТАЛЕЙ АВТОМОБИЛЕЙ
Расчет деталей автомобильных механизмов может быть разделен на сле-
дующие этапы:
а) выявление сил, действующих на рассчитываемую деталь в условиях,
при которых возможен выход ее из строя (величина действующих сил,
их направление и места приложения, характер действия сил);
б) определение формы и размеров детали, которые в заданных условиях
эксплуатации обеспечивают определенный срок службы при ее минималь-
ных весе, габаритах и стоимости.
Одна и та же деталь может выходить из строя по различным причинам.
Расчету должно предшествовать определение причин, которые могут
вызвать выход из строя деталей в заданных условиях эксплуатации
(поломки, чрезмерный износ, чрезмерное повышение температуры и др.).
Например, зубья у шестерен механизмов трансмиссии могут разру-
шаться при однократном приложении нагрузки, вызывающей напряжения,
которые превышают предел прочности материала шестерни. Такая поломка
возможна, если шестерни неправильно рассчитаны на статическую
нагрузку, создаваемую при работе на низших передачах с максимальным
крутящим моментом двигателя, а также при трогании с места, наезде колес
автомобиля на неровности, резком торможении и т. п. или если при расчете
не учтены динамические нагрузки, возникающие в указанных случаях.
Зубья шестерен могут также преждевременно выйти из строя в резуль-
тате многократного приложения изгибающих или контактных нагрузок.
Автомобильные детали наиболее часто выходят из строя в результате
однократного воздействия динамических нагрузок (поломки, смятие
контактных поверхностей) или многократного приложения нагрузок (уста-
лостные поломки, выкрашивание контактных поверхностей).
§ 1. ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
Очевидно, что для определения таких размеров и формы деталей, при
которых невозможен выход их из строя в результате воздействия динами-
ческих нагрузок, необходимо найти максимально возможную величину
этих нагрузок.
Точное определение величины динамических нагрузок, действующих
на автомобильные детали, является весьма сложной задачей. Это объясняется
прежде всего тем, что большие динамические нагрузки могут возникать
в самых различных условиях эксплуатации. Например, возникновение
динамических нагрузок в деталях механизмов трансмиссии возможно при
резком отпускании педали сцепления, при переключении передач в про-
цессе разгона, при резком торможении центральным тормозом или торможе-
нии с невыключенным сцеплением, при переезде колес через неровности
дороги и т. п. В связи с этим при расчете следовало бы проверять величину
динамических нагрузок во всех указанных случаях.
Теоретическое определение динамических нагрузок, действующих на
детали автомобиля, проводится лишь для ограниченного числа случаев
нагружения и при больших упрощениях. Значительно чаще для этой цели
пользуются эмпирическими формулами, полученными в результате боль-
шого числа опытных данных, или непосредственно результатами испыта-
ний.
Обычно величина действующих динамических нагрузок характеризуется
их отношением к некоторой расчетной статической нагрузке. Это отношение
называется коэффициентом динамичности.
При определении динамических нагрузок в деталях трансмиссии коэф-
фициент динамичности определяется как отношение момента, создаваемого
динамическими нагрузками, к статическому моменту, подсчитанному из
условий передачи максимального момента двигателя.
В табл. 1 и 2 приведены коэффициенты динамичности для деталей транс-
миссии некоторых автомобилей в различных условиях нагружения.
Таблица I
Коэффициент динамичности для трансмиссии при резком отпускании педали сцепления [77]
Коэффициент динамичности Марка авто мобиля
М-20 «Победа» ГАЗ-51 ЗИЛ-150 МЛЗ-200
Первая передача Задний ход Первая передача Задний ход Первая передача Задний ход Первая передача i Задний ход
Теоретический 2,02 202 1,99 155 1,94 178 2,17 197
Экспериментальный 2,52 — 2,2 — 2,75 — 2,14
Таблица 2
Коэффициенты динамичности для трансмиссии автомобиля ГАЗ-51
при различных условиях возникновения динамических нагрузок [39]
Параметр Трогание с места Отпускание педали сцепления для торможения двигателем при движении под уклон
Вторая передача Третья передача Четвер- тая передача Вторая передача Т ретья передача Четвер- тая передача
Коэффициент динамично- сти 3,0 3,35 3,66 2,93 3,55 4,05
Отношение динамического момента сцепления к его статическому моменту . . . 1,67 1,82 2,03 1,62 1,98 2.25
При резком отпускании педали сцепления для выезда автомобиля из глу-
бокой колеи методом раскачки коэффициент динамичности на второй пере-
даче может составлять 1,4—2,84 и динамический момент в этом случае может
превышать статический момент трения в сцеплении более чем в 1,5 раза.
Динамические моменты, возникающие в трансмиссии при резком нажа-
тии на педаль сцепления, резком отпускании педали управления дроссель-
ной заслонки и резком торможении без выключения сцепления, также пре-
вышают максимальный момент двигателя, но обычно не превосходят стати-
ческий момент сцепления.
6
Таким образом, наиболее опасными в отношении возникновения дина-
мических нагрузок в деталях механизмов трансмиссии являются режимы,
при которых резко отпускается педаль сцепления. Это объясняется тем, что
во всех остальных случаях максимальные значения динамических нагру-
зок ограничиваются в результате пробуксовки сцепления. При резком
отпускании педали сцепления его ведущие и ведомые диски прижимаются
друг к другу не только под действием усилий пружин, но и под действием
сил инерции, возникающих в момент соприкосновения движущихся ведущих
деталей с ведомыми. Как показывают результаты эксперимента и расчеты,
эти силы инерции могут значительно увеличивать момент трения между
дисками сцепления.
Величина динамического момента при резком отпускании педали сцепле-
ния может ограничиваться сцеплением колес с дорогой. Однако в этом слу-
чае возникают значительные ускорения вращающихся деталей трансмиссии;
поэтому динамический момент, приведенный к колесам, может быть значи-
тельно большим, чем статический момент сцепления колес с дорогой. Так,
при испытаниях автомобиля «Москвич» коэффициент сцепления, подсчитан-
ный как частное от деления динамического тягового усилия на ведущих
колесах к нормальной нагрузке на колесе, оказался равным 1,58.
Наибольшие динамические нагрузки возникают при резком отпускании
педали сцепления для трогания с места или при включении сцепления для
торможения двигателем в случае движения под уклон. Кроме того, значи-
тельные динамические нагрузки могут также появляться при резком отпу-
скании педали сцепления, связанном с переключением передач в процессе
движения автомобиля. Большие динамические нагрузки в трансмиссии
могут возникать также при резком торможении автомобиля центральным
тормозом.
Согласно исследованиям П. П. Лукина, величина динамического мо-
мента, возникающего на колесах при резком торможении автомобиля
центральным тормозом, в результате влияния инерционных масс трансмис-
сии и колес может в несколько раз превышать момент, максимально возмож-
ный по сцеплению колеса с дорогой, и практически ограничивается только
величиной тормозного момента. Поэтому при завышенном расчетном моменте
центрального тормоза трансмиссия может нагружаться значительным
моментом, в несколько раз превышающим максимальный момент двигателя.
Таким образом, наиболее опасным режимом в отношении возникновения
динамических нагрузок, которые могут вызвать поломку деталей трансмис-
сии в результате однократного воздействия, следует считать резкое вклю-
чение сцепления. Этот режим обычно и принимают за расчетный при рас-
чете шестерен и валов механизмов трансмиссии на динамические пере-
грузки.
Коэффициент динамичности в этом случае может быть подсчитан
по эмпирической формуле [23]:
К., ‘ (1)
где i — суммарное передаточное число трансмиссии на данной передаче;
Р — коэффициент запаса сцепления.
Одновременно с этим следует проверить величину максимального
момента, возникающего при резком торможении автомобиля центральным
тормозом.
При оценке динамических нагрузок, возникающих в деталях трансмис-
сии, следует иметь в виду влияние различных конструктивных факторов,
уменьшающих эти нагрузки. Так, например, при установке упругой муфты
в карданной передаче динамические нагрузки снижаются на 10—15%,
а при введении в заднюю подвеску упругого элемента, передающего толкаю-
щие усилия на раму, — на 10—20% [41 ]. Величина динамических нагрузок
Фиг. 1. Коэффициенты динамичности kfj при
переезде колес через неровность.
Динамические нагрузки возникают
в трансмиссии может быть значительно уменьшена в результате установки
предохранительной фрикционной муфты.
Наиболее радикальным способом уменьшения динамических на-
грузок является применение гидромеханических коробок передач и гидро-
муфт.
Согласно исследованиям, проведенным в Московском автомеханическом
институте (МАМИ) [83], при установке гидротрансформатора динамические
нагрузки по сравнению с чисто механической трансмиссией в случае трога-
ния с места уменьшаются в 1,5—4,5 раза, при разгоне — приблизительно
в 3 раза, при преодолении колесами неровностей дороги — в 1,8—2,7 раза,
при торможении — примерно в 2,5 раза.
Следует отметить, что, кроме динамического воздействия на детали
трансмиссии внешних сил, при работе каждого механизма возникают вну-
тренние динамические нагрузки
вследствие неточности обработки
деталей механизма (например,
ошибки в профиле зубьев шесте-
рен), их неуравновешенности и т. п.
Поэтому при расчете каждого ме-
ханизма трансмиссии дополнитель-
но вводится свой коэффициент ди-
намичности.
Максимальные динамические
нагрузки на детали ходовой части
и рулевого управления возникают
чаще всего при переезде колес че-
рез неровности дороги.
Динамические нагрузки, дей-
ствующие на неподрессоренпые ча-
сти автомобиля, зависят, главным
образом, от сил, возникающих
в результате динамического взаимо-
действия колес с дорогой.
1к при въезде на неровность, так
и при съезде с нее.
На фиг. 1 изображена зависимость коэффициента динамичности 1\д верти-
кальной силы, действующей на колесо, от скорости движения иа и высоты
неровности при переезде автомобилем ГАЗ-51 единичной пороговой, треу-
гольной и синусоидальной неровностей.
Под коэффициентом динамичности в этом случае понимается отношение
динамической нагрузки, действующей на колесо, к статической (нагрузке,
действующей на колесо неподвижно стоящего автомобиля).
В табл. 3 приведены коэффициенты динамичности вертикальных сил,
действующих на мосты трехосного автомобиля ЗИЛ-151 при испытании
его в различных дорожных условиях [8].
При движении автомобиля ЗИЛ-151 по бездорожью со скоростью
до 8 км/ч максимальный коэффициент динамичности равен 4,2.
Согласно данным испытаний, проведенных Эссером, для большого числа
грузовых автомобилей различного типа при скоростях движения 20—60 км/ч.
на различных дорогах коэффициент динамичности вертикальных сил, дей-
ствующих на задние мосты, составляет 1,2—2,8.
Динамические нагрузки в деталях подвески и подрессоренных элементах
ходовой части (рама, кузов) в значительной степени зависят от конструкции
подвески и жесткости ее упругих элементов. Чем меньше жесткость под-
вески, тем меньше динамические нагрузки. Однако в том случае, когда
энергоемкость подвески недостаточна, чтобы предотвратить удары в огра-
ничитель, динамические нагрузки могут резко возрастать.
8
Таблица 3
Коэффициенты динамичности вертикальных сил,
действующих на мосты автомобиля ЗИЛ-151
Дорога Нагрузка автомобиля в т Скорость движения в км/ч Коэффициент динамич- ности
Асфальтированное 4,5 35—60 1,5
шоссе 2,5 и прицеп весом 3,6 tn 35—60 1,7
1,35 25—60 1.6
Булыжное шоссе 2,5 и прицеп весом 3,6 т 35—40 2,0
2,5 35—40 1,8
. Грунтовая дорога 2,5 и прицеп весом 3,6 т 8—26 2,2
2,5 8—26 1,9
1,35 8—26 1,9
В табл. 4 [13] приведены коэффициенты динамичности сил, действую-
щих на рессоры некоторых отечественных грузовых автомобилей при движе-
нии по грунтовым дорогам различного качества.
Таблица 4
Коэффициенты динамичности для рессор различных автомобилей
Состояние дороги Скорость движения в км/ч ЗИЛ-150 ГЛЗ-51 МЛЗ-200
Передние рессоры Задние рессоры Передние рессоры Задние рессоры Передние рессоры Задние рессоры
Среднего качества . . . 40 2,15 1,66 1,61 2,16
Плохого качества . . . 40 — 1,56 — 1,91 — —
Очень плохого качества — 2,71 2,65 1,57 2,46 1,67 1,85
§ 2. ЦИКЛИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
Для многих деталей автомобилей основным является расчет на долго-
вечность. Для расчета деталей на долговечность (выносливость) необходимо
знать:
а) величину и характер действия повторно-переменных нагрузок;
б) число циклов нагружения детали в единицу времени;
в) требуемую долговечность детали в циклах нагружения или единицах
времени (обычно в часах) или в километрах пробега.
Величина и характер действия повторно-переменных нагрузок опре-
деляются средней нагрузкой цикла и амплитудой цикла или минимальной
и максимальной величинами нагрузок.
Связь между максимальной Р1Пах и минимальной Pniin нагрузками,
с одной стороны, и средней нагрузкой Рср и амплитудой Ра цикла, с дру-
гой стороны, определяется формулами:
1 а “ " ' .У"~ >
п Р^.
ср 2 ~ • j
Отношение г = называется коэффициентом асимметрии, никла.
* лшх
В данном случае Р -- обобщенный силовой фактор (сила, момент).
Если коэффициент асимметрии г =--- —1, то цикл нагружения называется
симметричным. В этом случае Pmjn — — Pmav, Рср = 0, Ра = Ртах -
— Р .
0110 п
Если г = О, то цикл нагружения называется пульсирующим. В этом
случае Pmin = 0, Ptp = Ра - —
Основная трудность в определении нагрузок, необходимых для расчета
деталей автомобиля на долговечность, заключается в том, что эти нагрузки
изменяются в весьма широких пределах, причем время работы деталей при
различных значениях нагрузок зависит от многих факторов (тип автомобиля,
тип и состояние дороги, характер эксплуатации и т. п.).
Рассмотрим методику определения этих нагрузок на примере расчета
деталей трансмиссии.
Изменение нагрузок, действующих на эти детали, вызывается:
а) изменением передаточных чисел в трансмиссии при движении авто-
мобиля на различных передачах;
б) изменением крутящего момента па коленчатом валу двигателя соот-
ветственно изменению сопротивления движению при работе автомобиля
на каждой из передач;
в) воздействием повторно-переменных динамических нагрузок.
Для учета изменений нагрузок на детали трансмиссии, связанных с изме-
нением передаточных чисел в ней, необходимо знать время работы на каж-
дой из передач. Это время не одинаково для различных автомобилей при
различных условиях эксплуатации.
В табл. 5—7 приведены данные по длительности работы на разных пере-
дачах автомобилей некоторых типов [16], [20], [35].
Таблица 5
Длительность работы двухосного грузового автомобиля на различных передачах
(в % от общего пробега в км)
Условия движения i Передача Дни и а к Женпе атом
Задний ход Пер- вая Вто- рая Третья Чет- вертая П ята я
В городе: с грузом 0.1 0,1 5 15 40 35 Остальное
I без груза 0,1 2 10 35 45 »
] За городом по хорошим дорогам: с грузом — — 0,5 5 30 55 »
! без груза — — 0,2 3 20 60 »
По горным дорогам: 1 с грузом 0,1 0,2 10 25 35 20
без груза 0,1 0,1 3 15 30 50 »
В тяжелых условиях: с грузом 0,2 2 10 35 50 — »
без груза 0,2 0,5 3 20 75 —
Таблица 6
Длительность работы двухосного автомобиля повышенной проходимости
на различных передачах
(в % от общего пробега)
Условия движения Передача
Задний ход Первая Вторая Третья Четвер- тая
Асфальтированное шоссе — —. 5,9 9,4 84,7
Сухая грунтовая дорога — 0.50 2,6 54,2 42,7
Заснеженная грунтовая дорога . . — 2.4 13,2 42,5 41,9
Грязная грунтовая дорога .... Сильно разбитая труднопроходимая 0,70 6.2 31,8 60 1,3
грязная дорога (бездорожье) .... Снежная целина глубиной 150— 1.5 2.8 57 13 0,5
300 мм 1.2 11.2 75 11 1.6
10
Таблица 7
Время работы двухосного автомобиля повышенной проходимости на пониженной передаче
р н в раздаточной коробке и с включенным передним мостом
(в % от общего времени движения)
Условия движения Пониженная передача Передний мост
Заснеженная грунтовая дорога — 57
Грязная грунтовая дорога Сильно разбитая труднопроходимая грязная — 66
дорога (бездорожье) 9,4 45
Снежная целина глубиной 150—200 мм . . . . 47 100
Для пользования данными, приведенными в табл. 5—7, необходимо,
кроме того, знать время работы автомобилей различных типов в соответ-
ствующих условиях эксплуатации (движение с грузом, без груза, по городу,
по плохим дорогам и т. п.).
В табл. 8 в качестве примера приведены данные об условиях эксплуата-
ции грузовых автомобилей общего назначения. Цифры в числителе отно-
сятся к двухосным машинам, в знаменателе — к трехосным.
Таблица 8
Условия эксплуатации грузовых автомобилей общего назначения
(в % от общего времени движения)
Условия движения Движение с грузом Движение без груза или с малым грузом
В городе За городом по шоссе и ровным сухим проселоч- 20/5 10
ным дорогам 10/10 5/5
То же, но с прицепом 15/20 5/5
По горным дорогам с твердым покрытием . . . . По плохим дорогам (булыжное шоссе, грунтовые дороги с глубокими колеями и ухабами, мокрые 5/5
разъезженные грунтовые дороги) 20/35 10/15
Для автомобилей высокой проходимости Н. А. Бухарин рекомендует
при расчете пользоваться следующим распределением времени работы
в различных условиях эксплуатации (в %):
Дороги с твердым покрытием..............................30
Грунтовые дороги:
летом..............................................25
в распутицу........................................15
Снежные дороги..........................................15
Пересеченная местность и бездорожье....................15
При движении на каждой передаче происходит непрерывное изменение
крутящего момента, передаваемого от коленчатого вала двигателя к меха-
низмам трансмиссии. Для расчета деталей механизмов трансмиссии на дол-
говечность удобнее всего задавать изменения крутящего момента в виде
гистограммы (фиг. 2): по оси абсцисс откладываются моменты в процентах
от максимального крутящего момента двигателя, а по оси ординат откла-
дывается число циклов работы при том или ином моменте в процентах сум-
марного числа циклов работы детали.
Пользуясь такой гистограммой, можно действительный переменный
момент, передаваемый через рассчитываемую деталь в процессе эксплуата-
ции, заменить некоторым фиктивным расчетным (эквивалентным) моментом.
и
Эквивалентный момент подбирают так, чтобы при действии его рассчи-
тываемая деталь разрушалась бы за то же число циклов, за которое она
разрушается при нагрузке действительным переменным моментом.
Рассмотрим общую методику подбора эквивалентных нагрузок для рас-
чета на выносливость деталей, работающих с переменной нагрузкой.
Обозначим через Р некоторый силовой фактор, вызывающий в детали
напряжение о (касательное, нормальное или контактное). Силовым факто-
ром может быть момент или сила и т. п.
Предположим, что на деталь в течение некоторого времени действуют
силовые факторы Рг, Р2, Р3 и т. д., причем деталь выдерживает Nрасч циклов.
ПуСТЬ ЧИСЛО ЦИКЛОВ ДеЙСТВИЯ СИ-
77 %
лового фактора Рг будет равно
Nt{1 ~ aNpaC4, силового фактора
Р2МГ{2 = р№расч, силового фактора
Рз = yNpac4 и т. д. (а + Р4-
-г У + • • = 1)-
Допустим, что напряжения,
вызываемые действием силовых
факторов Ръ Р2, Р3, . . превы-
шают предел выносливости мате-
риала проектируемой детали при
Фиг. 2. Гистограмма изменения крутящего момента, соответствующем характере прило-
жения нагрузки.Число циклов№цр>
которое может выдержать деталь до разрушения при напряжении oN, боль-
шем предела выносливости, но меньшем предела прочности, может быть
найдено из формулы
(3)
где N6 — базовое число циклов, т. е. число циклов, которое может выдер-
жать деталь при напряжении, равном пределу выносливости;
щ — предел выносливости при циклическом нагружении детали с коэф-
фициентом асимметрии цикла, равном г;
т — постоянная величина, зависящая главным образом от свойства
металла детали, некоторых технологических факторов и кон-
струкции детали х.
Между силовым фактором Р, действующим на деталь, и напряжениями и,
возникающими в детали, в общем случае имеется соотношение
о - (PD)]/S , (4)
где D — величина, зависящая от конструкции детали, ее размеров и формы
свойств материала, из которого изготовлена деталь1 2;
s — величина, зависящая от вида деформаций (изгиб, растяжение,
сжатие, кручение, контактные деформации и т. п.).2
Принимая во внимание формулы (3) и (4), можно написать, что число
циклов до разрушения при работе с нагрузкой, характеризующейся сило-
вым фактором Рг,
№ЦР1 ~
о> 1т
(PiD)1/s ]
(5)

1 Для цилиндрических шестерен и роликоподшипников принимают т — 6, для кони-
ческих шестерен т — 7, для шарикоподшипников т = 10 [16].
2 Например,;для вала диаметром d, работающего на кручение, о — Р — 44; D =
~ 0 2~ d3 > s~ 1; при определении контактных напряжений в зубьях шестерен s = 2, для
шарикоподшипников s = 3.
12
Если число циклов 1Уц1 при работе с нагрузкой, характеризующейся
силовым фактором Ръ меньше Nt(pl, то используется только некоторая
часть выносливости детали. Использование выносливости детали может
быть найдено из отношения
Мщ расч (Р\D)m,S /g)
Мцр1 Мб О™
Точно так же можно написать:
__^NpgC4(PъР) m/s. Мц3 yNрасч (Р3Р)т^
Мцрч Мбв™ ’ Мцрз NfjG™
В результате воздействия силовых факторов Ръ Р2, Р3 ... выносливость
детали исчерпывается полностью, поэтому
Мц1 М Ц2 I М ц3 . _ .
Мцр1 1 Мцр2 N црз
Следовательно,
Mpac4Dm^fpln/S + ppm/S + pgi/s _ j = j (7)
Мбв™
Если на деталь действует постоянная нагрузка, характеризуемая сило-
вым фактором Рдкв, то
Решая систему уравнений (7) и (8) относительно Р9КЧ, получим
Рт -= (a/>?'/s + ₽P2m/s + уР'Г + . . (9)
Уравнением (9) можно пользоваться для определения эквивалентных
нагрузок при любых расчетах на выносливость.
В частном случае для определения эквивалентного момента, действую-
щего на детали механизмов трансмиссии, это уравнение принимает вид
М„, >= (аМГЛ -J- ₽M?/S + . .У,т . (10)
Суммируя таким образом моменты гистограммы, характеризующей
нагрузки в трансмиссии автомобиля на каждой из передач, получаем экви-
валентные моменты для этих передач.
Суммируя затем эквивалентные моменты, действующие на различных
передачах, получаем общий эквивалентный момент, используемый для рас-
четов на выносливость.
Формула (10) может быть написана несколько иначе.
Выразим моменты, действующие на деталь, в долях максимального
момента двигателя Л4Этах:
- - ахМд тах; ТИ2 а2Л1тах; М3 аяМд 1Пах,
тогда
~ («оГ + F уаГ + . . .)•*. (11)
Коэффициент
_ ( nijs . о mil , rn/s i \s/nt
a [aai - pa2 Tya3' •••)
называется коэффициентом использования крутящего момента двигателя.
13
Б. В. Гольд 116] показал, что в ряде случаев, когда гистограмма момен-
тов может быть ограничена достаточно плавной кривой, эквивалентный
момент можно заменить средним моментом Мср, подсчитанным как среднее
арифметическое различных моментов, действующих на автомобиль, с учетом
времени действия каждого момента. Коэффициент использования момёнта
двигателя в этом случае приближенно может определяться как отношение
а ------.
Мд max
(12)
В качестве примера ниже приведены значения коэффициента использо-
вания крутящего момента двигателя для некоторых отечественных автомо-
билей при движении в городе с полной нагрузкой [161:
«Москвич-400» ЗИЛ-110 ЗИЛ-150
Коэффициент использования
крутящего момента дви-
гателя ........................ 0,455 0,3)5 0,50
ЗИЛ-155
0,625
Коэффициент использования крутящего момента зависит от большого
числа эксплуатационных и конструктивных факторов. Из конструктивных
параметров на величину этого коэффициента в наибольшей степени влияет
отношение максимально возможной силы тяги, создаваемой двигателем,
к общему весу автомобиля. Пример такой зависимости и методика исполь-
зования ее для расчета шестерен и подшипников коробок передач приведены
в гл. 3.
Иногда вместо эквивалентного силового фактора Рэкв при переменных
нагрузках пользуются некоторым расчетным постоянным силовым факто-
ром Рр, а вместо реального времени работы детали или реального числа
циклов — эквивалентным временем Тя,.в или эквивалентным числом цик-
лов N экв.
Применяя ту же методику, что и при определении эквивалентного сило-
вого фактора, найдем
т 'Г Г ( р1 \",/s а ( . ( р-л\т/& 1 /19\
Тже ' Гs |а у Рр) ' у рр) ' \ Рр) • • • | » (13)
где Ts — суммарное время работы детали в течение всего срока
службы;
Pi, Р.2, Р3. . . — переменные значения силового фактора.
В частном случае для определения эквивалентного времени или экви-
валентного числа циклов работы деталей механизмов трансмиссии:
:6ОЛРЛ(^-)"'Л .-•], 05)
L \ ' р / \ р / J
где пр — расчетное число оборотов;
^i,^2,^3. • — время работы детали при нагрузке соответственно крутящими
моментами Мъ ТИ2, 7Й3. . .;
ni,n2,n3. . . — число оборотов детали при работе с нагрузкой соответственно
крутящими моментами Л4Х, ТИ2, М3 . . .
Как видно из уравнений (13) — (15), эквивалентное время (или эквива-
лентное число циклов) может быть представлено как произведение суммар-
ного времени на некоторый коэффициент времени ke или коэффициент цик-
лов k4 (см. гл. 3 и 7).
Для ряда деталей большое влияние на их долговечность оказывают
динамические нагрузки.
14
Большие, но редко действующие динамические нагрузки практически
не влияют на долговечность детали. Небольшие динамические нагрузки
(колебания с небольшой амплитудой и большой частотой) могут давать
весьма большое число циклов нагружения. Если эти колебания наклады-
ваются на некоторую среднюю нагрузку, вызывающую совместно с ними
напряжения, большие предела выносливости, то эти колебания могут влиять
в той или иной степени на долговечность деталей. К таким динамическим
нагрузкам относятся, например, колебания в деталях механизмов трансмис-
сий, возникающие в результате воздействия на автомобиль небольших
неровностей дороги; колебания, вызываемые неуравновешенностью вра-
щающихся масс, технологическими ошибками и т. п.
Влияние указанных нагрузок на долговечность учесть теоретически
весьма трудно. Поэтому обычно в формулы для расчета различных деталей
на долговечность вводятся коэффициенты динамичности в той или иной сте-
пени, учитывающие различные динамические нагрузки, которые не входят
непосредственно в расчетные формулы.
Действие некоторых динамических нагрузок может быть учтено непо-
средственно расчетом. Так, для механизмов трансмиссии к подобным нагруз-
кам можно отнести «всплески» момента, возникающие при переключении
передач. Как уже указывалось выше, при этом кратковременно действует
момент, в несколько раз превышающий максимальный момент двигателя.
Число переключений передач для некоторых автомобилей в различных
условиях движения приведено в табл. 9 120], [35].
Таблица 9
Число переключений передач при пробеге автомобилем 100 км
Марка автомобиля и условия движсн ИЯ Число переключений передач
первой второй третьей ВЫСШИХ
•ЗИЛ-150 при движении в Москве с гру- зом 4/72 21 125 200 Не учитывалось
То же, с прицепом 4,5 т 37 136 210 То же
МАЗ-200 при движении в Москве с гру- зом 7/72 112 200 »
То же, с прицепом 9,5 т 2 142 212
ГАЗ-63 при движении за городом по асфальтированному шоссе — 8 9 16
ГАЗ-63 при движении за городом по сухой грунтовой дороге 6 24 43 43
ГАЗ-63 по заснеженной дороге .... 29 73 126 71
ГАЗ-63 по грязной грунтовой дороге 159 119 113 6
ГАЗ-63 по сильно разбитой грязной дороге (бездорожье) 212 235 137 7
ГАЗ-63 по снежной целине 144 305 130 21
Суммарное число переключений передач до капитального ремонта агре-
гатов в трансмиссии в смешанных условиях движения автомобиля можно
считать равным 200—300 тыс. для трех низших передач или 100—130 тыс.
для двух низших передач.
Предположим, что продолжительность одного «всплеска» нагрузки
во время переключения передачи соизмерима со временем работы одного
зуба шестерен механизмов трансмиссии и что величина пики напряжения
в зубьях при «всплеске» нагрузки в 2—3 раза больше, чем при среднем
моменте. Тогда указанное выше число переключений на первых двух пере-
дачах эквивалентно по запасу выносливости на выкрашивание контактных
1 о
поверхностей шестерен — 10е-----— 106 числа оборотов и запасу выносли-
вости при многократном изгибе — 107 + ~ 107 числа оборотов шестерни
(где z — число зубьев рассчитываемой шестерни).
Методика учета этих нагрузок рассмотрена И. И. Дымшицом [23].
Для некоторых деталей трансмиссии, ходовой части и рулевого управле-
ния динамические нагрузки являются основными расчетными нагрузками
при расчете на долговечность. К таким деталям принадлежат, например,
полностью разгруженные полуоси, рессоры, тяги и рычаги рулевого при-
вода. Однако в настоящее время не накоплено еще достаточного количества
материала, необходимого для надежного расчета указанных деталей на дол-
говечность по повторно-переменным нагрузкам. Поэтому расчет этих дета-
лей обычно производится по статическим нагрузкам или по однократно
прилагаемым максимальным динамическим нагрузкам.
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ
МЕХАНИЗМЫ ТРАНСМИССИИ
ГЛАВА 2
СЦЕПЛЕНИЯ
§ 1. КЛАССИФИКАЦИЯ СЦЕПЛЕНИЙ
Конструкции сцеплений, применяемых в автомобилях, весьма разнооб-
разны, и их можно классифицировать по основным признакам следующим
образом.
По характеру связи между ведомыми и веду-
щими частями сцепления делятся на:
а) фрикционные;
б) гидравлические (гидромуфты).
Фрикционные сцепления, в свою очередь, по форме трущихся
деталей могут быть:
а) конусные;
б) дисковые;
в) специальные.
Конусные сцепления в настоящее время не применяются
в качестве механизмов для разобщения трансмиссии и двигателя. Однако
их иногда используют как подсобные механизмы в автоматических короб-
ках передач.
Дисковые сцепления делятся на сцепления с сухими дисками
и с дисками, работающими в масле. Последние в настоящее время приме-
няются редко. Дисковые сцепления различаются также по числу дисков.
Современные конструкции сцеплений как легковых, так и грузовых автомо-
билей являются в большинстве случаев однодисковыми; весьма редко приме-
няются двухдисковые сцепления. Многодисковые сцепления используются
лишь как подсобные механизмы в ступенчатых автоматических коробках
передач.
К специальным сцеплениям можно отнести конструкции
ленточных, колодочных и других сцеплений, которые в настоящее время
применяются иногда в качестве подсобных механизмов в автоматических
коробках передач.
По способу создания связи между трущимися
поверхностями сцепления делятся на следующие группы:
а) пружинные (связь обеспечивается давлением пружин: одной централь-
ной или несколькими периферийными);
б) полуцентробежные (связь осуществляется силой давления пружин
и центробежными силами грузов);
в) центробежные (связь обусловливается только центробежной силой
грузов);
г) электромагнитные (связь осуществляется с помощью магнитного
поля).
Л ИТВИНОН
17
По конструкции механизма привода сцепления раз-
деляются на четыре типа:
а) с механическим приводом;
б) с гидравлическим приводом;
в) с пневматическим приводом;
г) с электрическим приводом.
Управление приводом может быть автоматическим или ручным.
§ 2. ТРЕБОВАНИЯ К СЦЕПЛЕНИЯМ И КОНСТРУКТИВНЫЕ МЕРЫ
ИХ ОБЕСПЕЧЕНИЯ
К сцеплениям предъявляются следующие требования: плавность вклю-
чения, чистота выключения и полнота включения, минимальный момент
инерции ведомых частей, хороший отвод тепла от трущихся поверхностей,
предохранение трансмиссии от динамических нагрузок, минимальная
затрата физических усилий на управление, простота устройства и обслужи-
вания.
Плавность включения
Включение сцепления должно происходить плавно, чтобы не вызывать
повышенных нагрузок в трансмиссии автомобиля, а также чрезмерно высо-
ких ускорений автомобиля, отрицательно влияющих на пассажиров и пере-
возимые грузы.
При резком включении сцепления скручивающие нагрузки в трансмиссии
могут в 3—4 раза превзойти максимальный крутящий момент двигателя.
Это объясняется тем, что при быстром отпускании педали сцепления давле-
ние между дисками в первый момент определяется не только давлением
пружин, но и кинетической энергией движущегося нажимного диска и свя-
занных с ним деталей. В момент соприкосновения дисков давление в несколько
раз превышает давление пружин. Резкое включение сцепления сопровож-
дается уменьшением числа оборотов двигателя, поэтому на трансмиссию
передается повышенный крутящий момент
где Мд — крутящий момент двигателя;
Jd — момент инерции вращающихся частей двигателя;
doa
— ускорение вращающихся частей двигателя.
Возрастание момента трения сцепления при его включении должно
обеспечивать быстрый разгон автомобиля. При этом максимально допусти-
мое ускорение при трогании автомобиля с места, не вызывающее неприятных
ощущений у пассажиров, не должно превышать 3—4 м/сек2. Фактически
при двигателе достаточно большой мощности ускорение может быть значи-
тельно выше. В случае всех ведущих колес максимальное ускорение огра-
ничивается только коэффициентом сцепления колес с грунтом:
~ja=G<M !а = <№,
где Ga — вес автомобиля;
/а — ускорение автомобиля;
Ф — коэффициент сцепления.
При движении по хорошей дороге коэффициент сцепления ф может быть
равным 0,8 и выше.
18
В некоторых случаях разгон характеризуют скоростью изменения уско-
d3S
рения автомобиля , которая не должна превышать 12—25 м./сек\
Этот параметр определяется закономерностью возрастания момента трения
сцепления по
dMc
dt
времени
. Так как

то
d3S _ к dMc
dt3 — Л dt ’
где К — коэффициент про-
порциональности.
Нарастание момента за-
висит от упругих свойств
сцепления и темпа вклю-
чения. Для плавного вклю-
Фиг. 3. Зависимость между усилием Р на ведомом диске
и деформацией % ведомых дисков:
чения сцепления основное
значение имеют упругие
свойства ведомого диска и
1 — автомобиль ЗИЛ-150; 2 — автомобиль «Москвич»; 3 — авто-
мобиль ГАЗ-51.
деталей привода. Темп включения зависит от квалификации водителя, если
нет специальных приспособлений в приводе, обеспечивающих заданный
темп включения. Обычно такие приспособления предусматриваются в авто-
матических приводах сцепления.
Упругие свойства ведомого диска зависят от его конструкции. На фиг. 3
показана зависимость между усилием на ведомом диске и его деформацией.
Фиг. 4. Ведомый диск с пластинчатыми пружинами.
Очевидно, что чем больше
эластичность ведомого диска,
тем более плавным будет
включение сцепления. В ран-
них конструкциях сцеплений
применяли сплошные диски,
не обладавшие достаточной
эластичностью. В настоящее
время диски делают разрез-
ными с несколько поверну-
тыми секторами, к которым
приклепываются фрикцион-
ные обшивки. Иногда между
ведомым диском и одной из
фрикционных обшивок уста-
навливают пластинчатые пру-
жины, приклепанные средней
частью к ведомому диску;
к краям пластинчатых пру-
жин с помощью заклепок
присоединяется одна из фрикционных обшивок (фиг. 4).
В небольшой степени плавности включения способствуют также пружины
гасителя колебаний, устанавливаемого во многих сцеплениях в ведомом
диске. Однако влияние этих пружин не может быть значительным, так как
их деформация при включении невелика.
Как уже указывалось, плавность включения зависит от упругости дета-
лей привода. В некоторых конструкциях сцепления достаточно большой
2*
19
упругостью обладают рычаги выключения. В сцеплении с диафрагменной
пружиной (фиг. 5) упругими свойствами обладают рычаги, выполненные как
одно целое с диафрагменной пружиной.
Фиг. 5. Сцепление с диафрагменной пружиной:
а — сцепление; б — упругая характеристика диафрагменной пружины;
Pi — усилие при включенном сцеплении; Р2 — усилие при выключенном
сцеплении; — деформация при включенном сцеплении; ft —деформация
при выключенном сцеплении; / — диафрагменная пружина.
Чистота выключения и полнота включения
Чистота выключения сцепления необходима для полного разъединения
двигателя и трансмиссии. При недостаточно полном («чистом») выключении
сцепления переключение передач происходит с шумом, что приводит
к износу торцов зубьев переключаемых шестерен или муфт. Если сцепле-
ние выключено неполностью, а в коробке передач включена какая-либо
передача, то при работающем двигателе оно будет буксовать, что приведет
к нагреву деталей сцепления и износу обшивок ведомого диска.
Чистота выключения обусловливается в первую очередь принудительным
отводом нажимного (ведущего) диска на некоторую величину. В однодиско-
вом сцеплении нажимной диск должен отводиться на 1—1,5лслг, в двухдиско-
вых — на величину, при которой зазор между ведомыми и ведущими
дисками составляет 0,5—0,7 мм', в многодисковых — на величину, при кото-
рой зазор между дисками равен 0,25—0,3 мм.
Полнота включения необходима для того, чтобы крутящий момент дви-
гателя передавался на трансмиссию без буксования сцепления.
Для обеспечения чистоты выключения и полноты включения сцепление
или привод к нему должны регулироваться. Обычно регулируется зазор
между подшипником муфты выключения и рычагами выключения. Этот
зазор определяет свободный ход педали сцепления, по величине которого
судят о необходимости регулировки. В однодисковых сцеплениях свобод-
20
ный ход педали чаще всего регулируют, изменяя длину тяги в приводе
сцепления.
В однодисковых сцеплениях, у которых давление пружин поддержи-
вается в процессе эксплуатации постоянным независимо от износа обшивок
ведомого диска, недопустима регулировка зазора между муфтой выключения
и рычагами только путем изменения длины тяги в приводе, так как при этом
будет уменьшено давление пружин, сцепление начнет буксовать и выйдет
из строя. В этом случае регулироваться должно само сцепление. Требуемый
Фиг. 6. Сцепление с центральной пружиной
автомобиля МАЗ-200.
Фиг. 7. Двухдисковое сцепление само-
свала МАЗ-525.
зазор восстанавливается одновременно с регулировкой давления пружин.
Такая конструкция показана на фиг. 6. Для регулировки зазора между
подшипником 2 муфты выключения и втулкой /, связанной с рычагами
выключения, необходимо^ изменить число прокладок 4. При уменьшении
числа прокладок одновременно поджимается рабочая пружина 3.
В двухдисковых сцеплениях для чистого выключения недостаточно
одной регулировки зазора между муфтой и рычагами. Обычно предусматри-
вается принудительный отвод и второго нажимного диска. Например, в сцеп-
лении самосвала МАЗ-525 (фиг. 7) второй нажимной диск при выключении
сцепления отводится пружинами 1. Отвод второго нажимного диска огра-
ничивается упорными винтами 2, ввернутыми в крышку сцепления.
Чистому выключению сцепления препятствует трение в ступице ведо-
мого диска, сидящей на шлицах первичного вала. При выключении сцепле-
ния ведомые диски находятся под действием некоторой осевой силы,
21
которая прижимает первый ведомый диск к маховику. Величина этой силы
ограничивается силой трения между шлицами ступицы и первичного вала.
Сила трения в шлицевом соединении ступицы с валом (фиг. 8), вызванная
силой тяжести ведомого диска,
Рд =
где Gd — вес ведомого диска;
f — коэффициент трения в шлицевом соединении.
В то же время вследствие действия тангенциальной силы Т — pPj (где |л —
коэффициент трения обшивки по плоскости маховика, Рг — сила, прижи-
мающая ведомый диск к маховику) в шлицевом соединении создается допол-
Фиг. 8. Схема сил, действую-
щих в сцеплении.
нительная сила трения
Рт = М ~ Р1-
г ш.
Таким образом, остаточная осевая сила в одно-
дисковом сцеплении
P1^P. + PT=Gdf + lxf-^P1 =
• Ul
В многодисковом сцеплении остаточную осе-
вую силу подсчитывают путем последовательного
суммирования сил трения, возникающих в шли-
цевых соединениях всех дисков:
(17)
\ <Ш / \ 'Ш. / \ 'Ш /
Из выражения (17) видно, что в многодисковом сцеплении остаточная
осевая сила значительно больше, чем в однодисковом, поэтому чистота
выключения многодискового сцепления получается обычно недостаточной.
Для уменьшения остаточной осевой силы, очевидно, необходимо уменьшить
трение в шлицевом соединении, что в некоторой степени может быть достиг-
нуто путем увеличения числа шлицев и тщательной их обработки. В этом
случае вследствие уменьшения удельного давления хорошо обработанных
поверхностей трения устраняется возможность заедания в шлицевом соеди-
нении. Более эффективным способом является увеличение диаметра шли-
цевого вала, так как при этом уменьшается отношение ~р , а следова-
тельно, и дополнительная сила трения.
Сцепления с дисками, работающими в масле, имеют менее удовлетвори-
тельную чистоту выключения по сравнению со сцеплениями с сухими дис-
ками, особенно при высокой вязкости масла (низкие температуры). Чистота
выключения таких сцеплений достигается поддержанием необходимой темпе-
ратуры масла путем размещения сцепления в общем картере с двигателем
(малолитражные автомобили) или в общем картере с коробкой передач.
Минимальный момент инерции ведомых частей
Момент инерции ведомых частей сцепления должен быть минимальным,
чтобы ударные нагрузки между зубьями включаемых шестерен или зубча-
тых муфт при переключении передач также были минимальными. Влияние
момента инерции ведомых деталей сцепления на величину ударного импульса
22
при переключении передач можно иллюстрировать схемой, показанной
на фиг. 9.
Момент инерции автомобиля Jat приведенный к вторичному валу коробки
передач, находят из условия равенства живых сил:
Ja^a _ G^2 _ Ga r<k
2 2g ’ “ g ,2 ’
где (f>a — угловая скорость вторичного вала коробки передач;
Ga — вес автомобиля;
v — скорость автомобиля;
гк — радиус колеса автомобиля;
i0 — передаточное число главной передачи.
При отсутствии сцепления ударный импульс момента при переключении
шестерен
р £ (^д 4~ J с) Jain (18)
(^д + Л;) + Ja
где Р — окружное усилие на зубьях переключаемых шестерен;
гш — радиус начальной окружности переключаемой шестерни;
t — время действия силы;
iK — передаточное число;
Jd — момент инерции вращающихся частей двигателя и ведущих
частей сцепления;
Jc — суммарный момент инерции, равный моменту инерции ведомых
частей сцепления и приведенному к валу сцепления моменту инер-
ции деталей коробки передач, вращающихся вместе с ведомыми
частями сцепления;
со,? — угловая скорость коленчатого вала двигателя.
Из выражения (18) видно, что импульс момента при переключении шесте-
рен без выключения сцепления прямо пропорционален разности угловых
скоростей валов приведенной системы н)() — iK(na и сумме моментов инерции
вращающихся частей двигателя и ведомых частей сцепления Jd + Jc.
При переключении передач с выключенным сцеплением ударный импульс
Pr £___(19)
,и ~ ^1 + 4
Из формулы (19) следует, что в последнем случае импульс значительно
меньше, чем в предыдущем, и величина его прямо пропорциональна моменту
инерции ведомых частей сцепления и разности угловых скоростей вклю-
чаемых шестерен.
Подсчеты показывают, что ударный импульс при включенном сцеплении
в 50—200 раз больше ударного импульса, возникающего при переключении
передач с выключенным сцеплением.
Таким образом, для уменьшения удара при переключении шестерен
необходимо, чтобы момент инерции ведомых частей сцепления и разность
угловых скоростей переключаемых шестерен были минимальными.
Снижения момента инерции ведомых частей сцепления и в первую оче-
редь ведомого диска можно достичь уменьшением его размеров. Параметры
ведомого диска задаются обычно средним радиусом обшивки, равным радиусу
инерции кольца, образованного обшивкой, относительно оси вращения:
(20)
где D — наружный диаметр обшивки;
d — внутренний диаметр обшивки.
При приближенных расчетах средний радиус вычисляют по формуле
R - D^d
Rep — 4 .
23
Фиг. 9. Эквивалентная схема автомобиля.
Фиг. 10. Сцепление с тормозком ведомого диска.
24
Отношение -£ср— (где — наружный радиус обшивки) для боль-
^хглах
шинства сцеплений находится в пределах 0,8 — 0,82. Ширина обшивки b =
= (0,4-0,5) Rcp.
Уменьшение размеров диска не всегда возможно, так как эти размеры
определяются передаваемым через сцепление крутящим моментом. Расчет-
ный момент сцепления вычисляют по формуле
Мс = = PnpRcppi, (21)
где Мд — крутящий момент двигателя;
Р — коэффициент запаса сцепления;
Рпр — сила давления пружин;
pi — коэффициент трения обшивки;
I — число поверхностей трения.
Уменьшая средний радиус обшивки, необходимо одновременно увели-
чить число поверхностей трения, чтобы сцепление могло передавать крутя-
щий момент. Однако расчеты показывают, что с увеличением числа поверх-
ностей трения при уменьшении среднего радиуса обшивки момент инерции
ведомых частей сцепления не уменьшается, а значительно увеличивается.
Так, момент инерции ведомых частей у двухдискового сцепления значительно
больше, чем у однодискового, рассчитанного на передачу такого же кру-
тящего момента. Применение металлокерамических обшивок, обладающих
повышенным коэффициентом трения, позволяет уменьшить их средний
радиус, однако из-за увеличения массы обшивок момент инерции диска
при этом не снижается. Следовательно, уменьшить момент инерции ведо-
мого диска можно только путем уменьшения массы диска. Для этого диск
необходимо изготовлять из тонкой стали. В существующих конструкциях
толщина стального диска находится в пределах 3—4 мм.
Выше указывалось, что для уменьшения ударного импульса необходимо
также уменьшить разность угловых скоростей переключаемых шестерен.
Это может быть достигнуто установкой синхронизатора в коробке передач
или специального тормозка, который при выключении сцепления приторма-
живает ведомый диск (фиг. 10). Тормозки устанавливаются редко и главным
образом, в сцеплениях грузовых автомобилей большой грузоподъемности,
когда невозможно обеспечить малый момент инерции ведомых частей.
Отвод тепла от трущихся поверхностей
При буксовании сцепления, наблюдающемся главным образом во время
трогания автомобиля с места и в меньшей степени при переключении пере-
дач, на поверхностях трения выделяется тепло. Установлено, например,
что одно включение сцепления на автомобилях ГАЗ-63 повышает темпера-
туру нажимного диска на 7—15°.
Для надежной работы сцепления тепло, выделяемое при буксовании,
Должно отводиться, иначе температура обшивки повысится, и коэффициент
трения упадет. В этом случае сцепление может буксовать не только
во время трогания автомобиля с места, но и при его движении. Вследствие
этого детали сцепления могут нагреться до высокой температуры, при кото-
рой возможны коробление дисков, появление трещин на нажимном диске
и выход сцепления из строя.
Рассмотрим процесс буксования сцепления при трогании автомобиля
с места. Работа двигателя при этом может быть разбита на два этапа.
Первый этап — с момента начала включения сцепления до начала
трогания автомобиля с места, т. е. до того момента, когда крутящий момент
25
двигателя Мд станет равным моменту внешних сопротивлений Ма, при-
ложенному к ведомому валу. При этом двигателем затрачена работа Ldl.
Второй этап — с начала трогания автомобиля с места до конца
буксования сцепления. Условно разделим работу двигателя, расходуемую
на ускорение ведомого вала и на преодоление внешних сопротивлений,
на две части: 1) работу двигателя Ld2, расходуемую на ускорение ведомого
вала с начала трогания автомобиля с места до конца буксования, т. е. до того
момента, когда угловая скорость а>а ведомого вала станет равной угловой
скорости сой ведущего вала; 2) работу двигателя Ld3, расходуемую с начала
трогания автомобиля с места до конца буксования сцепления на преодоле-
ние момента внешних сопротивлений Ма.
Вся работа двигателя от начала вклю-
чения сцепления до конца буксования
~ ^д1 “Ь ^<?з- (22)
За время трогания автомобиля с места
только часть работы двигателя является
полезной; остальная часть расходуется на
буксование.
Вся работа буксования может быть
выражена площадью графика (фиг. 11)
Мс ~~ f (ф) (гДе Ф —Угол буксования).
Отложим на графике момент внешних
сопротивлений Ма, приложенный к ведо-
Фиг. 11. Зависимость момента сцеп- мому валу, приняв этот момент постоян-
ления Мс от угла буксования (р. ным, считая постоянным сопротивление
участка дороги, на котором происходит
трогание автомобиля с места. На фиг. 11 площадь Lx эквивалентна работе
буксования на первом этапе; площадь L2 + — работе буксования на
втором этапе. Площадь L2 соответствует части работы буксования, затра-
чиваемой при ускорении ведомого вала, a L3 — части работы буксования,
затрачиваемой при преодолении внешних сопротивлений. Таким образом,
вся работа, расходуемая на буксование,
L6 = Lr + L^-L3. (23)
На первом этапе, если принять, что за время включения сцепления
число оборотов двигателя остается постоянным, полная работа, затрачи-
ваемая двигателем,
Ld, = <i,d[Mddt. (24)
О
До тех пор, пока крутящий момент двигателя Мд не превысит момента
внешних сопротивлений Л4а, вся работа двигателя затрачивается на буксо-
вание сцепления, причем ведомый вал остается неподвижным:
G Ф1
Mddt = \ Mcdy. (25)
о о
Работа буксования на этом этапе может быть произвольно большой
в том случае, если Мс < 7Иа. Работа двигателя до того момента, пока не будет
достигнуто равенство Мс = Ма, является бесполезной; поэтому этот период
включения должен быть по возможности более коротким.
На втором этапе на ускорение ведомого вала от 0 до <о5,. что соответ-
ствует периоду от до Т (полное включение сцепления), двигатель затра-
чивает работу
Г а>д
~ j" (Я ^а) ~ а®д d(0a ~ Jа®д- (26)
G о
26
Из этой работы полезной является только часть:
Г <£>д
Г г
пол J (Мс ^а) Jа ) - Jа •
G О
(27)
Вычитая полезную работу из всей работы, затраченной двигателем,
получим работу буксования первой части второго этапа:
2
7-2 — jato<? — jа ~2~ — Jа
(28)
Из этого выражения видно, что работа буксования первой части второго
этапа равна работе, затраченной двигателем на ускорение ведомого вала,
и совершенно не зависит от времени включения сцепления. Величина этой
работы прямо пропорциональна квадрату угловой скорости вращения
коленчатого вала двигателя. Поэтому для уменьшения работы буксования
включение сцепления необходимо производить при возможно минимальном
числе оборотов двигателя.
Работа двигателя на втором этапе, расходуемая на преодоление момента
внешних сопротивлений,
т
Ld3 = Маад J dt = Маыд (Т — G). (29)
Полезная работа
т
^Зпол ~ J G)adt.
Работа буксования этой части второго этапа
L3- Ма
т
«а (Т — tj— ( G)ddt
-= ЛМф — <рх).
(30)
Минимальная работа буксования L3 может быть получена только при
минимальном значении разности Т — tx.
На основании проведенного анализа можно сделать вывод, что минималь-
ная работа буксования при трогании автомобиля с места получается при
минимальном времени включения сцепления. На графике (фиг. 11) можно
видеть, что площадь, эквивалентная работе буксования, при этом сокра-
щается. При уменьшении времени включения сцепления уменьшается
только работа Ly и L3, а работа буксования Л2, затрачиваемая на ускорение
ведомого вала, остается постоянной. Поэтому сокращение общей площади
графика Мс — f (ср) приводит к тому, что площадь L2, оставаясь равно-
великой, вытягивается по оси ординат. При этом нагрузка па трансмис-
сию увеличивается.
Для предохранения сцепления от вредных последствий буксования
в конструкции необходимо предусмотреть хороший отвод тепла от трущихся
поверхностей.
В картере сцепления делают вентиляционные отверстия, закрытые метал-
лическими сетками, для циркуляции воздуха.
Нажимной диск изготовляют массивным для лучшего отвода тепла.
Обшивки ведомого диска имеют канавки (фиг. 12), в которых при вращении
сцепления циркулирует воздух, отводящий тепло непосредственно от тру-
щихся поверхностей. Следует отметить, что канавки одновременно служат
Для удаления продуктов износа обшивок, снижающих коэффициент трения,
27
а также в некоторой степени способствуют чистому выключению сцепления,
так как устраняется возможность присасывания обшивки к поверхности
маховика или нажимного диска.
Для создания более интенсивной циркуляции воздуха крышку (кожух)
сцепления делают по возможности ажурной; в некоторых конструкциях
рычагам выключения придается такая форма, при которой они выполняют
роль вентилятора (автомобиль МАЗ-200). Для той же цели иногда нажимной
диск снабжают специальными ребрами, а в некоторых конструкциях нажим-
ной диск имеет радиальные каналы.
Фиг. 12. Ведомый диск с вентиляционными канавками.
Для сохранения при нагреве сцепления работоспособности пружин
последние должны устанавливаться на термоизоляционных прокладках.
В этом отношении сцепления с центральной пружиной имеют преимуще-
ство по сравнению со сцеплениями, у которых пружины расположены
по периферии, так как центральная пружина устанавливается на некотором
удалении от нажимного диска, имеющего высокую температуру при буксо-
вании сцепления.
Предохранение трансмиссии от динамических нагрузок
От конструкции сцепления в значительной степени зависит величина
динамических нагрузок в трансмиссии. Динамические нагрузки в транс-
миссии возникают в следующих случаях:
1) при резком изменении скорости движения автомобиля, например
при интенсивном торможении с включенным сцеплением;
2) при наезде на неровность;
3) при резком включении сцепления;
4) вследствие неравномерной работы двигателя.
Резкое изменение скорости движения, особенно торможение с невыклю-
ченным сцеплением, вызывает динамическое нагружение трансмиссии инер-
28
ционным моментом главным образом вращающихся частей двигателя.
Величина инерционного момента, нагружающего трансмиссию, может быть
приближенно вычислена (валы трансмиссии принимаются абсолютно жест-
кими) исходя из следующих соображений.
Между ускорением автомобиля и угловым ускорением вращающихся
масс двигателя имеется следующая зависимость:
. dva = da>d _ rK d(da
dt к dt ~ iKi0‘ dt '
Отсюда
dtofl __Jxhdn_
dt rK
Зная величину момента инерции вращающихся частей двигателя, можно
найти инерционный момент, нагружающий трансмиссию при торможении:
(31)
Подсчитанный таким способом инерционный момент в несколько раз
превосходит максимальную величину крутящего момента двигателя,
и если бы сцепление не имело способности пробуксовывать, трансмиссия
нагружалась бы до опасных пределов.
Следует отметить, что вычисление инерционного момента с учетом
упругих свойств трансмиссии дает меньшую величину нагружающего транс-
миссию момента, но и в этом случае он значительно больше крутящего
момента двигателя.
Для предохранения трансмиссии от динамических нагрузок при изме-
нении скорости движения автомобиля желательно устанавливать сцепления
с небольшим коэффициентом запаса. В этом отношении предпочтительно
применять сцепления с восстанавливаемым коэффициентом запаса [3 (сцепле-
ния с регулируемыми нажимными пружинами).
Резкое изменение угловой скорости вращения колес (блокировка колес
при торможении, переезд через неровность) может вызвать динамическую
нагрузку на трансмиссию, при которой сцепление не сможет играть роль
предохранителя. Это возможно в тех случаях, когда в трансмиссии имеются
значительные промежуточные массы между сцеплением и колесами.
Резкое включение сцепления, как уже отмечалось, вызывает резкое
повышение момента трения сцепления за счет кинетической энергии посту-
пательно движущегося нажимного диска. В связи с этим динамические
нагрузки в трансмиссии могут сильно возрасти, так как сцепление начнет
пробуксовывать лишь тогда, когда момент трения его достигнет большой
величины.
Для уменьшения нагрузки трансмиссии при резком включении сцепле-
ния необходимо, чтобы она имела упругое звено, снижающее общую жест-
кость трансмиссии.
Инерционный момент, передаваемый через трансмиссию при резком
включении сцепления, прямо пропорционален коэффициенту жесткости
трансмиссии и углу закручивания ее валов. Не учитывая промежуточных
масс, можно написать
Mj - Са, (32)
где Mj — момент касательных сил инерции вращающихся частей двигателя;
С — коэффициент жесткости трансмиссии;
а — угол закручивания валов трансмиссии.
Элементарная работа
dA = Cada;
29
интегрируя это выражение, получим

В момент резкого включения сцепления кинетическая энергия вращаю-
щихся масс двигателя, равная—^—, расходуется на закручивание валов
трансмиссии:
откуда
а -
Подставляя в формулу (32) значение а, получим
Mj — V д^- (33)
Следовательно, инерционный момент в значительной степени зависит
от жесткости трансмиссии, и.включение упругого звена в трансмиссию может
способствовать уменьшению этого момента. Таким звеном — упругой муф-
той — в некоторой степени является гаситель колебаний (см. фиг. 12).
В этом случае жесткость трансмиссии снижается за счет пружин, устано-
вленных между ступицей и диском.
Неравномерность крутящего момента двигателя может вызывать зна-
чительные перегрузки в трансмиссии вследствие возникновения крутильных
колебаний и резонанса при совпадении частот возмущающих нагрузок
с частотами собственных колебаний трансмиссии.
Упругие колебания трансмиссии приводят к возникновению шума,
главным образом, в шестернях, а иногда и к поломкам деталей, когда ампли-
туды достигают большой величины.
Устранение возможности возникновения резонансных крутильных коле-
баний в трансмиссии может быть осуществлено тремя путями:
1) изменением упругой характеристики трансмиссии с тем, чтобы резо-
нанс не мог наступить при эксплуатационных режимах;
2) введением в трансмиссию гасящего элемента, поглощающего энергию
колебаний;
3) введением в трансмиссию элемента, обеспечивающего нелинейность
упругой характеристики трансмиссии.
Устанавливаемый в сцеплении гаситель колебаний в зависимости от его
конструкции может влиять на крутильные колебания любым из указанных
выше путей. Пружинный гаситель колебаний, у которого отсутствуют фрик-
ционные элементы, поглощающие энергию колебаний, изменяет упругую
характеристику трансмиссии, исключая возможность возникновения высоко-
частотного резонанса.
Рациональным подбором пружин гасителя колебаний можно обеспечить
нелинейность упругой характеристики трансмиссии (фиг. 13). В некоторых
пределах жесткость трансмиссии определяется жесткостью пружин гаси-
теля. После достижения скручивающего момента заданной величины, когда
пружины гасителя выключаются, жесткость трансмиссии характеризуется
жесткостью ее валов. При такой упругой характеристике практически устра-
няется возможность возникновения резонанса.
Наиболее эффективным является гаситель с фрикционными элементами,
для снижения амплитуд вынужденных колебаний (фиг. 14, а). В некоторых
30
конструкциях применяется гаситель колебаний с жидкостным трением
(фиг. 14, б). Все элементы гасителя (цилиндры, плунжеры и пружины)
размещены в герметической
камере, заполненной маслом.
При относительном угловом
перемещении ступицы и диска
Фиг. 13. Упругая характеристика
трансмиссии при установке пружин-
ного гасителя колебаний:
M — скручивающий момент; а — угол
закручивания валов трансмиссии.
(34)
пружины гасителя сжимаются, а плунжер перегоняет масло через калибро-
ванное отверстие. Момент трения-гасителя колебаний регулируют подбором
диаметра отверстия и вязкости масла.
Минимальная затрата физических усилий на управление
Для управления сцеплением, особенно на автомобилях большой грузо-
подъемности, требуется значительная затрата физических сил. Основные
этапы управления сцеплением: выключение сцепления, удержание сцепле-
ния в выключенном положении и включение сцепления. Второй и третий
этапы составляют наибольшую часть общей работы по управлению сцеп-
лением. Известно, что чрезмерная затрата физических сил на управление
автомобилем, в частности, сцеплением, вызывает у водителей профессио-
нальные заболевания.
Из основного расчетного уравнения
Мс = = PiiRcpi
можно найти давление пружин сцепления:
п
где Rcp — средний радиус ведомого' диска;
Н — коэффициент трения обшивок;
i — число поверхностей трения.
При выключении сцепления необходимо сжать пружины. В сжатом
состоянии усилие пружин будет на 15—20% больше вычисленного по урав-
нению (35).
Для выключения сцепления к педали сцепления необходимо приложить силу
Р — ——
пед ’
где 1п — передаточное число привода сцепления;
Лп — к. п. д. привода.
(35)
31
Таким образом, усилие на педали
пе& Rcp^^n^n
(36)
Усилие на педали не должно превосходить 20—25 кг при отсутствии
усилителя в приводе сцепления.
Из выражения (36) видно, что снизить усилие на педали можно умень-
шением коэффициента запаса сцепления Р, увеличением среднего радиуса
редомого диска Rcp, коэффициента трения обшивок р, числа поверхностей
трения I, передаточного числа привода 1п и к. п. д. привода нп.
Фиг. 16. Характеристика полуцен-
тробежного сцепления:
Мпр — часть момента сцепления, созда-
ваемого пружинами.
Фиг. 15. Полуцентробежное сцепление.
Коэффициент запаса сцепления не-
обходим для обеспечения надежной
передачи крутящего момента двигателя, однако величина его зависит от кон-
струкции сцепления. При износе обшивок усилие пружин уменьшается
и, следовательно, снижается коэффициент запаса сцепления. Если в кон-
струкции сцепления не предусмотрена регулировка усилия пружин, то коэф-
фициент запаса устанавливается повышенный; при наличии регулировки
коэффициент запаса может быть небольшим.
Применение в сцеплении диафрагменной пружины способствует умень-
шению физического усилия, необходимого для удержания сцепления
в выключенном состоянии. При увеличении деформации (см. фиг. 5, 6),
соответствующей выключенному сцеплению, усилие падает.
Установка полуцентробежных сцеплений (фиг. 15) также способствует
уменьшению затраты физических усилий. В полуцентробежном сцеплении
коэффициент запаса является величиной переменной и зависит от числа
оборотов двигателя, так как нажимное усилие в этом случае равно сумме
сил давления пружин и центробежных сил грузов (фиг. 16, а).
32
В полуцентробежных сцеплениях коэффициент запаса, зависящий только
от давления пружин, выбирают близким к единице. Это позволяет устана-
вливать пружины, создающие сравнительно небольшое усилие, что облег-
чает управление сцеплением при малом числе оборотов двигателя. Удержа-
ние сцепления в выключенном состоянии не требует большого усилия,
так как в это время число оборотов двигателя падает. Указанное положение
иллюстрируется графиком (фиг. 16, б) изменения усилия Р на педали полу-
центробежного сцепления в зависимости от времени t, в течение которого
сцепление остается выключенным. В первый момент, когда число оборотов
двигателя высоко, для выключения сцепления требуется значительное
усилие, но после падения числа оборотов для удержания сцепления в выклю-
ченном состоянии требуется меньшее усилие.
Следует отметить, что в настоящее время полуцентробежные сцепления
применяются редко и только на легковых автомобилях.
В грузовых автомобилях отказались от установки сцепления такого типа
в связи с тем, что на тяжелой дороге при движении с малой скоростью,
когда число оборотов двигателя невысоко, сцепление может буксовать из-за
небольшого коэффициента запаса на таком режиме.
Уменьшение усилия на педали сцепления за счет улучшения качества
обшивки пока не дает значительного эффекта.
Применяемые обшивки из асбобакелита, асбокаучуковой композиции и
феродо имеют коэффициент трения обычно не более 0,4 при наиболее благо-
приятных условиях работы (малые удельные давления, малая скорость сколь-
жения, низкая температура).
Металлокерамические обшивки хотя и имеют более высокий коэффициент
трения, но пока не получили значительного распространения главным обра-
зом из-за большого износа поверхностей маховика и нажимного диска.
Кроме того, момент инерции ведомого диска с металлокерамической обшив-
кой получается несколько повышенным.
Нецелесообразно также уменьшать усилие на педали сцепления путем
увеличения среднего радиуса ведомого диска и поверхностей трения, так
как при этом резко возрастает момент инерции ведомого диска.
Передаточное число привода в существующих сцеплениях равно 25—50
и в редких случаях бывает более высоким. Это связано главным образом
с тем, что рабочий ход педали у автомобилей различного назначения нахо-
дится в сравнительно узких пределах (70—130 мм). Поэтому значительно
снизить усилие на педали сцепления, увеличив передаточное число его при-
вода, также невозможно.
'Усилие на педали сцепления можно уменьшить, повысив к. п. д. его
привода, который в некоторых конструкциях не превосходит 0,5—0,6.
Увеличение к. п. д. привода сцепления достигается применением отжим-
ных рычагов на шариковых, роликовых или ножевых опорах (фиг. 17),
уменьшением числа втулок в приводе и другими мероприятиями, направлен-
ными на замену трения скольжения трением качения. В настоящее время
педаль привода размещается на раме, а не на картере сцепления, как это
Делалось в устаревших конструкциях. Это объясняется тем, что двигатель
обычно устанавливается на эластичных подушках и вибрации его не должны
передаваться па педаль сцепления. Поэтому последняя должна соединяться
с вилкой отводки с помощью промежуточных звеньев, чтобы избежать заеда-
ний при перекосах рамы.
Более высоким к. п. д. обладает гидравлический привод (фиг. 18),
который начинает получать довольно широкое распространение. Его допол-
нительным преимуществом является удобство компоновки.
Некоторое облегчение управления сцеплением дает установка серво-
пружины в механическом приводе (фиг. 19), так как при этом уменьшается
усилие, потребное для удержания сцепления в выключенном состоянии
(на 20-40%).
Литиц hoi: 33
Фиг. 18. Гидравлический привод сцепления.
34
В значительной степени облегчает управление применение полуавтома-
тических сцеплений, к которым можно отнести центробежные сцепления
и гидромуфты с последовательно установленными фрикционными сцепле-
ниями.
Центробежные сцепле-
ния. Пример центробеж-
ного сцепления показан
на фиг. 20. Нажимной диск
сцепления при неработаю-
щем двигателе удержива-
ется в выключенном поло-
жении отжимными пружи-
нами 7.
При достижении дви-
гателем числа оборотов,
соответствующего началу
включения сцепления, цен-
Фиг. 19. Сервопружина привода сцепления.
тробежные грузы 4 расхо-
дятся и упираются пятками в сухари 3 и через ножи 2 в реактивный диск ],
создавая давление на нажимной диск. Максимальное усилие, действующее
на нажимной диск, определяется давлением пружин 6, помещенных между
кожухом и реактивным диском. При снижении числа оборотов до мини-
мального сцепление автоматически выключается, так что двигатель при
торможении автомобиля до полной остановки не может перестать работать.
При переключении передач для выключения сцепления необходимо
пользоваться педалью. Для того чтобы можно было тормозить двигателем
Фиг. 20. Центробежное сцепление.
при движении автомобиля с малой
скоростью, имеется дополнительное
устройство, которое перемещает от-
водку 5 назад; при этом сцепление
включается под действием пружин 6.
Следовательно, управление цен-
тробежным сцеплением такого типа
автоматизируется лишь частично.
Основными преимуществами цен-
тробежного сцепления являются до-
статочно плавное включение его при
трогании автомобиля с места и авто-
матическое выключение при сниже-
нии числа оборотов двигателя до хо-
лостых, что препятствует его оста-
новке.
К недостаткам центробежных сцеп-
лений относится возможность про-
буксовывания при сравнительно не-
большом числе оборотов и повышен-
ной нагрузке двигателя. Кроме того,
для пуска двигателя буксированием,
а также для торможения двигателем
необходимы дополнительные устрой-
ства, усложняющие конструкцию.
Гидравлические сцепления —гид-
ромуфты. Эти сцепления устанавли-
ваются на автомобилях обычно сов-
местно со ступенчатыми коробками передач.
Основные преимущества, которые дает установка гидромуфты, сводятся
к слеДующему: плавное трогание с места; возможность устойчивого движе-
3* 35
ния на прямой передаче с весьма малой скоростью при достаточно высоком
числе оборотов двигателя и крутящем моменте; гашение возникающих вибра-
ций, так как гидромуфта является хорошим гасителем; автоматическое раз-
общение двигателя и трансмиссии при прикрытии дроссельной заслонки.
Гидромуфта может быть выполнена с весьма малыми габаритами, так как
передаваемая ею мощность пропорциональна пятой степени ее активного
Фиг. 21. Характеристика гидро-
муфты.
диаметра.
Однако широкому применению гидромуфт
на автомобилях препятствуют присущие этим
механизмам недостатки.
Как известно, характерным для гидромуфты
является скольжение, без которого не может
быть передан крутящий момент от насоса к тур-
бине. При этом к. п. д. гидромуфты прямо про-
порционален скольжению.
Напомним, что к. п. д. гидромуфты
N'f М '/'(.в
Лг-и = -N- = ,
где Nr и NH — мощность турбины и насоса;
Мт и Мн — крутящий момент турбины и насоса;
сот и (о„ — угловая скорость турбины и насоса.
В гидромуфте моменты турбины и насоса всегда равны между собой,
поэтому
Wy- Пр
(37)
Как видно из фиг. 21, при передаче максимального момента через гидро-
муфту ее к. п. д. равен нулю, так как турбина не вращается. В то же время
36
к. п. д. гидромуфты равен 100%, когда момент, передаваемый через гидро-
муфту, равен нулю, а это возможно при пт = пн, т. е. когда отсутствует
скольжение.
Активный диаметр гидромуфты выбирают из условия, чтобы скольжение
при передаче максимальной мощности не превышало 1—3%.
Таким образом, работа гидромуфты сопровождается потерей мощности,
которая расходуется на нагрев жидкости, заполняющей гидромуфту. Есте-
ственно, что при этом увеличивается расход топлива и несколько ухудшается
экономичность автомобиля.
Кроме того, гидромуфта не
обеспечивает достаточной чис-
тоты разобщения двигателя и
трансмиссии на холостом ходу,
так как при этом продолжается
некоторая циркуляция жидко-
сти, вследствие чего переклю-
чение передач сопровождается
шумом. Для устранения этого
недостатка обычно за гидромуф-
5)
Фиг. 23. Конструкции гидромуфт.
той последовательно устанав-
ливают фрикционное сцепление
(фиг. 22), которым пользуются
при переключении передач.
Установка одной лишь гидромуфты без фрикционного сцепления допу-
стима только в том случае, когда применяется коробка передач планетарного
типа, в которой переключение передач производится путем торможения
отдельных элементов планетарного ряда.
Для уменьшения циркуляции жидкости при малом числе оборотов тур-
бины иногда применяют гидромуфты с порогом (фиг. 23, а). Для той же цели
применяются гидромуфты с частичным опоражниванием (фиг. 23, б).
Такая гидромуфта имеет дополнительный резервуар, в который при умень-
шении числа оборотов гидромуфты перетекает некоторая часть жидкости,
не участвующей в циркуляции. При увеличении числа оборотов жидкость
под действием центробежной силы перемещается к периферии и включается
в круг циркуляции.
Особенности сцеплений с автоматическим управлением
Сцепления с автоматическим управлением полностью освобождают
водителя от затраты физических усилий. При установке подобных механиз-
мов педаль сцепления обычно отсутствует, и поэтому такие автомобили
называют автомобилями с двухпедальным управлением (педали тормоза
и управления дроссельной заслонкой).
Конструкции автоматических сцеплений должны обеспечивать выпол-
нение следующих основных функций;
1) автоматическое отсоединение двигателя от трансмиссии при числе
оборотов холостого хода с тем, чтобы двигатель не переставал работать
в случае торможения автомобиля до полной остановки;
2) быстрое отсоединение двигателя от трансмиссии при переключении
передач, чтобы переключение не вызывало затруднений и происходило
без шума;
3) включение сцепления при трогании автомобиля с места и переклю-
чении передач с различной скоростью в зависимости от положения педали
управления дроссельной заслонки;
4) возможность пуска двигателя буксированием и торможения автомо-
биля двигателем при движении и на стоянке.
Для выполнения указанных функций современные сцепления иногда
имеют два автономных механизма: сцепление трогания и сцепление
переключения. Так, когда на автомобиле устанавливается гидромуфта, то
она выполняет роль сцепления трогания, а для переключения передач за
гидромуфтой последовательно устанавливается обычное фрикционное сцеп-
ление. В большинстве случаев обе функции выполняются одним механиз-
мом, как в обычных неавтоматических сцеплениях.
При полной автоматизации управления сцеплением применяются обыч-
ные, центробежные или электромагнитные порошковые сцепления. В каче-
стве автоматических выключающих сервоустройств в приводе используются
пневматические (вакуумные), гидравлические или электрические устройства.
Примером сочетания центробежного сцепления с автоматическим вакуум-
ным сервоустройством, включенным в привод, может служить сцепление
Саксомат (фиг. 24), выпускаемое фирмой Фихтель и Сакс (ФРГ), для уста-
новки на автомобили небольшого литража. Автоматическое управление
включает вакуумный диафрагменный сервомотор, клапанный блок и вспомо-
гательную вакуумную камеру.
Плавное включение при трогании автомобиля с места обеспечивается
центробежным сцеплением вследствие увеличения давления центробежных
грузов с ростом числа оборотов двигателя, причем сцепление начинает вклю-
чаться при п — 850 об/мин и передает полный расчетный крутящий момент
при п — 1500 об/мин.
38
При воздействии на рычаг I переключения передач последний замыкает
цепь электромагнитного клапана 4, который, срабатывая, сообщает впускной
трубопровод двигателя с рабочей полостью сервомотора 3. Одновременно
электромагнитный клапан перекрывает отверстие, сообщающее рабочую
полость сервомотора с атмосферой.
Под действием разности давлений диафрагма сервомотора перемещается,
а шток, связанный с ней, поворачивает рычаг 2 отводки сцепления. Сцепле-
ние выключается (фиг. 24, а). При переключении передач водитель снимает
ногу с педали управления дроссельной заслонкой, что может привести
к выключению центробежного механизма сцепления после принудительного
выключения его сервомотором из-за снижения числа оборотов двигателя
до холостых. Для того чтобы грузы продолжали давить на нажимной диск,
число оборотов двигателя после выключения сцепления сервомотором авто-
матически должно поддерживаться таким, при котором не происходило бы
выключения центробежного механизма. Для этой цели установлена вспомо-
гательная. вакуумная камера 7.
Когда в рабочей полости сервомотора 3 создается разрежение и сцепление
выключается, одновременно такое же разрежение создается и в рабочей
полости вспомогательной вакуумной камеры 7. При этом диафрагма вакуум-
ной камеры перемещается и через шток воздействует на рычаг 6 дроссель-
ной заслонки, приоткрывая ее настолько, чтобы число оборотов двигателя
было в пределах 1300—1600 в минуту.
• На фиг. 24, б показано положение органов управления непосредственно
после включения передачи, когда должно произойти плавное включение
сцепления. Водитель отпускает рычаг переключения передач, и электри-
ческая цепь электромагнитного клапана разрывается. Под действием пру-
жины клапан 4 садится в гнездо, при этом рабочая полость сервомотора
отсоединяется от полости с разрежением и сообщается с помощью клапана 5
с атмосферой.
Клапан 5 открывается, преодолевая усилие пружины, прижимающей
его к гнезду, так как под этим клапаном создается разрежение, как только
выключится электромагнитный клапан. Клапан 5 имеет достаточно большое
сечение, поэтому в рабочей камере сервомотора разрежение начнет резко
падать, а диафрагма со штоком будет быстро перемещаться. При этом внача-
ле выбирается зазор в приводе сцепления, а затем ведущие и ведомые детали
сцепления доводятся до начала буксования. В этот момент вследствие
уменьшения разрежения под клапаном 5 последний садится в гнездо.
В дальнейшем разрежение в рабочей полости сервомотора медленно сни-
жается, потому что атмосферный воздух поступает через малое калибро-
ванное отверстие (диаметром 1 мм) в корпусе клапанного блока. Этим
обеспечивается необходимая плавность включения сцепления.
Время включения сцепления, если педаль управления дроссельной
заслонки не нажата, составляет 3—4 сек.
Для того чтобы уменьшить время включения сцепления при переклю-
чении передач, имеется диафрагменное регуляторное устройство. В спе-
циальной камере клапанного блока 8 помещена диафрагма, отжимаемая
вниз пружиной. Полость над диафрагмой постоянно соединена с впускным
трубопроводом двигателя, полость под диафрагмой — с атмосферой.
Если во впускном трубопроводе разрежение достаточно велико, то диа-
фрагма, сжимая пружину, выгибается кверху, а шток диафрагмы не касается
атмосферного клапана. При падении разрежения диафрагма под действием
пружины выгибается книзу, а шток диафрагмы упирается в атмосфер-
ный клапан и открывает его, что увеличивает скорость включения сцеп-
ления.
Таким образом водитель может регулировать скорость включения сце-
пления, воздействуя на разрежение во впускном трубопроводе нажатием
39
на педаль управления дроссельной заслонки. Время включения сцепления
может быть доведено до 0,1 сек.
В клапанном блоке помещен еще один клапан (в верхней части полости
электромагнитного клапана). При уменьшении разрежения во впускном
трубопроводе этот клапан закрывается, чтобы сохранилось разрежение
в полости электромагнитного клапана.
На фиг. 24, в показано положение, когда сцепление полностью включено.
Одно из требований к автоматическому сцеплению — возможность пуска
двигателя буксированием и торможение двигателем на стоянке — выпол-
няется с помощью храпового устройства (фиг. 25), связывающего маховик
двигателя с ведомым валом сцепления. При неработающем двигателе
(фиг. 25, а) собачка пружиной прижимается к храповой муфте, а при рабо-
тающем двигателе (фиг. 25, б) центробежная сила отжимает собачку наружу,
отсоединяя маховик от ведомого вала сцепления.
На фиг. 26 приведено сцепление Саксомат FLK, предназначенное для
автомобилей повышенного литража. Два однодисковых фрикционных сце-
пления, из которых 1 — центробежное (сцепление трогания), а // —
обычное пружинное (сцепление переключения), установлены последова-
тельно.
Центробежное сцепление автоматически включается при трогании авто-
мобиля с места и автоматически выключается при снижении числа оборотов
двигателя до холостых. Включение и выключение сцепления производятся
центробежными роликами /, перемещающимися по внутренней конусной
поверхности кожуха маховика и нажимного диска.
Автоматическое управление сцеплением переключения осуществляется
с помощью сервовакуумного устройства (фиг. 27), в основном такого же,
какое было описано выше. Следует отметить наличие специального вакуум-
ного ресивера 1, обеспечивающего постоянную готовность сервовакуумного
устройства к действию.
На фиг. 28 изображено электромагнитное сцепление Ферлек, устана-
вливаемое на французских легковых автомобилях.
Ведомый диск 5 помещен между неподвижным в осевом направлении
ведущим диском 4, прикрепленным к маховику, и подвижным нажимным
диском 6, связанным с кольцом 3. Кольцо 3 из мягкой стали крепится
к маховику при помощи стальных пластин 7, изолированных от маховика
и допускающих некоторое осевое смещение кольца 3 и, следовательно,
диска 6. В кольцеобразную проточку маховика 1 заключена катушка 2
электромагнита. При отсутствии тока пластины 7 отводят диск 6, и сцепле-
ние оказывается выключенным. Питание током происходит от аккумуля-
торной батареи или генератора. Электрическая схема управления электро-
магнитным сцеплением показана на фиг. 29.
Питание от аккумуляторной батареи производится при пуске двигателя
буксиром. В остальных случаях катушка электромагнита питается от гене-
ратора. При трогании автомобиля с места, когда водитель увеличивает число
оборотов двигателя, ток, отдаваемый генератором, возрастает; одновременно
с этим сопротивление реостата, включенного в цепь и связанного с педалью
управления дроссельной заслонкой, уменьшается. Когда ток достигает
необходимой величины, электромагнит притягивает нажимной диск, и сце-
пление включается. При переключении передач рычаг коробки передач
размыкает цепь, и сцепление выключается.
Сцепление Ферлек в основном удовлетворяет требованиям, предъявляе-
мым к сцеплениям с автоматическим управлением, однако оно обладает
рядом недостатков. В частности, сцепление потребляет электроэнергию
во включенном состоянии, поэтому затруднено длительное торможение дви-
гателем на стоянках. Наличие коллектора и большого числа контактных
соединений в электрической цепи требует постоянного внимания и тщатель-
ного ухода.
40
Фиг. 25. Устройство для торможения автомобиля двигателем
на стоянке.

Фиг. 26. Автоматическое сцепление Саксомат FLK.
4!
Фиг. 27. Схема управления сцеплением Саксомат FLK.
На некоторых моделях французских малолитражных автомобилей Симка
устанавливаются электромагнитные сцепления Симкаматик (фиг. 30).
Нажимной диск 2 шпильками жестко соединен с электромагнитом 4,
ток к которому подводится через щетки 6 и контактные кольца 7. Якорь 3
электромагнита жестко связан с кожухом 8 сцепления, закрепленным
на маховике 1 двигателя.
При подводе тока электромагнит притягивается к якорю; вместе с элек-
тромагнитом перемещается нажимной диск, прижимая ведомый диск сцепле-
ния к'маховику. Сцепление включается.
При разрыве электрической цепи электромагнит обесточивается, а пла-
стинчатые пружины (на фигуре они не показаны), закрепленные на наруж-
ном торце кожуха, упираясь в торец электромагнита, выключают сцепление.
Фиг. 29. Схема управления сцеплением Ферлек:
1 — реле; 2 — катушка зажигания; 3 — регулируемое сопротивление; 4 — рычаг переключения;
•5 — замок зажигания; 6 — реостат второй и третьей передач; 7 — переключатель; 8 — генератор;
9 — реле-регулятор; 10 — контакт, шунтирующий сопротивление; // — реостат первой передачи
и заднего хода; 12 — сопротивление; 13 — сигнальная лампа; 14 — привод от дроссельной заслонки;
15 — угольные щетки; 16 — обмотка сцепления; 17 — переключатель.
Для торможения двигателем при длительной стоянке, когда нецелесо-
образно потреблять электроэнергию для удержания сцепления во включен-
ном состоянии, имеется храповая муфта 5. При помощи кнопки на щитке
приборов храповая муфта перемещается и соединяет первичный вал коробки
передач с кожухом сцепления, благодаря чему сцепление блокируется.
Такая же блокировка может осуществляться при необходимости пуска дви-
гателя буксировкой в случае неисправности аккумуляторной батареи.
Электрическая схема сцепления Симкаматик предусматривает регули-
рование процесса включения. Принцип регулирования заключается в том,
что электромагнит питается от генератора, напряжение на клеммах кото-
рого зависит не только от числа оборотов коленчатого вала двигателя, по
и от способа включения обмотки возбуждения.
В данном случае генератор * может работать с самовозбуждением
(фиг. 31, а) или с независимым возбуждением (фиг. 31, б), при этом обмотка
возбуждения / получает ток от аккумуляторной батареи. При независимом
•13
возбуждении ток в обмотке возбуждения регулируется добавочным сопро-
тивлением 2, величина которого зависит от положения педали акселератора.
На режиме больших нагрузок добавочное сопротивление шунтируется.
Нарастание напряжения в зависимости от способа включения обмотки
возбуждения и при наличии добавочного сопротивления показано на фиг. 32.
При малом числе оборотов, со-
ответствующем холостому ходу
двигателя, напряжение на клем-
мах генератора незначительно,
и электромагнит сцепления по-
лучает недостаточное питание —
сцепление выключено.
При включении первой и вто-
рой передач, а также передачи
заднего хода, генератор рабо-
тает по схеме с независимым
5)
Фиг. 31. Схема включения генератора сцепления
Симкаматик.
возбуждением, обеспечивая плавное включение сцепления.
Когда число оборотов двигателя увеличивается до 1600 в минуту, спе-
циальное реле переключает генератор на работу с самовозбуждением.
На третьей и четвертой передачах генератор работает по схеме с само-
возбуждением.
44
Включение обмотки возбуждения по той или другой схеме при переклю-
чении передач осуществляется специальным переключателем, установлен-
ным на коробке передач. Выключение сцепления при переключении передач
производится путем обесточения электрической цепи, питающей электро-
магнит сцепления. Для этой цели имеется контактное устройство в рукоятке
переключения передач.
Потребляемая мощность в среднем составляет 42 вт.
Сцепление Симкаматик удовлетворяет основным требованиям, но вместе
с тем имеет ряд недостатков, например: постоянный расход электроэнергии
и возможность пробуксовки сцеп-
ления при движении автомобиля
с малой скоростью. Так же как и
у сцепления Ферлек, в данном слу-
чае при переключении передач не-
обходимо прикрывать дроссельную
заслонку.
В последние годы начинают
получать некоторое распростра-
нение электромагнитные порошко-
вые сцепления, обеспечивающие
плавное включение, возможность
управления буксованием сцепле-
Фиг. 32. Изменение напряжения
на клеммах генератора в зависимо-
•сти от способа включения его об-
мотки :
1 — с самовозбуждением; 2 — с незави-
симым возбуждением; 3 — с независимым
возбуждением и сопротивлением в цепи
возбуждения.
Фиг. 33. Электромагнитное порошковое сцеп-
ление фирмы Егер.
ния в больших пределах (от 0 до 100%) и позволяющие полностью авто-
матизировать управление сцеплением.
Одним из примеров конструкций электромагнитного порошкового сце-
пления может служить сцепление фирмы Егер (фиг. 33).
Ведущим элементом сцепления является электромагнит 2, прикреплен-
ный болтами к маховику 1 коленчатого вала двигателя. Ток к обмотке воз-
буждения электромагнита подводится через щетки 4 и токосъемные кольца ,3.
Ведомым элементом сцепления является якорь 5 из мягкого железа, сидя-
щий на шлицах первичного вала коробки передач. Между якорем и желе-
зом электромагнита имеется небольшой воздушный зазор. Внутренняя по-
лость сцепления заполнена небольшим количеством магнитного порошка.
Электромагнит питается от генератора с третьей щеткой, обеспечивающего
требуемую характеристику механизма управления сцеплением (фиг. 34).
При холостом ходе двигателя напряжение генератора недостаточно;
поэтому ток, поступающий в обмотку возбуждения электромагнита, имеет
45
небольшую величину, вследствие чего сцепление остается выключенным.
По мере увеличения числа оборотов двигателя напряжение генератора
повышается, и сцепление плавно включается.
При движении автомобиля со скоростью до 25 км/ч реле 5 замкнуто
и ток от генератора через сопротивление Rr поступает к щеткам токосъем-
ного устройства 1 электромагнита; при открытой дроссельной заслонке кон-
такт у карбюратора 2 замкнут, и ток к щеткам поступает через включатель 4.
Если скорость автомобиля превысит 25 км/ч, то реле 5 отключается центро-
бежным выключателем 3 и обмотка возбуждения магнита питается от акку-
муляторной батареи.
Фиг. 34. Электрическая схема управления сцепления фирмы Егер.
Ферромагнитный порошок после выключения сцепления, т. е. после
того, как обмотка возбуждения электромагнита обесточится, может обладать
некоторыми остаточными магнитными свойствами, вследствие чего сцепле-
ние будет передавать некоторый крутящий момент и в выключенном состоя-
нии. Для полного размагничивания порошка предусмотрено следующее:
при воздействии на рычаг 7 переключения передач замыкается цепь реле 6
и через сопротивление /?3 в обмотке возбуждения электромагнита пойдет
противоток, размагничивающий порошок.
При включении передачи замыкается включатель 4, и величина тока
возбуждения электромагнита будет зависеть от положения дроссельной
заслонки, т. е. от нагрузки двигателя. На малых нагрузках двигателя пита-
ние электромагнита производится через сопротивления Rr и Т?2; сцепление
передает при этом небольшой момент. При увеличении нагрузки двигателя,
когда дроссельная заслонка открывается на некоторую величину, выклю-
чается вначале сопротивление а затем R2, и сцепление передает полный
крутящий момент.
Одним из недостатков описанного сцепления является большой момент
инерции ведомого элемента, что потребовало увеличения поверхностей тре-
ния синхронизаторов коробки передач.
Следует отметить, что к ферромагнитному порошку предъявляются
повышенные требования как в отношении стабильности его свойств, так
и в отношении остаточного магнетизма. Ферромагнитный порошок должен
сохранять первоначальную дисперсность после длительного буксования

Фиг. 35. Электромагнитное по-
рошковое сцепление фирмы Смит:
1 — обмотка возбуждения; 2 — ма-
ховик (ведущий элемент); 3— ведо-
мый диск; 4 — щетки; 5 — токо-
съемные кольца.
Фиг. 36. Электрическая схема управления сцеплением формы Смит:
— генератор; 2, 7, 8, 9, 10 и II — переключатели; 3— выключатель замка зажигания;
4 и 5 — ртутные выключатели; 6 — обмотка возбуждения сцепления.
сцепления, когда температура порошка доходит до 250—300J С. Кроме того,
порошок должен быть устойчивым против коррозии.
Несколько более совершенным по устройству самого сцепления и элек-
трической схемы управления является электромагнитное порошковое сце-
u
Фиг. 37. Электромагнитное порошковое сцепле-
ние с малым моментом инерции ведомого диска.

пление фирмы Смит.
Якорь этого сцепления (фиг. 35)
связан со ступицей, сидящей на
первичном валу, через пружинный
гаситель колебаний. Электриче-
ской схемой управления этим сцеп-
лением (фиг. 36) предусмотрено
получение более оптимальной ха-
рактеристики процесса включения
сцепления. С помощью сопротив-
лений 7?! и /?2 напряжение гене-
ратора изменяется по квадратич-
ному закону в зависимости от чи-
сла оборотов.
Центробежный включатель,
приводимый в движение от вала
тахометра, при скорости автомо-
биля выше 20 км/ч выключает до-
полнительные сопротивления и
переключает электромагнит на пи-
тание от аккумуляторной батареи.
При воздействии на рычаг в слу-
чае переключения передач замы-
кается контакт, и в обмотке воз-
буждения электромагнита появ-
ляется слабый противоток, раз-
магничивающий порошок.
Два ртутных выключателя сра-
батывают при ускорении автомо-
биля. В зависимости от величины
и направления ускорения ртутные
выключатели замыкают соответ-
ствующие сопротивления, чем ре-
гулируется величина тока, посту-
пающего к обмоткам возбуждения электромагнита.
Имеются конструкции электромагнитных порошковых сцеплений, в кото-
рых отсутствует недостаток (большой момент инерции ведомых частей),
присущий описанным выше сцеплениям фирм Егер и Смит.
В электромагнитном порошковом сцеплении, изображенном на фиг. 37,
момент инерции ведомого элемента сравнительно небольшой. Это достигнуто
тем, что якорь жестко соединен с маховиком, с которым также жестко соеди-
нен электромагнит с обмоткой возбуждения. Ведомый элемент, выштампован-
ный из тонкого листа и расположенный в зазоре между электромагнитом и
якорем, закреплен на ступице, сидящей на первичном валу коробки передач.

§ 3. РАСЧЕТ СЦЕПЛЕНИЯ
Выбор основных параметров сцепления
Главной задачей проектирования фрикционного сцепления является
правильный выбор основных величин, входящих в расчетную фор-
мулу (34).
В технической документации сцепление обычно характеризуется вели-
чиной внешнего диаметра ведомого диска (внешнего диаметра фрикционного
48
кольца). Для приближенного определения внешнего диаметра ведомого
диска можно использовать применяемую в США эмпирическую формулу
D ..... j/
где К — коэффициент, учитывающий степень эксплуатационной загрузки
сцепления. Для легковых автомобилей К = 4,7; для грузовых
автомобилей при нормальной эксплуатации К = 3,6; для спе-
циальных автомобилей, эксплуатирующихся в особо тяжелых
условиях, К = 1,9.
В практике автомобилестроения внешний диаметр ведомого диска редко
выходит за пределы 350—360 мм. Если в результате расчета внешний диа-
метр получается больше, то необходимо устанавливать двухдисковое сце-
пление.
Эмпирическая формула (38) справедлива, если принять, что внутренний
диаметр фрикционного кольца составляет 0,6 от внешнего диаметра. Отсюда
можно приближенно определить средний радиус ведомого диска:
-D+40,6P =0.40- (39)
Для сухих фрикционных сцеплений в среднем расчетный коэффициент
трения р — 0,25, а для дисков, работающих в масле, р •- 0,07. Следует,
однако, отметить, что некоторые специализированные фирмы, выпускающие
сцепления, рекомендуют для расчетов коэффициенты, несколько отличные
от приведенных. Например, фирма Юрид рекомендует принимать р = 0,2.
Коэффициент запаса Р сцепления, обеспечивающий надежную передачу
крутящего момента двигателя, выбирают, как уже указывалось выше,
в зависимости от принятой конструкции сцепления. У сцеплений, имеющих
регулировку нажимного усилия, коэффициент запаса не должен превышать
1,2—1,3. У сцеплений без регулировки нажимного усилия коэффициент
запаса должен быть в пределах 2,0—2,5. Полуцентробежные сцепления
имеют переменный коэффициент запаса, зависящий от нажимного усилия,
создаваемого пружинами и центробежными грузами. При невршцающемся
двигателе коэффициент запаса должен быть в пределах 1,0—1,1.
Коэффициент запаса центробежных сцеплений выбирают в зависимости
от того, предусмотрена или нет в конструкции регулировка нажимного уси-
лия. У сцеплений, в которых связь между ведомыми и ведущими элемен-
тами -осуществляется созданием магнитного поля, коэффициент запаса дол-
жен быть минимальным и близким к единице при числе оборотов двигателя,
когда напряжение генератора достигает номинального.
После выбора указанных величин может быть подсчитано нажимное
усилие, которое затем должно быть оценено как в отношении создаваемого
удельного давления на рабочие поверхности фрикционных колец, так и
и в отношении потребной для управления сцеплением работы.
В существующих сцеплениях удельное давление находится в пределах
1,5—2,5 кг/см~, причем меньшие значения удельных давлений имеют сцепле-
ния, предназначенные для грузовых автомобилей большой грузоподъем-
ности или автомобилей, работающих в тяжелых эксплуатационных условиях.
Затрата работы на включение сцепления оценивается произведением
нажимного усилия на перемещение нажимного диска. При этом должно быть
учтено, что в выключенном состоянии сцепления усилие пружин на 15—20%
больше. Кроме того, необходимо также учесть потери на трение в приводе
и в перемещающихся деталях сцепления, определяемые к. п. д. привода.
При механическом приводе к. п. д. может приниматься равным 0,8—0,85,
а при гидравлическом приводе 0,95—0,98.
Работа, затрачиваемая при выключении сцепления, не должна пре-
восходить 5 кгм для автомобилей самой большой грузоподъемности; при этом
4 Литвинов 49
усилие на педали будет примерно 30 кг, а ход педали — свыше 150 мм.
При усилии на педали, превышающем эту величину, следует устанавливать
сервопривод с тем, чтобы необходимость приближения усилия указанной
величины возникала только при неработающем сервоприводе.
Работа', затрачиваемая при выключении сцепления у легковых автомо-
билей, должна находиться в пределах 0,5—1,0 кгм, а у грузовых— 1,5—
2,5 кгм.
Одним из параметров, характеризующих сцепление, является удельная
работа буксования, т. е. работа буксования L6, отнесенная к единице рабо-
чей поверхности F фрикционных колец:
Определение работы буксования проводится обычно с рядом допущений,
а поэтому носит условный характер и дает результаты, имеющие значение
лишь для сравнительной оценки сцеплений по этому параметру.
Акад. Е. А. Чудаков предложил следующую формулу для подсчета
работы буксования при трогании автомобиля с места (принято, что число
оборотов двигателя в процессе включения сцепления остается постоянным):
. 2nnmr2K / Ga 2лпт , бУ , 2 / 2 ба 2лп \
6 6ОФо \ S ’ 7200 ' k 3 V k ’ g * 60 у’
(40)
где пт — число оборотов двигателя при включении сцепления;
гк — радиус качения колеса;
iK и z0 — передаточные числа соответственно коробки передач и главной
передачи;
Ga—полный вес автомобиля;
ф — коэффициент сопротивления движению;
k — коэффициент, определяемый по уравнению
= + £1^1 = о, (41)
60«og у 1о 4
где /0 — время включения сцепления.
Для сравнительных расчетов акад. Е. А. Чудаков рекомендует время
включения сцепления принимать равным 5 и 10 сек, число оборотов дви-
гателя при трогании — 500 в минуту и коэффициент сопротивления движе-
нию — 0,1.
Таблица 10
Удельная работа буксования за одно включение сцепления
при трогании автомобиля с места на первой передаче
Марка автомобиля Полный вес в кг Удельная работа буксования в кг/см?
ta = 5 сек. Zo = 10 сек
ГАЗ-51 5 210 0,161 1,69
ЗИЛ-151 10 230 2,0 4,23
МАЗ-200 . 13 170 9,65 15,70
ЯАЗ-210 23 510 12,32 —
В табл. 10 приведены расчетные данные по удельной работе буксова-
ния, полученные Я- Э. Малаховским для некоторых автомобилей с учетом
указанных условий.
Выбранные параметры сцепления должны корректироваться в процессе
проектирования.
50
Расчет на прочность деталей сцепления и привода
Фиг. 38. Педаль сцепления с упором.
В основе расчета деталей сцепления и привода к нему на прочность лежит
определение сил, действующих на рассчитываемые детали. Детали привода
должны рассчитываться на усилия, действующие на них от нажимных пру-
жин с учетом передаточных чисел рычажной системы при включении сцепле-
ния. Исключение составляет педаль выключения, которую рассчитывают
на максимальное усилие от ноги водителя (40—50 кг). Такое усилие не пере-
дается на остальные детали привода, так как перемещение педали обычно
ограничивается специальными
упорами (фиг. 38).
Величина сил, действующих
на отдельные детали сцепления,
зависит от выполняемых этими
деталями, функций и опреде-
ляется в соответствии с кон-
кретной конструкцией сцепле-
ния.
Приведем несколько при-
меров.
В сцеплении МАЗ-200 (см.
фиг. 6) болты, крепящие кожух,
должны рассчитываться на уси-
лие, передаваемое на кожух от
пружины через рычаги выклю-
чения, и на усилие затяжки
болтов, т. е. на суммарное уси-
лие, растягивающее болты. На
.такое же суммарное усилие
должны быть рассчитаны шпиль-
ки, на которых сидят регулиро-
вочные прокладки. При этом
обычно принимают, что доля
крутящего момента, восприни-
маемого кожухом, не создает
напряжений среза или смятия
в болтах, так как этот крутящий момент передается за счет сил трения, воз-
никающих между кожухом и маховиком при затяжке болтов.
Схема для определения сил, передаваемых от нажимной пружины
на отдельные детали сцепления, показана на фиг. 39.
Реакция Р нажимного диска, приложенная к наружному концу рычага,
равна силе, с которой нажимной диск воздействует на ведомый диск.
Реакция 7?, действующая на рычаг от выступа опорного диска, равна
силе, с которой рычаг выключения действует на опорный диск и кожух
сцепления. На эту силу и должны рассчитываться болты. Величину сил
находят из уравнений равновесия:
р _ р _9_ - р.п
J х пр Ь ’ ' r,P b ’
где ?пр — усилие от пружины, приложенное к внутреннему концу рычага
выключения.
Следует отметить, что, так же как и в других сцеплениях, в данном сцеп-
лении болты нагружаются только при его включении. При выключении сце-
пления болты полностью разгружаются от усилия, передаваемого пружиной.
Особое внимание должно быть обращено на определение усилий в дета-
лях сцепления, передающих крутящий момент. В частности, в рассматри-
ваемом сцеплении одной из таких деталей является нажимной диск.
Нажимной диск связан с кожухом сцепления при помощи выступов,
входящих в специальные пазы, что обеспечивает передачу крутящего
момента и возможность осевого перемещения нажимного диска. Через нажим-
ной диск, соприкасающийся с одной поверхностью трения, передается поло-
вина крутящего момента, так как полный момент передается через две
поверхности трения. Поэтому для определения усилия, действующего
на каждый выступ, необходимо крутящий момент, передаваемый через
нажимной диск, разделить па радиус г,
на котором размещены выступы, и на
число выступов п:
Фиг. 39. Схема сил, передаваемых от нажим-
ной пружины.
Фиг. 40. Схема для расчета пальцев ведущих
дисков.
Боковые поверхности выступов и боковые стенки пазов рассчитывают
па смятие.
В двухдисковых сцеплениях, которые применяются, например, на авто-
мобилях ЗИЛ-164 или ЗИЛ-157, крутящий момент от маховика двигателя
к нажимным дискам передается через пальцы (фиг. 40). Найдем силы,
действующие на эти пальцы.
Полный момент в этом сцеплении передается через четыре поверхности
трения. Поэтому средний нажимной диск, соприкасающийся с двумя поверх-
ностями трения, передает половину крутящего момента, а наружный нажим-
ной диск, соприкасающийся с одной поверхностью трения, — одну четверть
крутящего момента. Таким образом, силы, действующие на каждый палец,
определяются следующим образом:
с?’.'’'';
' 7 Х 4г 7 '
(Г
где г0 — радиус окружности, по которой расположены пальцы;
z — число пальцев.
Эти силы изгибают пальцы.
Кроме того, пальцы растягиваются усилием пружин при включенном
сцеплении. Для получения результирующего напряжения складывают
вычисленные напряжения изгиба и растяжения.
При расчете ведомых дисков (ступиц, заклепок) двухдискового сцепле-
ния следует учитывать, что каждый ведомый диск передает половину кру-
тящего момента.
Определив силы, действующие на отдельные детали сцепления и его при-
вода, нетрудно найти напряжения, возникающие в этих деталях.
Ниже приводятся краткие сведения по расчету на прочность основных
деталей сцепления.
52
Нажимные пружины. При периферийном расположении пружин число
их должно быть кратным числу рычажков выключения. Например, в сце-
плении автомобиля ГАЗ-51 пружин — девять, а рычажков выключения —
три; в сцеплении автомобиля ЗИЛ-164 пружин двенадцать, рычажков
выключения — шесть. Это необходимо для того, чтобы исключить возмож-
ность перекоса нажимного диска при включении или выключении сцепле-
ния. Минимальное число пружин (и рычажков выключения) при периферий-
ном расположении равно трем (например, сцепление автомобиля Виллис).
Число пружин связано с размерами сцепления:
Наружный диаметр фрикционно о кольца
в мм.............................До 200 200—280 280—380
Число нажимных пружин............. 3—6 6—12 12—18
При назначении числа пружин следует учитывать, что в существующих
конструкциях сцеплений для автомобилей средней грузоподъемности уси-
лие, приходящееся на каждую пружину, обычно не превосходит 60—70 кг,
а для автомобилей большой грузоподъемности — 100 кг. Наружный диа-
метр периферийных цилиндрических пружин для сцеплений автомобилей
средней и большой грузоподъемности варьируется в сравнительно узких
пределах (27—32 мм). Число рабочих витков пружины находят по фор-
муле
Ы&ср '
где А — деформация пружины под действием силы Р\
G — модуль упругости при сдвиге;
d — диаметр проволоки;
— средний диаметр витка.
При определении числа витков и рабочей длины пружины нужно преду-
смотреть зазор между витками около 1 мм в выключенном «положении сце-
пления, когда пружина сжата, а также учесть, что крайние витки подги-
баются и шлифуются.
Максимальное напряжение в цилиндрической пружине определяется
в сжатом состоянии по формуле
т spd<p
lmax я^з ’
где Р — усилие, действующее на пружину в сжатом состоянии, или по уточ-
ненной формуле
______Dc pk
Tmax__’
где
, 4с — 1 , 0,615 Dcp
k -- —----г- 4- —--; с .
4 (с — 1) с d
Напряжение в пружинах современных сцеплений колеблется в преде-
лах 7000—9000 кг/см2.
У сцеплений с центральной пружиной последняя обычно имеет кони-
ческую форму и чаще всего изготовляется из проволоки’ прямоугольного
сечения. Витки спирали конической пружины навиваются таким образом,
чтобы при полном сжатии пружины все витки совмещались в одной
плоскости. Этим обеспечивается минимальная высота пружины, что отра-
жается на длине сцепления.
Расчет конической пружины прямоугольного сечения производят
по формуле
т bi
1 max /v0b аз i
53
где — коэффициент, который в первом приближении может быть принят
равным 1,2—1,4;
В — коэффициент, зависящий от соотношения сторон а и b сечения
проволоки; при отношении — = 1,5 £= 1,442; при ~ —
= 2$ =1,016;
Лпах — радиус витка большего основания;
а — сторона сечения проволоки, перпендикулярная к оси пружины.
Расчет центральной пружины диафрагменного типа подробно разработан
А. А. Лапиным. Ниже приводится формула, дающая связь между дефор-
Фиг. 41. Диафрагменная пружина.
мацией пружины при сборке
и силой давления Рх, действую-
щей на нажимной диск (фиг. 41):
6 (b — с)- h а [ \ h
КД
2h
b — а
b — с
-I- 1
(42)
где Е — модуль упругости при
растяжении. .
На основании уравнения (42)
может быть построена характе-
ристика диафрагменной пру-
жины Px — f (о>1), являющейся,
как указывалось, нелинейной.
Ведомый диск. В ведомом диске на прочность рассчитываются заклепки,
крепящие фрикционные кольца и стальной диск к ступице, а также ступица.
Для расчета заклепок принимается, что крутящий момент, передаваемый
ими, прямо пропорционален радиусу, их расположения. Заклепки рассчи-
тывают на срез и смятие.
В существующих конструкциях длина ступицы обычно больше наруж-
ного диаметра вала со шлицами, по которому она перемещается. Стремление
увеличить длину ступицы связано с необходимостью исключения перекоса
ведомого диска, а также уменьшения удельного давления на шлицы.
Шлицы ступицы рассчитывают на смятие и срез.
Напряжение на смятие
b — а \
b — с /
где F — сила, действующая на шлицы;
z — число шлицев;
I — длина шлицев;
dH и de — соответственно наружный и внутренний диаметры шлицев ступицы.
Рычаги выключения. Эти рычаги рассчитывают на изгиб от сил, переда-
ваемых муфтой выключения. В зависимости от конструкции сцепление
рассчитывают во включенном илй в выключенном состоянии. Так, в приве-
денном выше примере определения сил в сцеплении с центральной пружи-
ной рычаги выключения должны рассчитываться при включенном сцепле-
нии, так как при его выключении рычаги полностью разгружены. В сцепле-
ниях с периферийными пружинами рычаги необходимо рассчитывать только
для случая выключенного сцепления.
При расчете рычагов выключения, а также всех деталей привода сле-
дует учитывать деформацию этих деталей, которая может значительно уве-
личить ход педали.
ГЛАВА 3
СТУПЕНЧАТЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К КОРОБКАМ ПЕРЕДАЧ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
К коробкам передач предъявляются следующие основные требования:
1) обеспечение наилучших тяговых и экономических качеств автомобиля
при заданной характеристике двигателя;
2) легкость управления;
3) бесшумность работы.
Кроме этих специфических требований к коробкам передач предъявляется
ряд требований, общих для большинства механизмов автомобиля (надеж-
ность работы, малые габариты и вес, простота обслуживания и т. п.).
Первое из указанных выше требований в основном выполняется путем
правильного выбора числа передач и соотношения между передаточными
числами на различных передачах. Увеличение числа передач дает возмож-
ность двигателю работать на режимах, более близких к оптимальным
по мощности и экономичности. Однако при этом усложняется конструк-
ция коробки передач, увеличиваются ее вес и габариты, затрудняется упра-
вление автомобилем. Кроме того, с увеличением числа передач у большин-
ства коробок передач увеличивается время, в течение которого имеет место
разрыв потока мощности к ведущим колесам, что мо^кет в ряде случаев
вместо ожидаемого улучшения динамических качеств привести к их ухуд-
шению.
В настоящее время чаще всего применяются трех-, четырех- и пятисту-
пенчатые коробки передач. У грузовых автомобилей большой грузоподъем-
ности и автомобилей высокой проходимости применяются также много-
ступенчатые коробки передач с числом ступеней 6—15. На автомобилях
со специальным двигателем (паровым, газотурбинным) иногда применяются
двухступенчатые коробки передач.
На автомобилях с двигателями внутреннего сгорания двухступенчатые
коробки передач применяются обычно в сочетании с бесступенчатым транс-
форматором.
Легкость управления коробки передач связана с ее конструктивной
схемой, способом переключения передач и конструкцией механизма
управления.
Ступенчатые коробки передач могут выполняться с неподвижными осями
валов и планетарными. Применение планетарных передач, переключаемых
с помощью фрикционных пли электромагнитных устройств, облегчает упра-
вление коробкой передач. Кроме того, переключение передач у таких коро-
бок может осуществляться без разрыва потока мощности, что позволяет
при прочих равных условиях увеличить число передач и улучшить динами-
ческие качества автомобиля.
Однако конструкция коробок передач с неподвижными осями валов проще
планетарных. Так, четырехступенчатая, коробка передач с неподвижными
55
осями валов имеет обычно 10 шее герои и 6 подшипников, а планетарная —
14 — 20 шестерен и 8—15 подшипников.
Габариты и вес планетарных коробок передач также обычно несколько
больше в основном из-за размеров фрикционных элементов управления.
В связи с этим на большинстве автомобилей устанавливаются коробки
передач с неподвижными осями.
Планетарные коробки передач наиболее целесообразно применять
в случае дистанционного и автоматического управления, и поэтому их чаще
всего используют в качестве механической части бесступенчатых коробок
передач, а также в качестве ступенчатых коробок передач с автоматическим
или прсселскторным управлением.
Переключение передач может осуществляться передвижными шестер-
нями (каретками), зубчатыми муфтами, синхронизаторами п фрикционными
или электромагнитными элементами.
Использование кареток позволяет сделать конструкцию коробки пере-
дач наиболее простой и компактной. Однако при этом способе переключения
передач нельзя избежать ударов между переключаемыми элементами, и для
бесшумного переключения их требуется большой навык. Долговечность
деталей коробки передач при этом не удовлетворяет современным требо-
ваниям.
Применение зубчатых муфт для переключения передач несколько увели-
чивает долговечность коробки передач, так как удар при переключении
передач воспринимается значительно большими поверхностями зубьев
муфт и шестерен. Однако в этом случае удар полностью нс исключается,
в то время как конструкция коробки передач усложняется.
Управление коробкой передач облегчается в наибольшей степени при
применении синхронизаторов, однако в этом случае значительно услож-
няется ее конструкция и увеличиваются ее вес и габариты. Поэтому наиболь-
шее распространение получили коробки передач со смешанным переклю-
чением, у которых переключение высших передач осуществляется с помощью
синхронизаторов, а низших — зубчатыми муфтами и каретками. У плане-
тарных коробок передач для переключения передач используются фрик-
ционные или электромагнитные элементы, которые иногда применяются
также в коробках передач с неподвижными осями валов.
По способу управления различают неавтоматические, полуавтомати-
ческие и автоматические коробки передач.
Неавтоматические коробки передач могут управляться непосредственно
усилием водителя или через вспомогательный механизм — усилитель.
Усилители могут быть вакуумные, пневматические, гидравлические,
электромагнитные и смешанные (электропневматические, электровакуум-
ные и др.).
Бесшумность работы коробки передач в значительной степени зависит
от типа применяемых шестерен.
Коробки передач могут выполняться с прямозубыми, косозубыми или
шевронными шестернями. Чаще всего часть шестерен изготовляют косо-
зубыми, а часть — прямозубыми.
§ 2. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ ВАЛОВ
Коробки передач легковых автомобилей
Коробки передач легковых автомобилей делают с тремя, четырьмя или
пятью передачами для движения вперед.
Трехступенчатые коробки передач применяются на отечественных легко-
вых автомобилях среднего литража, на всех американских (кроме тех,
на которых в качестве стандартного оборудования устанавливаются бессту-
пенчатые коробки) и на некоторых западноевропейских легковых автомо-
билях.
56
Четырех ступенчатые коробки передач устанавливаются на отечественных
автомобилях «Москвич-407», ЗАЗ-965, а также на большинстве западно-
европейских легковых автомобилей (в 1960 г. в Англии эти коробки пере-
дач устанавливались на 67 моделях из 87, в ФРГ — на 55 моделях из 60,
в Италии — на 60 моделях из 63 и т. д.).
Пятиступенчатые коробки передач применяются на небольшом коли-
честве моделей западноевропейских легковых автомобилей (некоторые
английские модели «Гумбер», «Ягуар» и «Ровер», французская модель —
«Альпине А-108-805 и итальянская «Альфа-Ромео»).
Трехступенчатые коробки передач чаще всего изготовляют по трех-
вальной схеме (фиг. 42). Основным преимуществом таких коробок передач
является наличие прямой передачи, при которой первичный вал 1 и вторич-
Фиг. 42. Коробка передач автомобиля М-21 ~«Волга».
ный 3 соединяются между собой таким образом, что крутящий момент
с одного вала на другой передается непосредственно (не через шестерни).
Поэтому на прямой передаче практически отсутствуют износ шестерен и по-
тери, связанные с трением в зубчатой передаче. Зато на остальных передачах
крутящим моментом нагружены две или три (задний ход) пары шестерен.
У автомобилей с большим запасом мощности, на которых обычно уста-
навливаются трехступенчатые коробки передач, работа на высшей пере-
даче занимает более 70% всего времени движения автомобиля. Поэтому,
сделав эту передачу прямой, можно большую часть времени работать
с минимальным износом шестерен и максимальным к. п. д. коробки передач.
Кроме того, у коробок передач, изготовленных по трехвальной схеме,
передаточные числа всех ступеней для движения вперед, кроме прямой,
получаются с помощью двух пар шестерен. Это позволяет выполнять коробку
с относительно небольшим мёжосевым расстоянием и, следовательно,
небольшой высоты.
Во многих случаях картер коробки передач определяет величину мини-
мального дорожного просвета в средней части автомобиля, поэтому умень-
шение высоты коробки улучшает габаритную проходимость автомобиля.
У трехвальных коробок передач шестерня первичного вала 1 всегда нахо-
дится в постоянном зацеплении с шестерней 5 промежуточного вала.
У коробки передач, показанной на фиг. 42, в постоянном зацеплении нахо-
дятся также шестерни 4 и 2. Обе пары шестерен, находящихся в постоянном
зацеплении, косозубые.
Применение косозубых шестерен дает возможность значительно умень-
шить шум при работе коробки передач. Кроме того, косозубые шестерни
более прочны и долговечны, чем прямозубые.
Основным недостатком косозубых шестерен является наличие осевых
усилий, дополнительно нагружающих подшипники валов, на которых уста-
новлены шестерни.
Осевое усилие
Л = Potg
где Ро — окружное усилие;
— угол спирали зубьев.
При больших углах долговечность подшипников может уменьшиться
в 5—10 раз.
Для получения одинаковой долговечности подшипников в случае приме-
нения косозубых шестерен необходимо выбирать подшипники больших
размеров, что удорожает конструкцию коробки передач.
Следует отметить, что осевая сила создает момент, стремящийся вызвать
перекос шестерен в плоскости, проходящей через оси валов сопряженных
шестерен. При увеличенных зазорах в сопряжении шестерни с валом или
недостаточной жесткости валов такой перекос может вызвать кромочный
контакт зубьев и их поломку. Поэтому в случае применения косозубых
шестерен необходимо повышать жесткость валов, увеличивать длину сту-
пиц шестерен, уменьшать зазоры в сопряжении шестерни с валом и т. п.
Осевые усилия, возникающие от косозубых шестерен и действующие
на промежуточный вал, могут быть взаимно уравновешены, если направле-
ния углов спиралей шестерен, установленных на этом валу, одинаковы,
а величины углов удовлетворяют равенству
tg р5 =
tg р4 ’
где Р5 и р4 — углы спирали соответственно шестерен 5 и 4 (фиг. 42);
г5 и г4 — соответственно радиусы начальных окружностей шесте-
рен 5 и 4.
Если, как это обычно бывает, модули обеих шестерен одинаковы, то
равенство будет иметь вид
tg р5 __ ?5
tg ₽4 ’ *4 ’
где г5 и z4 — число зубьев соответственно шестерен 5 и 4.
Необходимость выдержать заданное межосевое расстояние может заста-
вить несколько отойти от этого условия. В этом случае углы Р4 и Р5 выби-
рают обычно такими, чтобы равнодействующая осевых сил обеих шестерен
была направлена к задней стенке картера.
Направление угла спирали шестерни первичного вала 1 выбирают
обычно левым, так как в этом случае при движении автомобиля вперед осе-
вое усилие передается на подшипник через торец шестерни; при этом углы
спирали шестерен промежуточного вала имеют правое, а вторичного вала —
левое направление.
Шестерни для включения первой передачи и заднего хода у коробки
передач, показанной на фиг. 42, сделаны прямозубыми.
В некоторых конструкциях косозубые шестерни применяются во всех
передачах для движения вперед (фиг. 43).
В отличие от коробки передач автомобиля М-21 «Волга», у которой одна
и та же шестерня вторичного вала служит для включения как первой пере-
дачи, так и заднего хода, у коробки передач автомобиля Опель «Олимпия»
на вторичном валу установлена косозубая шестерня для включения первой
передачи и отдельная прямозубая шестерня для включения заднего хода.
58
Конструкция коробки передач в этом случае получается более сложной
п имеет большую длину.
На фиг. 44 показана коробка передач, у которой шестерни всех передач
(для движения вперед и заднего хода) косозубые. В этой конструкции,
так же как и у коробки передач автомобиля М-21 «Волга», для включения
первой передачи и заднего хода используется одна и та же шестерня вторич-
ного вала. Для предотвращения самовыключения в результате действия
Фиг. 44. Коробка передач автомобиля Кадиллак.
осевых сил, а также для облегчения включения и выключения косозубая
шестерня первой передачи и заднего хода может перемещаться по спи-
ральным шлицам.
Если направление углов спирали зубьев шестерен и шлицев одинаково,
то осевая сила, действующая со стороны шлицев на ступицу шестерни,
направлена в сторону, противоположную направлению осевой силы, дей-
ствующей на зубья шестерни. Осевые силы, действующие на шестерню,
59
взаимно уравновешиваются, если углы спирали шлицев вала и зубьев
шестерни удовлетворяют равенству
Рш _ Ли
tg Рв Гд ’
где Рш и рв — соответственно углы спирали шлицев вала и зубьев шестерни;
гш и гв — соответственно радиусы начальных окружностей шлицев
и шестерни.
В процессе включения обе косозубые шестерни поворачиваются на угол
„ _ Ъ tg
^IU r ’
r IU
где b — ширина- венца шестерни.
При перемещении по спиральным шлицам шестерня поворачивается
на угол
.. А ЧТ*
r
'в
Если
и, следовательно, никакого дополнительного поворота валов коробки пере-
дач при включении косозубых шестерен не происходит.
Таким образом при правильном выборе углов спирали зубьев шестерни
и шлицев вала процесс включения косозубых шестерен в динамическом
и кинематическом отношении ничем не отличается от процесса включения
прямозубых.
В том случае, когда на промежуточном валу расположены три косозубые
шестерни, углы спиралей у каждой из них должны подбираться так, чтобы
осевые силы, возникающие при передаче через эти шестерни крутящего
момента, по возможности взаимно уравновешивались. Если по условиям,
связанным с необходимостью выдержать определенное межосевое расстоя-
ние, это невозможно, то равнодействующая осевых сил, действующих
на шестерни промежуточного вала, должна быть направлена в одну и ту же
сторону при включении как первой, так и второй передач.
Шестерни промежуточного вала могут располагаться по-разному.
В коробках передач, показанных на фиг. 42 и 43, шестерня второй пере-
дачи расположена посередине промежуточного вала, шестерня первой —
несколько ближе к задней опоре и шестерня заднего хода — непосред-
ственно у опоры. Такое расположение шестерен на первый взгляд кажется
наиболее целесообразным, так как максимальное значение радиальных
сил, вызывающих прогиб валов (вторичного и промежуточного), соответ-
ствует включению передачи заднего хода, несколько меньшее — первой
передачи и еще меньшее — второй передачи.
При указанном расположении шестерен прогибы валов, вызывающие
нарушение зацепления и в результате этого увеличение шума шестерен
и износа их зубьев, получаются приблизительно одинаковыми на всех пере-
дачах. Однако передача заднего хода включается на весьма короткое время,
поэтому несколько повышенный шум шестерен и износ их зубьев на этой
передаче не имеют большого значения. В то же время уменьшение шума
и износа как на первой, так и в особенности на второй передачах весьма
желательно. В этом отношении более целесообразным является расположе-
ние шестерен в коробке передач, изображенной на фиг. 44, где шестерня
заднего хода смещена ближе к середине промежуточного вала, а шестерня
первой передачи — ближе к опоре. Следует, однако, отметить, что при этом
несколько усложняется конструкция элементов, обеспечивающих получение
60
заднего хода. Так, в коробке передач автомобиля М-21 «Волга» задний
ход получается с помощью одной промежуточной шестерни 6 (фиг. 42),
а в коробке передач автомобиля Кадиллак — с помощью двух.
На фиг. 45 показана коробка передач автомобиля Шевроле «Корвейр».
В данном случае шестерня 2 второй передачи расположена у опоры,
а шестерня 7 первой передачи и заднего хода — в средней части промежу-
точного вала. Шестерня 8 первой передачи может перемещаться по вторич-
ному валу вдоль шлицев удлиненной ступицы 3 синхронизатора.
Фиг. 45. Коробка передач легковых автомобилей Шевроле «Корвейр».
Первичый вал 5 расположен внутри вторичнпого вала 1. Крутящий
момент от этого вала передается на промежуточный вал 6 через шестерню 4.
Вследствие расположения шестерни второй передачи у опоры шум
и износ зубьев при работе на этой передаче сведены к минимуму за счет
некоторого ухудшения работы коробки передач при включении первой
передачи и заднего хода. Такие коробки передач целесообразно применять
на автомобилях с большим запасом мощности, у которых включение первой
передачи требуется редко. При производстве подобной коробки передач
возможны трудности в связи с изготовлением и термообработкой длинной
ступицы синхронизатора с внутренними и наружными шлицами.
г>1
Коробки передач, показанные на фиг. 42—45, устанавливаются на авто-
мобилях с задней ведущей осью.
В случае передней ведущей оси ведомый вал коробки передач не может
быть расположен на одной оси с ведущим. Тогда применяют двухвальные
коробки передач или трехвальные без прямой передачи (фиг. 46).
У коробки передач автомобилей Ситроен моделей Н, HZ, HY на шли-
цах ведущего вала 6 укреплена косозубая шестерня 5, находящаяся в заце-
плении с блоком 7 шестерен вторичного вала. На одной оси с ведущим валом
расположен промежуточный вал /, связанный при помощи косозубых
шестерен 2 и 8 со вторичным валом. Блок 7 шестерен посажен на игольча-
тых подшипниках. Для получения третьей передачи ведущий вал 6 при
Фиг. 46. Коробка передач легковых автомобилей Ситроен.
помощи синхронизатора соединяется с промежуточным валом 1. Для вклю-
чения второй передачи шестерня 4 через синхронизатор связывается с про-
межуточным валом 1. Крутящий момент через шестерню 5, блок 7 шестерен
и шестерню 4 передается на промежуточный вал и затем на вторичный.
При включении первой передачи крутящий момент передается на промежу-
точный вал через шестерни 5, блок 7 шестерен и шестерню 3.
При работе на первой и второй передачах крутящий момент передается
через три пары шестерен, а при движении задним ходом — через четыре.
У коробки передач автомобилей Мини-Минор и Остин 850 с поперечным
расположением двигателей крутящий момент от шестерни, укрепленной
на заднем конце коленчатого вала, через промежуточную шестерню пере-
дается на шестерню 1 (фиг. 47) первичного вала коробки. Шестерни всех
передач для движения вперед косозубые и находятся в постоянном заце-
плении.
Включение различных передач у коробок передач, показанных
на фиг. 42—47, происходит по-разному. У коробок передач автомоби-
лей М-21 «Волга», Кадиллак и Ситроен третья и вторая передачи вклю-
чаются при помощи синхронизаторов, а первая передача и задний ход —
перемещением соответствующей шестерни вторичного или промежуточного
62
вала вдоль шлицев. Такой способ переключения передач характерен для
коробок передач отечественных и американских автомобилей.
У трехступенчатых коробок передач западноевропейских автомобилей
чаще всего при помощи синхронизаторов включаются все передачи для дви-
жения вперед (см. фиг. 43).
Применение синхронизаторов на всех передачах для движения вперед
облегчает управление коробкой передач, уменьшает шум при переключении
передач и увеличивает долговечность шестерен. Однако наличие синхрони-
заторов усложняет и удорожает коробку передач, увеличивает ее габариты
и вес. Кроме того, при большем числе шестерен, находящихся в постоянном
Фиг. 47. Коробка передач автомобилей Мини-Минор.
зацеплении, увеличивается момент инерции ведомых частей коробки пере-
дач, что увеличивает время выравнивания угловых скоростей включаемых
шестерен и износ фрикционных элементов синхронизаторов.
У американских автомобилей, имеющих большой запас мощности, пер-
вая передача включается редко, только на особо тяжелых дорогах. Поэтому
в американских коробках передач устанавливается один синхронизатор,
обеспечивающий включение второй и третьей передач. Для западноевропей-
ских автомобилей, которые имеют сравнительно небольшие запасы мощ-
ности, чаще всего применяют коробки передач с синхронизаторами для всех
трех передач. Для упрощения конструкции и уменьшения габаритов
коробки передач в этом случае часто скользящую шестерню заднего хода
используют как муфту синхронизатора для включения первой передачи
(см. фиг. 43).
Четырехступенчатые коробки передач легковых автомобилей изгото-
вляются как трех-, так и двухвальными.
Коробка передач автомобиля Ровер (фиг. 48) по конструктивной схеме
подобна трехступенчатой коробке передач автомобиля Опель «Олимпия»,
63
Фиг. 48. Коробка передач автомобиля Ровер.
только прямозубая шестерня промежуточного вала используется не для
заднего хода, а для первой передачи. Задний ход получается перемещением
вперед двойной прямозубой шестерни, один из зубчатых венцов которой
входит в зацепление с шестерней вторичного вала, а другой — с шестерней
промежуточного вала.
По такой же схеме выполнены коробки передач автомобилей «Моск-
вич-407», Форд (Англия) и др.
У четырехступенчатой коробки передач автомобиля Пежо 403 (фиг. 49)
все шестерни косозубые. Имеется прямая передача (третья передача), уско-
ряющая и две понижающих. Все передачи для движения вперед включаются
при помощи синхронизаторов, два из которых расположены на вторичном
Фиг. 49. Коробка передач автомобиля Пежо 403.
и один на промежуточном валах. Шестерня четвертой ускоряющей передачи
размещена за задней стенкой картера.
Особенностью коробки передач автомобиля Папар PL-17 (фиг. 50)
является применение двух пар шевронных шестерен. Шестерни первой
и второй передач косозубые. Передача заднего хода состоит из прямозубой
шестерни на промежуточном валу, венца на внешней поверхности муфты
синхронизатора и отдельной шестерни, расположенной рядом с промежу-
точным валом.
Коробка передач имеет прямую передачу (третья передача), ускоряю-
щую и две понижающие. Шестерня второй передачи расположена у задней
опоры промежуточного вала.
Три передачи (первая, вторая и третья) включаются с помощью двух
синхронизаторов, установленных на вторичном валу, а четвертая вклю-
чается муфтой, размещенной на промежуточном валу. Муфта синхрониза-
тора, включающего третью передачу, и зубчатая муфта, включающая чет-
вертую передачу, управляются одним ползуном с двойной вилкой. Включе-
ние передачи заднего хода осуществляется перемещением шестерни заднего
хода, которая вначале входит в зацепление с шестерней'промежуточного
вала, имеющей большую ширину, чем зубчатый венец муфты синхрониза-
тора, а затем уже с указанным венцом. Шевронные шестерни работают
так же бесшумно, как и косозубые. При работе шевронных шестерен не воз-
никает осевых сил и, следовательно, подшипники не нагружаются допол-
нительными силами. Однако на промежуточном валу смонтированы косо-
зубые шестерни первой и второй передач и при включении этих передач
шарикоподшипник промежуточного вала нагружается осевыми силами,
так как последние не уравновешиваются, как у других коробок передач,
5 Литвинов
силой, возникающей в результате наклона зубьев шестерни, связывающей
промежуточный вал с первичным.
Для обеспечения правильных зазоров в зацеплении шевронных шесте-
рен одна из шестерен каждой пары должна иметь возможность свободно
перемещаться в осевом направлении.
Фиг. 50. Коробка передач автомобиля Панар PL-17.
При использовании шевронных шестерен возникают некоторые допол-
нительные требования к конструкции картера, так как шевронные шестерни
не могут быть введены в зацепление передвижением их вдоль вала.
У коробки передач автомобиля Панар PL-17 сборка осуществляется через
отъемную переднюю стенку.
Производство шевронных шестерен значительно сложнее, и зубья их
не могут иметь бочкообразной формы, при которой уменьшается чувстви-
66
дельность шестерен к нарушению зацепления, вызываемого деформацией
валов, неточностью изготовления деталей коробки передач и т. п. Поэтому
коробки передач с шевронными шестернями применяются на весьма огра-
ниченном числе моделей.
На фиг. 51 показана конструкция двухвальной четырехступенчатой
коробки передач, устанавливаемой на некоторых легковых автомобилях,
фургонах и микроавтобусах Фолксваген. У этой коробки передач все
шестерни, используемые для движения вперед, косозубые и находятся
в постоянном зацеплении. Включение всех передач для движения вперед
осуществляется синхронизаторами, один из которых расположен на веду-
щем валу, а другой — на ведомом. Зубчатый венец с прямыми зубьями
на муфте синхронизатора первой и второй передач служит для получения
заднего хода.
У двухвальной пятиступенчатой коробки передач гоночного автомобиля
фирмы Лотос (фиг. 52) шестерни укреплены на ведомом валу 2 и свободно
посажены на ведущий вал 1. Все шестерни находятся в постоянном зацепле-
нии. Для включения той или иной передачи одна из шестерен связывается
с ведущим валом при помощи шлицев, нарезанных на его поверхности.
Коробка передач отличается компактностью. Однако при такой конструк-
ции возможно лишь последовательное переключение передач, т. е. коробка
передач не является избирательной.
У двухвальных коробок передач крутящий момент на всех передачах
передается через одну пару шестерен. Поэтому к. п. д. двухвальной коробки
передач выше, чем трехвальной, на всех передачах, кроме прямой. У авто-
мобилей с небольшим запасом мощности применение коробки передач без
прямой передачи может иногда оказаться целесообразнее, чем трехвальной
коробки передач.
Двухвальные коробки передач чаще всего используются по компоновоч-
ным соображениям для автомобилей с передней ведущей осью, для автомо-
билей, у которых двигатель расположен сзади, и т. д.
Двухвальные коробки передач, как правило, располагаются в одном
картере с главной передачей и дифференциалом. При этом конструкция как
коробки передач, так и главной передачи упрощается (уменьшается число
подшипников, валов и т. д.).
Крутящий момент в двухвальных коробках передач редуцируется одной
парой шестерен, поэтому диапазон передаточных чисел у таких коробок
передач по сравнению с трехвальными при одинаковом межосевом расстоя-
нии и одинаковом передаточном числе высшей передачи получается мень-
шим. У двухвальной коробки передач можно получить такой же диапазон
передаточных чисел, как у трехвальной с высшей прямой передачей, если
высшую передачу двухвальной коробки передач выполнить ускоряющей
с передаточным числом, равным J- (где iH — передаточное число низшей
hi
передачи). Однако такой подбор передаточных чисел связан с рядом
неудобств: значительно увеличивается передаточное число глазной пере-
дачи, возрастает число оборотов ведомого вала коробки передач и кардан-
ного вала.
Поэтому хотя у двухвальных коробок передач для увеличения диапа-
зона передаточных чисел одну, а иногда и две высшие передачи делают
ускоряющими, передаточные числа этих передач мало отличаются от еди-
ницы (обычно в пределах 0,7—0,8) при передаточном числе низшей пере-
дачи iH = 3-М.
Ускоряющая передача применяется иногда и в трехвальпых коробках
передач (автомобиля Ровер, Панар PL-17, Дина Z, Пежо 403 и др.). Приме-
нение ускоряющей передачи в коробках передач такого типа при соответ-
ствующем увеличении передаточного числа главной передачи позволяет
расширить область применения прямой передачи при движении автомобиля
5'* 67
Фиг. 51. Коробка передач легкового автомобиля Фольксваген.
по дорогам с повышенным сопротивлением движению. В случае движения
по дорогам с малым сопротивлением включение ускоряющей передачи дает
возможность уменьшить расход топлива и износ двигателя.
На некоторых автомобилях ускоряющая передача выполняется в виде
отдельного механизма, чаще всего с полуавтоматическим переключением
(овердрайв). Такой механизм представляет собой дополнительную двух-
ступенчатую коробку передач, имеющую низшую передачу с передаточным
числом, равным единице, а высшую — с передаточным числом, меньшим
единицы (обычно 0,7—0,82). Рассматриваемый механизм может устанавли-
ваться в общем картере основной коробки передач, крепиться к ее картеру
или, наконец, устанавливаться отдельно. Ускоряющая передача дает воз-
можность получить дополнительные передачи при работе основной коробки
передач на высшей передаче, на двух высших передачах или на всех пере-
дачах. Таким образом трехступенчатая коробка передач превращается
в четырех- или шестиступеичатую, причем дополнительные передачи чаще
всего включаются автоматически, если при достижении определенной ско-
рости движения (обычно около 50 км/ч) кратковременно уменьшить подачу
горючей смеси в цилиндры двигателя.
С применением таких ускоряющих передач упрощается управление авто-
мобилем, так как они обеспечивают не только автоматический переход
на ускоряющую передачу, но во многих случаях и переключение передач
в основной коробке передач без выключения сцепления. Последнее об-
стоятельство способствует уменьшению износа фрикционных элементов
сцепления.
Несмотря на ряд преимуществ, которые обусловливает применение уско-
ряющей передачи, последняя не получила достаточно широкого распростра-
нения.
69
Это объясняется тем, что ускоряющая передача, являясь довольно
сложным механизмом, лишь частично облегчает управление автомобилем.
Поэтому применяют либо весьма простые коробки передач без всякой авто-
матики, либо значительно более сложные автоматические бесступенчатые
коробки передач, которые практически полностью освобождают водителя
от управления ими и сцеплением.
Ускоряющие передачи устанавливаются на ряде американских и некото-
рых западноевропейских автомобилях в основном по желанию покупателей
за дополнительную плату.
На фиг. 53 показана конструкция одной из наиболее распространенных
в американском автомобилестроении ускоряющей передачи Борг-Уорнер.
Эта передача выполнена в виде планетарного ряда (фиг. 53, а), водило 8
которого укреплено на шлицах вторичного вала коробки передач, а солнеч-
70
ная шестерня 4 посажена на этот вал свободно. Вторичный вал через муфту
свободного хода 9 связан с ведомым валом 10.
Солнечная шестерня может удерживаться от вращения собачкой 5,
которая входит в пазы диска 3, связанного с этой шестерней. Собачка упра-
вляется электромагнитом 7. Если солнечная шестерня освобождена, то кру-
тящий момент от вторичного вала передается через муфту свободного хода
прямо на вал 10 (прямая передача). Если солнечная шестерня удерживается
от вращения, то сателлиты 12, обкатываясь по ней, заставляют коронную
шестерню 1 вращаться с угловой скоростью, большей угловой скорости вто-
ричного вала.
Шестерня. 1 через на-
ружную обойму муфты сво-
бодного хода 9 связана с
валом 10. Таким образом:
получается ускоряющая
передача. Чтобы крутящий
момент мог передаваться
от вторичного вала к ва-
лу 10 при включении пере-
дачи заднего хода, преду-
смотрена возможность бло-
кировки муфты свободного
хода 9 зубчатой муфтой 11.
В некоторых конструк-
циях ускоряющей переда-
чи Борг-Уорнер блокиров-
ка муфты свободного хода
осуществляется введением
зубчатого венца, связан-
ного с солнечной шестер-
ней, в зацепление с внут-
ренними зубьями водила.
Блокировка осуществляет-
ся автоматически при вклю-
чении заднего хода.
Электрическая схема
управления ускоряющей
передачей предусматри-
вает:
Фиг. 54. Схема электрической системы управления
ускоряющей передачи Борг-Уорнер.
движения, что облегчает управление автомоби-
а) автоматический пе-
реход с прямой передачи
на ускоряющую и обратно
в зависимости от скорости
лем, обеспечивает снижение расхода топлива и уменьшение износа дви-
гателя;
б) возможность выключения автоматического управления ручным
включателем;
в) возможность при разгоне автомобиля автоматически выключать
устройство для перехода на ускоряющую передачу, что улучшает динамику
разгона.
Управление собачкой 5 (фиг. 53) осуществляется при помощи электро-
магнита 9 (фиг. 54), имеющего выталкивающую 7 и удерживающую 8
обмотки.
Обмотки включены в цепь аккумуляторной батареи 1 через выключатель
зажигания 2, предохранитель 5 и реле 6. Контакты Б реле 6 замыкаются,
когда обмотка реле включается в цепь источников тока автомобиля. Если
замкнуты ручной 11 и подпедальный 10 переключатели, то замыкание или
71
размыкание контактов Б зависят от положения контактов А, управляемых
центробежным регулятором, связанным с ведомым валом ускоряющей
передачи.
При достижении автомобилем скорости движения около 50 км/ч кон-
такты Л. замыкаются, в результате чего замыкаются контакты Б. Под дей-
ствием магнитных полей обмоток 7 и 8 якорь электромагнита перемещает
собачку 5 (фиг. 53, б) в сторону диска 3.
Чтобы обеспечить безударный вход собачки 5 в паз диска 3, на ступицу
диска 3 с некоторым натягом посажено разрезное блокирующее кольцо 2,
которое вследствие наличия трения стремится вращаться вместе с диском 3.
Собачка 5 в выключенном положении упирается в выступ блокирующего
кольца и не может войти в паз до тех пор, пока последнее не повернется
на некоторый угол в направлении, обратном вращению вторичного вал35
Поворот последнего в обратном направлении произойдет в том случае, если
на короткое время отпустить педаль управления дроссельной заслонкой.
Уменьшение числа оборотов двигателя вызовет уменьшение угловой
скорости вторичного вала и связанного с ним водила по сравнению с угло-
вой скоростью вала 10 и соединенной с ним коронной шестерни. Сателлиты,
обкатываясь по коронной шестерне, вызовут вращение солнечной шестерни
и диска 3 в обратную сторону. В момент изменения направления вращения,
когда окружная скорость диска 3 близка к нулю, собачка без удара войдет
в паз. При этом контакты Г (фиг. 54) размыкаются и выключают выталки-
вающую обмотку 7.
При уменьшении скорости автомобиля приблизительно до 45 км/ч
центробежный регулятор размыкает контакты А, обмотка 8 электромаг-
нита 9 обесточивается, и пружина 6 (фиг. 53, а) выводит собачку из диска 3.
При разгоне, обгоне или движении автомобиля на подъем можно выклю-
чить устройство для автоматического включения ускоряющей передачи,
если переместить педаль управления дроссельной заслонкой дальше поло-
жения, соответствующего полному ее открытию. В этом случае подпедаль-
ный переключатель 10 (фиг. 54) размыкает электрическую цепь реле 6.
Поэтому при любой скорости движения автомобиля обмотки электромагнита
обесточены и, следовательно, ускоряющая передача включиться не может.
Если подпедальный переключатель срабатывает, когда ускоряющая
передача включена, то пружина стремится вывести собачку из паза диска 3
(фиг. 53, «), чему препятствует трение собачки о края паза, так как выклю-
чение происходит над нагрузкой.
Для уменьшения трения в подпедальном переключателе имеются кон-
такты, закорачивающие через контакты В (фиг. 54) па массу провод, соеди-
няющий прерыватель 4 с катушкой зажигания 3. Вследствие этого кратко-
временно выключается зажигание и снимается нагрузка с диска 3 (фиг. 53, а).
Собачка свободно выходит из паза диска. При этом контакты В (фиг. 54)
размыкаются, и зажигание включается.
Наличие в ускоряющей передаче механизма свободного хода допускает
во многих случаях переключатель передачи основной коробки передач без
выключения сцепления, что также облегчает управление автомобилем.
На некоторых западноевропейски?; автомобилях (Стандарт, Санбим,
Ровер и др.) за дополнительную плату устанавливается ускоряющая пере-
дача Лейкок де Норманвиль (фиг. 55). Эта ускоряющая передача также
планетарная, но имеет двойные сателлиты.
При включении прямой передачи (фиг. 55, а) коническая фрикционная
муфта связывает солнечную шестерню с коронной. В этом случае муфта сво-
бодного хода блокируется, и передача крутящего момента возможна в обоих
направлениях. Для получения ускоряющей передачи (фиг. 55, б) фрикцион-
ная муфта блокирует солнечную шестерню с картером, а муфта свободного
хода разблокируется; крутящий момент при этом передается таким же
образом, как и в ускоряющей передаче Борг-Уорнер.
72
Управление сцеплением осуществляется поршнем гидравлического
привода.
На некоторых автомобилях применяется ускоряющая передача с неавто-
матическим переключением. Например, на автомобилях Форд «Консул»,
Форд «Зефир», Воксхол Виктор и других применяется планетарная ускоряю-
щая передача фирмы Ханда с дистанционным неавтоматическим управле-
нием. ’На автомобилях Форд 100Е устанавливается ускоряющая передача
с неподвижными осями валов фирмы Мурей, также имеющая неавтомати-
ческое управление.
Коробки передач грузовых автомобилей
У коробки передач грузовых автомобилей число передач может изме-
няться от 3 до 15. Трехступенчатые коробки передач применяются исключи-
тельно на автомобилях особо малой грузоподъемности, выполненных
на шасси или из агрегатов легковых автомобилей.
73

Коробки передач грузовых автомобилей изготовляются обычно трех-
или многовальными.
На некоторых западноевропейских автомобилях особо малой грузо-
подъемности и автобусах особо малой вместимости применяются двухваль-
ные коробки передач, схема которых такая же, как у коробок передач лег-
ковых автомобилей (фиг. 56).
На грузовых автомобилях малой грузоподъемности (1—2,5 т) чаще
всего применяются четырехступенчатые трехвальные коробки передач
(фиг. 57 и 58).
75
Пятиступенчатые коробки передач широко используются на автомоби-
лях средней грузоподъемности.
У коробки передач, показанной на фиг. 59, три нары шестерен выполнены
косозубыми и находятся в постоянном зацеплении. Включение трех высших
передач (пятой, четвертой и третьей) осуществляется с помощью муфт лег-
кого включения, причем муфта включения третьей передачи изготовлена
как одно целое с шестерней второй передачи. Четвертая передача прямая,
а пятая ускоряющая.
У коробки передач, показанной на фиг. 60, в постоянном зацеплении
находятся четыре пары косозубых шестерен. Пятая передача прямая, а все-
остальные понижающие.
Фиг. 59. Коробка передач автомобиля ЗИЛ-164.
В ряде случаев для уменьшения габаритов коробки передач часть муфт
для переключения передач располагают на промежуточном валу.
У коробки передач автомобиля Панар (фиг. 61) три шестерни промежу-
точного вала установлены на шлицы, а его шестерня пятой (ускоряющей)
передачи посажена свободно. Шестерня пятой передачи вторичного вала
посажена на шлицы. Пятая передача включается перемещением зубчатой
муфты, расположенной на шлицах промежуточного вала.
Для уменьшения деформации валов и связанного с этим шума коробки
передач в некоторых конструкциях имеются дополнительные опоры в сред-
ней части вторичного и промежуточного валов (фиг. 62).
У коробки передач, изображенной на фиг. 62, валы расположены в гори-
зонтальной плоскости, являющейся плоскостью разъема картера. Такое
расположение валов позволяет уменьшить высоту коробки передач и облег-
чает ее сборку. Однако при горизонтальном расположении валов количество
шестерен, погруженных в масло, в 2 раза больше, чем при вертикальном,
вследствие этого увеличиваются потери на взбалтывание масла.
76
Фиг. 60. Коробка передач автомобиля ЗИЛ-164А.
Фиг. 61. Коробка передач грузового автомобиля Папар.
Фиг. 62. Коробка передач фирмы Давид Браун.
78
Многие западноевропейские грузовые автомобили грузоподъемностью
5—10 т (автомобили Гай, Боргвард, Торникрофт, Хеншель и др.) снаб-
жаются шестиступенчатыми коробками передач.
Шестиступенчатая коробка передач фирмы Цанрадфабрик (фиг. 63),
устанавливаемая на немецких грузовых автомобилях Манн (грузоподъем-
ностью 5 т) и Магирус (грузоподъемностью 7 т), имеет пять пар косозу-
бых шестерен, образующих передачи, которые обеспечивают движение
вперед. Шестерни первой передачи и заднего хода прямозубые, причем
шестерни первой передачи находятся в постоянном зацеплении. Включение
всех передач для движения вперед осуществляется зубчатыми муфтами,
перемещающимися вдоль шлицев вторичного вала. Ширина шестерни пер-
Фиг. 63. Коробка передач автомобиля Магирус.
вой передачи промежуточного вала больше ширины шестерни первой пере-
дачи вторичного вала, так как она служит для получения как первой пере-
дачи, так и заднего хода. Для включения передачи заднего хода ее каретку
перемещают вдоль оси й. вводят в зацепление с удлиненной шестерней про-
межуточного вала и зубчатым венцом, нарезанным на наружной поверхности
муфты включения первой и второй передач. Коробка передач, таким обра-
зом, имеет четыре передвижные детали включения (три муфты и каретку
заднего хода), управляемые четырьмя ползунами. Пятая передача коробки
прямая, а шестая ускоряющая.
На фиг. 64 показана семиступенчатая коробка передач, устанавливае-
мая на тягачах «Интернационал 195-А» и некоторых других автомобилях.
Коробки передач с числом передач больше семи, применяемые на авто-
мобилях особо большой грузоподъемности и специальных автомобилях,
в большинстве случаев представляют собой четырех-, пяти- или шестисту-
пенчатые коробки передач с дополнительной двух- или трехступенчатой
передачей, установленной в одном картере с коробкой передач или в отдель-
ном картере, который крепится к основному.
У десятиступенчатой коробки передач фирмы Фуллер (фиг. 65) на шли-
цах заднего конца вторичного вала укреплена шестерня, находящаяся
в постоянном зацеплении с шестерней промежуточного вала дополнительной
79
Фиг. 64. Семиступенчатая коробка передач фирмы Фуллер.
Фиг. 65. Десятиступенчатая коробка передач фирмы Фуллер.
Фиг. 66. Пятнадцатиступенчатая коробка передач.
передачи. На ведомом валу свободно посажена шестерня, находящаяся
в постоянном зацеплении с задней шестерней промежуточного вала допол-
нительной коробки. С помощью зубчатой муфты или синхронизатора ведо-
мый вал дополнительной передачи может быть, непосредственно соединен
со вторичным валом или с шестерней, свободно сидящей на этом валу.
Все шестерни, кроме шестерни заднего хода, косозубые.
На фиг. 66 показана пятнадцатиступенчатая коробка передач.
Фиг. 67. Ускоряющая дополнительная передача грузового автомобиля.
Дополнительная передача может располагаться спереди пли сзади
основной коробки передач и может быть замедляющей или ускоряющей.
На фиг. 67 показана ускоряющая планетарная дополнительная передача
английской фирмы Мосс-Гир, предназначенная для использования совместно
с четырехступенчатой коробкой передач.
Ведущий вал 4 дополнительной передачи связан с водилом 3. Солнечная
шестерня 5 соединена с ведущим валом через муфту свободного хода 7,
а коронная шестерня 2 — с первичным валом основной коробки передач.
С солнечной шестерней связан тормозной барабан 6 тормоза 1.
Если тормоз отпущен, то все детали дополнительной передачи вращаются
с одинаковой угловой скоростью (прямая передача). Ускоряющая передача
получается при затормаживании солнечной шестерни, тормоз которой
Управляется с помощью гидравлического привода.
83
Механизм управления коробки передач
Механизмы управления у ступенчатых коробок передач с неподвижными
осями валов чаще всего делают механическими. Однако имеются коробки
передач с гидравлическим (автомобиль Ситроен DS19), пневматическим
или электрическим (коробка передач ZF-Медпа) управлением.
У грузовых автомобилей чаще всего рычаг переключения передач рас-
положен непосредственно в крышке коробки передач. У некоторых легко-
вых автомобилей, у которых двигатель сильно вынесен вперед, рычаг упра-
Фиг. G8. Механизм управления коробки передач Остин Хейли.
вления может быть установлен в специальном кронштейне, установленном
на некотором расстоянии сзади коробки передач (фиг. 68).
У автобусов при расположении двигателя рядом с водителем приме-
няется дистанционное управление коробкой передач, при котором рычаг
переключения передач вынесен на значительное расстояние вперед относи-
тельно коробки передач (фиг. 69).
У большинства легковых автомобилей рычаг управления коробкой пере-
дач установлен на рулевой колонке (фиг. 70). При повороте рычага 1 вокруг
неподвижной опоры 2 трубка 3 перемещается вверх или вниз относительно
рулевой колонки 4 и соединяется с помощью штифта 7 с рычагом 5 или 6.
84
Фиг. 70. Механизм управления коробки передач автомобиля «Москвич».
85
Последние связаны с рычагами 8 и 9, управляющими перемещением каре-
ток или муфт синхронизаторов коробки передач.
Поворот рычага в плоскости, перпендикулярной к оси рулевой колонки,
вызывает поворот соответствующего рычага (5 или 6) и включение нужной
передачи.
Расположение рычага переключения передач на рулевой колонке делает
управление коробкой более удобным. Кроме того, при таком расположении
рычага размещение пассажиров рядом с водителем получается более удоб-
ным; в ряде случаев удается на переднем сиденье разместить троих пасса-
жиров.
Фиг. 71. Пневматический механизм Клайтон-Девандр.
Немеханическое управление коробками передач применяется для умень-
шения физических усилий водителя или для частичной или полной автома-
тизации процесса управления.
У пневматического механизма Клайтон-Девандр (фиг. 71), предназна-
ченного для облегчения управления коробками передач автомобилей боль-
шой грузоподъемности, полый вал 6 связан с рычагом, управляющим пол-
зунами, осуществляющими переключение передач. Внутри вала 6 прохо-
дит вал 11, передний конец которого связан с рычагом переключения пере-
дач. На валу 6 укреплен поршень 12, имеющий возможность перемещаться
в цилиндре 13.
При нейтральном положении рычага переключения передач цилиндр
по обе стороны от поршня соединен с атмосферой. При переключении пере-
86
дач вместе с валом 11 перемещается муфта 9. Муфта 10, связанная с валом 6,
остается на месте. Перемещение муфты 9 вызывает поворот связанного с ней
рычага 4 относительно осей 5. Верхний конец этого рычага, перемещаясь
в ту или иную сторону, сдвигает тягу 2.
Возможность перемещения верхнего конца рычага 4 при неподвижном
рычаге 3, связанном с муфтой 10, обеспечивается наличием зазора, рав-
ного 1,5 мм между пальцем 1 и полой осью 8 рычага 4.
Один из рычагов 7, укрепленных на тяге 2, через толкатель 14 воздей-
ствует на соответствующий клапан 15, который вначале отключает одну
из полостей цилиндра 13 от атмосферы, а затем соединяет ее с ресивером
со сжатым воздухом. Поршень 12 передвигает полый вал 6, который вклю-
чает передачу: при этом устраняется зазор между пальцем 1 и полой осью 8.
Рычаг переключения передач перемещается только на некоторую требуе-
мую величину, и муфта 9 останавливается во вполне определенном поло-
жении. При включении передачи .муфта 10 перемещается вместе с валом 6,
поэтому рычаг 3, а вместе с ним и пальцы 5 также перемещаются, что вызы-
вает изменение положения тяги 2, вследствие чего клапан 15 перекрывает
отверстие, связывающее полость цилиндра 13 с ресивером, и соединяет эту
полость с атмосферой. Поэтому вал 6 перемещается на определенную вели-
чину, необходимую для включения передачи.
При выключении передачи происходит то же, что и при включении,
только срабатывает другой клапан и с ресивером связывается другая полость
цилиндра 13.
Устройство механизмов автоматического управления ступенчатыми
коробками передач должно быть таким, чтобы работа автомобиля была
достаточно экономичной и чтобы он обладал высокими динамическими каче-
ствами при разгоне. Для этого момент переключения передач должен опре-
деляться двумя параметрами, характеризующими режим работы автомо-
биля: скоростью его движения и нагрузкой двигателя.
Кроме того, этот механизм должен обеспечивать устойчивое движение
автомобиля на данной передаче без периодически чередующихся переклю-
чений передач с высшей на низшую и обратно, вызываемых небольшими
изменениями сопротивления движению или скорости движения автомобиля.
Такие периодически чередующиеся переключения называют цикличностью
переключения передач.
При автоматическом управлении коробками передач, у которых пере-
ключение производится обычным способом (каретками, муфтами или син-
хронизаторами), необходимо иметь также автоматическое управление сце-
плением, причем механизм управления сцеплением должен быть сблокиро-
ван с механизмом управления коробкой передач.
Степень автоматизации управления коробкой передач может быть раз-
личной.
Наиболее простым видом автоматизации является совмещение переклю-
чения передач с управлением сцеплением, когда перемещение рычага при
переключении той или иной передачи одновременно вызывает автомати-
ческое выключение сцепления перед вводом в зацепление соответствующих
шестерен пли муфт и автоматическое включение сцепления после окончания
процесса переключения. При этом процесс переключения передач может
осуществляться с помощью механического привода или с помощью специ-
ального рычажка или кнопок, управляющих сервомеханизмами, производя-
щими переключение передач.
На фиг. 72 и 73 показаны схем’.?., иллюстрирующие работу гидравли-
ческой системы автомобиля Ситроен DS19. Система включает при-
боры 13—18 (фиг. 73) для управления тормозами, гидропривод 4 рулевого
управления, цилиндры И и 12 подвески, а также устройства для управле-
ния коробкой передач и сцеплением: блок управления 6, гидроцилиндр 8,
сервомотор 9, вилку 10 включения сцепления, корректор 7.
37
На автомобиле установлена четырехступенчатая коробка передач
с неподвижными осями валов. Переключение второй, третьей и четвертой
передач осуществляется синхронизаторами постоянного давления, а первой
передачи —- перемещением шестерни. Перемещение ползунов, управляющих
вилками синхронизаторов, и шестерни первой передачи происходит под
давлением масла, подаваемого к цилиндрам, в которых ходят поршни 1
(фиг. 72) и 4, связанные с ползуном 2, а также пружиной 3.
Давление масла в системе создается двумя насосами низкого давле-
ния 5 (фиг. 73) и высокого давления 3. Оба насоса работают от двигателя.
Насос высокого давления подает масло из резервуара 1 в гидропневмати-
ческпй аккумулятор 2, внутри которого находится инертный газ. Из акку-
мулятора масло под давлением поступает к различным механизмам, в том
числе я к блоку управления коробкой передач и сцеплением.
Фиг. 72. Механизм переключения передач коробки передач авто-
мобиля Ситроен DS19.
Однодисковое пружинное сцепление выключается при помощи серво-
мотора 9, связанного непосредственно с вилкой 10 выключения сцепления.
Сервомотор 9 связан с магистралью высокого давления через блок упра-
вления коробкой передач и корректор 7 сцепления. Подачей масла из маги-
страли высокого давления к сервомотору 9 управляет золотник е, положе-
ние которого зависит от давления масла в магистрали низкого давления
и, следовательно, от числа оборотов двигателя, так как насос 5 связан
с последним.
Масло из магистрали низкого давления поступает в полость над порш-
нем з и затем сливается через отверстие ж в днище этого поршня. При малом
числе оборотов двигателя давление над поршнем невелико и он, а следова-
тельно, и золотник е находятся в верхнем положении. При этом канал,
связывающий магистраль высокого давления с сервомотором 9, открыт,
а сливной канал высокого давления закрыт. В результате этого сцепление
оказывается выключенным.
При увеличении числа оборотов двигателя давление над поршнем з
увеличивается и он вместе с золотником е опускается, вследствие чего пере-
крывается канал, подающий жидкость к сервомотору 9, и открывается слив-
ной канал. Сцепление включается. При большом числе оборотов двигателя
для предотвращения чрезмерного повышения давления в магистрали низ-
кого давления предусмотрен второй сливной канал, открывающийся при
опускании поршня.
Управление переключением передач осуществляется при помощи изби-
рательного золотника г, связанного с рычагом, установленным на рулевой
колонке. Когда рычаг установлен в положение, соответствующее включению
Toii пли иной передачи, золотник г прежде всего соединяет со сливным кана-
лом цилиндр, в котором находится поршень, обеспечивающий включение
Фиг. 73. Схема гидравлической системы автомобиля Ситроен DS19.
передачи, предшествовавшей включаемой. При этом пружина получает
возможность переместить вилку ранее включенной передачи в нейтральное
положение.
Однако включение выбранной передачи произойдет лишь после того,
как в результате отпускания педали управления дроссельной заслонкой
давление под поршнем з упадет настолько, что золотник е откроет канал,
соединяющий магистраль высокого давления с сервомотором выключения
сцепления. После выключения сцепления срабатывает клапан д и давление
масла подается к соответствующему поршню, включающему выбранную
передачу.
При включении второй, третьей и четверто!”! передач магистраль высокого
давления одновременно с открытием каналов, подающих масло к поршню,
соединяется с так называемой емкостью синхронизации, образованной ком-
плектом поршней б, на которые действует пружина а. Вследствие этого
задерживается нарастание давления и обеспечивается необходимое время
для выравнивания при помощи синхронизаторов угловых скоростей эле-
ментов, вводимых в зацепление при включении выбранной передачи.
После включения передачи плавным нажатием на педаль управления
дроссельной заслонкой увеличивают число оборотов двигателя. В резуль-
тате этого повышается давление под поршнем з и включается сцепление,
как было описано выше.
В системе нет никакого устройства, сигнализирующего о том, что пере-
дача включена. Поэтому после перемещения рычага переключения в выбран-
ное положение необходимо задержать в течение некоторого времени педаль
управления дроссельной заслонки в отпущенном положении.
При значительном увеличении сопротивления движению автомобиля
возможно уменьшение числа оборотов двигателя, при котором могло бы
произойти выключение сцепления таким же образом, как и при отпускании
педали дроссельной заслонки. Для предотвращения этого давление в серво-
моторе выключения сцепления дополнительно изменяется корректором 7,
имеющим механическую (через пружину) связь с дроссельной заслонкой.
Чем больше степень открытия дроссельной заслонки, тем больше снижается
давление в сервоцилнндре.
Корректор 7 позволяет также изменять резкость включения сцепления
с изменением скорости открытия дроссельной заслонки. Чем быстрее откры-
вается дроссельная заслонка, тем быстрее падает давление в сервомоторе 9
к тем более резко включается сцепление.
Для управления сцеплением при неработающем двигателе (например,
включение сцепления при пуске двигателя буксированием автомобиля)
предусмотрено ручное управление с помощью золотника с. Соответствующее
высокое давление жидкости в рабочей магистрали обеспечивается в этом
случае аккумулятором 2.
На фиг. 74 показана ступенчатая коробка фирмы Смит с электрическим
управлением. Коробки передач такого типа устанавливаются по желанию
покупателя на автомобилях Хильман Минке, Изетта 300 и некоторых дру-
гих легковых автомобилей.
Ведомый вал 9 проходит через всю коробку передач и может быть связан
с двигателем посредством переднего электромагнитного порошкового сцепле-
ния 1. Заднее электромагнитное порошковое сцепление 2 соединяет с колен-
чатым валом двигателя полый вал, как одно целое с которым выполнена
шестерня 3. На ведомом валу свободно установлены шестерни 5 и 6.
Рычаг избирателя, расположенный на рулевой колонке, может быть
установлен в одном из четырех положений: «I Нейтральная передача»; «Вто-
рая передача»; «Движение»; «Задний ход».
В положении «Движение» или «Вторая передача» зубчатая муфта о соеди-
няет вал 9 с шестерней 6 через муфту свободного хода 7. Одновременно
с этим замыкаются контакты цепи обмотки сцепления 2. Таким образом
90
1 2
Фиг. 74. Коробка передач Смит.
।
получается первая передача. При увеличении скорости движения автомо-
биля автоматически с помощью синхронизатора 4 с валом 9 связывается
шестерня 5, в результате чего включается вторая передача. Зубчатая
муфта cS’ при этом может оставаться включенной, так как опа связана
с шестерней 6 через муфту свободного хода.
Для того чтобы при переходе от первой передачи ко второй.не прекра-
щался подвод мощности к ведущим колесам одновременно с замыканием
обмоток электромагнита, перемещающего синхронизатор 4 (фиг. 74), замы-
кается цепь обмоток сцепления 1. Муфта синхронизатора не может войти
в зацепление с зубчатым венцом шестерни до тех пор, пока не выровняются
угловые скорости муфты и шестерни. В течение всего периода от начала
включения второй передачи до момента выравнивания угловых скоростей
включаемых элементов к ведомому валу подводится крутящий момент
от коленчатого вала через сцепление 1.
Через сцепление 2 крутящий момент не. передается, несмотря па то, что
оно остается включенным, так как вал 9 связан с шестерней 6 через муфту
свободного хода.
Скорость автомобиля в процессе включения передач остается практи-
чески постоянной, а передаточное число трансмиссии резко уменьшается,
поэтому угловая скорость шестерни 5 также резко уменьшается. В резуль-
тате этого скорости муфты синхронизатора и шестерни 5 быстро выравни-
ваются, и включается вторая передача. В момент входа в зацепление муфты
синхронизатора с зубчатым венцом шестерни 5 цепь обмотки сцепления 1
прерывается.
Если избирательный рычаг установлен в положение «вторая передача»,
то высшей включаемой передачей является вторая. Если избирательный
рычаг установлен в положение «Движение», то при увеличении скорости
автомобиля до некоторой величины автоматически размыкается цепь возбу-
ждения сцепления 1 и замыкается цепь возбуждения сцепления 2. Это при-
водит к включению третьей (прямой) передачи.
Для включения заднего хода избирательный рычаг переводят в поло-
жение «Задний ход». При этом муфта 8 перемещается назад и ее наружные
зубья входят в зацепление с зубьями шестерни каретки заднего хода. Сцепле-
ние 2 в этом случае включено, а сцепление 1 выключено.
Величина скорости, при которой включается та или иная передача,
зависит от нагрузки двигателя.
На фиг. 75 сплошными прямыми показано переключение с низших
передач на высшие, а штриховыми — с высших передач на низшие. Несов-
падение скоростей, соответствующих переключению передач с низшей
на высшую и наоборот, устраняет возможность цикличности переключения.
Схема автоматического регулятора, управляющего переключением пере-
дач, показана на фиг. 76.
Внутри полого цилиндра /, связанного гибким валом с вторичным
валом коробки передач, помещен постоянный магнит 2, удерживаемый
от вращения пружиной 3. В результате взаимодействия между цилиндром 1
и магнитом 2 последний, преодолевая сопротивление пружины, поворачи-
вается па некоторый угол, зависящий от числа оборотов цилиндра. С магни-
том связан контакт 4, который в зависимости от угла поворота магнита,
а следовательно, и от скорости движения автомобиля может замыкаться
с контактами 5 или 6 пли располагаться между ними.
При замыкании контактов 4 и 5 включается сцепление 2 (см. фиг. 74).
При расположении контакта 4 (фиг. 76) между контактами 5 и 6 вклю-
чается вторая передача. Если замыкаются контакты 4 и 6. то включается
третья передача.
Взаимное положение контактов 5 и 6 связано с положением педали 7
дроссельной заслонки. Для этого указанные контакты располагаются
на деталях специальной планетарной передачи, связанной рычагом с прн-
92
водом дроссельной заслонки. Привод от педали дроссельной заслонки
к планетарной передаче выполнен таким образом, что открытие дроссельной
заслонки в пределах 30% не оказывает влияния на положение контактов.
При дальнейшем открытии дроссель-
ной заслонки положение контактов
изменяется так, что включение со-
ответствующих передач происходит
при большем числе оборотов вторич-
ного вала.
Фиг. 75. Диаграмма переключения передач
в коробке передач Смит:
I — область первой передачи; //—область второй
передачи; /// — область третьей передачи.
Фиг. 76. Автоматический регулятор коробки
передач Смит.
§ 3. ПЛАНЕТАРНЫЕ СТУПЕНЧАТЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Ступенчатая планетарная коробка передач Гидроматик применяется
на ряде американских и западноевропейских легковых автомобилей как
стандартное оборудование.
Коробка передач Вильсон устанавливается как стандартное оборудова-
ние на английских легковых автомобилях и автобусах Даймлер и на неко-
торых специальных автомобилях.
На фиг. 77 показана ступенчатая планетарная коробка Хоббс-Меха-
матик с автоматическим управлением. Редукторная часть этой коробки
относится к типу эпициклических планетарных передач.
Управление коробкой передач осуществляется при помощи сцепле-
ний Сг и С2 и тормозов Bt, В 2 и В3.
Для получения первой передачи включается сцепление Су и затормажи-
вается тормоз В3. В этом случае водило неподвижно и двойной сателлит
(шестерни 7 и 8) является промежуточной шестерней, через которую момент
передается от солнечной шестерни 4 к шестерне 5 ведомого вала 6.
Для получения второй передачи включается сцепление и затормажи-
вается тормоз В2. При этом шестерня 1 тройного сателлита (шестерни 1, 2
и 3), получая вращение от шестерни 4 через шестерни 8 и 3, обкатывается
по неподвижной шестерне 10 и заставляет вращаться водило.
Третья передача получается, если включить сцепление и затормозить
тормоз By. При этом происходит то же, что и при включении второй
передачи, но по неподвижной шестерне 9 обкатывается шестерня 2 тройного
сателлита.
93
Фиг. 77. Коробка передач Хоббс.
94
Чтобы получить четвертую передачу, включают сцепление Сх и С2.
В этом случае передача блокируется.
Задний ход получается, если включить сцепление С2 и затянуть тормоз В3.
При остановленном водиле вращение передается от солнечной шестерни 9
через шестерни 2, 3, 8 и 7.
При нейтральном положении оба сцепления выключены и все тормоза
освобождены. При этом все детали коробки передач неподвижны, если
ведомый вал не вращается. При вращении ведомого вала, когда автомобиль
движется, детали коробки передач вращаются, но без нагрузки и с угло-
выми скоростями, меньшими, чем при включении какой-либо передачи.
Для управления коробкой передач рычаг избирателя, расположенный
на рулевой колонке, имеет шесть положений, соответствующих заднему
ходу, нейтральному положению и включению первой — четвертой передач.
При установке рычага в положение «4» автоматическое переключение про-
исходит на всех передачах от первой до четвертой, при установке рычага
в положение «3» — на всех передачах от первой до третьей и т. д.
Момент перехода с одной передачи на другую определяется ско-
ростью движения автомобиля и степенью открытия дроссельной за-
слонки.
Схема гидравлической системы управления коробкой передач показана
на фиг. 78.
Давление в системе создается насосом 1, приводимым во вращение
от двигателя. Величина рабочего давления, создаваемого этим насосом,
регулируется регуляторами 2 и 3 в зависимости от положения дроссельной
заслонки. Регулятор 2 изменяет давление масла, подаваемого к тормозам,
а регулятор 3 — давление масла, подаваемого к сцеплениям. С увеличением
открытия дроссельной заслонки рабочее давление возрастает. Давление,
необходимое для управления клапанами, создается насосом 8, приводимым
в движение от ведомого вала. Кроме того, этот насос обеспечивает необхо-
димое давление в системе смазки коробки передач в том случае, если дви-
гатель перестанет работать, а также возможность управления коробкой
передач при пуске двигателя буксированием автомобиля.
Переключение всех рабочих аппаратов на рабочее давление насоса 8
осуществляется автоматически клапаном 5 при падении до нуля давления,
создаваемого насосом /. Включение сцеплений и тормозов осуществляется
путем подачи масла под давлением в соответствующие диафрагменные
камеры.
Управление сцеплениями при трогании автомобиля с места осуществляется
с помощью двух клапанов «трогания с места», размещенных в радиальных
отверстиях корпуса клапанов, смонтированного в сцеплении (фиг. 77).
Каждый клапан обслуживает одно сцепление. Пружина клапана всегда
отжимает его в направлении оси вращения, при этом камеры обоих сцепле-
ний соединяются со сливным каналом — сцепления выключаются. Такое
положение соответствует случаю, когда двигатель не работает и, следова-
тельно, клапаны находятся только под действием пружин.
При работающем двигателе на клапаны, кроме пружин, действуют также
центробежные силы, вызываемые вращением корпуса, и давление масла,
создаваемое насосом. Давление масла создает дополнительное усилие, отжи-
мающее клапаны в ту же сторону, что и пружины. При малом числе оборо-
тов двигателя сила давления пружин и масла больше центробежных сил,
стремящихся отодвинуть клапаны к периферии. С увеличением числа обо-
ротов центробежная сила растет быстрее, чем сила давления масла, поэтому
при некотором сравнительно небольшом числе оборотов клапан перемеща-
ется в такое положение, при котором диафрагменная камера сцепления Сх
связывается с рабочей магистралью, и сцепление включается.
Сцепление Сх остается включенным при всех передачах для движения
вперед. Сцепление С2 включается лишь при увеличении давления масла,
95
Фиг. 78. Система управления коробкой передач Хоббс:
I, II, III п IV — соответственно первая, вторая, третья и четвертая передачи; Н. п. — нейтральнее положение; 3. х. — задний ход.
связанном с большими скоростями движения, либо при установке избира-
тельного рычага в положение «Задний ход».
Подача масла в камеру соответствующего тормоза зависит от положения
гильзы регулятора 6 (фиг. 78), который соединяет рабочую магистраль
с камерой того или иного тормоза. Гильза регулятора 6 находится под дей-
ствием давления масла, подаваемого насосом 8, и пружины регулятора.
Давление масла стремится сместить гильзу вниз, чему препятствует пру-
жина. При крайнем нижнем положении гильзы все тормоза расторможены.
Масло под давлением подается к сцеплению (см. фиг. 77). Сцепление С2
также включено. Таким образом, оказываются включенными оба сцепле-
ния, что обеспечивает переход на четвертую передачу.
В крайнем верхнем положении гильзы регулятора включен тормоз В3
и, следовательно, при включенном сцеплении получается первая
передача, а при включенном сцеплении С2 —• задний ход. Тормоз В3 вклю-
чен также и при нейтральном положении передач. Оба сцепления в этом
случае выключены.
Положение гильзы зависит от давления масла, подаваемого насосом 8
(фиг. 78). Это давление при прочих равных условиях тем больше, • чем
больше скорость движения автомобиля. Однако для обеспечения наилуч-
ших динамических и экономических качеств автомобиля переход с одной
передачи на другую должен зависеть не только от скорости движения,
но и от нагрузки. В частности, при разгоне для обеспечения наибольших
ускорений следует переходить на высшие передачи как можно позже.
В условиях установившегося движения для повышения экономичности авто-
мобиля такой переход должен производиться возможно раньше.
В управлении коробкой передач Хоббс предусмотрено влияние на момент
включения передач величины нагрузки двигателя. Для этого магистраль
насоса 8 связана со сливным каналом через специальный клапан 4, положе-
ние которого зависит от степени открытия дроссельной заслонки. При уве-
личении открытия дроссельной заслонки положение клапана изменяется
так, что отверстие, сообщающее магистраль насоса 8 со сливным каналом,
увеличивается. В результате этого давление в магистрали падает, и для
перехода на соответствующую высшую передачу требуется большая скорость
движения.
Таким же образом обеспечивается влияние на момент переключения
передач положения избирательного рычага. Клапан 7, связанный с изби-
рательным рычагом, включен в магистраль насоса 8. При перемещении
гильзы клапана, связанном с изменением положения рычага управления,
изменяется отверстие, через которое часть масла из магистрали идет на слив.
При соответствующем увеличении указанного отверстия давление в маги-
страли падает настолько, что даже при максимальном числе оборотов ведо-
мого вала и прикрытой дроссельной заслонке не может включиться пере-
дача выше той, которая установлена избирательным рычагом.
Гильза регулятора 6 в положении, соответствующем включению той или
иной передачи, удерживается специальным фиксатором. При переходе
с низшей передачи на высшую проходное сечение каналов, соединяющих
магистраль насоса 8 со сливным каналом, автоматически увеличивается.
В результате этого давление в указанной магистрали падает. Для перехода
на следующую передачу необходимо, чтобы давление поднялось до вели-
чины, достаточной для преодоления усилий пружины и фиксатора. Такое
увеличение давления произойдет лишь тогда, когда скорость движения,
автомобиля возрастет до соответствующего значения.
Переход с высшей передачи на низшую возможен в следующих случаях:
а) уменьшение скорости автомобиля до величины, при которой давление
пружины гильзы регулятора 6 станет больше сопротивления масла, подава-
емого насосом 8, и фиксатора; б) увеличение открытия дроссельной заслонки,
при котором клапан 4 сообщает магистраль насоса 8 со сливным каналом
7 Литвинов 97
через отверстие большого сечения, и давление в магистрали силъно падает;
в) перемещение избирательного рычага в положение, соответствующее низ-
шей передаче.
Во всех случаях переход на низшую передачу происходит при скорости
автомобиля, меньшей той, при которой в тех же условиях происходит пере-
ход с низшей передачи на высшую. Это устраняет цикличность переклю-
чения.
Коробки передач Хоббс изготовляются для автомобилей различного
типа. Они устанавливаются как стандартное оборудование на ряде спе-
циальных автомобилей (например, санитарный автомобиль Остин LD-2)
и на некоторых автомобилях по желанию покупателей за дополнительную
плату.
Фиг. 79. Коробка передач автомобилей Роллс-Ройс.
Редукторная часть планетарной ступенчатой коробки передач Роллс-
Ройс (фиг. 79) состоит из трех планетарных рядов /, 6 и 7. Каждый из перед-
них рядов с помощью двух фрикционных элементов (сцепление 2 и тормоз 3
для первого ряда, сцепление 5 и тормоз 4 для второго ряда) обеспечивает
получение двух передач для движения вперед. Третий ряд 7 служит для
получения заднего хода.
Для получения первой передачи затормаживаются тормоза 3 и 4, сцепле-
ния 2 и 5 выключаются.
Вращение от коленчатого вала 12 передается через корпус 10 гидро-
муфты к коронной шестерне планетарного ряда 1. Солнечная шестерня
этого ряда удерживается тормозом 5, поэтому водило этого ряда вращается
с угловой скоростью, меньшей чем угловая скорость коленчатого вала.
С водилом связано насосное колесо 14 гидромуфты 13. Таким образом насос-
ное колесо, а следовательно, и турбина 11 гидромуфты вращаются с угловой
скоростью, которая меньше угловой скорости коленчатого вала.
От турбины вращение передается к солнечной шестерне второго плане-
тарного ряда 6. Коронная шестерня этого ряда заторможена тормозом 4,
поэтому водило, связанное с ведомым валом 9, вращается с угловой ско-
ростью, меньшей угловой скорости турбины.
Для включения второй передачи освобождается тормоз 3 и включается
сцепление 2. В этом случае первый планетарный ряд 1 заблокирован и угло-
вая скорость турбины равна угловой скорости коленчатого вала. Передача
от турбины к ведомому валу осуществляется так же, как и на первой пере-
даче.
Для включения третьей передачи вновь затормаживается тормоз 3
и выключается сцепление 2. Тормоз 4 затормаживается, а сцепление 5 вклю-
98
чается. Передача от коленчатого вала к турбине происходит так же, как
и на первой передаче, а от турбины к ведомому валу — напрямую, так как
второй планетарный ряд заблокирован.
Для получения четвертой передачи оба тормоза освобождаются, а оба
сцепления включаются. Так как оба планетарных ряда заблокированы,
передача происходит без изменения момента.
Для получения заднего хода затормаживается тормоз 3, выключается
сцепление 2 и включается конусное сцепление 8 заднего ряда.
Автоматическое управление коробкой передач осуществляется при
помощи гидравлической системы (фиг. 80).
Фиг. 80. Гидравлическая система управления коробкой передач Роллс-Ройс.
Давление масла в системе создается двумя шестеренчатыми насосами,
один из которых (передний) связан с двигателем, а другой (задний) —
с ведомым валом коробки передач (на фиг. 80 показан только один насос).
Из главной магистрали маслб поступает к распределителю 6 ручного упра-
вления, золотник 5 которого соединен с рычагом 4 селектора, установлен-
ного на рулевой колонке.
Для управления включением различных передач имеются специальные
клапаны первой — второй, второй — третьей и третьей — четвертой пере-
дач. На фиг. 80 показан лишь один из указанных клапанов.
Клапан может в зависимости от положения золотника 10 либо сообщать
рабочие полости сцепления 2 и тормоза 3 с главной магистралью, либо
отъединять их от нее. Положение золотника определяется скоростью дви-
жения автомобиля и степенью открытия дроссельной заслонки. Для этого
к золотнику с одной стороны подводится давление масла, подаваемого
от насоса 7 через центробежный регулятор 9.
Регулятор получает вращение от ведомого вала. Масло, поступающее
из насоса 7, проходит через отверстие, проходное сечение которого регу-
лируется золотником 8. С увеличением числа оборотов двигателя золотник 8
под действием центробежной силы перемещается в направлении от оси вра-
щения, вследствие чего увеличивается сечение для прохода масла к клапану
переключения передач. В результате этого давление масла на золотник 10
7* 99
увеличивается. При этом клапан стремится переместиться так, чтобы соеди-
нить главную магистраль с тормозом и сцеплением. Центробежная сила,
действующая на золотник, всегда уравновешивается силой давления масла
на левую часть золотника. Поэтому давление масла в клапане переключения
определяется величиной центробежной силы, а следовательно, и скоростью
движения автомобиля.
Таким образом, включение сцепления и выключение тормоза зависят
от скорости движения автомобиля.
Однако на золотник 10 действует также давление, изменяющееся с изме-
нением положения дроссельной заслонки (на фиг. 80 условно показана
механическая связь золотника с педалью 1 управления дроссельной заслон-
кой). Давление изменяется так, что с увеличением степени открытия дрос-
сельной заслонки скорость, при которой открывается магистраль, связы-
вающая сцепление и тормоз с главной магистралью, увеличивается.
Для преодоления силы пружин, удерживающих золотники клапанов
переключения различных передач, необходимо различное усилие.
§ 4. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
У коробок передач рассчитывают шестерни, валы и подшипники.
Зубья шестерен рассчитывают на изгиб от максимальной однократной
динамической нагрузки, на выносливость от многократного приложения
изгибающей нагрузки и на выносливость рабочих поверхностей зубьев.
Максимальный момент на ведомом валу коробки передай
Фиг. 81. График для предварительного выбора модуля шестерен.
Для прочностного расчета обычно вначале выбирают предварительное
значение модуля, а затем производят проверочный расчет, позволяющий
уточнить предварительный выбор. Для предварительного выбора модуля
можно воспользоваться графиком, приведенным на фиг. 81 [23].
Расчет шестерен
Определение напряжений на изгиб в зубьях прямозубых шестерен про-
изводится по формуле
(44)
PdKoKf
и ybtd ’
где Рд — окружная сила, действующая на зуб;
Ка—коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений в месте
перехода от зуба к телу шестерни;
100
Kf — коэффициент, учитывающий влияние трения между зубьями;
у — коэффициент формы зуба;
b — ширина зубчатого венца;
td — шаг по делительной окружности.
Для цементованных шестерен, нарезанных инструментом со стандарт-
ным закруглением рабочего контура (ГОСТ 3058-54), можно принимать
Кв = 1,2.
Для закаленных шестерен, нарезанных стандартным инструментом,
Ка = 1,2 ч-1,4, причем большие значения относятся к шестерням, имеющим
число зубьев z 60, а меньшее — к шестерням с числом зубьев z <С 20.
Для ведомой шестерни коэффициент Kf — 0,9, для ведущей К? = 1,1.
Коэффициент у для шестерен, нарезанных стандартным инструментом,
в зависимости от числа зубьев z и коэффициента коррекции | может быть
найден по графику (фиг. 82, а). Если шестерня имеет угол исходного кон-
тура, отличный от 20°, или нестандартные размеры зубьев по высоте, то коэф-
фициент у, найденный по графику, нужно умножить на поправочный коэф-
фициент
а = aaahi
где ah — коэффициент, учитывающий влияние отклонения высоты зуба h
. 2,25/п
рассчитываемой шестерни от стандартной; \ah = —;
аа — коэффициент, учитывающий влияние отличия угла зацепления
рассчитываемой шестерни от стандартного угла аа.
Ниже приведено значение коэффициента аа:
ад 14°50' 17°30' 22°30' 25°
аа 0,79 0,89 1,1 1,23
Коэффициент у зависит не только от размеров зуба, но и от точки при-
ложения силы, изгибающей зуб в наиболее опасном случае нагрун ения.
График, изображенный на фиг. 82, построен из расчета приложения
всей нагрузки к вершине одного зуба.
Для шестерен, выполненных по 6—7-му классу точности (ГОСТ 1643-56)
или с более высокой точностью, такой расчет дает значительно завышенные
напряжения. Для таких шестерен можно в качестве расчетного случая счи-
тать момент перехода от двухпарного зацепления к однопарному.
Коэффициент формы зуба в этом случае может быть определен следую-
щим образом.
Находят радиус кривизны qv1 профиля зуба в точке перехода от двух-
парного зацепления к однопарному:
ех1 = А2 — (го1 + Г02)2 — Яе2 — Г02 + лт cos аа, (45)
где А — межосевое расстояние;
г ох — радиус основной окружности рассчитываемой шестерни;
г02 — радиус основной окружности шестерни, сопрягаемой с рассчиты-
ваемой;
/?е2 — радиус окружности выступов шестерни, сопрягаемой с рассчиты-
ваемой.
Определяют расстояние 1Х от вершины зуба до точки приложения рас-
четной нагрузки: _______
1х = Rel—'j/'Qxl ~h ^01> (46)
где — радиус окружности выступов рассчитываемой шестерни.
Если 0 < 1Х < 0,5/п, то находят по графикам значения коэффициентов
формы зуба у0 (фиг. 82, а) для случая, когда расчетная нагрузка приложена
к вершине зуба, и //05 (фиг. 82, б) для случая, когда расчетная нагрузка
приложена на расстоянии 0,5/и от вершины зуба.
101
Фиг. 82. Графики для определения коэффициента
формы зуба у.
Искомый коэффициент формы зуба 'ух находят интерполированием
Если 0,5/п < 1Х < т, то находят значение z/()r, по фиг. 82, б и ут —
по фиг. 82, в.
Искомый коэффициент формы зуба
+ (48)
Ширину зубчатого венца у прямозубых шестерен выбирают в преде-
лах b — (4,4 ч-7) т.
При определении напряжений изгиба в косозубых шестернях возможны
два случая.
1. Если степень перекрытия в осевом сечении е < 1,1, то опасное сечение
располагается у основания зуба параллельно оси шестерни. Напряжение
изгиба
где tn — нормальный шаг зацепления;
— коэффициент, учитывающий степень перекрытия зацепления.
При е = 8S 4- еа > 2,4 Ке = 0,8 (es 4- еа);
при 8 = Es 4- еа < 2,4 К& = 0,9 (es 4- еа),
где 8S — степень перекрытия зубьев в торцовом сечении;
ва — степень перекрытия зубьев в осевом сечении.
Коэффициент формы зуба у находят по графику на фиг. 82, а. При этом
вместо фактического числа зубьев z следует брать приведенное число зубьев
Угол наклона спирали зубьев шестерен коробок передач обычно выби-
рают в следующих пределах (в град)-.
для грузовых и специальных автомобилей............................20—35
для легковых автомобилей..........................................25—45
Ширина зубчатого венца косозубых шестерен b = (7 4-8,6) тп, где тп —
нормальный модуль.
2. Если еа > 1,1, то опасное сечение обычно располагается под углом
К основанию зуба (косой излом). Напря i ение в зубьях в этом случае
“ ybtn^ ’
(51)
где Кр — коэффициент, учитывающий влияние на прочность зуба степени
перекрытия и наклонного расположения опасного сечения.
Коэффициент Кр может быть найден по формуле
К, = (52)
Входящие в формулу величины Л1Л-„ и о находят по графикам
(фиг. 83, а и б) 1231.
Остальные параметры, входящие в формулу (51), выбирают такие ле,
что и в случае 1.
Формулами (44) — (52) мои но пользоваться как для расчета шестерен
на прочность при прило ении максимальной динамической нагрузки, так
и для расчета их на выносливость.
103
В первом случае окружную силу Рд подсчитывают как частное от деле-
ния максимального динамического момента на радиус делительной окруж-
ности шестерни. Максимальные динамические нагрузки возникают при рез-
ком включении сцепления и могут быть найдены по формуле
n _ Мтах _ о /“.*?»
б)
Фиг. 83. Графики для расчета коэффициента К&.
где Л1,пах — динамический крутящий момент, действующий на шестерню;
гд — радиус делительной окружности;
0 — коэффициент запаса сцепления;
Kq — коэффициент динамичности, определяемый по формуле (1);
Л'Ьтах — максимальный крутящий момент двигателя;
i — передаточное число между коленчатым валом и рассчитываемой
шестерней.
104
При расчете на динамическую нагрузку коэффициент Ка принимают
равным единице. Напряжения, полученные при расчете на динамическую
нагрузку, сравнивают с пределом прочности ав материала, из которого
изготовляются шестерни:
Запас прочности
k ~ k.k.k.TгТ2,
где А'1 — коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине
зуба; при некопсолыюм расположении шестерен kx = 1,00 4-
-н],10 и при консольном расположении шестерен/?! — 1,104-
4-1,20;
Фиг. 84. Графики для определения коэффициента а использования крутящего момента.
k2 •— коэффициент, учитывающий требуемую надежность меха-
низма; /?2 = 1,10 4-1,15;
/?3 — коэффициент, учитывающий точность определения усилий
и напряжений; в случае применения точных методов расчета
шестерен /?3 = 1,2 4-1,4;
Т} и Т2 — коэффициенты, учитывающие точность изготовления шесте-
рен и чистоту обработки; для шевингованных шестерен
7\ = 1,004-1,05; Т2 - 1,054-1,10.
При расчете на выносливость окру,: ную силу подсчитывают по формуле
где а — коэффициент использования момента двигателя.
Коэффициент а может быть найден по графику (фиг. 84) в зависимости
р
от отношения — тяговой силы к весу автомобиля.
Напряжения, полученные при расчете на выносливость, сравнивают
с пределом выносливости <т?- при изгибе по пульсирующему циклу и задан-
ном для рассчитываемой шестерни числе циклов 7V,{;
Т--РГ—• <55>
где ст 1 —предел выносливости при симметричном цикле и базовом числе
циклов (для стали оно равно 107);
105
— отношение предела выносливости к пределу прочности;
Для обеспечения заданной долговечности доли но выполняться нера-
венство
Гг- 1 -
где k' = /гКд — запас прочности при расчете на выносливость.
Для прямозубых шестерен коэффициент динамичности Кд = 1,2 -=-1,4,
для косозубых ~ 1-г-1,3. Меньшие значения относятся к шестерням,
работающим с небольшой окружной скоростью и изготовленным по 5—7-му
классам точности.
Расчет на контактные напряжения сжатия сгЛ. ведут по следующим фор-
мулам:
для прямозубых шестерен
а _ 870 1±± | / p/ejAa (56)
к Al I b sin 2ad v '
для косозубых шестерен
о = 870 ]/ Р.cos ^КдКп , (57)
к Al г eskb sin as v ’
где i — передаточное отношение рассчитываемой пары;
А — межосевое расстояние;
М.д — крутящий момент двигателя;
kr — коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба;
его выбирают таким же, как и при расчете на изгиб;
— коэффициент динамичности; его выбирают таким же, как при рас-
чете на выносливость;
Кп — коэффициент, учитывающий увеличение нагрузки в полюсе зацеп-
ления вследствие неодинаковой жесткости соприкасающихся зубьев
в различных точках контакта;
X — коэффициент, учитывающий отличие суммарной длины контактной
линии зубьев от —g—;
J cos
as — угол зацепления в торцовом сечении.
Обычно коэффициент Кп считают равным 1,5. В этом случае множитель
I / C°S Q Qg
Полученные по формулам (56) и (57) значения контактных напряжений
сжатия сравнивают с пределом контактной выносливости при неко-'
тором эквивалентном числе циклов N3Kg:
°7-.v ~ CrHrc V > (58)
• » Wэкв
где CR — коэффициент;
HRC — твердость поверхностного слоя по Роквеллу, шкала С.
Если в качестве базового числа циклов принять N6 = 107, то для основ-
ных материалов шестерен автомобильных коробок передач можно принять,
что коэффициент составляет:
для сталей 12ХНЗ, 20ХНЗ, 12ХН4А и 18ХГТ..........................310
» » 40Х и 40ХН.............................................265
106
Эквивалентное число циклов
N3Ke = 60/СГ5лр,
где ,К0 — коэффициент времени;
7\ — суммарное время работы на каждой передаче;
пр — расчетное число оборотов.
В качестве расчетного момента принимают момент, передаваемый
через шестерню при работе двигателя с максимальным крутящим момен-
том.
Суммарное время работы Ts на ка гдой передаче может быть найдено
по графику (фиг. 85) [77]. Для пользования этим графиком необходимо
по расчетному моменту определить
удельную ^силу тяги j а на
рассчитываемой передаче и удельную
силу ТЯГИ .(' !) На ПеРеДаЧе
на одну ступень выше рассчитывае-
мой.
Искомое время работы Ts равно
разности ординат кривой, построен-
Фиг. 85. График для определения суммар-
ного времени Ts работы шестерен на каждой
передаче:
0,6
о.о
0,3
0.20
0,15
0,10
0,08
0,06
0,0 О
0,03
0.02 0,03 0.00 0.06 0.08 0! 0.15 0,2 0.3 0.0 05
Фиг. 86. График для определения коэффи-
циента времени Кв.
сплошные линии — грузовые автомобили; штри-
ховые липин — легковые автомобили; 1 — £> ~
= 150 000 км, vcp = 30 км/ч; 2 — S = 150 000 кл»,
г = 40 кл>/ч; 3 — 5=150 000 км, vcp=G0 км/ч
И 5=100 000 км, vcp=2Q км/ч; 4—5=150 000 км,
vcp '= 70 км!4-
V / max (к) (Ja ) max (л:-4~1)
Коэффициент времени Кв может быть найден по фиг. 86.
Разность между максимальным и средним удельными тяговыми уси-
ной для соответствующего автомобиля
и соответствующей средней скорости
движения в точках с абсциссами
(р \ tр \
) —(уЛ) может приниматься равной половине макси-
ма/ max X бгд / ср
мальной удельной силы тяги.
Расчетное число оборотов пр равно числу оборотов рассчитываемой
шестерни при максимальном крутящем моменте двигателя.
При расчете шестерни первичного вала и сопряженной с ней шестерни
промежуточного вала эквивалентное число циклов может быть подсчитано
как сумма эквивалентных чисел на всех передачах.
107
Для обеспечения заданной долговечности по контактным напряжениям
сжатия необходимо выполнение неравенства
где k" — запас прочности по контактным напряжениям; для автомобильных
шестерен можно считать, что k" — 1,2 4-1,3.
Расчет валов и подшипников
Валы коробок передач рассчитывают па изгиб и кручение от сил, дей-
ствующих на шестерни. Для предварительного выбора размеров валов можно
использовать эмпирические формулы [23]:
для первичного вала
d = 2,28 (59)
где d — диаметр вала в мм;
Мдтзх —максимальный крутящий момент двигателя в кгльч;
для промежуточного вала
0,45/1; ~ = 0,16-:—0,18, (60)
где I — длина вала;
для вторичного вала
0,45/1; -^- = 0,18-:- 0,21. (61)
Силу, действующую на каждую шестерню, можно разложить на три соста-
вляющие:
окружную силу
р. _ .
радиальную силу
р _ Mdt tg
Р~~ COS
н осевую силу
д Т . Mdi tg [Ъ
В качестве расчетного принимают момент, соответствующий работе
двигателя с максимальным моментом.
Для обеспечения достаточной жесткости обычно запас прочности валов
по пределу упругости принимают равным 5—10, причем меньшее значение
относится к промежуточному и вторичному валам, а большее-—к первич-
ному валу. Запас прочности должен быть тем большим, чем длиннее валы
коробки передач.
Шлицевые соединения валов коробок передач рассчитываются на смятие
по формуле
сМ 0,75zFldcp
(62)
где z — число шлицев;
F de и соответственно наружный и внутренний диаметры
шлицевой части вала);
I — рабочая длина шлицев;
dcp — средний диаметр шлицевой части вала;
/7
Ut'P •) '
108
Коэффициент 0,75 в формуле (62) учитывает неравномерность распре-
деления напряжений смятия между шлицами.
Запас прочности по пределу текучести для неподвижных шлицевых соеди-
нений равен 2—3.
Для подвижных шлицевых соединений (если передвижение осущест-
вляется не под нагрузкой) запас прочности равен 5—10.
Для подбора подшипников определяется коэффициент работоспособ-
ности С по формуле
С = [KKR + т (Л + S2 - Sx) ] K6Rni (nph)^, (63)
где — коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вра-
щается; если вращается внутреннее кольцо, то RK — 1;
если вращается наружное кольцо, то для сферических под-
шипников Кк = 1,1; для всех прочих подшипников RK ---- 1,4;
R — радиальная- нагрузка, действующая на подшипник;
т — коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной;
величина коэффициента т приводится в фирменных катало-
гах; для наиболее часто применяющихся в коробках передач
однорядных шарикоподшипников т ~ 1,5;
.4 — осевая нагрузка, действующая на подшипник;
Si и S2 — осевые составляющие, вызываемые действием радиальных
нагрузок Ri и R2 на радиально-упорные подшипники, уста-
новленные на обоих концах вала;
Sx = l,37?1tgpi; S2 = l,3tf2tg p2;
Pi J1 P-2 — углы между осью вала и направлением приложения нагрузки
к шарикам или роликам подшипников;
— коэффициент, учитывающий характер нагрузки; согласно
нормали Н-451-47 для подшипников коробок передач Кб = 1;
К.п — коэффициент, учитывающий температурный режим подшип-
ника, при температуре ниже 125° С принимается, что К/п — 1;
пр — расчетное число оборотов вращающегося кольца подшип-
ника; его выбирают из условия, что число оборотов колен-
чатого вала соответствует скорости движения на прямой
передаче, для грузовых автомобилей 30 км/ч, для легковых
автомобилей 50 км/ч-,
h — число часов работы подшипника.
Минимальная долговечность подшипника в часах определяется из условий
обеспечения заданной величины межремонтного пробега автомобиля. Ориен-
тировочные минимальные нормы пробега автомобиля до капитального
ремонта коробки передач составляют (в км):
для легковых и грузовых автомобилей...............................1G0 ООО
для автобусов...................................................... 200 000
Радиальная и осевые силы, действующие на подшипник, определяют как
реакции на опорах валов от сил, действующих на шестерни.
Силы, действующие на подшипники, переменны; поэтому при подсчете
радиальной и осевой реакции в соответствующие уравнения вместо действи-
тельного момента двигателя подставляют расчетный момент
где а — коэффициент использования крутящего момента, определяемый
по графику (фиг. 87) в зависимости от отношения веса автомобиля
к максимальному крутящему моменту двигателя Л4,Ипах (где Afdmax—
максимальный крутящий момент, подводимый от двигателя к сцеп-
лению, т. е. максимальный крутящий момент на коленчатом валу
двигателя за вычетом момента, затрачиваемого на привод вспомо-
гательных агрегатов).
10!)
Для подсчета коэффициента работоспособности при работе подшипников
на всех передачах вместо реального времени h в формулу (63) подставляют
эквивалентное время Тэкв, которое определяют по формуле (14), считая,
/И г, пп
ЧТО — = 3,33.
s
Время работы на передачах можно определить, пользуясь графиком
(фиг. 85) или нормалью Н-451-47.
0)
Фиг. 87. График для расчета подшипников:
а — легковые автомобили; б — грузовые автомобили.
Если проводят проверочный расчет, то определяют долговечность
на каждой передаче Т2, Т.2, Т3. . . , а суммарную долговечность Тс находят
по формуле
Ti >_ т2 _i тз ____ ЮО (641
Т, Т2 'Г Т3 Тс’ [ >
''Ч, т2, т3. . . — время работы на соответствующей передаче в процентах
от общего времени.
ГЛАВА 4
БЕССТУПЕНЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К БЕССТУПЕНЧАТЫМ ПЕРЕДАЧАМ
И ИХ классификация
К конструкциям бесступенчатых передач предъявляются следующие
требования:
1) автоматичность изменения передаточных чисел;
2) изменение передаточных чисел по закону, обеспечивающему паилуч-
шие тяговые и динамические качества автомобиля при заданной характе-
ристике двигателя;
3) высокий к. п. д. в пределах широкого дппазопа изменений режимов
эксплуатации;
4) приближение габаритов и веса к габаритам и весу ступенчатых коробок
передач (или механизмов трансмиссии, заменяемых бесступенчатой пере-
дачей).
По принципу работы преобразователя момента, обусловливающего
бесступенчатое изменение передач, бесступенчатые передачи могут быть
гидравлические, механические и электрические.
Гидравлические преобразователи крутящего момента могут быть гидро-
динамическими или гидростатическими (гидрообъемпыми).
Механические бесступенчатые коробки передач могут быть фрикцион-
ными и импульсными.
Бесступенчатые передачи могут заменять только сцепление и коробку
передач обычной механической трансмиссии или составлять основную часть
трансмиссии. В первом случае бесступенчатую передачу можно называть
бесступенчатой коробкой передач, во втором -- бесступенчатой (гидравли-
ческой или электрической) трансмиссией.
В качестве бесступенчатых коробок передач чаще всего используются
гидродинамические преобразователи в сочетании с механическими ступен-
чатыми коробками. Такие передачи называют гидромеханическими.
Механические бесступенчатые коробки передач применяются в основном
в опытных конструкциях. В качестве бесступенчатых трансмиссий исполь-
зуются электрические или гидрообъемные передачи.
Гидрообъемпые передачи могут использоваться и в качестве бесступен-
чатых коробок.
Бесступенчатые передачи в настоящее время применяются еще значи-
тельно реже, чем ступенчатые коробки передач.
Большинство автомобилей массового производства в качестве стандарт-
ного оборудования снабжается ступенчатыми коробками передач. Это объяс-
няется в основном тем, что бесступенчатые передачи значительно сложнее
ступенчатых и, следовательно, дороже последних.
Бесступенчатые передачи некоторых типов имеют больший вес и габа-
риты (электрические передачи) и недостаточно надежны в работе (импульсные
111
передачи). Однако бесступенчатые передачи обладают по сравнению со
ступенчатыми следующими преимуществами:
1. Все существующие бесступенчатые коробки передач в значительной
степени облегчают управление автомобилем, так как передаточное число
в трансмиссии изменяется автоматически вследствие наличия внутренней
автоматичности трансформатора моментов (гидропередачи, электропередачи),
специальной аппаратуры автоматического управления коробкой передач
или, наконец, в результате совместного действия как самого трансформатора
моментов, так и специальной автоматической аппаратуры.
Это достоинство бесступенчатых передач способствует также повышению
безопасности движения.
2. Бесступенчатые коробки передач улучшают проходимость автомоби-
лей. Основными причинами улучшения проходимости являются:
а) Отсутствие или значительное сокращение по времени разрывов потока
мощности к ведущим колесам, связанных при ступенчатых коробках с пере-
ключением передач. На дорогах с большим сопротивлением движению пре-
кращение подвода мощности к ведущим колесам вызывает резкое уменьшение
скорости автомобиля. Для восстановления прежней скорости требуется зна-
чительное увеличение силы тяги на ведущих колесах, что не всегда воз-
можно.
б) Более плавное, чем при ступенчатых коробках, нарастание силы тяги
на ведущих колесах.
§ 2. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Из бесступенчатых передач различных типов наибольшее распростра-
нение имеют гидромеханические коробки передач, состоящие из гидродина-
мического бесступенчатого преобразователя крутящего момента (гидротранс-
форматора) и механической ступенчатой коробки передач.
Гидромеханические коробки передач широко применяются в США на лег-
ковых автомобилях и автобусах. Так, в 1959 г. гидромеханические коробки
устанавливались на автомобилях, число которых составляло примерно 80%
от общего числа выпускаемых в США легковых автомобилей.
Правда, в качестве стандартного оборудования такие коробки передач
устанавливались только на 20 дорогих моделях автомобилей, выпуск которых
составляет менее 10% от общего выпуска легковых автомобилей.
На 48 моделях более дешевых автомобилей гидромеханические коробки
устанавливаются по желанию покупателя за дополнительную плату. Но боль-
шинство (свыше 65?6) покупателей, несмотря на сравнительно высокую
дополнительную плату (около 10% стоимости автомобиля), покупает авто-
мобили с гидромеханическими коробками.
Более 50% моделей автобусов, выпущенных в США в 1960 г., снабжены
гидромеханическими коробками передач.
Значительно меньше распространены гидромеханические коробки передач
в западноевропейском автомобилестроении.
В Советском Союзе гидромеханические передачи применяются на легко-
вых автомобилях высшего класса (ЗИЛ-111, ГАЗ-13 «Чайка»), на неко-
торых автомобилях М-21 «Волга», на тяжелых грузовых автомобилях
(например, 40-тонный самосвал МАЗ-530).
Гидротрансформатор, применяемый в качестве бесступенчатого преобра-
зователя крутящего момента в трансмиссиях автомобилей, имеет ряд пре-
имуществ:
1) обладает внутренней автоматичностью, т. е. способностью автома-
тически, без участия водителя, изменять крутящий момент на выходном валу
в соответствии с изменением сопротивления движению;
2) значительно уменьшает возможность остановки двигателя при резком
увеличении сопротивления движению;
112
3) способствует увеличению срока службы двигателя и трансмиссии,
уменьшая крутильные колебания и динамические нагрузки в трансмиссии;
4) позволяет увеличивать степень сжатия двигателя, так как при нали-
чии гидротрансформатора двигатель в наиболее тяжелых условиях движе-
ния работает с повышенным числом оборотов по сравнению со ступенчатой
коробкой передач, в результате чего уменьшается возможность возникно-
вения детонации.
5) имеет небольшой вес.
Фиг. 88. Характеристики совместной работы двигателя и гидротрансформатора.
Основным недостатком гидротрансформатора является значительно мень-
ший, чем у ступенчатых передач, средний к. п. д.
Максимальное значение к. и. д. современных автомобильных гидротранс-
форматоров может быть достаточно большим п достигать величины r|t, =
= 0,85-ь0,92. Однако такой к. и. д. возможен лишь при некотором опти-
мальном значении передаточного отношения г, равного отношению числа
оборотов турбины пт к числу оборотов насоса пн. При передаточных отно-
шениях, больших или меньших оптимального, к. п. д. довольно быстро
Уменьшается (фиг. 88, а).
В то же время при установке гидротрансформатора возможность изме-
нения скорости движения автомобиля путем изменения числа оборотов
8 Литвинов 113
двигателя более ограничена, чем при использовании ступенчатой коробки.
Вследствие этого диапазон изменения передаточных отношений трансмиссии
при установке гидротрансформатора должен быть большим, чем при уста-
новке ступенчатой коробки.
Чтобы показать это, на фиг. 88, б приведена так называемая нагрузоч-
ная характеристика гидротрансформатора. Кривая EFGHK характеризует
зависимость крутящего момента Мд двигателя от числа оборотов пд колен-
чатого вала при полном открытии дроссельной заслонки. Штрих-пунктир-
ные кривые показывают зависимость крутящего момента двигателя от его
числа оборотов при различной степени открытия дроссельной заслонки.
Кривая G1G2G3G4 характеризует зависимость момента, необходимого для
вращения насоса гидротрансформатора при различных числах оборотов
П&.
Для гидротрансформаторов некоторых типов подобная зависимость
является однозначной, и кривая GXG2G^G^ характеризует ее независимо
от величины передаточного отношения. Такие гидротрансформаторы полу-
чили название непрозрачных.
Если на автомобиле установлен указанный гидротрансформатор, то при
постоянном положении дроссельной заслонки двигатель может работать
только с одним определенным числом оборотов. Например, при полном
открытии дроссельной заслонки двигатель может работать только с числом
оборотов, соответствующим точке Gy. Всякое изменение скорости движения
автомобиля при неизменном положении дроссельной заслонки возможно
только за счет изменения передаточного отношения i — —. В случае уста-
пн
новки ступенчатой коробки передач при постоянном положении дроссельной
заслонки скорости движения автомобиля можно изменять в довольно широ-
ких пределах без изменения передаточного отношения в трансмиссии за счет
изменения числа оборотов коленчатого вала.
В трансмиссиях автомобилей чаще применяются гидротрансформаторы,
у которых зависимость момента Мн, необходимого для вращения насоса,
от числа оборотов коленчатого вала различна при различных передаточных
отношениях. На фиг. 88, б указанная зависимость для различных переда-
точных отношений показана штриховыми кривыми, пересекающими сплош-
ную кривую крутящих моментов в точках Е, F, G1} Н и К.
Гидротрансформаторы такого типа называют прозрачными.
Изменение скорости движения автомобиля при неизменном положении
дроссельной заслонки в случае установки подобного гидротрансформатора
происходит частично вследствие изменения числа оборотов коленчатого вала,
частично в результате изменения передаточного отношения гидротрансфор-
матора. Однако и при наличии прозрачного гидротрансформатора изме-
нение числа оборотов коленчатого вала используется для обеспечения
изменения скорости движения автомобиля в значительно меньшей степени,
чем при ступенчатой коробке передач.
Если бы изменение скорости движения автомобиля в различных усло-
виях эксплуатации происходило только за счет изменения числа оборотов
турбины, то гидротрансформатор в большинстве случаев работал бы с очень
низким к. п. д., что привело бы к значительному ухудшению экономичности
автомобиля. Для улучшения условий работы гидротрансформатора его
в большинстве случаев объединяют с механической передачей. Кроме того,
применяется ряд конструктивных мер, улучшающих к. п. д. самого гидро-
трансформатора.
В случае установки таких гидромеханических коробок передач эконо-
мические показатели работы автомобиля практически получаются такие же,
как и при использовании ступенчатой коробки передач, при сохранении всех
или во всяком случае большинства тех преимуществ, которые связаны
с применением гидротрансформатора.
114
Основной недостаток гидромеханической передачи по сравнению с обыч-
ной ступенчатой коробкой — сложность и высокая стоимость изготовления.
Уже одно то, что гидромеханическая передача представляет собой соче-
тание двух сложных механизмов (гидротрансформатора и ступенчатой
коробки передач), значительно увеличивает ее стоимость. Особенно значи-
тельно повышается стоимость гидромеханических передач в результате
применения сложной аппаратуры для автоматического управления ими.
При установке гидромеханических коробок передач по желанию поку-
пателей на американских легковых автомобилях доплата, составляющая
разницу в стоимости ступенчатой и бесступенчатой коробок передач, состав-
ляет свыше 10% стоимости автомобиля.
Гидромеханические коробки передач имеют также несколько больший
вес по сравнению со ступенчатыми. Однако в настоящее время увеличение
веса гидромеханических коробок передач в большинстве случаев сравни-
тельно невелико. Так, гидромеханическая коробка передач Форд-О-Матик,
выпущенная в 1959 г. для автомобилей Фаирляйн, Кастом-300 и др., весит
всего лишь на 8 кг больше ступенчатой коробки передач, устанавливаемой
на этих- автомобилях, а гидромеханическая коробка передач автомобиля
Бюик «Специаль» выпуска 1961 г. весит на 5 кг меньше агрегатов, которые
она заменяет в трансмиссии автомобиля. Вес гидромеханической коробки
передач автомобиля М-21 «Волга» составляет около 76 кг, а ступенчатой
вместе со сцеплением — 55 кг.
При оценке различных конструкций гидромеханических коробок передач
наряду с к. п. д. важное значение имеют прозрачность и коэффициент транс-
формации К входящих в них гидротрансформаторов.
Прозрачность гидротрансформатора может быть оценена коэффициентом
прозрачности ср, характеризующим изменение крутящего момента на валу
насоса с изменением передаточного числа I. Если через Мн тах обозначить
крутящий момент на валу насоса при некотором числе оборотов пн этого вала
и остановленной турбине, а через mjn — крутящий момент на валу насоса
при том же числе его оборотов и равенстве моментов на ведущем и ведомом
валах гидротрансформатора (коэффициент трансформации К — 1), то
„ — тлх
т М • *
/vlH пип
Если ср 1, то трансформатор непрозрачный; если ср >> 1, то трансфор-
матор имеет прямую прозрачность, при ср <7 1 — обратную прозрачность.
С увеличением прозрачности гидротрансформатора улучшается при про-
чих равных условиях характер зависимости его к. п. д. от числа оборотов
вала турбины и в результате этого уменьшаются потери в передаче.
Действительно, пусть некоторая скорость движения автомобиля полу-
чается при передаточном отношении, соответствующем максимальному зна-
чению к. п. д. Если гидротрансформатор полностью непрозрачен, то при
неизменном положении дроссельной заслонки изменение скорости автомо-
биля может быть обеспечено только за счет изменения передаточного отно-
шения, причем изменение передаточных отношений пропорционально изме-
нению скорости автомобиля. Соответственно с изменением передаточных
отношений будет уменьшаться к. п. д. гидротрансформатора.
Если представить себе гидротрансформатор, обладающий такой прозрач-
ностью, что изменение скорости автомобиля (или, что то же самое, изменение
числа оборотов турбины) вызывает такое же изменение числа оборотов
насоса, то при изменении скорости передаточное отношение не будет меняться
и гидротрансформатор будет все время работать с максимальным к. п. д.
В действительности при любой степени прозрачности гидротрансфор-
матора изменение скорости автомобиля связано с изменением передаточных
отношений, однако это изменение не. пропорционально изменению скорости
и тем меньше, чем больше прозрачность гидротрансформатора. В результате
115
этого кривая зависимости к. п. д. трансформатора от скорости движения
автомобиля (при постоянном положении дроссельной заслонки) получается
более растянутой в случае установки прозрачного гидротрансформатора
(штриховая кривая на фиг. 88, в) по сравнению с такой же кривой в случае
установки непрозрачного гидротрансформатора (сплошная кривая).
С увеличением диапазона скоростей, при которых гидротрансформатор
работает с высоким к. п. д., улучшаются экономические показатели работы
автомобиля.
Сравнение приведенной на фиг. 88, в зависимости моментов Мт на валу
турбины (штриховая кривая для прозрачного гидротрансформатора, сплош-
ная— для непрозрачного) показывает, что прозрачность улучшает также
и тяговые качества автомобиля.
Коэффициент трансформации К, характеризующий преобразующие каче-
ства гидротрансформатора, так же как и к. п. д., является функцией пере-
даточного отношения I.
Для оценки гидротрансформатора обычно указывается максимальный
коэффициент трансформации, соответствующий неподвижной турбине, т. е.
передаточному отношению i — 0. Чем больше коэффициент трансформации
при трогании автомобиля с места (г — 0), тем лучше его динамические
качества обеспечивает гидротрансформатор. Однако увеличение коэффициента
трансформации на режиме трогания автомобиля с места приводит при прочих
равных условиях к ухудшению ряда других качеств гидротрансформатора,
а именно: уменьшению максимального значения к. п. д., прозрачности
гидротрансформатора и передаточного отношения, соответствующего макси-
мальному значению к. п. д.
Эксплуатационные качества автомобиля с гидромеханической коробкой
передач зависят как от. конструкции механической и гидравлической частей,
так и от характера использования гидравлической части.
В качестве механической части гидромеханических передач исполь-
зуются ступенчатые коробки с числом передач от одной до шести. В западно-
европейских автомобилях в качестве механической части гидромеханических
передач часто используются ступенчатые коробки передач с неподвижными
осями валов (Ганзаматик, ZF Гидромедиа, Рено-Трансфлюид, Ровердрайв
и др.), в американских автомобилях — планетарные коробки передач
(Флейш-О-Матик, Форд-О-Матик, Пауэрглайд, Дайнафлоу и др.).
В отечественном автомобилестроении планетарные коробки передач
применяются в качестве механической части гидромеханических передач
автомобилей «Волга», ГАЗ-13 «Чайка» и ЗИЛ-111. Коробки передач с непо-
движными осями валов используются в гидромеханических передачах само-
свала МАЗ-530 грузоподъемностью 40 m и др.
Гидротрансформатор может работать совместно с механической коробкой
передач только на некоторых передачах или на всех. При этом мощность
от двигателя к ведущим колесам может передаваться последовательно (сна-
чала через гидротрансформатор, затем через механическую передачу) или
параллельно (часть мощности через трансформатор, часть через механи-
ческую передачу).
Рассмотрим некоторые конструкции гидромеханических коробок передач.
Коробка передач Ганзаматик (фиг. 89) устанавливается с 1953 г. по жела-
нию покупателей за дополнительную плату на легковом автомобиле Ганза
2400 фирмы Боргвард. Гидротрансформатор состоит из насоса 3, турбины 2
и реактора /. Механической частью является двухступенчатая коробка
передач с неподвижными осями валов, имеющая прямую и понижающую
передачи для движения вперед и задний ход. Вал 13 турбины может быть
связан с ведомым валом 8 через промежуточный вал 12 (понижающая пере-
дача) или напрямую при помощи фрикционной муфты 4. Шестерня 5 сидит
на ведомом валу свободно и может быть связана с ним кулачковой муфтой 6.
Для получения заднего хода с задней шестерней промежуточного вала 12
П6
Фиг. 89. Гидромеханическая коробка передач Еанзаматик.
соединена передняя шестерня 11 вала заднего хода. Задняя шестерня 9
этого вала установлена на нем свободно и может быть связана с валом муф-
той 10. Шестерня 9 связана с шестерней 7 вала 8.
При трогании автомобиля с места реактор 1 блокирован с картером 15.
В процессе разгона после достижения автомобилем определенной скорости,
различной при разной степени открытия дроссельной заслонки, автома-
тически включается муфта 14, при этом блокируется турбина с насосом,
а реактор освобождается от связи с неподвижным картером и получает
возможность свободно вращаться в потоке жидкости. В этом случае передача
осуществляется практически без потерь в гидротрансформаторе.
При дальнейшем увеличении скорости автомобиля автоматически вклю-
чается муфта 4 и выключается муфта 6.
Блокировка гидротрансформатора происходит при скорости автомобиля
25—45 км/ч, а переход с понижающей передачи на прямую •—при скорости
45—90 км/ч. Большие значения скорости соответствуют большей степени
открытия дроссельной заслонки. Обратный переход с прямой передачи
на понижающую происходит при скоростях 25—80 км/ч, а разблокировка
гидротрансформатора — при скорости 10—30 км/ч.
Гидротрансформатор работает только в процессе разгона, поэтому осо-
бенно важно иметь большой коэффициент трансформации, который дости-
гается применением турбины с короткими лопатками, расположенными
на значительном расстоянии от оси вращения. Коэффициент трансформации
гидротрансформатора коробки передач Гаизаматик К = 3,9. Гидротранс-
форматор является непрозрачным.
В рассмотренной коробке передач для отключения гидротрансформатора
оказалось необходимым иметь две автоматически действующие муфты.
Эта же задача значительно проще решается в гидромеханических короб-
ках ZF Гидромедиа, выпускаемых с двух- трех-, и четырехступенчатой меха-
нической передачей и предназначаемых для использования на автобусах
и грузовых автомобилях.
На фиг. 90 показана гидромеханическая коробка ЗНМ-70 с трехступен-
чатой механической передачей.
Насос 3 связан с валом 1 двигателя и с ведущим валом 18 коробки пере-
дач. С турбиной 2 соединен полый вал 5, с которым как одно целое изго-
товлена шестерня 6, находящаяся в постоянном зацеплении с шестерней 15
промежуточного вала 16. Реактор 4 связан с картером через муфту свобод-
ного хода 17. Шестерня 7, укрепленная па шлицах вала 18, находится
в постоянном зацеплении с шестерней 14 промежуточного вала. Крутящий
момент от промежуточного вала 16 может передаваться на ведомый вал 10
через шестерни 12 и 9. Шестерня 12 может быть связана с валом 16 (фрик-
ционной муфтой 11) или шестерней 14 (фрикционной муфтой 13). Кроме того,
ведомый вал может быть соединен непосредственно с валом 18 фрикционной
муфты 8.
Первая передача получается при включении муфты 11. В этом случае
крутящий момент от коленчатого вала двигателя передается на ведомый
вал через гидротрансформатор, шестерни 6 и 15, муфту 11 и шестерни 12 и 9.
В процессе разгона автомобиля на первой передаче момент, действую-
щий на реактор, уменьшается по мере увеличения передаточного отношения
и при некотором его значении меняет знак.
Действительно, из условия равенства нулю суммы внешних моментов,
приложенных к гидротрансформатору, можно написать
Мт + Мн + Мр - 0,
где Мт — момент, действующий на турбину;
Мн — момент, действующий на насос;
Мр — момент, действующий на реактор.
118
Фиг. 90. Гидромеханическая коробка передач Гидромедпа ЗНМ-70.
Следовательно,
Мт = - (Мн + Мр),
кроме того,
Как видно из графика (фиг. 88, а), коэффициент трансформации /С умень-
шается с увеличением передаточного отношения. Если коэффициент транс-
формации станет равным единице, то Мт = —Мн и Мр — 0. При К < 1
момент, действующий на реактор, меняет знак.
В коробке передач ЗНМ-70 реактор связан с картером муфтой свобод-
ного хода, выполненной таким образом, что когда момент, действующий
на реактор, направлен в сторону, противоположную направлению момента
насоса, муфта свободного хода не препятствует вращению реактора. Гидро-
трансформатор в этом случае будет работать как гидромуфта.
Зависимость к. п. д. гидромуфты от передаточного отношения выражается
прямой, проходящей через начало координат под углом 45°. При малых
значениях i к. п. д. гидромуфты ниже к. п. д. гидротрансформатора. При тех
значениях i, при которых К — 1, к. п. д. гидромуфты равен к. п. д. гидро-
трансформатора. При дальнейшем увеличении передаточного отношения
к. п. д. гидромуфты становится больше к. п. д. гидротрансформатора. Поэтому
с переходом гидротрансформатора на режим гидромуфты улучшаются эко-
номические качества автомобиля.
Гидротрансформаторы, которые при соответствующем значении переда-
точного отношения переходят на режим гидромуфты, называют комплекс-
ными.
Вторая передача получается включением фрикционной муфты 13 (фиг. 90)
при выключенной муфте 11. Крутящий момент от коленчатого вала двига-
теля передается на ведомый вал через вал 18, шестерни 7 и 14, фрикционную
муфту 13, шестерни 12 и 9. Гидротрансформатор вращается вхолостую»
причем реактор свободно вращается вместе с остальными колесами; так как
нагрузка на валу турбины практически отсутствует, разница между числами
оборотов насоса и турбины незначительна. Потери в гидротрансформаторе
незначительны.
Для получения третьей передачи включается муфта 8. Передача крутя-
щего момента в этом случае также осуществляется без участия трансфор-
матора.
Таким образом, крепление реактора к картеру через муфту свободного
хода, во-первых, позволило улучшить к. п. д. гидротрансформатора, во-вто-
рых, обеспечило возможность отключения его на второй и третьей передачах
без сложных автоматических устройств для блокировки насоса с турбиной
и реактора с картером.
. Однако гидротрансформаторы, имеющие возможность работать на режиме
гидромуфты, должны иметь соответствующую конструкцию. Лопатки насоса
и турбины располагаются примерно симметрично одна относительно другой,
а выходной диаметр турбины сравнительно мал. При такой конструкции
максимальный коэффициент трансформации обычно получается небольшим.
У коробки передач ЗНМ-70 /< = 2,5.
Управление переключением передач при помощи фрикционных муфт
позволяет переходить от одной передачи к другой без разрыва потока мощ-
ности, что улучшает условия разгона автомобиля.
Подобный способ переключения передач применен также у гидромехани-
ческой коробки передач самосвала МАЗ-530, состоящей из гидротрансфор-
матора (фиг. 91) и механической передачи с неподвижными осями валов
(фиг. 92). Последняя обеспечивает три передачи для движения вперед и две
передачи заднего хода. Гидротрансформатор непрозрачный. Максимальный
коэффициент трансформации К. = 3,6.
120
Фиг. 91. Гидротрансформатор коробки передач самосвала МЛЗ-530.
121
Фиг. 92. Механическая часть коробки передач самосвала МАЗ-530.
Особенностью гидротрансформатора (фиг. 91) является наличие двух
реакторов 3 и 5, каждый из которых связан с картером через муфты свобод-
ного хода 4 или 7.
Наличие двух реакторов расширяет область высоких значений к. п. д.
Это объясняется тем, что применение различных реакторов в сочетании
с одними и теми же насосом и турбиной обусловливает разную зависимость
к. п. д. от передаточного отношения (кривые 1 и 2 на фиг. 93). Если подобрать
профили лопаток так, чтобы при передаточном отношении, соответствующем
точке А пересечения кривых 1 и 2, момент, действующий на первый реактор,
снизился бы до нуля, то при дальнейшем увеличении передаточного отно-
шения этот реактор будет свободно вращаться и к. п. д. будет изменяться
по кривой 2. При дальнейшем увеличении передаточного отношения момент,
действующий на второй реак-
тор, при /< •- 1 также умень-
шится до нуля (точка В) и гид-
ротрансформатор перейдет на
режим гидромуфты (отрезок ВС).
В гидротрансформаторе ко-
робки передач автомобиля
МАЗ-530 имеется специальная
фрикционная муфта 1 (фиг. 91),
позволяющая блокировать тур-
бину 2 с насосом 6.
Шестерня 23 (фиг. 92) свя-
Фиг. 93. Характеристика полимерического гидро-
трансформатора.
зана с промежуточным валом
управляемой муфтой свободного
хода 22. Если муфта выключена,
то передача крутящего момента
невозможна ни в одном направлении. Если муфта включена, то крутящий
момент передается, как обычно при наличии муфты свободного хода, только
в одном направлении.
В нейтральном положении все фрикционные муфты и муфты свободного
хода выключены.
Для получения первой передачи нужно включить фрикционную муфту 9,
муфту свободного хода 22 и при помощи муфты 15 соединить с ведомым
валом 16 шестерню 14. Крутящий момент от турбины к ведомому валу 16
будет передаваться через вал 8, фрикционную муфту 9, шестерни 10 и 23,
муфту свободного хода 22, шестерню 21, промежуточный вал 19, шестерни
20 и 14 и муфту 15.
/Для получения второй передачи нужно, выключив фрикционную муфту 9,
включить фрикционную муфту 12. Муфта 15 остается в том же положении,
что и при включении первой передачи; муфта свободного хода не выклю-
чается. Крутящий момент передается через фрикционную муфту 12,
шестерни 11 и 21 и далее так же, как на первой передаче.
Для движения на третьей передаче при выключенной фрикционной
муфте 12 включают муфту 13. Муфта свободного хода при этом не выклю-
чается, а муфта 15 находится в том же положении, что п на первой и второй
передачах. Крутящий момент передается муфтой 13 непосредственно с веду-
щего вала 8 на ведомый.
Муфта свободного хода слу ' ит для устранения потерь мощности па вра-
щение дисков муфты 9, так как в случае дви ения на второй и особенно
на третьей передачах при отсутствии муфты свободного хода относительное
перемещение дисков муфты 9 было бы значительным. У муфт, работающих
в масле, такое перемещение дисков связано со значительной потерей мощ-
ности.
Первая и вторая передачи заднего хода включаются так е, как и соот-
ветствующие передачи для дви . ения вперед, только положение муфты 15
123
изменяется таким образом, что с ведомым валом связывается шестерня 17.
Крутящий момент передается от вала 19 к шестерне 17 через шестерню 18
и проме уточную шестерню, не показанную на фиг. 91.
Фрикционные муфты 9, 12 и 13, а также муфта свободного хода 22 вклю-
чаются под действием давления масла, циркулирующего в системе управ-
ления коробкой передач.
Управление коробкой передач осуществляется рычагом, располо i ен-
ным на рулевой колонке.
В отличие от гидромеханических коробок передач Боргвард и Гидро-
медиа, у которых блокировка гидротрансформатора осуществляется авто-
матически при дости ении определенной скорости автомобиля (Боргвард)
или при переходе на высшие передачи (Гидромедиа), в коробке передач
автомобиля МАЗ-530 блокировка производится вручную. Гидротрансфор-
матор мо ет работать на всех передачах, однако для обеспечения высоких
экономических показателей работы автомобиля при переходе на третью
передачу гидротрансформатор следует блокировать.
Ниже рассматривается несколько конструкций гидромеханических коро-
бок передач, у которых гидротрансформатор работает на всех передачах
и блокировка его не предусматривается.
Коробка передач, показанная на фиг. 94, состоит из комплексного гидро-
трансформатора (насос 2, турбина 1, реактор 3 с муфтой свободного хода 19)
и трехступенчатой планетарной передачи.
Гидротрансформатор прозрачный, максимальный коэффициент трансфор-
мации /\ 2,1, максимальное значение к. п. д. тр, — 0,9; переход на режим
гидромуфты осуществляется при передаточном отношении z - 0,88 -ь0,9.
Механическая передача состоит из одного планетарного ряда, управляе-
мого двумя фрикционными муфтами и двумя тормозами.
Передняя фрикционная муфта 5 включена на всех передачах для двил е-
ния вперед.
Для включения первой передачи затягивают задний тормоз 9. При этом
водило 16 оказывается остановленным и крутящий момент от турбины
к ведомому валу 15 передается через вал 4, муфту 5, вал 6, заднюю солнеч-
ную шестерню 13, короткие сателлиты 17, длинные сателлиты 11 и коронную
шестерню 12.
Для дви ения на второй передаче отпускают тормоз 9 и затягивают
тормоз 8. В этом случае крутящий момент передается так ? е, как и на первой
передаче, только длинные сателлиты, обкатываясь по передней непод-
ви ной солнечной шестерне 10, связанной с барабаном тормоза 8, застав-
ляют водило вращаться в том е направлении, что и задняя солнечная
шестерня. Поэтому окружная скорость коронной шестерни является суммой
окру ных скоростей длинного сателлита при вращении вокруг пальца
водила и водила. В результате этого передаточное число получается меньшим,
чем на первой передаче.
Для получения третьей передачи расторма • ивают оба тормоза и вклю-
чают заднюю фрикционную муфту 7. При этом планетарный механизм блоки-
руется и ведомый вал вращается с угловой скоростью, равной угловой
скорости ведущего вала.
Для получения заднего хода выключают переднюю фрикционную муфту,
включают заднюю фрикционную муфту и заторма ивают задний тормоз.
В этом случае, как и на первой передаче, водило неподвижно. Крутящий
момент передается через заднюю муфту, переднюю солнечную шестерню,
длинные сателлиты и коронную шестерню.
Гидромеханическая коробка передач автомобиля «Чайка» отличается
от коробки передач автомобиля М-21 «Волга» наличием муфты свободного
хода, необходимой для автоматического перехода с первой передачи на вто-
рую. У автомобиля М-21 «Волга» такой переход осуществляется только
после перестановки соответствующего рычага на рулевой колонке.
124

Максимальный коэффициент трансформации гидротрансформатора авто-
мобиля «Чайка» несколько увеличен (К -= 2,5) по сравнению с таковым у
автомобиля М-21 «Волга». При этом максимальное значение к. п. д. умень-
шилось до 0,88. Переход на ре им гидромуфты происходит при передаточном
отношении z 0,84.
Гидромеханическая коробка передач автомобиля ЗИЛ-111 (фиг. 95)
состоит из четырехколесного гидротрансформатора (насос 5, турбина 4,
реакторы 2 и 5) и двухступенчатой планетарной механической передачи.
Максимальный коэффициент трансформации К 2,45, максимальный
к. п. д. т|г = 0,88.
Реакторы 2 и 3 установлены на муфтах свободного хода.
Механическая передача представляет собой два планетарных ряда,
управляемых многодисковым сцеплением и двумя ленточными тормозами.
Для получения первой передачи при включенном сцеплении 7 и отпу-
щенном заднем тормозе 13 затягивают передний тормоз 6. В этом случае
заторма . ивается передняя солнечная шестерня 8, связанная через сцеп-
ление с передним тормозом. Коронная шестерня 9 переднего планетарного
ряда, изготовленная как одно целое с солнечной шестерней 11, которая
укреплена на валу 1, получает вращение от турбины и вращает сателлиты 14
переднего ряда, заставляя их обкатываться по неподви ной солнечной
шестерне 8. Это вызывает вращение водила переднего ряда и связанного
с ним водила заднего ряда в том же направлении, в каком вращается вал /.
Вращение солнечной шестерни 11 через сателлиты 14 переднего ряда пере-
дается на коронную шестерню 10 и от последней на вал 12.
Если бы оси сателлитов были неподви. ны, то коронная шестерня 10
вращалась бы в сторону, противополо/, ную вращению вала 1. В результате,
того, что водило, а вместе с ним и сателлиты, вращаются в ту же сторону,
что и вал 1, угловые скорости коронной шестерни и вала 1 направлены в одну
сторону и равны разности угловой скорости водила и угловой скорости корон-
ной шестерни, которую она имела бы при остановленном водиле.
Для получения прямой передачи при выключенных тормозах включают
сцепление, в результате чего с валом 1 оказываются связанными обе солнеч-
ные шестерни. Вся передача блокируется.
Для получения заднего хода при отпущенном переднем тормозе и выклю-
ченном сцеплении затормаживают задний тормоз. При этом водила обоих
планетарных рядов неподвижны и крутящий момент от турбины к ведомому
валу передается через солнечную шестерню И, сателлиты 14 заднего ряда
и коронную шестерню 10.
По схемам, показанным на фиг. 94 и 95, выполнено большинство гидро-
механических коробок передач американских легковых автомобилей.
Так, по схеме, изображенной на фиг. 94, изготовлена коробка передач
Круиз-О-Матик, устанавливаемая на ряде автомобилей Форд, и коробка
Торк-Флейт, которой снабжают некоторые автомобили Крайслер, Де Сото,
Плимут и др. По схеме, показанной на фиг. 95, выполнена коробка передач
Пауэрфлейт и автомобилей Де Сото.
Оригинальные конструкции гидромеханических коробок передач приме-
нены на некоторых так называемых компактных американских автомобилях.
Гидромеханические передачи на этих автомобилях устанавливаются за допол-
нительную плату по желанию покупателя. У автомобиля Шевроле «Кор-
вейр», принадлежащего к этому классу, двигатель и трансмиссия располо-
жены сзади. При обычном размещении агрегатов трансмиссии, когда за дви-
гателем располагается гидромеханическая коробка передач, а за ней главная
передача и дифференциал, была затруднена компоновка автомобиля. ’ Если
двигатель и всю трансмиссию располагать за задней осью, то двигатель слиш-
ком сильно отодвигается назад. Если гидромеханическую коробку передач
размещать перед главной передачей и передней осью, то гидротрансфор-
матор, имеющий большую высоту, мешает располо енпю задних сидений.
126
мы
5
Фиг. 95. Гидромеханическая коробка передач
автомобиля ЗИЛ-111.
Для устранения этих трудностей была принята компоновка с располо-
иением главной передачи ме ду гидротрансформатором и механической
частью коробки передач (фиг. 96).
Крутящий момент от комплексного гидротрансформатора 8 передается
полым валом 6 к задней солнечной шестерне 9 планетарного ряда коробки
передач. Водило 4 через наружный полый вал 5 соединено с ведущей шестер-
ней 7 главной передачи.
С водилом связаны короткие сателлиты 3, входящие в зацепление с корон-
ной шестерней 11 и передней солнечной шестерней 13, а так е длинные
сателлиты 10, находящиеся в зацеплении с задней солнечной шестерней 9
и короткими сателлитами 3.
Для включения первой передачи тормозом 1 затормая ивают переднюю
солнечную шестерню. Крутящий момент от турбины передается на заднюю
солнечную шестерню и далее через сателлиты на водило.
Для получения второй (прямой) передачи тормоз освобо дается, а перед-
няя солнечная шестерня фрикционной муфтой 12 связывается с полым
валом 6. При этом планетарная передача блокируется.
Задний ход включается фрикционным сцеплением 2, которое связывает
с картером коронную шестерню.
Гидромеханические коробки передач подобной конструкции устанавли-
ваются такие на компактных автомобилях Понтиак «Темпест».
Коэффициенты трансформации гидротрансформаторов большинства аме-
риканских легковых автомобилей К 1,9 л-2,6.
На ряде западноевропейских легковых автомобилей так е применяются
гидромеханические коробки передач, у которых механическая част[> плане-
тарная.
Так, немецкая фирма Цанрадфабрик выпускает гидромеханические
коробки передач ZF для автомобилей среднего класса, выполненные по схеме,
близкой к схеме коробки передач, показанной на фиг. 94. Отличие состоит
в том, что коробка передач ZF имеет две дополнительные муфты свободного
хода в планетарной передаче. Примерно по такой же схеме изготовляется
гидромеханическая коробка передач Борг-Уорнер.
Однако на западноевропейских легковых автомобилях применяются
также и гидромеханические коробки передач, у которых в качестве меха-
нической части используются коробки передач с неподвижными осями валов.
Гидромеханическая передача Ровердрайв, устанавливаемая на автомо-
билях Ровер-105R (фиг. 97), состоит из комплексного гидротрансформатора 1,
однодискового сцепления 2, двуступенчатой механической передачи 3 и уско-
ряющей передачи 4 Лейкок-де-Норманвиль.
Гидромеханическая коробка передач Трансфлюид автомобилей Рено
«Фрегат» так е имеет в качестве механической части коробку передач с непод-
ви ными осями валов.
Для получения высоких динамических качеств автомобиля при мини-
мальном числе ступеней механической части коробки передач нужно иметь
гидротрансформатор с максимально возможным коэффициентом трансфор-
мации. Однако, как было указано выше, при увеличении коэффициента
трансформации ухудшается прозрачность трансформатора и уменьшается
максимальное значение к. п. д. Прозрачные одноступенчатые гидротрансфор-
маторы практически не могут иметь коэффициент трансформации, больший
2,6—2,8.
Для обеспечения высокого коэффициента трансформации при сохра-
нении достаточной прозрачности применяют двух- или трехступенчатые
гидротрансформаторы.
На фиг. 98. показан трехступенчатый гидротрансформатор автобуса
ЗИЛ-129, состоящий из шести колес, насоса 1, связанного с двигателем
валом 8, трех турбин 2, 4 и 6, соединенных с ведомым валом 7, и двух реак-
торов 3, 5, укрепленных на корпусе. Максимальный коэффициент трансфор-
128
Литвинов

нации К = 4,5, максимальный к. п. д. т]г = 0,83, коэффициент прозрачности
<р = 1,74.
Прозрачность двух- и трехступенчатых трансформаторов в основном
является следствием расположения последней ступени турбины перед вхо-
дом в насос.
Трехступенчатые гидротрансформаторы, выполненные по схеме, пока-
занной на фиг. 98, не могут работать на режиме гидромуфты. Поэтому после
достижения определенной скорости гидротрансформатор автоматически
отключается или блокируется.
На фиг. 99, а изобра ена гидромеханическая коробка передач Дайна-
флоу, устанавливаемая в 1958 г. на некоторых автомобилях Бюик.
Коробка передач имеет пятиколесный гидротрансформатор, состоящий
из насоса 4, связанного с коленчатым валом двигателя, реактора 5, соеди-
ненного с картером через механизм свободного хода, и трех турбин 1, 2 и 3,
связанных с ведомым валом. Турбина 1 соединена с ведомым валом через
многодисковую фрикционную муфту «нейтрали» 6, турбина 2 — через перед-
ний планетарный ряд 8 (передаточное число 1,54), турбина 3 — через задний
планетарный ряд 9 (передаточное число 2,86).
При трогании автомобиля с места максимальный коэффициент трансфор-
мации имеет турбина 3, передающая крутящий момент через передачу
с большим передаточным числом. Турбины 1 и 2 передают на ведомый вал
небольшой отрицательный момент (фиг. 99, б). Суммарное увеличение кру-
тящего момента М, передаваемого на ведомый вал, по сравнению с моментом
двигателя при трогании автомобиля с места равно 4,75.
Коэффициент трансформации турбины 3 резко уменьшается и при ско-
рости автомобиля около 60 км/ч делается отрицательным. При этом тур-
бина 1 отключается специальной муфтой свободного хода 10 (фиг. 99, а).
Турбина 2 начинает передавать крутящий момент на выходной вал при ско-
рости автомобиля около 10 км/ч. Крутящий момент этой турбины увеличи-
вается до тех пор, пока скорость автомобиля не станет 56 км/ч, затем крутя-
щий момент уменьшается и переходит в отрицательный при скорости авто-
мобиля около 140 км/ч. При этой скорости турбина 2 отключается муфтой
свободного хода И. Турбина 1 начинает передавать крутящий момент на
выходной вал при скорости автомобиля примерно 15 км/ч. Максимальное
увеличение крутящего момента этой турбиной соответствует скорости авто-
мобиля около 140 км/ч.
Суммарный момент М, передаваемый на ведомый вал при полном открытии
дроссельной заслонки, изменяется в зависимости от скорости автомобиля,
как показано на фиг. 99, в. Характер изменения крутящего момента при
полном открытии дроссельной заслонки прибли ается, как видно из гра-
фика, к гиперболическому, что обеспечивает наилучшие тяговые качества
автомобиля. При этом изменение крутящего момента в широких пределах
(более чем в 4 раза) происходит без переключения передач.
Рычаг управления коробкой передач дает возмо ность получения ней-
трального положения в коробке передач, движения автомобиля задним
ходом, удержания его на месте, движения вперед и торможения двига-
телем.
Управление коробкой передач осуществляется с помощью четырех фрик-
ционных муфт: муфты нейтрали 6 (фиг. 99, а), муфты заднего хода 7, муфты
переднего хода 12 и муфты замедления 13. Все муфты, кроме муфты ней-
трали, соединяют соответствующие элементы планетарных рядов с корпусом.
Муфта нейтрали служит для соединения турбины 1 непосредственно с ведо-
мым валом.
В положении «Движение» (фиг. 100, а) включены муфта нейтрали 6
и муфта переднего хода 12. Турбина 3 передает крутящий момент на солнеч-
ную шестерню заднего планетарного ряда 9; коронная шестерня этого ряда
через муфты свободного хода 10 и 11 связана с муфтой 12. Реактивный момент
9* 131

коронной шестерни направлен так, что обе муфты свободного хода закли-
ниваются, в результате чего коронная шестерня удерживается от вращения,
сателлиты водила заднего планетарного ряда, обкатываясь по неподвижной
коронной шестерне, стремятся вращать водило в том же направлении,
в котором вращается вал турбины 3.
От турбины 2 крутящий момент передается на коронную шестерню перед-
него планетарного ряда 8, солнечная шестерня которого через муфту сво-
бодного хода 11 и фрикционную муфту 12 связана с корпусом. Сателлиты
водила переднего планетарного ряда, обкатываясь по неподвижной солнеч-
Фиг. 100. Схема включения передач в коробке передач Дайнафлоу.
Обозначения те же, что и на фиг. 99, а.

ной шестерне, стремятся вращать водило в том л е направлении, в каком
вращается турбина. Это водило связано с ведомым валом через водило
заднего планетарного ряда.
Турбина 1 передает крутящий момент на ведомый вал через фрикцион-
ную муфту нейтрали и водила обоих планетарных рядов.
В поло гении «Задний ход» (фиг. 100, б) включены фрикционная муфта
заднего хода 7 и муфта нейтрали 6'. От турбины 3 крутящий момент пере-
дается через солнечную шестерню заднего планетарного ряда. Так как корон-
ная шестерня этого ряда свободна, вращение солнечной шестерни через сател-
литы вызывает вращение коронной шестерни в обратном направлении.
Через муфты свободного хода (которые заклинены при таком направлении
вращения коронной шестерни) вращение коронной шестерни передается
на солнечную шестерню первого планетарного ряда. Солнечная шестерня
вращает сателлиты первого ряда, которые, обкатываясь по неподвижной
1Зз
коронной шестерне, стремятся вращать водило, а вместе с ним и ведомый
вал в сторону, противополо ную вращению турбины.
К ведомому валу, кроме момента, создаваемого на водиле переднего
планетарного ряда, приложены также моменты со стороны водила заднего
планетарного ряда и турбины 1. Момент, действующий со стороны водила
заднего планетарного ряда, направлен в ту же сторону, в какую вращается
турбина 3. Однако этот момент значительно меньше момента, действующего
со стороны водила переднего ряда. Поэтому ведомый вал вращается в обрат-
ном направлении. Момент, приложенный со стороны турбины 1 при неболь-
шом числе оборотов двигателя, характерном для движения автомобиля
задним ходом, отрицателен (см. фиг. 99, 6), т. е. направлен в ту же сторону,
в какую вращается ведомый вал при включении заднего хода.
Положение «Спуск» (фиг. 100, в) используется для тормо 1 ения двига-
телем. В этом положении включена фрикционная муфта замедления 13,
а остальные фрикционные муфты выключены. Муфта замедления связывает
коронную шестерню заднего планетарного ряда непосредственно с картером.
Это необходимо потому, что муфты свободного хода допускают вращение
коронной шестерни в том направлении, в каком вращается ведомый вал
при движении автомобиля вперед, а при передаче крутящего момента от колес
к двигателю реактивный момент на коронной шестерне действует именно
в этом направлении.
Ведомый вал через водило заднего ряда вращает солнечную шестерню
и через нее турбину 3, которая, вращаясь с числом оборотов, большим
чем ведомый вал, работает как насос и передает крутящий момент от ведущих
колес автомобиля через насосное колесо к двигателю.
При положении «Нейтраль» и «Стояика» все фрикционные муфты выклю-
чены.
В положении «Стоянка» ведомый вал удерживается от вращения зубча-
тым блокировочным диском 14 (фиг. 99, а) стояночного тормоза.
Реактор гидротрансформатора снабжен поворотными лопатками
(фиг. 101, а), угол установки которых изменяется в соответствии со сте-
пенью открытия дроссельной заслонки.
Ось каждой лопатки 3 имеет кривошип 7, входящий в кольцевую канавку
поршня 1, свободно сидящего на ступице реактора. Перемещение поршня
134
вызывает поворот лопаток. Положение поршня, а следовательно, и угол
поворота лопаток зависят от положения педали дроссельной заслонки.
Под действием давления жидкости, заполняющей гидротрансформатор,
поршень 1 стремится переместиться назад (вправо). Эта же жидкость через
щель а в уплотнительном кольце 2 заполняет полость сзади поршня, которая
мо ет соединяться со сливным отверстием 6, перекрываемым клапаном 4.
Если сливное отверстие перекрыто, то давление по обе стороны поршня
уравновешивается.
Поток, действующий на лопатки, стремится повернуть их в положение,
показанное на фиг. 101, а сплошными линиями (положение /). При такой
установке лопаток поршень находится в крайнем заднем положении.
При нажатии на педаль дроссельной заслонки перемещение золотника 5
вызывает повышение давления в магистрали, управляющей положением
клапана 4. При этом клапан перемещается назад и соединяет заднюю полость
поршня со сливным отверстием 6. В результате дросселирующего действия
щели а при соединении задней полости со сливным отверстием давление
в ней падает, и поршень, перемещаясь под действием разности давлений
назад, поворачивает лопатки реактора так, что угол встречи их с потоком
жидкости увеличивается (положение II).
Если педаль дроссельной заслонки задержать в каком-то поло • енпи,
то клапан 4 также задержится; поршень 1, перемещаясь назад, частично
перекроет сливное отверстие, в результате чего в задней полости устано-
вится некоторое постоянное давление, удерживающее поршень, а вместе
с ним и лопатки в определенном положении. При дальнейшем нажатии
на педаль дроссельной заслонки угол поворота лопаток опять увеличивается,
а при отпускании педали он уменьшается.
Автоматическое изменение угла поворота лопаток вызывает непрерывное
изменение характеристики гидротрансформатора. Как уже указывалось
ранее, при разных углах наклона лопаток реактора максимум к. п. д. полу-
чается при различных значениях передаточных отношений Z. В результате
этого область работы с высоким к. п. д. расширяется (фиг. 101, б). Одновре-
менно с этим изменение угла наклона лопаток реактора влияет на коэффи-
циент трансформации таким образом, что с увеличением степени открытия
дроссельной заслонки он возрастает.
В рассмотренных выше гидродинамических передачах вся мощность
от двигателя передавалась последовательно сначала через гидротрансфор-
матор, а затем через механическую часть коробки.
Потери в гидротрансформаторе можно уменьшить, если включить его
параллельно механической части коробки передач, чтобы через него пере-
давалась определенная доля мощности. В этом случае к. п. д. коробки пере-
дач увеличивается и в то же время наличие гидротрансформатора делает
ее бесступенчатой и позволяет сохранить внутреннюю автоматичность.
Такие передачи называют двухпоточными коробками передач или гидроме-
ханическими с параллельным силовым потоком.
Коробка передач, показанная на фиг. 102, состоит из одноступенчатого
непрозрачного гидротрансформатора, планетарного ряда, расположенного
перед гидротрансформатором, и трех планетарных рядов, размещенных
за ним. От маховика 1 крутящий момент передастся через упругую муфту 14
на солнечную шестерню переднего планетарного ряда, изготовленную как
одно целое с валом 15. Передний планетарный ряд разделяет мощность
на два потока. Часть мощности передается через сателлиты 3 и солнечную
шестерню 12 непосредственно на вал 11, часть — через водило 13 на насосное
колесо 10 и далее через турбину 5 и муфту свободного хода 6 на вал И.
Реактор 4 " гидротрансформатора жестко связан с картером коробки
передач. При определенном числе оборотов ведомого вала коробки передач,
разном при различных полоячсииях педали управления дроссельной колон-
кой, с помощью тормозной ленты 2 удерживается водило 13. В этом случае
135

вся мощность передается только механическим путем через сателлиты 3
и солнечную шестерню 12.
Три планетарных ряда, расположенных за гидротрансформатором,
позволяют получить две передачи для движения вперед и одну передачу
заднего хода. Для получения первой передачи включается тормоз 8, для вто-
рой передачи — тормоз 7, для заднего хода — тормоз 9.
Имеются конструкции, в которые при включении одних передач крутя-
щий момент передается через гидротрансформатор и механический редук-
тор последовательно, а при включении других — крутящий момент развет-
Фиг. 103. Гидромеханическая коробка передач автомобиля «Специаль».
Гидромеханическая коробка передач автомобиля Бюик «Специаль»
(фиг. 103) на первой передаче работает по однопоточной схеме, а на выс-
шей — по двухпоточной.
При включении первой передачи (фиг. 103, а) фрикционная муфта 8
связывает с корпусом наружные обоймы механизмов свободного хода 10
^11. При этом останавливаются также реактор 6 и солнечная шестерня 13.
Связанная с турбиной 5 коронная шестерня 3 через сателлиты 2, входящие
в зацепление с передней 14 и задней 13 солнечными шестернями, передает
крутящий момент на водило, связанное с ведомым валом 12.
. В случае торможения двигателем дополнительно блокируется муфта 9
(фиг. ЮЗ, б), удерживающая солнечную шестерню 13, что необходимо
потому, что шестерня связана с муфтой 8 через механизмы свободного хода.
При включении высшей передачи включается муфта 1 (фиг. 103, в).
Муфта 8 также включена, а муфта 9 выключена. Часть мощности (около 37%)
передается от насоса 4 через солнечную шестерню 14 и водило непосред-
ственно на ведомый вал 12, остальная мощность (около 63%) передается
ерез гидротрансформатор (от турбины на коронную шестерню, водило
и ведомый вал).
В коробке передач применен оригинальный способ получения заднего
хода, при котором включены фрикционные муфты 7 и 9 (фиг. 103, г).
В результате этого реактивный момент реактора через механизм свобод-
ного хода 11 (который в этом случае обеспечивает жесткую связь) и муфту 9
вращает солнечную шестерню 13. Коронная шестерня связана с неподвижной
турбиной, поэтому водило вместе с ведомым валом вращается в сторону,
противополо ную вращению насоса.
§ 3. УПРАВЛЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКОЙ ЧАСТЬЮ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ
КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Управление механической частью гидромеханических коробок передач
мо ет быть самым различным.
В некоторых конструкциях применяется неавтоматическое переключение.
Так, в гидромеханической трансмиссии Селект-О-Матик, предназначенной
для грузовых автомобилей, переключение передач в коробке передач с непод-
ви ными осями валов, установленной за гидротрансформатором, произво-
дится вручную рычагом селектора. Включение той или иной передачи осу-
ществляется с помощью синхронизаторов. Перед переключением передач
выключают сцепление, установленное между гидротрансформатором и меха-
нической коробкой передач. Сцепление имеет электрогидравлический привод.
Чаще, однако, применяется полуавтоматическое управление, при котором
часть передач включается водителем, а часть — переключается автомати-
чески. Для передачи командных сигналов от селектора, а также для управ-
ления передачами, включаемыми автоматически, пользуются электрическим
или гидравлическим приводом.
Электрический привод применяется в коробках передач Гидромедиа,
Ровердрайв и некоторых других.
Наиболее распространена гидравлическая схема управления.
Для создания давления масла обычно применяются два насоса, один
из которых приводится в движение от двигателя, другой — от ведомого вала.
Необходимость в установке двух насосов вызвана тем, что управление
коробкой передач должно обеспечиваться и тогда, когда не работает двига-
тель, но вращается ведомый вал коробки передач (например, при пуске двига-
теля с помощью буксира) и когда работает двигатель, но не вращается ведо-
мый вал или число оборотов его слишком мало (например, при трогании
автомобиля с места и в начальный период его разгона). На одних режимах
работает насос, связанный с двигателем, а на других — насос, соединенный
с ведомым валом. В ряде случаев оба насоса могут работать одновременно.
На привод насосов затрачивается значительная мощность (в среднем
3—4% от мощности двигателя при работе одного насоса и 5—7% при работе
обоих насосов), поэтому важно, чтобы давление жидкости, подаваемой
в систему, было минимально необходимым, так как мощность, затрачиваемая
на привод насосов, возрастает с увеличением давления в системе. Между
тем для достаточно надежного включения фрикционных элементов, которые
обычно включаются под действием давления масла на разных передачах
и при различной величине крутящего момента двигателя, требуется разное
давление. Поэтому в гидравлическую систему обычно включаются устрой-
ства, изменяющие давление в системе в зависимости от включенной передачи
и от некоторого параметра, связанного с величиной момента, развиваемого
двигателем (чаще всего от положения педали дроссельной заслонки).
Так, у автомобиля М-21 «Волга» при трогании с места на второй пере-
даче давление в системе равно 8,6 kzIcm?. В процессе разгона давление
падает до 5,2 кг/сж2; при движении задним ходом и на первой передаче давле-
ние масла равно 10 кг!см?.
Давление, создаваемое масляными насосами, используется также для
подпитки гидротрансформатора и для подачи масла под давлением к тру-
щимся деталям коробки передач.
138
Масло, подаваемое в гидротрансформатор, должно иметь определенное
давление, зависящее от режима работы гидротрансформатора. Если давление
подпитки меньше определенной величины, то в гидротрансформаторе может
возникнуть кавитация, заключающаяся в том, что в некоторых точках
на тыльной части профиля лопаток образуется разрежение, в результате
чего выделяются пары рабочей жидкости в виде отдельных пузырьков.
Кавитация приводит к механическому разрушению участков профиля
лопаток в месте конденсации возникающих пузырьков (кавитационная
эрозия).
Давление подпитки отличается от давления в системе (например, при дви-
жении па второй передаче автомобиля М-21 «Волга» давление подпитки
равно 2,8 кг/сж2, при заднем ходе 3,6 ке/сл2). Поэтому для обеспечения нуж-
ного давления подпитки в системе предусматривается особый клапан.
Управление коробкой передач может осуществляться с помощью рычага,
установленного па рулевой колонке (коробка передач автомобиля М-21
«Волга», американские коробки передач Флейт-О-Матик, Ту Спиид,. Форд-О-
Матик, Круиз-О-Матик и др.), или кнопками, расположенными па щитке
приборов (коробка передач автомобиля «Чайка», американские коробки
передач Торк-Флейт, Пауэрфлейт, Дайнафлоу и др.).
Рычаг или кнопки могут иметь четыре, пять или шесть положений.
Так, у автомобиля М-21 «Волга» рычаг имеет четыре положения; Н — ней-
тральное положение; Д — движение вперед; П — понижающая передача;
3. X. — задний ход.
В положении Д происходит автоматическое переключение со второй
передачи на третью, и наоборот.
У автомобиля ГАЗ-13 «Чайка» имеются четыре кнопки: И, Д, 3. X, и Т.
При нажатии на кнопку Д происходит автоматическое переключение от пер-
вой до третьей передачи и обратно. При включении кнопки Т включается
первая передача и автоматического переключения на высшие передачи не
происходит.
Коробка передач Торк-Флейт автомобилей Крайслер Де Сото, Плимут
и др. управляется пятью кнопками (задний ход, нейтральное положение,
Д, 2 и 1).
При нажатии кнопки Д происходит автоматическое переключение передач
от первой до третьей, и наоборот; при включении кнопки 2 могут автомати-
чески включаться только вторая и третья передачи, а при нажатии кнопки 1
включается только первая передача.
Автоматическое переключение передач осуществляется так же, как и у сту-
пенчатых коробок передач с автоматическим (или полуавтоматическим)
управлением в зависимости от двух параметров —• скорости автомобиля
и положения педали, управления дроссельной заслонки (карбюраторные
двигатели) или подачи топлива (дизели).
Для этого в гидравлической системе предусматриваются два регулятора,
позволяющие изменять давление масла в зависимости от скорости авто-
мобиля (центробежный регулятор) и от положения педали управления дрос-
сельной заслонкой или подачи, топлива (силовой регулятор).
В качестве примера на фиг. 104 показана схема гидравлической системы
управления гидромеханической коробки передач автомобиля М-21 «Волга».
Давление масла в системе создается двумя насосами с шестернями вну-
треннего зацепления. Передний насос 24 (18 на фиг. 94) приводится в дей-
ствие от ступицы насоса гидротрансформатора, задний 26 (14 на фиг. 94) —
от ведомого вала коробки передач.
Передний насос работает при движении автомобиля задним ходом, тро-
гании его с места и движении вперед с малой скоростью. При большой ско-
рости автомобиля давление в главной магистрали 39 создается только зад-
ним насосом, а передний насос используется для подачи масла в гидротранс-
форматор 1 и для смазки трущихся поверхностей деталей коробки передач.
139
Переключение с одного насоса на другой, а также изменение давления
в главной масляной магистрали осуществляются клапанами 27 и 25, регуля-
тором главного давления 21. компенсационным клапаном 46 регулятора 21
и его редукционным клапаном 50. Давление подпитки гидротрансформатора
изменяется регулятором 10 питания гидротрансформатора.
Пружина стремится переместить золотник регулятора 21 справа налево,
а давление масла на неуравновешенные поверхности его левого конца —
слева направо. В этом же направлении действует давление масла, подавае-
мого в канал 41 из главной магистрали 39 через клапан 46. Это давление
зависит от положения золотника клапана 46, соединяющего главную маги-
страль 39 через канал 40 с каналом 41.
Положение золотника клапана 46 зависит от давления масла на его левый
и правый торцы. К левому торцу масло подается по каналам 49 и 53 от цен-
тробежного регулятора 42. Давление масла, как будет показано ниже, уве-
личивается с увеличением скорости автомобиля. К правому торцу масло
подается по каналам 47 и 48 через силовой регулятор 38, канал 54 и клапан 50.
Последний устроен таким образом, что на первой передаче давление масла
в нем не изменяется, а на второй и третьей передачах редуцируется. Для
этого на первой передаче масло из главной магистрали 39 через каналы 51
и 52 золотника 22 ручного переключения (положение 11 золотника), канал 17,
клапан 9 включения первой передачи и канал 45 подводится к левому торцу
ПО
золотника клапана 50, вследствие чего этот золотник перемещается вправо
и открываются каналы 47 и 48.
На второй и третьей передачах связь между каналами 51 и 52 нару-
шается золотником ручного переключения (положение 1 золотника), и давле-
ние масла на левый торец золотника клапана 50 уменьшается. Масло по кана-
лам 23 и 15 через перепускной клапан 7 переднего тормоза и канал 8 подается
к правому торцу золотника клапана 50. При этом золотник перемещается
влево и перекрывает каналы 47 и 48.
Силовой регулятор 38 устроен так, что с увеличением открытия дроссель-
ной заслонки давление в канале 54 увеличивается.
Таким образом, давление на левый торец золотника регулятора 21 глав-
ного давления тем больше, чем больше скорость автомобиля и чем меньше
степень открытия дроссельной заслонки. Кроме того, это давление на первой
передаче меньше, чем на второй и третьей.
При пуске двигателя и работе его с малым числом оборотов давление,
создаваемое задним насосом 26, невелико. Следовательно, невелико также
давление, действующее на левый торец золотника регулятора 21. Поэтому
пружина смещает золотник влево и проходное сечение, через которое масло
из переднего насоса проходит в гидротрансформатор, значительно умень-
шается.
Давлением масла от переднего насоса 24 открывается клапан 25, и масло
подается в главную магистраль 39. Часть масла по каналу 5 поступает
в гидротрансформатор и из него сливается по каналу 6. Проходное сечение,
через которое масло сливается из гидротрансформатора, при малом числе
оборотов двигателя сильно задросселировано золотником регулятора 10,
поэтому, несмотря на малое количество масла, подаваемого к гидротранс-
форматору от переднего насоса, давление подпитки сохраняется равным
2,8 кг/см2.
По мере увеличения числа оборотов ведомого вала (а следовательно,
и скорости автомобиля) возрастает давление, создаваемое задним насосом 26,
а также и давление на левый торец золотника регулятора 21. Золотник этого
клапана перемещается вправо, и проходное сечение отверстия, через которое
масло из переднего насоса поступает в гидротрансформатор, увеличивается.
В результате этого давление в магистрали между насосом 24 и клапа-
ном 25 падает.
В то же время, в связи с увеличением давления масла, нагнетаемого зад-
ним насосом в магистраль 39 через клапан 27, увеличивается противодей-
ствие открытию клапана 25.
При некоторой скорости автомобиля (различной при разных положениях
дроссельной заслонки) давление, создаваемое передним насосом, недостаточно
для открытия клапана 25, и масло из переднего насоса поступает только
на подпитку гидротрансформатора. Однако давление подпитки при этом
не только не увеличивается, по даже несколько уменьшается, так как под
действием масла, поступающего из капала 41 и действующего на неуравно-
вешенные поверхности правого конца золотника регулятора 10, золотник
перемещается вправо, вследствие чего увеличивается проходное сечение,
через которое масло сливается из гидротрансформатора.
К гидротрансформатору поступает также часть масла из главной маги-
страли 39 (через зазор а). Чем больше скорость автомобиля и чем меньше
открыта’дроссельная заслонка, тем больше перемещение золотника регу-
лятора 21 вправо и тем больше зазор а. Поэтому с возрастанием скорости
автомобиля давление в магистрали 39 несколько понижается, а с увеличе-
нием открытия дроссельной заслонки повышается.
При установке золотника ручного управления в положение «Движение
вперед» (положение / на фиг. 104), как было показано выше, давление
в канале 41 увеличивается, что приводит к уменьшению давления в маги-
страли 39 и давления подпитки.
141
Включение той или иной передачи происходит в зависимости от положе-
ния золотника 22 ручного переключения и давления, действующего на пере-
ключающий клапан 30 и регулируемого центробежным и силовым регуля-
торами.
Центробежный регулятор 42 установлен на ведомом валу коробки пере-
дач. Положение золотника этого регулятора определяет проходное сечение,
связывающее главную магистраль 39 через канал 51, золотник ручного пере-
ключения, каналы 23 и 56 с каналом 49, подающим масло к клапанам 30,
46 и 9.
На золотник регулятора действует центробежная сила, сдвигающая его
к периферии (на фигуре влево), в результате чего проходное сечение увели-
чивается. Одновременно давление масла на неуравновешенные поверхности
правого торца золотника стремится сдвинуть его в сторону, противоположную
действию центробежной силы.
В силовом регуляторе 38 могут перемещаться золотники 34, между кото-
рыми установлена пружина. На передний золотник 34 действует кулачок,
связанный с приводом дроссельной заслонки, а на задний золотник 34 —
плоская пружина.
Масло может подводиться к силовому регулятору непосредственно от глав-
ной магистрали по каналам 36 и 37 или от главной магистрали через золот-
ник ручного переключения по каналу 35. От силового регулятора масло
отводится к клапану переключения 30 по каналу 32, к клапану 50 по кана-
лам 43 и 54, к клапанам 4 и 18 тормозов второй и первой передач
по каналам 43 и 44.
Золотник ручного переключения связан с рычагом на рулевой колонке,
который может быть установлен в одном из четырех положений: 3. X.
(крайнее левое), Н, Д и П.
Если рычаг установлен в положение Н, второй справа (по фигуре) поясок
золотника перекрывает канал 51, подающий масло из главной магистрали,
в результате чего давление не подводится ни к фрикционным муфтам, ни
к тормозам и крутящий момент от ведущего вала не передается к ведомому.
Если рычаг находится в положении П (понижающая передача), золотник
ручного переключения соответствует положению //. В этом положении
масло из главной магистрали 39 через золотник ручного переключения посту-
пает в канал 23 и затем в переднюю фрикционную муфту 2, которая вклю-
чается.
Одновременно с этим через каналы 52 и 17 масло подается к клапану 9,
далее по каналу 16 к перепускному клапану 7 тормоза второй передачи,
по каналу 20 к компенсационному клапану 18 тормоза первой передачи и,
наконец, по каналу 14 к заднему тормозу 13.
Таким образом включается передняя фрикционная муфта и затягивается
задний тормоз, что, как было показано выше, соответствует включению пер-
вой передачи.
При положении II второй слева поясок золотника 22 отключает
от главной магистрали канал 28, подающий масло к переключающему
клапану 30 и от последнего к задней фрикционной муфте 3, которая выклю-
чается. По пути к тормозу 13 масло проходит через три клапана, имеющих
следующее назначение.
Золотник клапана 7, перемещаясь вправо, перекрывает подачу масла
к правой полости переднего тормоза 12 и соединяет эту полость со сливным
каналом, в результате чего тормоз 12 растормаживается.
Компенсационный клапан 18 изменяет давление масла, подаваемого
к тормозу 13, в зависимости от степени открытия дроссельной заслонки.
Для этого к клапану 18 по каналам 43 и 44 подводится масло из главной
магистрали через силовой регулятор. Давление масла тем больше, чем больше
открыта дроссельная заслонка. Под действием давления масла на неуравно-
вешенные поверхности золотника клапана 18 он смещается влево, в резуль-
142
тате чего возрастает давление масла в тормозе с увеличением открытия дрос-
сельной заслонки, что обеспечивает плавное включение передачи.
Клапан 9 включения первой передачи предотвращает переход с третьей
передачи непосредственно на первую при скорости автомобиля более 40 км/ч
в случае перемещения рычага из положения Д в положение П. Золотник
этого клапана находится под действием пружины и давления масла, пода-
ваемого из канала 49 и зависящего от скорости автомобиля. Масло подводится
к обоим торцам золотника, площади которых подобраны так, что при увели-
чении скорости автомобиля золотник перемещается влево, а при скорости
выше 40 км/ч перекрывает доступ масла из канала 17 в канал 16. В резуль-
тате этого масло не попадает в тормоз 13. Одновременно с этим в канале 16
отсутствует избыточное давление, поэтому золотник клапана 7 остается
в положении, при котором масло подается в тормоз 12, что обеспечивает
работу на второй передаче.
При установке рычага переключения в положение Д ,золотник 22 зани-
мает положение /. В этом положении, как и в положении //, капал 23 через
золотник 22 соединен с главной магистралью и, следовательно, включена
передняя фрикционная муфта 2. Канал 52 в этом случае отсоединен от глав-
ной магистрали и связан со сливным отверстием 29 золотника ручного пере-
ключения, вследствие этого задний тормоз выключен.
Так как в канале 16 отсутствует избыточное давление, золотник клапана 7
находится в таком положении, при котором масло из канала 23 через
каналы 15 и 8 и компенсационный клапан 4 поступает в левую полость
цилиндра 11 переднего тормоза 12. Наконец, через золотник ручного пере-
ключения главная магистраль соединена с каналом 28, подающим масло
к переключающему клапану 30.
Золотник клапана 30 находится под действием давления масла, подавае-
мого по каналу 49 через центробежный регулятор, и по каналам 32 и 44
от силового регулятора. При малом открытии дроссельной заслонки канал 32
через канал 35 и золотник 22 соединен со сливным отверстием 23, а канал 44
через небольшое проходное сечение — с главной магистралью. Поэтому уже
при. небольшой скорости автомобиля золотник клапана 30 смещается влево
и соединяет каналы 28 и 31.
Из канала 31 масло через регулирующий клапан 19 поступает к задней
фрикционной муфте 3 и в правую полость тормоза 12, в результате чего муфта
включается, а тормоз растормаживается. Таким образом включаются обе
фрикционные муфты и растормаживаются оба тормоза, что соответствует
включению третьей передачи.
При увеличении открытия дроссельной заслонки задний золотник 34
смещается вправо, увеличивая проходное сечение, через которое масло
из главной магистрали поступает к левому торцу золотника переключающего
клапана 30. Поэтому с увеличением открытия дроссельной заслонки скорость
автомобиля, при которой золотник переключающего клапана соединяет
каналы 28 и 31 и, следовательно, включает третью передачу, увеличивается.
Если давление на золотник переключающего клапана справа недостаточно,
то связь каналов-28 и 31 нарушается. Капал 31 через канал 33 соединяется
со сливным отверстием золотника ручного переключения, давление в задней
фрикционной муфте и в правой полости тормоза 12 падает, в результате
чего муфта включается, а тормоз затягивается, что соответствует включению
второй передачи.
Педаль управления дроссельной заслонкой может перемещаться и после
полного ее открытия, что необходимо для принудительного включения вто-
рой передачи при большой скорости автомобиля. При таком положении перед-
ний золотник 34 силового регулятора перекрывает канал 35, соединяющий
среднюю полость силового регулятора со сливным отверстием золотника
ручного переключения, и связывает эту полость с главной магистралью.
В результате этого давление слева па золотник переключающего клапана
143
увеличивается, третья передача включается при большей скорости авто-
мобиля.
При установке рычага на рулевой колонке в положение, соответствующее
включению заднего хода, золотник ручного переключения устанавливается
в положение III. При этом задний поясок золотника ручного переключения
перекрывает сливное отверстие 29, а главная магистраль через золотник
ручного переключения и канал 55 соединяется с каналом 33, подводящим
масло к переключающему клапану. Золотник последнего в этом случае нахо-
дится в крайнем правом положении, так как давление масла, подводимого
от центробежного регулятора к правому торцу золотника, мало, а давление
масла, подводимого от силового регулятора, большое. Следовательно,
канал 33 соединен с каналом 31, масло под давлением подается в заднюю
фрикционную муфту и включает ее.
Канал 23 отделен от главной магистрали и масло не поступает ни в перед-
нюю фрикционную муфту, ни в левую полость переднего тормоза 12. В то же
время из капала 31 масло поступает в правую полость тормоза 12 и растор-
маживает его.
Наконец, масло из главной магистрали через золотник ручного переклю-
чения попадает в канал 52 и далее так же, как и в положении, соответствую-
щем включению первой передачи, поступает к заднему тормозу 13, который
затягивается. Таким образом оказываются включенными только задняя
фрикционная муфта и задний тормоз, что и соответствует включению зад-
него хода.
§ 4. ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Гидрообъемный трансформатор представляет собой сочетание объем-
ного гидронасоса с аналогичным по конструкции гидромотором (одним или
несколькими).
Первые попытки использовать в трансмиссии автомобилей гидрообъем-
ные передачи относятся к концу прошлого столетия. Однако низкий к. п. д.
первых образцов этих передач, высокая стоимость, связанная со сложностью
конструкции и необходимостью высокой точности изготовления, большие
габариты и вес, трудности, связанные с созданием надежных уплотнений,
заставили отказаться от применения этих передач.
В настоящее время в результате усовершенствования конструкций гидро-
объемных насосов и гидромоторов, а также успехов в технологии, вновь
возродился интерес к гидрообъемным передачам и, хотя на серийных авто-
мобилях гидрообъемные передачи еще не устанавливаются, во всех странах
ведутся работы по внедрению этих передач в автомобилестроении.
Преимуществами гидрообъемных передач являются:
а) бесступенчатое изменение передаточных отношений между двигателем
и ведущими колесами автомобиля;
б) возможность полной замены всех механизмов механической! транс-
миссии (а не только коробки передач и сцепления) гидронасосами и гидро-
моторами;
в) компоновочные преимущества, связанные с возможностью размещения
гидромоторов на любом расстоянии от гидронасоса, в результате чего гидро-
моторы можно располагать непосредственно в колесах;
г) легкость реверсирования передачи и получения одинаковых скоростей
при движении автомобиля вперед и назад.
Для автомобилей некоторых типов большим достоинством гидрообъем-
ных передач является также возможность объединения трансмиссии с меха-
низмами поворота.
К недостаткам гидрообъемных передач следует отнести:
а) более низкий к. п. д., чем у механических передач;
б) высокая стоимость изготовления;
в) сравнительно большие габариты и вес.
144
Принципиальная схема гидрообъемной передачи изображена па фиг. 105.
Насос 1 связан непосредственно с двигателем автомобиля. Вал гидро-
мотора 5, который может быть установлен в любом месте трансмиссии, соеди-
няется с колесами непосредственно (в этом случае число гидромоторов равно
числу ведущих колес) или через какие-либо промежуточные механизмы.
Гидронасос создает гидростатический напор рабочей жидкости и подает
ее по магистральным трубопроводам 4 к гидромотору (или гидромоторам).
Гидростатический напор жидкости преобразовывается в механическую работу
на валу гидромотора.
Для исключения кавитационных явлений и пополнения рабочей жидкости,
количество которой уменьшается из-за наличия утечек, в систему включается
Фиг. 105. Принципиальная схема гидрообъемной передачи.
насос 7, подающий жидкость через фильтр 6 и клапаны 3 клапанной коробки
в магистраль низкого давления, где поддерживается избыточное давление
до 10—12 кг1см,ъ. Для ограничения максимального давления в контуре цир-
куляции предусматривается редукционный клапан 2.
В автомобильных трансмиссиях могут применяться гидрообъемные
агрегаты различных типов: шестеренчатые, винтовые, лопастные (шиберные)
и поршеньковые.
Регулирование числа оборотов ведущих колес автомобиля и подводимого
к ним крутящего момента при постоянном режиме работы двигателя может
осуществляться изменением производительности насоса или гидромотора,
или одновременным изменением производительности как насоса, так и гидро-
мотора. Наиболее удобным является регулирование изменением производи-
тельности насоса. В этом случае при постоянной мощности двигателя между
скоростью автомобиля и моментами на ведущих колесах существует гипер-
болическая зависимость, обусловливающая наилучшие динамические каче-
ства автомобиля.
При таком способе регулирования автомобиль большую часть времени
работает с малым давлением в контуре циркуляции, что обеспечивает высокую
долговечность гидропривода и возможность работы его длительное время
на режимах, соответствующих высоким к. п. д. Кроме того, устройство для
регулирования в этом случае получается наиболее простым, особенно при
размещении гидромоторов непосредственно в колесах.
На фиг. 106 изображены некоторые принципиальные схемы гидрообъем-
ных трансмиссий.
Ю Литвинов 145
В схеме, показанной на фиг. 106, а, насос /и гидромотор 2 устанавливаются
один за другим (иногда в одном блоке) и заменяют лишь коробку передач
и сцепление. Гидромотор связан с ведущими колесами так же, как коробка
передач в обычной механической трансмиссии (через карданную передачу,
главную передачу и дифференциал).
Такая трансмиссия лишена некоторых компоновочных преимуществ,
упомянутых выше.
Однако подобные схемы легко могут быть выполнены двухпоточиыми,
когда часть мощности от двигателя к ведущим колесам передается через
насос и гидромотор, а часть — механическим путем. Двухпоточные передачи
имеют более высокий к. п. д., чем обычные гидрообъемные передачи. Неко-
Фиг. 106. Различные схемы гидрообъемных передач.
торые конструкции таких передач позволяют значительное время работать
на прямой передаче с очень малыми потерями мощности. Вес и габариты
таких передач значительно меньше, чем у обычных гидрообъемных передач.
В схеме, показанной на фиг. 106, б, гидронасос связан с двигателем,
а гидромоторы, установленные у колес, — со ступицами колес (непосред-
ственно или через бортовые редукторы).
Такая схема наиболее удобна для автомобилей с несколькими ведущими
осями (фиг. 106, в), а также для автопоездов с активными прицепами. Рас-
пределение крутящих моментов между колесами в случае применения ука-
занной схемы получается таким же, как у механической трансмиссии с сим-
метричными межколесными и межосевыми дифференциалами. Поэтому при
использовании такой схемы автомобилей высокой проходимости должны
быть предусмотрены специальные блокировочные устройства 3.
Лучшей для обеспечения высокой проходимости является схема
(фиг. 106, а), при которой с двигателем связан блок регулируемых насосов,
при этом каждый насос соединен с гидромоторами только одного моста. В этом
случае крутящий момент распределяется так же, как в автомобиле с меха-
нической трансмиссией без межосевых дифференциалов. Для устранения
циркуляции мощности могут быть установлены краны для отключения
части мостов.
§ 5. МЕХАНИЧЕСКИЕ БЕССТУПЕНЧАТЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Механические бесступенчатые коробки передач могут быть фрикцион-
ными и импульсными.
Фрикционные бесступенчатые коробки передач можно разделить на три
основных типа: а) передачи с гибкой связью, б) многоконтактные передачи,
146
в) передачи с твердыми, катящимися один по другому телами. Передача
с гибкой связью в настоящее время является единственной механической
бесступенчатой передачей, применяемой для автомобилей серийного произ-
водства в качестве стандартного механизма. Бесступенчатой передачей такого
типа (Вариаматик) снабжаются голландские малолитражные автомо-
били ДАФ, на которых устанавливаются двигатели с рабочим объемом 590 см3
и максимальной мощностью 22 л. с. Эта передача (фиг. 107, а — в) предста-
вляет собой клиноременную передачу со шкивами переменного диам.етра.
Изменение диаметров шкивов производится автоматически и позволяет изме-
нять передаточные числа трансмиссии в пределах 4,4—20.
Коробка передач установлена между главной передачей и ведущими
колесами.
Ведущая шестерня 1 (фиг. 107, а) главной передачи входит в зацепление
с двумя коническими шестернями 8 и 9, свободно сидящими на валу И.
Шестерни могут соединяться с валом через кулачковую муфту 10, управляе-
мую водителем при помощи ручного привода. Включение левой шестерни
обеспечивает движение вперед, правой — задний ход.
Ведущие шкивы (на фигуре показан только один) состоят из двух частей
7 и 2, одна из которых (7) связана с валом так, что не может перемещаться
в осевом направлении, а другая (2), вращаясь вместе с валом, может пере-
мещаться вдоль его оси. Взаимное положение обеих частей шкива опреде-
ляется взаимодействием следующих сил, действующих на подвижную часть:
а) Центробежной силы груза 3, вращающегося вместе с валом 11. При
увеличении угловой скорости вала 11 грузы, поворачиваясь относительно
осей 4, нажимают на подвижную часть шкива, стремясь увеличить его рабо-
чий диаметр.
б) Силы, создаваемой разрежением во впускной трубе 12 (фиг. 107, в)
двигателя. Это разрежение передается в цилиндр 5 (фиг. 107, а), связанный
с подвижной частью шкива. Поршень 6, находящийся в цилиндре, непо-
движно связан с валом. При уменьшении нагрузки, когда разрежение
во впускной трубе возрастает, рабочий диаметр шкива увеличивается.
в) Силой, создаваемой клиновым действием ремня. Эта сила тем больше,
чем больше окружная сила, действующая на ремень, поэтому с увеличением
последней рабочий диаметр шкива уменьшается.
Следовательно, величина рабочего диаметра ведущих шкивов изменяется
в зависимости от скорости движения автомобиля, величины внешних сопро-
тивлений и нагрузки двигателя.
Ведомые шкивы, установленные на валах колесных редукторов, также
имеют переменный диаметр. Изменение рабочих диаметров шкивов осуще-
ствляется при помощи пружин, всегда стремящихся сблизить подвижную
и неподвижную части этих шкивов и таким образом увеличить рабочие
диаметры.
Автомобиль может двигаться с максимальной скоростью до 90 км/ч.
По данным фирмы, срок службы ремней составляет около 80 000 км.
Для обычных клиновых ремней допустимые напряжения и окружные ско-
рости таковы, что изготовление надежной и долговечной клиноременной
передачи возможно только для автомобилей с двигателями сравнительно
небольшой мощности. Поэтому рассмотренная выше передача Вариаматик,
очевидно, может применяться только на микролитражных или, в крайнем
случае, на малолитражных автомобилях.
Многодисковые фрикционные трансформаторы не применяются в качестве
стандартного оборудования серийных автомобилей. Однако опытные образцы
таких трансформаторов успешно испытывались на грузовых автомобилях
и автобусах в Англии и ФРГ. Передача состоит из большого количества тон-
ких конических дисков (фиг. 108), расположенных па одном из валов коробки
передач (например, на ведущем) и соприкасающихся с кольцевыми высту-
пами дисков, установленных на другом валу. Валы могут перемещаться один
10* 117
Фиг. 107. Коробка передач Вариаматпк.
относительно другого так, что расстояние I или увеличивается, или умень-
шается. В результате этого кольцевые выступы дисков соприкасаются с кони-
ческими дисками на различных расстояниях г от их оси вращения. Диски
ведомого и ведущего валов, кроме того, могут перемещаться вдоль осей валов
таким образом, что при любом изменении расстояния I кольцевые выступы
всегда прижимаются к коническим дискам.
Особенностью передачи является то, что из-за большого числа дисков
удельная мощность трения на каждой паре даже при сравнительно низком
к. п. д. трансформатора указанного типа получается небольшой, что обеспе-
чивает высокую долговечность передачи.
К контактным поверхностям подводится масло. В ряде зарубежных
источников указывается, что в результате возникновения местных высоких
давлений пленка масла приобретает свойства сверхвысокой вязкости, в резуль-
Фиг, 108. Фрикционным элемент многодискового трансформатора.
тате чего передача касательных усилий происходит без фрикционного трения
и, следовательно, без заметного износа.
На фиг. 109 показана конструкция многодискового трансформатора ФТ-3,
разработанного Центральным научно-исследовательским автомобильным и
автомоторным институтом (НАМИ).
Особенностью гидротрансформатора ФТ-3 является применение ведомых
дисков с внутренним контактом.
Работа любой передачи с многодисковыми фрикционными элементами
происходит при постоянном проскальзывании дисков и сопровождается
потерями мощности.
Исследования, проводимые в НАМИ, показывают, что могут быть соз-
даны трансформаторы такого типа с относительно высоким к. п. д.
Наибольшее количество опытных образцов механических бесступенчатых
коробок передач относится к третьему типу передачи с твердыми, катящи-
мися один по другому телами.
В 20-х годах на легковых автомобилях в качестве бесступенчатой коробки
передач пытались применить лобовую дисковую передачу с фрикционными
элементами, работающими всухую. Позднее на английском автомобиле Остин
была использована тороидная передача Хейс (фиг. 110, а) со стальными фрик-
ционными элементами, работающими в масле.
У механических бесступенчатых передач обоих типов при качении фрик-
ционных элементов на части контактных поверхностей возникает скольжение.
Скольжение в контакте приводит к потерям передаваемой мощности, причем
рассеивание значительной мощности происходит на очень небольшой пло-
щадке контакта, что обусловливает быстрый износ трущихся поверхностей.

Этот недостаток в наименьшей степени проявляется в тороидносфери-
ческой передаче с хордальным расположением роликов (фиг. 110, б). Основ-
ными элементами передачи являются две чашки 1 и 3 и два зажатых между
ними ролика 2 и 4. Изменение передаточного числа достигается поворотом
роликов вокруг осей, проходящих через центры О кривизны чашек. Сдавли-
вание роликов чашками производится механизмами нажатия, каждый из
которых состоит из двух сухарей (фиг. 110, в) с конусными канавками. Рас-
положенные в канавках шарики при передаче через сухари крутящего мо-
мента стремятся раздвинуть их с силой, пропорциональной окружным силам.
§ 6. ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ТРАНСМИССИИ
В электромеханических трансмиссиях коробка передач и сцепление,
а иногда и остальные механизмы заменяются генератором и электродвига-
телем (или несколькими электродвигателями).
В настоящее время имеются электромеханические трансмиссии двух типов:
1) Трансмиссии с одним тяговым электродвигателем, установленным
на месте коробки передач (фиг. 111). Крутящий момент от электродвигателя 3
передается к ведущим колесам так же, как и от механической коробки пере-
дач, через карданную и главную передачи, дифференциал и полуоси. Электро-
двигатель питается током от генератора 2, приводимого в движение от дви-
гателя внутреннего сгорания 1.
2) Трансмиссии, у которых
электродвигатели расположены
в каждом ведущем колесе. Ко-
лесные электродвигатели обычно
в этом случае передают крутя-
щий момент к ступице колеса
через понижающий редуктор,
также размещенный в колесе.
Основными преимуществами
электромеханических передач
являются:
а) бесступенчатое изменение
передаточных чисел;
б) внутренняя автоматичность, обеспечивающая изменение в некоторых
пределах крутящего момента на ведущих колесах автомобиля в зависимости
от сопротивления дороги без вмешательства водителя;
в) значительное упрощение управления автомобилем;
г) увеличение долговечности двигателя в трансмиссии в результате более
плавного, чем при механической трансмиссии, изменения нагрузочных
режимов и отсутствия жесткой связимежду двигателем и трансмиссией, вслед-
ствие чего колебательные процессы в двигателе не вызывают колебаний
в последней, и наоборот;
д) возможность размещения двигателя в любом месте автомобиля и в лю-
бом положении; особенно большими компоновочными преимуществами обла-
дают электромеханические трансмиссии, у которых электродвигатели рас-
полагаются непосредственно в колесах;
е) улучшение проходимости автомобилей в результате плавного изме-
нения тяговых усилий на ведущих колесах;
ж) возможность сравнительно легко передавать крутящий момент актив-
ным прицепам, что делает электромеханический привод одним из наиболее
приемлемых для активных автопоездов.
К недостаткам электрических трансмиссий относятся:
а) большой вес и габариты; вес всех элементов электромеханических
трансмиссий составляет 5—10 кг/д. с.; вес элементов механической транс-
миссии, заменяемых в случае применения электромеханической транс-
миссии, составляет 0,5—3 к,г!л. с.\
Фиг. 111. Электротрансмиссия с одним тяговым
электродвигателем.
151
б) более низкий, чем у механических трансмиссий, к. п. д.;
в) более высокая стоимость и необходимость применения дефицитных
материалов.
Схема электромеханической трансмиссии первого типа показана на
фиг. 112.
Генератор 6 постоянного тока, имеющий шунтовую обмотку 9 и один
виток 8 последовательной обмотки, питает якорь электродвигателя 5. После-
довательно с шунтовой обмоткой 9 генератора включено сопротивление,
которое может частично закорачиваться токовыми реле 13, 14 и 15. Кроме
того, в цепь обмотки возбуж-
дения через включатель 11
подпитки, связанный с пе-
далью управления дроссель-
ной заслонкой, включена
аккумуляторная батарея 12.
Т яговый электродвигатель
постоянного тока имеет после-
довательное возбуждение.
Якорь генератора электри-
чески связан с якорем элек-
тродвигателя через переклю-
чатель хода 4, которым можно
отсоединять электродвигатель
от генератора (нейтральное
положение рукоятки пере-
ключателя хода), и изменять
направление тока в обмотке
возбуждения электродвига-
теля и, следовательно, изме-
нять направление вращения
его якоря.
Если после пуска двига-
теля поставить рукоятку пе-
реключателя хода в одно из
рабочих положений (положе-
ние движения вперед или зад:
него хода), то в силовой цепи
появится небольшой ток.
Однако сила тока в электро-
двигателе при небольшом от-
крытии дроссельной заслонки недостаточна для создания момента, способ-
ного преодолеть сопротивление движению автомобиля. При нажатии на пе-
даль дроссельной заслонки увеличивается число оборотов якоря генератора
и растет сила тока в электродвигателе.
Если бы генератор работал только на самовозбуждении, то в результате
медленного нарастания тока возбуждения (зависящего главным образом
от большой самоиндукции шунтовой обмотки генератора) мощность, разви-
ваемая генератором, также возрастала бы медленно. Это не только ухуд-
шило бы динамические качества автомобиля, но могло бы при резком нажа-
тии на педаль дроссельной заслонки привести к чрезмерному повышению
числа оборотов коленчатого вала двигателя и якоря генератора.
Для быстрого увеличения мощности генератора в процессе разгона авто-
мобиля при нажатии на педаль управления дроссельной заслонкой связан-
ный с ней включатель подпитки подсоединяет к шунтовой обмотке аккуму-
ляторную батарею 12. Напряжение батареи складывается с напряжением
генератора, вследствие чего увеличивается сила тока возбуждения, что обеспе-
чивает быстрое нарастание мощности, развиваемой генератором. При доста-
152
точно высоком напряжении генератора срабатывает реле напряжений 10,
обмотка 7 которого включена параллельно зажимам генератора, и отключает
аккумуляторную батарею.
Управление движением автомобиля с электромеханической трансмиссией
производится только педалью управления дроссельной заслонкой.
Если при неизменном положении дроссельной заслонки изменится сопро-
тивление движению автомобиля, то скорость автомобиля, а следовательно,
и число оборотов тягового электродвигателя также изменятся. Изменение
числа оборотов электродвигателя вызывает при неизменном режиме работы
генератора изменение силы тока в силовой цепи.
При увеличении сопротивления движению автомобиля число оборотов
электродвигателя уменьшается, а сила тока в его обмотках растет. Это вызы-
вает автоматическое увеличение крутящего момента на валу якоря тягового
электродвигателя, а следовательно, и силы тяги на ведущих колесах.
Изменение в широких пределах режима работы тягового электродвига-
теля вызывает лишь незначительное изменение числа оборотов генератора,
а следовательно, и незначительное изменение мощности двигателя. В обыч-
ных электрических схемах изменение числа оборотов якоря тягового элек-
тродвигателя и крутящего момента на его валу в 5—6 раз вызывает изменение
числа оборотов генератора всего па 5—10 %. В результате этого зависимость
тягрвого усилия на ведущих колесах от скорости автомобиля получается
почти гиперболической, что обеспечивает его высокие динамические качества.
Независимость режима работы первичного двигателя от изменения режима
работы тягового электродвигателя можно по аналогии с гидромеханическими
передачами называть «непрозрачностью» электромеханической передачи.
Непрозрачность, обеспечивающая высокую автоматичность элеметромехани-
ческой передачи, в то же время является причиной ряда недостатков в ее
работе. В результате непрозрачности электромеханической трансмиссии
мощность на ведущих колесах может изменяться только изменением положе-
ния дроссельной заслонки. Поэтому при малых сопротивлениях движению
автомобиля приходится сильно прикрывать дроссельную заслонку и, следо-
вательно, повышать удельный расход топлива.
Одним из способов придания электромеханической трансмиссии некото-
рой прозрачности, чтобы можно было увеличивать или уменьшать мощность
на ведущих колесах не только путем изменения степени открытия дроссель-
ной заслонки, но и путем изменения числа оборотов двигателя, является
введение в обмотку возбуждения генератора сопротивлений, закорачиваю-
щихся специальными реле 13, 14 и 15 (фиг. 112) в зависимости от величины
силы тока в якоре электродвигателя (обмотки 1, 2 и 3 этих реле включены
последовательно с электродвигателем).
При уменьшении сопротивления движению автомобиля, а следовательно,
и силы тока в якоре электродвигателя замыкаются контакты реле, закорачи-
вающие соответствующий участок сопротивления, включенного в цепь шун-
товой обмотки. В этом случае увеличивается нагрузка на двигатель, если
неизменна сила тока в силовой цепи. Число оборотов двигателя падает,
и для обеспечения необходимой мощности двигателя следует увеличить сте-
пень открытия дроссельной заслонки.
При движении автомобиля по тяжелой.дороге в результате размыкания
контактов токовых реле включаются соответствующие участки сопротивления
в цепи шунтовой обмотки, сопротивление вращению якоря генератора умень-
шается и число оборотов коленчатого вала двигателя возрастает. Таким обра-
зом, при большом сопротивлении движению автомобиля первичный двигатель
работает в области скоростной характеристики, соответствующей большим
мощностям.
Электромеханические трансмиссии с установкой электродвигателей непо-
средственно в колесах применяются па автомобилях большой грузоподъ-
емности и тягачах.
153
На фиг. 113 показаны внешний вид и схема одного из колес со встроен-
ным в него электродвигателем двухосного 100-тонного тягача, имеющего
двигатель мощностью 600 л. с.
Статор 7 специального электродвигателя постоянного тока с последо-
вательным возбуждением прикреплен к корпусу автомобиля. На подшип-
никах 6 и 8, смонтированных на статоре, вращается обод 5 колеса. С внутрен-
ним концом вала 12 якоря 10 связана ведущая шестерня 1, находящаяся
в зацеплении с тремя большими промежуточными шестернями 2. На оси
каждой большой промежуточной шестерни укреплены малые промежуточные
шестерни 3, передающие вращение шестерне 4 с внутренним зацеплением,
которая связана с ободом колеса.
Общее передаточное число редуктора i — 40. Применение редуктора
с таким большим передаточным числом позволяет использовать высокообо-
ротные электродвигатели, имеющие сравнительно малый вес и габариты.
Электродвигатель используется также и для торможения автомобиля.
Кроме этого, предусмотрен механический дисковый тормоз 11, установлен-
ный на наружном валу якоря и используемый как стояночный, аварийный
и как горный тормоз.
Для охлаждения редуктора, электродвигателей и тормоза имеется спе-
циальный вентилятор, приводимый во вращение двигателем автомобиля.
Воздух подается в щель между корпусом редуктора и фланцем статора.
Воздушный поток сначала омывает картер редуктора, затем проходит между
статором и якорем и, наконец, охлаждает тормоз, после чего выходит через
выпускное окно в колпаке 9, закрывающем колесо.
Питание к колесным электродвигателям подводится от генератора, спарен-
ного с двигателем внутреннего сгорания.
Колесные электродвигатели 1, 2, 3 и 4 (фиг. 114) могут быть включены
в цепь генератора различными способами.
При последовательном включении всех электродвигателей (фиг. 114, а)
напряжение, подводимое к каждому из них, равно 25% от общего напряжения
154
генератора 5. Число оборотов колеса находится в прямой зависимости
от напряжения, подводимого к электродвигателю, поэтому для получения
высоких скоростей автомобиля необходимо большое напряжение на зажи-
мах генератора.
Кроме того, при попадании хотя бы одного из колес на дорогу с плохим
сцеплением сила тока во всех электродвигателях уменьшается, что может
привести к остановке автомобиля. Это явление вызывается тем, что при после-
довательном соединении всех электродвигателей сила тока в обмотках яко-
рей каждого из них должна быть одинаковой, а следовательно, и крутящие
моменты, развиваемые электродвигателями всех колес, должны быть равны.
Распределение крутящих
моментов у автомобиля с
трансмиссией, выполнен-
ной по последовательной
схеме, получается таким
же, как у автомобиля с ме-
ханической трансмиссией,
снабженной межколесными
и межосевыми симметрич-
ными дифференциалами.
При параллельном
включении всех электро-
двигателей (фиг. 114, б)
к каждому из них подво-
дится полное напряжение
генератора, но сила тока
в якоре генератора должна
быть в 4 раза больше силы
тока в якорях каждого
электродвигателя. Поэто-
му при трогании автомобиля с места и движении по тяжелым дорогам
якорь генератора нагружается большой силой тока.
Автомобили с электромеханической трансмиссией, выполненной по такой
схеме, обладают наилучшей проходимостью, так как распределение крутящих
моментов между колесами зависит только от сопротивления их вращению
и в предельном случае пропорционально сцепному весу каждого из колес.
При включении электродвигателей двумя группами (фиг. 114, с) можно
частично устранить недостатки как чисто последовательного, так и чисто
параллельного включения. В отношении проходимости лучшим способом
включения электродвигателей является такой, при котором в параллельные
группы включены электродвигатели колес, расположенных но диагоналям.
§ 7. ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА БЕССТУПЕНЧАТЫХ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Расчет гидромеханической передачи включает выбор основных размеров
гидротрансформатора иопределение размеров деталей механической передачи.
Активный диаметр гидротрансформатора может быть определен по формуле [61]
D- (66)
Vе ^ipy
где — расчетное значение коэффициента момента насоса;
Л Р 9 5
1\[д — крутящий момент двигателя при работе с полностью открытой
дроссельной заслонкой совместно с гидротрансформатором;
п() — число оборотов двигателя, соответствующие моменту Мд;
у — плотность жидкости, применяемой в гидротрансформаторе.
155
Если передача не является комплексной, то величины хр и следует
выбирать так, чтобы на режиме максимальной мощности двигателя гидро-
трансформатор работал с максимальным к. п. д.
Для выбора размера комплексной гидропередачи задаются несколькими
значениями активного диаметра в пределах от его величины, получаемой при
указанном выше расчете гидротрансформатора, до величины, получаемой при
расчете гидромуфты и определяемой таким образом, чтобы при максимальной
мощности двигателя к. п. д. гидромуфты тр,,, = 0,95.
Для каждого из выбранных значений активного диаметра проводят тяго-
вые и экономические расчеты, в результате чего выбирают оптимальный диа-
метр гидротрансформатора.
Расчет деталей механической части гидромеханической коробки передач
ведут по тем же формулам, что и расчет деталей ступенчатых коробок пере-
дач. При расчете деталей механической части гидромеханической коробки
передач на выносливость в качестве расчетного момента на первичном валу
принимается [77]:
на первой передаче
Мр I 0,7Л1 maxig^Kmax
ИЛИ
Мр ! 0,7 5^-,
Р 1кг^]кг
где id, и — передаточное число и к. п. д. механической передачи, рас-
положенной между двигателем и гидротрансформатором;
Ктах — коэффициент трансформации при неподвижной турбине;
Ge — сцепной вес;
/А.г и Лю — передаточное число и к. п. д. механизмов, расположенных
между колесами и гидротрансформатором;
на прямой передаче и режиме гидромуфты
Мр. Пр Мд тах^дгЛдг’
на второй передаче
МР п — V Мр iMpnp.
При расчете на выносливость от многократного приложения изгибающей
нагрузки по методике, описанной в гл. 3, расчетный момент подставляется
вместо М<этах в формулу (54).
При расчете на изгиб от однократной максимальной нагрузки расчетный
момент на первичном валу можно принимать равным
Мр — Mg max^max*
При выборе числа зубьев и числа сателлитов планетарных рядов механи-
ческой части гидромеханических передач необходимо соблюдение ряда усло-
вий:
а) Условие сборки для планетарных рядов с двойными сателлитами
г I ^2
•^1 1-^4
------------Q^- = P,
К-----------z3
где и z4 — числа зубьев солнечной и коронной шестерен;
z2 и z3 — числа зубьев двойного сателлита;
k — число сателлитов;
Q и Р — любые целые числа;
для планетарных рядов с одинарными сателлитами
-г = kt,
где t — любое целое число.
156
б) Условия соседства
—- (zy z3) sin ~ > z3 2fo ( если < 1
ш3 ' 1 k J 1 10 \ m3z3 )
и
(Д -i- z2) sin ~ > z2 Д 2/0 ( если > 1) ,
K \ /7Z373 /
где m.2 и m3 — модули двойных сателлитов;
f0 — коэффициент высоты головки зубьев сателлитов.
При расчете на прочность шестерен планетарных рядов механической
части бесступенчатых коробок передач необходимо иметь в виду следующие
особенности:
а) Для определения коэффициента у формы зуба шестерен с внутренним
зацеплением применяется особая методика, описанная в специальной лите-
ратуре [73].
б) При определении эквивалентного числа циклов для зубьев шестерен
надо учитывать, что некоторые из них находятся в зацеплении одновременно
с несколькими сопряженными шестернями.
Для определения эквивалентного числа циклов можно пользоваться фор-
мулой
Кэкв = 60ТЭ!^пР' 01,
где Тзк6 — эквивалентное время, определяемое по формуле (13);
пр. о — расчетное число оборотов рассматриваемого зубчатого колеса
в относительном движении;
I — число зацеплений зуба за один оборот в относительном движе-
нии; для центральных колес / = /г, для сателлитов I = 1.
в) У планетарных передач с одинарными сателлитами их зубья работают
по симметричному циклу, а пе по пульсирующему.
г) При расчете на контактную выносливость в формулах (56) и (57)
вместо i + 1 нужно брать i — 1.
Расчет гидрообъемной передачи начинается с определения постоянных
для гидронасосов и гидромоторов, выбора максимального давления и макси-
мального числа оборотов гидроагрегатов.
Постоянной гидроагрегата называют рабочий объем q см?/об, описываемый
рабочими органами агрегата за один оборот. Для гидроагрегатов с регули-
руемой производительностью определяется максимальное значение qmax.
Постоянная гидроагрегата связана с моментом М. на его валу зави-
симостью
«=W (67>
где р — давление жидкости в гидроагрегате.
Максимальный крутящий момент на валу гидромотора определяется
по максимальному тяговому усилию на ведущих колесах автомобиля:
G афС d
^мТ^мТЧмм
(68)
где G,; — вес, приходящийся на ведущие колеса, связанные с рас-
сч и ты в а см ы м г и др о мото р ом;
ср — коэффициент сцепления; ср = 0,7 ч-0,8;
rd — динамический радиус колеса;
и — передаточное число и к. п. д. механической передачи между
рассчитываемым насосом и ведущими колесами;
т]Л(И — механический к. п. д. гидромотора.
157
Постоянную гидромотора подсчитывают по формуле
. Л^гпа-х
СМ‘°б-
(69)
Максимальное давление ртах и механический к. п. д. выбирают в зави-
симости от типа и размеров гидроагрегата, типа проектируемого автомо-
биля и т. п.
Для поршневых и клапанных гидроагрегатов можно принимать ртах =
150-^-300 кг/см/1, т]лш — 0,924-0,96; для шестеренчатых ртах = 100-г-
4-200 кг/см?, г]лш — 0,704-0,85.
Постоянную гидронасоса <7„тах выбирают из условия получения макси-
мальной скорости движения проектируемого автомобиля:
Ян max
ЯмХмПм,
^н'Лон'Пол
(70)
где ?Л£ — число гидромоторов, питаемых рассчитываемым гидро-
насосом;
пм — число оборотов вала гидромотора при максимальной ско-
рости автомобиля;
пн — число оборотов вала гидронасоса при расчетном числе
оборотов двигателя;
т1о« и Л».» — объемные к. п. д. гидронасоса и гидромотора.
Число оборотов выбирают в следующих пределах: для поршневых гидро-
агрегатов п ----- 15004-3000 об/мин, для шестеренчатых п = 50004-
4-10 000 об/мин. Объемный к. п. д. при расчете можно принимать равным:
для поршневых гидроагрегатов 0,96—0,92, для шестеренчатых 0,75—0,9.
ГЛАВА 5
ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
На ряде специальных автомобилей, кроме основной коробки передач,
в трансмиссии устанавливается одна или несколько дополнительных коробок
передач различного назначения.
Раздаточные коробки применяются в трансмиссиях автомобилей с несколь-
кими ведущими осями и служат для передачи крутящего момента к отдель-
ным осям.
Понижающие передачи устанавливаются в трансмиссиях тех автомоби-
лей, у которых для движения в тяжелых условиях необходимо иметь боль-
шее передаточное число, чем можно получить на первой передаче в основной
коробке передач, а также иметь большее, чем в последней, число передач.
Коробки отбора мощности применяются па специальных автомобилях
для передачи крутящего момента на дополнительный движитель (например,
винт водомета или гребной винт у плавающих автомобилей) или специаль-
ные механизмы (лебедки, подъемники самосвалов) и др.
У автомобилей высокой проходимости часто для удешевления произ-
водства в качестве основной коробки передач используется коробка передач
автомобиля ограниченной проходимости, имеющего вес, близкий к весу
автомобиля высокой проходимости. Естественно, что такая коробка передач
имеет недостаточное число передач и передаточное число па первой пере-
даче, не обеспечивающее необходимых тяговых качеств автомобиля высокой
проходимости. Поэтому в трансмиссии автомобиля подобного типа, кроме
раздаточной коробки, должна быть также установлена понижающая пере-
дача. В этом случае понижающую передачу и раздаточную коробку объеди-
няют в одном механизме, который называют раздаточной коробкой с пони-
жающей передачей или просто раздаточной коробкой.
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К РАЗДАТОЧНЫМ КОРОБКАМ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
К конструкциям раздаточных коробок могут быть предъявлены следую-
щие основные требования:
1) распределение крутящего момента между ведущими осями таким
образом, чтобы обеспечивалась наилучшая проходимость автомобиля и не воз-
никала циркуляция мощности в трансмиссии автомобиля; •
2) увеличение тяговых усилий па ведущих колесах, необходимое для
преодоления сопротивлений при движении автомобиля по плохим дорогам
и бездорожью, а также на крутых подъемах (до 30—35°);
3) возможность движения автомобиля с минимальной скоростью при
работе двигателя па режиме максимального момента (fmin — 2<-5 км/ч).
Раздаточные коробки могут быть выполнены по двум принципиально
различным схемам:
1) раздаточные коробки с блокированным приводом;
2) раздаточные коробки с дифференциальным приводом.
159
У первых коробок все выходные (ведомые) валы имеют одинаковую угло-
вую скорость. Они ие распределяют крутящий момент между ведущими
осями в какой-либо определенной пропорции. Соотношение между крутя-
щими моментами, подводимыми к различным осям, в случае применения
таких раздаточных коробок зависит от ряда параметров (радиуса поворота
автомобиля, разницы радиусов качения колес, профиля дороги и т. и.).
У раздаточных коробок с дифференциальным приводом крутящий момент
передается от ведущего вала к ведомым через дифференциал. Поэтому выход-
ные (ведомые) валы такой коробки могут вращаться с неодинаковыми угло-
выми скоростями. Распределение моментов между осями в случае приме-
нения таких раздаточных коробок определяется свойствами дифференциала.
Фиг. 115. Схема поворота трехосного автомобиля.
Найдем распределение моментов между осями у трехосного автомобиля
с раздельным приводом на каждую ось при установке раздаточной коробки
с блокированным приводом (фиг. 115).
Введем следующие обозначения:
гк — радиус качения колеса г;
г0 — радиус свободного качения колеса 1 (радиус качения колеса, когда
касательная реакция между колесом и дорогой равна нулю):
а>к — угловая скорость колеса;
— угловая скорость коробки дифференциала;
а — угол поворота управляемого колеса;
v — скорость 2 средней точки оси (моста) автомобиля;
Т — касательная реакция между колесом и дорогой;
GK — вес, приходящийся на ось автомобиля;
Кх — коэффициент тангенциальной эластичности колес г.
Индексами 1, 2, 3 обозначим величины, соответствующие передней,
средней и задней осям, индексами вин — соответствующие внутреннему
и внешнему колесам.
1 См. гл. 16.
2 Обозначение скорости автомобиля без индекса а указывает на то, что она имеет раз-
мерность м/сек.
160
Угловые скорости всех выходных валов раздаточной коробки с блоки-
рованным приводом равны, поэтому и угловые скорости коробок дифферен-
циалов всех ведущих мостов равны:
®<Э1 ®д2 = (71)
Линейная скорость средней точки каждой оси может быть без большой
погрешности выражена уравнениями:
У 1 ~ Гл: 1 ®<Э 1! и2 — | (72)
^3 СзЮ53, /
где
_____ ГК\в + ГК1Н . „____ ГК2в T ГК2Н . „ _ ГКЗЙ~\~ГКЗН
'к1 —' 9 ’ ' № 2 ’ '' 2
Принимая во внимание, что скорости vlt v2 и и3 направлены перпенди-
кулярно радиусам, соединяющим средние точки каждой оси с центром пово-
рота О, можно написать (без учета явления увода) х:
Величина cos о всегда мало отличается от единицы. Поэтому можно
считать, что
v2 ----- v3 — cos acp. (73)
Следовательно,
/\-2й)а-2 r— Cicos асрЬУд ь
откуда
С- = С-з Ci c°s аср. (74)
Радиусы качения колес связаны с касательными реакциями, действую-
щими ‘на колеса, следующими уравнениями х:
Ci = roi ' Сг ~ Са Сз -~ Сз Кл-зЛ3. (/5)
Пользуясь уравнениями (74) и (75), можно касательные реакции всех
колес выразить через касательную реакцию передних колес:
у г°2 — 3>i cos цср ~г Сл-тУ 1 cos иср ф (76)
у -- ГпЯ'— Зп cos аср + W ] cos аСр (77)
3 Слз
Но
, + т, -|- т3 = 2 w.
где W — внешние силы, действующие на автомобиль (кроме реакций
дороги).
Если считать, что КГ1 Кх2 ~ Кхз = Кх, т0
гр ________1_____ ( VI ур_р()2 -7 гоз — 2roi cos аср \ . /ygx
1 1+ 2 cos аср Kx )
I---- ry H7coSaft,-(r'>l + r")cOSaV(l" С<КадаМ ; (79)
2 1+2 cos acp l cp i\x -I
T I------------- [V tFcos-(,,Ъ| ’-Гю) COS°V(1 C0S °ср-+ (80)
3 1 -J- 2 cos aCp L^J Lp t^x J
1 См. гл. 16.
H Литвинов
161
Зная касательные реакции, можно найти величину крутящих моментов,
подводимых к каждому ведущему мосту:

1 + 2 cos аср
гог + гоз — 2г01 cos аср
Кх
Мг
4" Giafrdi’
(81)
rd2 у
1 + 2 cos dcp
X [2 V cosat7,+ (l + 4- (82)
M = d3 у
3 1+2 cos acp
X 4/ cos aep + (l + cos cos + + GK3frd3> (83)
где f — коэффициент сопротивления качению.
Из анализа уравнений (78)—(83) можно сделать следующие выводы:,
1. Величина и знак касательных реакций, действующих на колеса каждой
ведущей оси, зависят как от внешних сил, действующих на автомобиль,
так и от соотношения радиусов качения колес и угла поворота управляемых
колес.
В частности,
при
Го 2 4-г оз —2г о т cos acp >2 WKX
Л<0;
ПРИ (foi 4- гоз) cos аср — (1 + cosacp)r02>S ^cosacpKx
Т2 <0;
ПРИ (roi-г r02)cos а.р— (1 4-cosa£,p)r03>S W cos асрКх 1
Л<0. J
(84)
(86)
В том случае, когда сумма касательных реакций на обоих колесах какой-
либо оси равна или меньше нуля, ось уже не является ведущей, но если
момент, подводимый к колесам этой оси, больше нуля, то ось не является
и ведомой.
2. Величина и знак моментов, подводимых к каждому мосту, зависят
от величины внешних сил, действующих на автомобиль, сопротивления
качению колес, соотношений радиусов качения колес и угла поворота управ-
ляемых колес.
В частности,
ПРИ Г02 + '«3 —2r0iCosaep> [(! + 2 cos acp)0KJ + 2 И7] К„ 1
M,<0; f
при (г 01 >[(1 4- г03) cos ctcp — (1 + cos acp) г 02 + 2 cos atp)GJ + 2 IT cos a J M2<0; A (88)
при (Г01 4- r0 2) cos acp — (1 + cos acp) r03
>[(1 + 2 cos acp) GKZf + 2 W cos af J Kx (89)
M3<0.
Если крутящий момент, подводимый к колесам какой-либо оси, меньше
нуля, возникает явление, названное акад. Е. А. Чудаковым «циркуляцией
мощности».
162
Фиг. 116. Распределение крутящего мо-
мента между осями трехосного автомобиля
(теоретическое); сплошные линии — перед-
няя ось; штриховые линии — задняя и
средняя оси.
Сущность этого явления заключается в том, что на часть ведущих осей
передается большая мощность, чем это необходимо для преодоления сопро-
тивлений движению автомобиля. Избыток этой мощности через раму или кузов
передается на колеса тех осей, у которых, согласно уравнениям (87)—(89),
Л1< 0. Через колеса этих осей и привод к ним указанная мощность передается
обратно к раздаточной коробке и через нее снова к тем осям, у которых М >>0.
В результате наличия указанного явления через колеса и механизмы
привода ко всем осям может передаваться мощность, значительно большая
той, которая нужна для преодоления сопротивлений движению автомобиля.
Это приводит к повышенному износу шин и некоторых механизмов транс-
миссии.
Кроме того, вследствие увеличения
суммарной мощности, передаваемой че-
рез механизмы трансмиссии, возрастают
потери, что приводит к увеличению
мощности, расходуемой двигателем,
а следовательно, к повышению расхода
топлива и повышенному износу дета-
лей двигателя.
На фиг. 116 приведены графики, ха-
рактеризующие распределение крутя-
щего момента между осями трехосного
автомобиля ЗИЛ-157 при прямолиней-
ном движении. При подсчете было при-
нято, что радиусы качения колес обоих
мостов тележ к и одинаковы :r02~r03=r0T.
Разница между радиусами качения
колес тележки гог и переднего моста г01
обозначена через Дг = гот — г01.
Кроме того, принято осреднешюе
значение = 0,04 мм.1кг.
Уравнения (78)—(83) действительны
только в случае движения автомобиля
по недеформируемым или малодефор-
мируемым дорогам. При движении по
плохим дорогам и бездорожью в ре-
зультате одновременной тангенциаль-
ной деформации как шин, так и полотна дороги происходят более сложные
явления. Однако общие положения по распределению крутящего момента
между ведущими колесами получаются такими же.
На фиг. 117 показано распределение крутящего момента между осями
трехосного автомобиля ЗИЛ-157 в процессе входа его в поворот при движе-
нии по песку [46]. Как видно из фиг. 117, по мере входа автомобиля в пово-
рот (по мере уменьшения радиуса поворота 7?„) крутящий момент на заднем
и среднем мостах увеличивается, а на переднем уменьшается. Однако при
движении по песку даже при минимальном радиусе Rn min поворота крутя-
щий момент, передаваемый через переднюю ось, не получается отрицатель-
ным, т. е. циркуляции мощности не возникает.
На основании графиков, изображенных на фиг. 116 и 117, можно сделать
следующие выводы:
1. При установке раздаточной коробки с блокированным приводом рас-
пределение крутящих моментов между ведущими' мостами зависит от соот-
ношения радиусов качения колес, угла поворота управляемых колес и пара-
метров, характеризующих сопротивление движению автомобиля.
2. На дорогах с малым сопротивлением движению даже при небольшой
разности радиусов качения и небольших углах поворота управляемых колес
на одной из осей возможно появление отрицательных моментов.
11*
163
Наличие отрицательных моментов указывает на то, что в трансмиссии
происходит циркуляция мощности, вызывающая повышенный износ шин
и механизмов трансмиссии, а также ухудшающая экономические и дина^
мические качества автомобиля..
Фиг. 117. Распределение крутящего момента между осями трех-
осного автомобиля (экспериментальное):
1 — задняя ось; 2 — средняя ось; 3 — передняя ось.
3. С увеличением сопротивления движению величина отрицательных
моментов, а следовательно, и циркулирующей мощности уменьшается.
В случае прямолинейного движения автомобиля циркуляция мощности
прекращается уже при средних значениях сопротивления движению.
При повороте автомобиля с минимальными радиусами циркуляция мощности
может возникать даже при больших значениях сопротивления движению.
§ 2. КОНСТРУКЦИИ РАЗДАТОЧНЫХ КОРОБОК
С БЛОКИРОВАННЫМ ПРИВОДОМ
Если автомобиль высокой проходимости имеет коробку передач, обеспе-
чивающую нужное число передач и требуемое передаточное число низшей
передачи трансмиссии, то устанавливается раздаточная коробша, которая
служит только для раздачи крутящего момента к нескольким ося*м без пони-
жающей передачи.
Раздаточная коробка без понижающей передачи применяется на амери-
канских военных автомобилях Виллис М-113-, некоторых японских легковых
автомобилях повышенной проходимости и др. Подобные коробки передач
устанавливались на советских автомобилях ГАЗ-67 и ГАЗ-67Б.
Картер таких раздаточных коробок обычно крепится к картеру коробки
передач.
У немецких автомобилей Унимог S-404 раздаточная коробка без пони-
жающей передачи выполнена в одном картере с шестиступенчатой коробкой
передач (фиг. 118).
На фиг. 119 показана раздаточная коробка, объединенная с понижающей
передачей; ее картер крепится к картеру коробки передач.
Раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-63 (фиг. 120), имеющая такую же
кинематическую схему, устанавливается отдельно от коробки передач и сое-
диняется с последней карданным валом.
Конструкция, в которой предусмотрена возможность выключения перед-
него моста, полностью устраняет циркуляцию мощности при прямолинейном
164
движении автомобиля, так как в этом случае даже при значительной разности
радиусов качения колес циркуляция мощности возникает только на дорогах,
на которых включение переднего моста явно нецелесообразно. Однако при
крутых поворотах на дорогах, требующих включения переднего моста,
циркуляция мощности возможна.
Схема передачи момента к передней и задней осям, принятая в раздаточ-
ных коробках ГАЗ-63 и Остин Джипе, обусловливает высокий к. п. д. транс-
Фиг. 118.. Раздаточная коробка автомобиля Унимог S-404.
миссии при движении с выключенным передним мостом, потому что шестерни
раздаточной коробки не участвуют в работе. Зато при включенном переднем
мосте в случае циркуляции мощности в передаче ее участвуют все шестерни
раздаточной коробки.
У раздаточной коробки автомобилей ГАЗ-69 и УАЗ-450 (фиг. 121) кине-
матическая схема такова, что передача крутящего момента всегда осуще-
ствляется через две последовательно расположенные пары шестерен. Однако
при такой схеме шестерни не нагружаются циркулирующей мощностью.
По такой же схеме выполнена раздаточная коробка автомобиля
«Москвич-410».
Обе названные выше раздаточные коробки устанавливаются отдельно
от коробки передач.
Фиг. 119. Раздаточная коробка автомобиля Остин Джипе.
Фиг. 120. Раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-бЗ.
166
В схемах, показанных на фиг. 118—121, для сохранения одинакового
направления вращения ведущего и ведомых валов, а иногда также для
увеличения межцентрового расстояния между ведущим валом и валом
привода переднего моста передача крутящего момента к валу переднего
(или переднего и заднего мостов) осуществляется через две пары шестерен.
При такой схеме раздаточной коробки можно использовать для автомобилей
повышенной проходимости задний мост базового автомобиля ограниченной
проходимости практически без всякой переделки.
Фиг. 121. Раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-69.
Применяются также раздаточные коробки без промежуточного вала
(фиг. 122). Наличие такой коробки требует применения главной передачи,
схема которой несколько отличается от обычной (фиг. 123): ведомая шестерня
конической пары заднего моста располагается справа от ведущей, а не слева,
как принято. Зато конструкция раздаточной коробки получается более
простой, к. п. д. — более высоким.
Схемы раздаточных коробок для трех- и четырехосных автомобилей
могут быть различными при разном способе передачи крутящего момента
к среднему и заднему мостам.
В США и западноевропейских странах в настоящее время для трехосных
автомобилей широко используется тандемный привод, при котором крутящий
момент к заднему мосту передается через средний мост.
Для трех- и четырехосных автомобилей с двумя задними ведущими мостами
в этом случае широко применяются многоступенчатые коробки передач,
а привод к обоим мостам осуществляется без раздаточной коробки и пони-
жающей передачи. По такой схеме, например, выполнены американские
167
Фиг. 122. Раздаточная коробка автомобиля Хеншель.
Фиг. 123. Главная передача автомобиля Хеншель.
168
автомобили «Интернационал KF-280» (с восьмиступенчатой коробкой пере-
дач), Мак В-80 (с двенадцатиступенчатой коробкой передач) и др. У англий-
ских трех- и четырехосных автомобилей в этих случаях для получения
тандемного привода часто используется червячная передача (например, авто-
мобиль Деннис).
У трех- и четырехосных автомобилей со всеми ведущими осями при
наличии тандемного привода могут использоваться раздаточные коробки
тех же конструктивных схем, что и для двухосных автомобилей.
Фиг. 124. Раздаточная коробка автомобиля ЗИЛ-157.
В случае раздельного привода к каждому мосту раздаточная коробка
должна иметь столько выходных валов, сколько ведущих мостов имеет
автомобиль.
У раздаточной коробки ЗИЛ-157 (фиг. 124) крутящий момент на каждый
из мостов всегда передается через две пары шестерен. Шестерни этой коробки
нагружаются мощностью, циркулирующей между передним и задним
мостами, и мощностью, циркулирующей между средним и задним мостами.
Устройство для выключения переднего моста, так же как и у коробок, рас-
смотренных выше, устраняет возможность циркуляции мощности между
передним мостом и мостами тележки (задним и средним).
Средний и задний мосты всегда включаются одновременно. Однако
возникновение циркуляции мощности между ними возможно лишь в срав-
нительно редких случаях, так как при повороте автомобиля колеса сред-
него и заднего мостов проходят почти одинаковые пути \ а одна из
1 Небольшая разница в радиусах поворота колес среднего и заднего мостов получается
в результате смещения центра поворота трехосного автомобиля относительно прямой, про-
ходящей посередине между осями тележки.
169
основных причин разности радиусов качения колес — разница в весе,
приходящемся на колеса, устраняется балансирной конструкцией под-,
вески.
Условия возникновения циркуляции мощности определяются форму-
лами:
(2 + 26л2/) Кх<С г03 — г02; |
2r + 2G«/<r0,-rM. J
У автомобилей с общим весом около 10 т при движении по асфальтиро
ванному шоссе циркуляция мощности может возникнуть при разности
радиусов качения, равной 10—15 мм.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ РАЗДАТОЧНЫХ КОРОБОК
С ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫМ ПРИВОДОМ
Распределение крутящего момента между ведущими осями при исполь-
зовании раздаточных коробок с дифференциальным приводом зависит как
от свойств дифференциала, установленного в коробке, так и, от места его
в ее кинематической схеме.
Так же как и раздаточные коробки с блокированным приводом, рас-
сматриваемые коробки могут либо только распределять крутящий момент
между ведущими осями (фиг. 125), либо одновременно выполнять функции
как раздаточной коробки, так и понижающей передачи.
На фиг. 126 показана раздаточная коробка, объединенная с понижающей
передачей двухосного автомобиля МАЗ-501.
Раздаточные коробки с дифференциальным приводом также могут не иметь
промежуточного вала (фиг. 127).
Оригинальная схема передачи крутящего момента к ведущим колесам
применяется на двухосном французском автомобиле Берлие GLG. Передний
мост этого автомобиля имеет две главные передачи (для каждого колеса
отдельная главная передача). Раздаточная коробка (фиг. 128) имеет три
выходных вала — один для привода заднего моста и два для привода перед-
него моста. Дифференциал установлен между валами привода переднего
моста.
По характеру распределения крутящего момента между ведущими осями
эту раздаточную коробку, несмотря на наличие в ней дифференциала, следует
отнести к коробкам с блокированным приводом.
У раздаточных коробок трехосных автомобилей дифференциал может
устанавливаться между валами, передающими крутящий момент к задней
и средней осям (фиг. 129 и 130), либо между валами, передающими крутящий
момент к передней оси и к обеим осям тележки (фиг. 131).
У некоторых многоосных автомобилей применяется бортовая раздача
крутящего момента (фиг. 132).
Раздаточная коробка, применяемая при такой схеме, показана на фиг. 133.
Муфта 2, установленная на шлицах вала конических шестерен, обеспечивает
движение автомобиля вперед или назад. Крутящий момент через конические
шестерни и связанные с ними цилиндрические шестерни 1 передается
на коробку дифференциала <?, а от полуосевых шестерен дифференциала —
на угловые передачи, соединенные наружными передачами со всеми тремя
колесами, расположенными с каждой стороны.
Промежуточное место между раздаточными коробками с блокированным
и дифференциальным приводом занимают раздаточные коробки с механиз-
мом свободного хода в приводе к переднему мосту. В этом случае передача
крутящего момента от передних колес к трансмиссии невозможна из-за нали-
170
Фиг. 125. Раздаточная коробка с дифференциальным приводом без демультипликатора.
Фиг. 126. Раздаточная коробка автомобиля МАЗ-501.

Фиг. 127. Раздаточная коробка автомобиля Магирус.
172
чия механизма свободного хода; Однако ь некоторых условиях возможно
возникновение отрицательных моментов на колесах среднего и заднего
мостов, тогда происходит циркуляция мощности. Чтобы предотвратить
возможность возникновения циркуляции мощности при установке разда-
точных коробок, выполненных по такой схеме, передаточные числа приводов
переднего и заднего мостов (или переднего моста и тележки трехосного авто.
Фиг. 128. Раздаточная коробка автомобиля Берлие GLG.
мобиля) делают неодинаковым, причем передаточное число привода перед-
него моста должно быть больше передаточного числа привода заднего моста
(тележки).
Для выявления характера распределения крутящих моментов при уста-
новке раздаточной коробки такого типа можно воспользоваться той же
расчетной схемой, которая была использована для раздаточных коробок
с блокированным приводом.
Если — передаточное число привода переднего моста, а Л, — переда-
точное число привода заднего моста (или тележки), то существует следующее
соотношение между угловыми скоростями коробок дифференциала со() веду-
щих осей трехосного автомобиля:
14 - -11 -г - - °W 2-
(91)
173
Фиг. 129. Раздаточная коробка автомобиля КрАЗ-214.
Пользуясь равенством (91) и уравнениями (78) и (79) таким же образом,
как и для автомобиля, снабженного раздаточной коробкой с блокированным
приводом, можно найти, если принять, что
Кх1= Кх^ Кх3= Кх:
(92)
г02 + ''оз — 2r0i cos аср |
---------------I + О^ГЛ;
Фиг. 130. Раздаточная коробка самосвала МАЗ-530.
175
Фиг. 131. Раздаточная коробка автомобиля FWD.
Фиг. 132. Схема трансмиссии с борто-
вой раздачей.
Фиг. 133. Раздаточная коробка с межборто-
вым дифференциалом.
176
Момент Му не может быть меньше нуля (Afi > 0), поэтому уравне-
ния (92)—(94) справедливы только в случае выполнения неравенства
Лг >г°2 sec аср — 1) — [ GK1f (1 4- 0,5-£- sec аср) 4-
0,5 2 sec a J Кл,
*2 ₽J
(95)
где
Л г - г Го2 4“ Г03
LS' - 'or "2
а)
Фиг. 134. Графики, характеризующие работу раздаточной коробки
с механизмом свободного хода:
1 — i = 0,04; 2 — i = 0; <Г.„ = 10°; 3 — i = 0; 4 — i = - 0,02; 5 — i = 0,1.
ср
Это же уравнение определяет условия, при которых вступает в работу
передний мост.
На фиг. 134, а приведена зависимость от отношения-^1- величины Дг,
при которой вступает в работу передний мост; подсчет велся по уравне-
нию (95) для автомобиля ЗИЛ-131.
Сплошные прямые характеризуют указанную зависимость при прямо-
линейном движении полностью груженого автомобиля по дорогам с различ-
ным подъемом i. Штриховая прямая соответствует движению автомобиля при
повороте управляемых колес (аср =-= 10°) на горизонтальном асфальтирован-
ном шоссе (г 0). При подсчете не учитывалось сопротивление воздуха;
коэффициент /<Л. был принят равным 0,05 мм/кг.
При выполнении неравенства М2 0 или 7И3 < 0 возникает циркуля-
ция мощности.
Условия, при которых наступает циркуляция мощности, можно полу-
чить из уравнений (93) и (94). Считая для упрощения расчетов, что г02 =
- гоз гог. получим
Дг > ^.^2 UZ'-- 0,5-^-secacpjj 4-гоГ(-^-sec acp — 1) , (96)
где
Дг г01 — гоГ; GT - GK1 4- Gk2.
Л И ГВИНОВ
177
На фиг. 134, б показана зависимость от отношения -Л- значений Аг;
г2
при которых начинается циркуляция мощности, подсчитанная по уравне*.
нию (96) для автомобиля ЗИЛ-131.
Отношение передаточных чисел обычно выбирают в пределах 1,02—1,04.?
На графиках (фиг. 134, а и б) вертикальной штриховой прямой отме-
чено отношение ~ -- 1,026, принятое у автомобиля ЗИЛ-131.
График, изображенный на фиг. 134, а, позволяет судить о том, при каких
условиях движения вступает в работу передний мост.
Фиг. 135. Раздаточная коробка автомобиля Мерседес-Бенц.
На фиг. 135 показана раздаточная коробка с механизмом свободного
хода. Муфта свободного хода имеет два наружных кольца 1 и 3, каждое
из которых может быть муфтой 2 связано с зубчатым венцом 4, приклепан-
ным к шестерне 5 вала привода заднего моста. Кольцо 3 передает крутящий
момент к валу переднего моста при дви, ении автомобиля вперед,
а кольцо 1 — при движении задним ходом.
В случае движения автомобиля вперед муфта 2 сдвинута в положение,
показанное на фиг. 135 вверху справа. Если при движении задним ходом
необходимо передавать крутящий момент на оба моста, то муфту 2 сдвигают
в положение, показанное вверху справа.
§ 4. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ШЕСТЕРЕН РАЗДАТОЧНЫХ КОРОБОК
Для предварительного выбора модуля тп в нормальном сечении зубьев
шестерен раздаточных коробок может быть использован график, приве-
денный на фиг. 136. По оси абсцисс отложен максимальный момент тах,
подводимый к ведущему валу раздаточной коробки на низшей передаче
в коробке передач.
Углы наклона зубьев выбирают в пределах 19—30°.
Напряжения в зубьях шестерен раздаточных коробок могут быть подсчи-
таны по формуле (44)—(54), так же как и для шестерен коробок передач.
При этом окружная сила определяется из расчета, что к ведущему валу
подводится максимальный момент на низшей передаче в коробке передач.
Допустимые напряжения [cr,J в зубьях шестерен из условий выносли-
вости при многократном изгибе НАМИ рекомендует определять следующим
образом.
178
1. Определить степень использования а максимального динамического
фактора на низшей передаче в коробке передач и рассчитываемой передаче
в раздаточной коробке:
для раздаточных коробок с дифференциальным приводом
а - •
D ’
для раздаточных коробок с блокированным приводом
/7 - Цэкв ф
D 'Ою'
Фиг. 136. График для подбора модуля шестерен раздаточ-
ных коробок.
где
г-) _ 'Wd max
*’ ( 0
п -Мд max1!*! р. kWIt zoq\
D9,.„ — эквивалентный динамический фактор;
(р — коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой; <р = 0,8;
ip_ л. — передаточное число в раздаточной коробке на рассчитываемой
передаче;
z0 — передаточное число главной передачи;
Цг — к. п. д. механизмов, расположенных между двигателем и рас-
считываемой шестерней;
zip. к — передаточное число низшей передачи в раздаточной коробке.
Эквивалентный динамический фактор выбирают равным: для шестерен,
передающих мощность только при включении высшей передачи в раздаточ-
ной коробке, DSKg = 0,17; для шестерен, передающих мощность на низшей
передаче в коробке, ОЭК1} — 0,24.
2. Найти приведенное число циклов нагру л ения рассчитываемой шестерни
3. По графику (фиг. 137), в зависимости от типа шестерни, определить
допустимое напряжение, соответствующее подсчитанному числу циклов.
Найденное таким образом допустимое напряжение должно быть равным
или меньшим номинального напряжения, подсчитанного по формуле (44)
или (45)—(48).
Если зуб рассчитываемой шестерни за один оборот входит в зацепление
несколько раз и работает одной и той же стороной при одинаковой нагрузке,
то приведенное число циклов следует умножить на число нагружений зуба
за один оборот шестерни. Если нагрузка на зуб рассчитываемой шестерни
при зацеплении с одной из шестерен значительно больше, чем при зацепле-
нии с другими шестернями, то следует учитывать только приведенное число
циклов с большей нагрузкой.
12* 17‘1
бц кг/мм2
Фиг. 137. График для определения допустимых напряжений:
1 — прямозубые шестерни; 2 — косозубые шестерни.
Фиг. 138. График для определения допустимых контактных
напряжений:
1 — легковые автомобили и автобусы; 2 — грузовые автомобили.
180
В том случае, когда изгиб зуба происходит в обе стороны, то допустимые
напряжения, полученные по графику (фиг. 137), следует уменьшить на 20%.
Для определения удельных давлений в полюсе зацепления можно поль-
зоваться формулами (57) и (58).
Допустимые контактные напряжения сжатия находят таким же методом,
как и допустимые напряжения изгиба.
При определении степени использования а динамического фактора экви-
валентный динамический фактор принимают равным: для шестерен, пере-
дающих мощность только при включении высшей передачи в раздаточной
коробке, D3Ke — 0,11; Для шестерен, передающих мощность на низшей пере-
даче в раздаточной коробке, D3Ke — 0,22.
Приведенное число циклов определяют по формуле
Nnp = 5-107а3.
Допустимые контактные напряжения сжатия р0 находят для получен-
ного приведенного числа циклов по графику (фиг. 138) в зависимости от типа
автомобиля.
При расчете на прочность по максимальной динамической нагрузке
в формулы (44) или (45)—(48) подставляются значения, подсчитанные по
формуле
тга 1\1р. л:Лг-
Коэффициент динамичности Кд подсчитывают по формуле (1). Запас
прочности должен быть не менее 2.
ГЛАВА 6
КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К КАРДАННЫМ ПЕРЕДАЧАМ
И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
К карданной передаче автомобиля предъявляются следующие основные
требования:
1) передача крутящего момента при заданных пределах изменения угла
между валами без возбуждения дополнительных нагрузок в трансмиссии;
2) высокий к. п. д.;
3) малый износ, простота и надежность конструкции.
Работа карданной передачи сопровождается обычно появлением допол-
нительных нагрузок, вызванных прежде всего неравномерным вращением
ведомого (карданного) вала. Угловые ускорения, обусловленные наличием
карданной передачи, могут вызвать значительные колебания кручения
и повышенные напряжения в валах и зубьях шестерен.
Высокий к. п. д. карданной передачи имеет особое значение в многоосных
автомобилях вследствие большого числа карданных шарниров. Например^
в трехосном автомобиле с зависимой подвеской типа подвески автомобиля
ЗИЛ-157 число карданных шарниров достигает 12. Поэтому даже при
высоком к. п. д. отдельного шарнира потери во всех карданных передачах
могут быть значительными. При обычном распределении потока мощности
и к. п. д. одного шарнира = 0,99 общий к. п. д. карданной передачи
Лкп = 0,95; при т)Л(Э = 0,985 получим = 0,927.
Требования, предъявляемые в отношении малого износа, простоты'
и надежности конструкции, связаны с затратами времени на техническое
обслуживание и особенно существенны при многоосных автомобилях. Так,;
в трехосном автомобиле типа 6 X 6 с зависимой подвеской число точек
смазки в карданных передачах достигает 20.
Взаимное положение валов,"соединяемых карданной передачей, и угол
между ними существенно влияют на конструкцию и условия работы кардан-
ной передачи.
Угол между валами зависит в основном от того, какие механизмы соеди-
няет карданная передача. Если карданная передача связывает механизмы,
укрепленные на раме, например, коробку передач и раздаточную коробку,
то наклон связывающего их карданного вала не превосходит 3—5°. Когда кар-
данная передача соединяет коробку передач (раздаточную коробку) с глав-
ной передачей или главную передачу с ведущими неуправляемыми колесами
(при независимой подвеске), наклон карданного вала может дости-
гать 12—15°. Наибольший угол между валами, достигающий 25—30°, соот-
ветствует тому случаю, когда карданная передача используется для пере-
дачи крутящего момента ведущему управляемому колесу.
Рассмотрим составные элементы карданной передачи: шарниры (кар-
даны) и валы.
182
По допустимой величине угла между валами у различают полукарданы
и полные карданы.
По кинематическому признаку полные карданы делятся на карданы
неравных и равных угловых скоростей.
Рассмотрим карданы основных типов.
§ 2. КАРДАННЫЕ ШАРНИРЫ (КАРДАНЫ)
Полукарданы
По конструктивному признаку полукарданы делятся на жесткие (сво-
бодное соединение) и упругие. В жестком полукардане передача усилия
при наличии угла между валами обеспечивается за счет зазоров между
деталями, a ф упругом — за счет деформации деталей кардана.
Промежуточный карданный вал трехосного самосвала МАЗ-530 (фиг. 139)
соединяет вторичный вал коробки передач 1 и первичный вал 10 раздаточ-
ной коробки. Каждая пара фланцев 2; 5 и 7; 9 с зубчатыми венцами связана
зубчатыми муфтами 3 и 8. На шлицевом валу 6 фланец 7 сидит свободно.
фиг. 139. Промежуточный карданный вал самосвала /4A3-530J
с жесткими полукарданами.
Пружины 4 фиксируют шлицевой вал в нужном положении. При свободном
соединении возможны передача значительных моментов при ограниченных
габаритах узла и удовлетворительная работа при углах между валами
не свыше 2°.
Малый допустимый угол между валами, необходимость в закрытом кожухе
со смазкой и шум при появлении износа являются существенными недостат-
ками жесткого полу кардана.
' Упругие полукардаиы распространены довольно широко и применяются,
в частности, на автомобилях «Москвич-410», Симка-Аронда, Лянчиа-Аурелиа,
Мерседес-Бенц 190 и др. для соединения двигателя и коробки передач,
коробки передач и раздаточной коробки, а также главным образом на микро-
литражных автомобилях для соединения силовой передачи и колес при
их независимой подвеске.
Упругий полукардан обычно имеет следующую конструкцию. Заключен-
ное внутри обоймы 4 резиновое кольцо 3 (фиг. 140) состоит из шести элемен-
тов круглого сечения, которые привулканизированы к металлической арма-
туре. Три отверстия связаны с вилкой 1 одного вала и три — с вилкой 5
183
другого вала. Если соединяемые валы вращаются с большим числом оборотов
(до 3000—5000 в минуту на прямой передаче), то они должны быть хорошо
центрированы, например, шаровым соединением 2.
Фиг. 140. Упругий полукардан.
Преимущества упругих полукарданов следующие: простота и малая
стоимость конструкции, уменьшение шума и динамических нагрузок в транс-
миссии. Кроме того, упругие полукарданы не надо смазывать. Применение
упругих полукарданов ограничено углами между валами до 6—8°.
Карданы неравных угловых скоростей
Карданы, применяемые в трансмиссии, в большинстве случаев не обеспе-
чивают в каждый данный момент равенства угловых скоростей ведущего
и ведомого валов.
Рассмотрим простейший кардан, состоящий из двух жестких стержней,
связанных с ведущим и ведомым валами (фиг. 141).
Фиг. 14b. Схема простейшего карданного
шарнира.
Окружная скорость общей точ-
ки О левого и правого стержней
Vq — (0 — (0 2^” 2 • (99)
Учитывая, что гх = АО sin ах и
г2 — ВО sin а2, найдем, что искомое
условие ал — со2 будет соблюдаться
при АО sin ах = ВО sin а2.
Конструктивно обычно АС = ВС,
поэтому для того, чтобы ведомый вал
вращался с угловой скоростью веду-
щего, необходимо, чтобы точка О ле-
жала на биссектрисе О1Ог угла меж-
ду валами, а при вращении валов и
изменении угла между ними остава-
лась в биссекторной плоскости. Тре-
буемое положение стержней изображено на фиг. 141 штриховыми линиями.
Схема кардана неравных угловых скоростей изображена на фиг. 142, а.
При повороте вала из положения а в положение б, т. е. на 90°, крестовина
поворачивается на угол у. Шипы крестовины не лежат на биссектрисе OjOj
угла между валами, и поэтому кардан не может обеспечивать равенства
угловых скоростей вращения ведущего и ведомого валов.
184
Пользуясь выражением (99), найдем, что
0)1 (02 —С
'2
(100)
Прямые АО и ОВ на фиг. 142, а и б соответствуют аналогичным стержням
фиг. 141. Для положения стержней, соответствующего фиг. 142, имеем
—-— и, следовательно,
cos у
(101)
cos у
Для положения стержней, соответствующего фиг. 142, б, получим гх
г2 cos у, поэтому
сох = (о2 cos у. (102)
Если в двух крайних положениях угловая скорость ведомого вала при-
нимает значения, определяемые формулами (101) и (102), то можно пола-
гать, что
со, cos у < со9 < —• (103)
1 * 2 cos у v '
Более подробное исследование показывает, что при произвольном зна-
чении угла а поворота ведущего вала угловая скорость ведомого вала
со^-^-£°Ц-------(104)
sin-a -J- cos-a cos-y ' ’
На фиг. 142, в изображена круговая диаграмма, показывающая измене-
ние числа оборотов ведомого вала п2 на протяжении одного оборота веду-
щего вала, вращающегося с постоянным числом оборотов п^. Числовые
185
значения, приведенные в качестве примера, соответствуют значениям пх =
= 1000 об/мин и у = 30°.
Неравномерность вращения е ведомого вала
(^1 max (*Ъ min
Ю*1
(105)
Значения (о.пах и o)min определяют по формулам (102) и (103). Подстав-
ляя их в выражения (105), получим
Фиг. 143. Схема карданной передачи с двумя шарнирами.
Изменение неравномерности вращения в процентах в зависимости от угла
между валами изображено на фиг. 142, г.
Формула (106) и фиг. 142, г показывают, что при малых углах между
валами неравномерность вращения весьма мала. Пользуясь этим, при малых
углах между валами и наличии карданной трубы (одной фиксированной
точке пересечения валов) можно применять карданную передачу с одним
шарниром. Для уменьшения угла между валами двигатель с коробкой пере-
144. Карданный
шарнир
Фиг.
с игольчатыми подшипниками.
дач иногда крепят на раме наклонно.
Равномерное вращение ведомого вала можно получить, применяя кар-
данную передачу с двумя карданами неравных угловых скоростей (фиг. 143).
Пользуясь формулами (101) и (102), найдем,
что в данном случае угловая скорость кардан-
ного вала (после первого шарнира) <о = •
После второго кардана искомая угловая ско-
рость (о2 = и cos у 2 = <01 Очевидно,
что при положении вилок, изображенном на
фиг. 143, и У1 = у2 будет обеспечено условие
0)1 — О) о-
Таким, образом, равномерное вращение ве-
домого вала с помощью двух карданов нерав-
ных угловых скоростей может быть получено
при следующих условиях:
1) углы между ведущим и карданным ва-
лом Yj и карданным и ведомым валом у2 равны между собой;
2) одноименные (например, наружные) вилки шарниров лежат в одной
плоскости;
3) ведущий, карданный и ведомый валы лежат в одной плоскости.
За выполнением второго условия следует следить при сборке карданной
передачи.
В настоящее время наибольшее распространение получили карданные
шарниры, в которых для уменьшения трения установлены игольчатые
подшипники (фиг. 144). Масло к ним подается через масленку 1 и каналы
в крестовине. Для предохранения сальников 3 в случае чрезмерной подачи
масла при смазке кардана установлен предохранительный клапан 2.
186
Крестовина служит также для центрирования кардана, так как кардан-
ный вал опирается через вилку на шипы крестовины. Центрирование произ-
водится обычно по торцам шипов, что учитывается при назначении допусков
на расстояние между центрами шипов крестовины. В кардане описанной кон-
струкции обеспечены малое трение и достаточно надежная смазка трущихся
поверхностей (при вращении центробежная сила способствует подаче масла
к игольчатым подшипникам).
Потери в карданном шарнире зависят от
угла между валами, и к. п. д. т]^ значитель-
но повышается с увеличением угла у
(фиг. 145).
Карданы равных угловых скоростей
Карданы равных угловых скоростей при-
меняются обычно в приводе к ведущему
управляемому колесу.
Фиг. 145. Зависимость к. п. д.
карданного шарнира от угла у.
В настоящее время получили распростра-
нение карданы следующих конструкций:
а) шариковые с делительными канавками;
б) шариковые с делительным рычагом; в) кулачковые; г) двойные.
Шариковый кардан с делительными канавками схематически изображен
на фиг. 146.
Для облегчения сборки кардана с делительными канавками в централь-
ном шарике имеется лыска. Шарик фиксируется шпилькой, застопоренной
штифтом. Отверстие под шпильку и канал под штифт, просверленные в ведо-
мой внлке, уменьшают ее прочность. Поэтому в некоторых случаях, напри-
мер на автомобилях ЗИЛ, карданы не имеют описанной фиксации, а цен-
тральный шарик делается без лыски. Для сборки такого кардана вилки пово-
рачивают на больший угол или подвергают надлежащей упругой деформа-
ции, что позволяет вставить последний периферийный шарик в канавки.
Кардан вращается в закрытом кожухе, заполненном смазкой. В вилках
кардана имеются канавки (фиг. 146), средний радиус которых равен АО и ВО.
На пересечении канавок лежит ша-
рик. Так как канавки симметричны и
шарик должен лежать на их пересе-
____ ченип, он остается все время в бис-
' ( секторной плоскости. Это соответст-
| вует приведенному выше (фиг. 141)
у условию равномерного вращения ве-
I домого вала. Практически кардан
<----' может работать при углах между
валами до 32—33°.
Шариковый кардан с делитель-
ными канавками устанавливается на
автомобилях ГАЗ и ЗИЛ с перед-
.... 1ГТ .. ними ведущими колесами.
ными канавками. Преимуществом данного кардана
являются малая стоимость и простота
изготовления. К недостаткам его относится повышенный износ вследствие
высокого удельного давления, обусловленного, в частности, тем, что крутя-
щий момент передается только через два шарика. Кроме того, при работе
шарнира появляются значительные осевые нагрузки, а при ошибках мон-
тажа также и распорные силы, достигающие иногда значительной величины.
Шариковый кардан с делительным рычагом изображен на фиг. 147, а.
При повороте валов 1 и 3 один относительно другого делительный рычаг 2
перемещает направляющую чашку 5 и через нее сепаратор 4 с шариками
в биссекторную плоскость.
187
Схематически кардан может быть представлен в виде валов АВ и CF;
связанных делительным рычагом ВС (фиг. 147, б). В точке Е рычаг упи-
рается в направляющую чашку. Если один вал переместится относительно,
другого на угол у, то делительный рычаг повернет направляющую чашку;
Фиг. 147. Шариковый - кардан с делительными
рычагами.
ас
а 4~ b
и сепаратор с шариками на:
угол а.
Обозначив BE — а\ ЕС —Ь\
CF — с, найдем
tg« = >. (107)
Имеем:
ЕЕ, ~ СС,—г = —гт sin у;
1 1 а 4- b a-rb 1
EXF = Е1С1 -I- CrF =
= b cos а + с cos у;
ССг
sin а - - —г-т-
а 4~ b
с sin у
а 4- Ь ’
tgo =
с2 sin2y
(а + 6)2’
EjF — bj/~ 1
с2 sin2 у
4- с cos у.
Подставляя полученные зна-
чения в формулу (107), получим
sin у
с2 sin2y
(а4-*)8
(Ю8)
4- с cosy
Ведомый вал равномерно вращается при о — 0,5у. Подставив это значе-
ние угла а в формулу Ч(Ю8), мо*но найти то соотношение плеч делительного
рычага а и Ь, при котором обеспечи-
вается поставленное условие.
Практически кардан может рабо-
тать шри углах между валами до
35—37°.
Шариковый кардан с делительным
рычагом по конструкции сложнее
предыдущего и дороже в изготовле-
ний. Однако размеры его меньше,
а долговечность выше, так как кру-
тящий'момент передается через все
шесть шариков; осевые нагрузки
практически отсутствуют; даже при
износе делительный рычаг обеспечи-
вает достаточно точную кинематику
равных угло-
кардана. фиг. Кулачковый кардан
Существуют также конструкции вых скоростей.
кардана без делительного рычага.
Работа их подобна работе кардана с делительными канавками. Они характе-
ризуются менее точной кинематикой, чем карданы с делительным рычагом,
но имеют более простую конструкцию.
188
Фиг. 149. Карданный привод к колесу.
Кулачковый кардан равных угловых скоростей (фиг. 148) состоит из двух
вилок hi 4 двух фасонных кулаков 2 и 3.
Кулачковый кардан может работать при углах между валами 45—50°.
На фиг. 149 изображены подвеска и привод к ведущим передним управ-
ляемым колесам английского автомобиля Сарацин типа 4x4. Каждый
Фиг. 150. Двойной'кардан.
из кулачковых карданов помеща-
ется внутри закрытого корпуса,
обусловливающего такое положе-
ние вилок, при котором пересече-
ние осей валов лежит на биссек-
трисе угла между валами.
Преимуществами данного кар-
дана являются простота устрой-,
ства и изготовления, а также на-
личие больших опорных поверхно-
стей, что дает возможность исполь-
зовать углеродистые стали. К не-
достаткам кардана следует отнести
большие, чем у шариковых кар-
данов, потери на трение, что при-
водит к более низкому к. п. д. и
повышенному нагреву кардана при работе. Кроме того, износ кардана со-
провождается появлением заметного шума. Наконец, наличие кожухов
усложняет конструкцию карданной передачи.
Двойной кардан состоит из двух компактно размещенных карданов
неравных угловых скоростей с центрирующим устройством, как на фиг. 150,
или без него. Двойной кардан может работать при углах между валами
до 40°. Преимуществом двойного кардана перед карданами равных угловых
скоростей, описанными выше, является то, что он не имеет кожухов.
§ 3. КАРДАННЫЕ ВАЛЫ
Карданный вал обычно представляет собой тонкостенную трубу большого
диаметра с наконечниками, вваренными по его концам.
Выше было показано, что в карданной передаче с одним или двумя кар-
данами неравных угловых скоростей карданный вал вращается неравно-
мерно. При этом на него действует знакопеременный крутящий момент.
Чтобы найти пределы изменения этого момента, пренебрежем малыми
потерями в карданной передаче, и тогда
М i(0i = М (о,
где Л41 и (01 — момент и угловая скорость ведущего вала;
М и (о — момент и угловая скорость карданного вала.
Следовательно,
М = Mi-^i.
1 (О
Учитывая выражение (103), можно найти пределы изменения пульсирую-
щего момента на карданном валу:
м 1
COS V < -г-г <----------
' M-i cos y
Таким образом, карданный вал подвержен воздействию периодического
момента, частота которого в 2 раза больше числа оборотов карданного вала,
а амплитуда зависит от его угла наклона. Это может привести к нежелатель-
ным крутильным колебаниям. Уменьшение дополнительных нагрузок может
190
быть достигнуто: 1) уменьшением угла наклона карданного вала; 2) увели-
чением его жесткости; 3) применением в трансмиссии автомобиля упругих
карданов.
На фиг. 151, а—в изображена карданная передача с тремя различными
двойными главными передачами. Из приведенных схем видно, как может
быть уменьшен наклон карданного вала. Аналогичного эффекта можно
Фиг. 151. Различные варианты карданных передач.
достичь на грузовых автомобилях при применении гипоидной или червячной
главной передачи.
Для увеличения крутильной жесткости карданного вала без увеличения
его веса вал изготовляют из трубы (толщина стенок 1,85—2,50 мм).
При вращении карданный вал изгибается вследствие его неуравнове-
шенности.
Фиг. 152. Диаграмма движения центра сечения вала.
При некотором числе оборотов карданный вал теряет устойчивость —
его прогиб начинает прогрессивно нарастать и возможна поломка вала.
Если вал неуравновешен, то его центр тяжести С (фиг. 152) смещен отно-
сительно оси вращения О на величину е. Если вал не вращается, то — 0
и центр его сечения Ог совпадет с осью О.
При вращении центробежная сила Рц вызывает прогиб вала на вели-
чину f, в результате чего появляется сила упругости Р;/ ~ cf, где с — изгиб-
ная жесткость вала.
Если вал находится в положении устойчивого равновесия, то Ри - Р..
или, если обозначить через т массу вала, можно написать
т (е -Ь f) со2 = cf,
19!
откуда
£ ты-
f = е------
' с — ты-
(Ю9)
Если с->'/иш2, то оо. Критической угловой скоростью вращения
карданного вала будем называть величину
®кр
(НО)
при которой согласно формуле (109) положение устойчивого равновесия
наступит при прогибе карданного вала f = со. Тогда вместо выражения (109)
будем иметь
В области докритического числа оборотов при <о < шкр имеем f > 0.
Центр тяжести вала описывает окружность (фиг. 152, а) и движение является
устойчивым.
Другой случай устойчивого движения соответствует области надкритиче-
ского числа оборотов, когда ш > (окр и f < 0. Положение точек О и Ог для
этого случая изображено на фиг. 152, б.
Случай, когда <» = <»кр, соответствует неустойчивому движению, при
котором центр тяжести стремится двигаться по архимедовой спирали
(фиг. 152, в), причем прогиб вала за каждый оборот растет пропорционально
неуравновешенности (смещению е). Работа в области критического числа
оборотов может привести к поломке карданного вала, если только силы сопро-
тивления не остановят нарастания прогиба вала.
На фиг. 153, а показано, как меняются прогибы карданного вала грузо-
вого автомобиля при затухании числа оборотов, начиная со значения
3000 об/мин. Вал последовательно проходит область надкритических, кри-
тических и докритических чисел оборотов.
Преобразуем выражение (НО) для критической скорости вращения
G G 30ыКр
карданного вала. Так как с = -j- , т = — ипкр =——, получим
/ g я
300 Я!
пкр -^==. об/мин. (112)
Считая карданный вал балкой на двух опорах со свободно опертыми кон-
цами и равномерно распределенной нагрузкой, имеем
1 384EJ ’
(ИЗ)
где q — вес 1 пог. см в кг\
L — длина вала в см\
Е — модуль упругости первого рода в кг/см\
J — момент инерции сечения в см*.
n{d2~d2A
Учитывая, что q = — —— у dH и de — наружный и внутренний
диаметры вала; у — 7,85-10~3 кг/см3),
J G4
Е = 2- 106ка/сл{2 и, подставляя полученные значения в формулы (112) и (ИЗ),
окончательно получаем
у/ d~H + d2
пкр 10,46-106 -----р----- об/мин. (114)
192
В случае сплошного вала
п = 10,46-106 об/мин.
Критическое число оборотов карданного вала не должно лежать в области
возможных чисел оборотов. Из формулы (114) следует, что увеличение числа
оборотов пкр может быть достигнуто уменьшением длины вала и увеличением
диаметра трубы.
Фиг. 153. Диаграмма прогиба карданного вала.
Длину карданного вала можно уменьшить, введя промежуточный вал,
как это, например, сделано в автомобиле ГАЗ-51. При прочих равных усло-
виях длина основного вала уменьшается, в то время как наклон его растет.
Последнее обстоятельство следует учитывать для предупреждения значи-
тельного возрастания неравномерности вращения и появления дополни-
тельных напряжений от скручивания карданного вала.
Введение промежуточного карданного вала и дополнительной опоры
рекомендуется при длине карданного вала свыше 1,8 м.
Дополнительная опора обычно бывает плавающего типа и включает
резиновое кольцо для подшипника или резиновые подушки в креплении
опоры к поперечине рамы.
13 Литвинов 193
Увеличение жесткости карданной передачи вызывает увеличение критиче-
ского числа оборотов пкр, поэтому при конструировании карданной пере-
дачи следует добиваться повышения жесткости консольных опор вала, уве-
личения длины трубы при заданной длине вала, улучшения центрирования
концов вала и его шлицевого соединения, повышения точности изготовления
деталей вала и его опор, повышения износостойкости трущихся поверхностей
и, в частности, шлицевого соединения, а также надлежащего технического
обслуживания карданной передачи.
Увеличение устойчивости карданного вала и уменьшение напряжений
изгиба достигаются также уменьшением биения вала, разностенности
и некруглости трубы, уменьшением’ несоосности деталей и динамической
балансировкой карданной передачи.
Карданный вал проходит динамическую балансировку в сборе с шарни-
рами. Допускаемая неуравновешенность карданного вала у отечественных
автомобилей находится в пределах 10—25 гем для легковых автомобилей
и 50—100 гем — для грузовых автомобилей. Дисбаланс устраняется при-
варкой пластинок на концах трубы вала. Для того чтобы при разборке
карданной передачи в условиях эксплуатации сохранить ее балансировку,
на ступице скользящей вилки и на наконечнике карданного вала иногда
наносят метки (стрелки), которые при сборке передачи должны быть рас-
положены одна против другой.
При эксплуатации автомобиля вследствие износа трущихся поверхно-
стей, увеличения зазоров и нарушения центрирования вала число оборо-
тов пк, вызывающее разрушение вала, постепенно уменьшается (табл. 11).
Таблица 11
Изменение зазоров и числа оборотов пк карданной передачи
грузового автомобиля в процессе эксплуатации
(по расчету праз = 3030 об/мин)
Пробег в км Осевой зазор в крестовине в мм пк в o6jмин пк/праз
0 0,20 2800 0,924
67 000 0,50—0,55 2600 0,857
99 000 0.75- 1,50 2100 0,694
Чтобы пояснить причину этого явления, на фиг. 153, б показано, как
меняется прогиб вала по мере приближения числа оборотов к критическому
при различной величине смещения е. Если fpa3 — прогиб вала, при котором
наступает разрушение, то с ухудшением балансировки число оборотов пк>
вызывающее разрушение вала, понижается или, что то же, уменьшается
отношение <о: <окр.
Критическое число оборотов карданного вала должно превышать наи-
большее его число оборотов в 1,3—2,0 раза в течение всего процесса эксплуа-
тации автомобиля. Учитывая приведенные выше данные, при проектирова-
нии автомобиля целесообразно исходить из верхнего указанного предела.
Через карданный вал передаются также осевые нагрузки, которые могут
достигать значительной величины, так как в шлицевом соединении появ-
ляется граничное трение и коэффициент трения скольжения резко повы-
шается. Осевые нагрузки передаются на карданы и промежуточные опоры
карданной передачи и могут быть основной причиной их быстрого выхода
из строя.
При данном положении ведущего и ведомого валов уменьшение длины
карданного вала вызывает увеличение осевых нагрузок.
С учетом дополнительных нагрузок карданный вал рассчитывают и испы-
тывают на момент Мрасч — (24-3) Mdm3XiT для легковых автомобилей
194
и ^расч ~ (1,54-2,0) MdmaxiT для грузовых автомобилей. Если на автомо-
биле установлен центральный трансмиссионный тормоз, то карданный
вал проверяют на кручение под действием тормозного момента, соответствую-
щего торможению автомобиля на сухой твердой дороге (<р = 0,8). Угол
закручивания карданного вала при указанных выше расчетных условиях
достигает 7—8°.
Трубу карданного вала изготовляют из сталей 15 и 20, а шлицованный
наконечник и вилку — из сталей 40 и 45, которые затем закаливают и отпу-
скают. Крестовину кардана делают из стали 20Х, реже из стали 18ХГТ
с цементацией шипов на глубину 0,8—1,5 мм. Как показывает практика,
основную опасность представляет не поломка частей кардана, а их износ.
Износу подвержены в первую очередь сочленения шипов с подшипниками
под действием окружной силы. Поэтому опоры кардана проверяют на удель-
ное давление, которое не ^Должно превышать при работе на первой пере-
даче 200 кг/см* при бронзовых втулках и 300 кг/см2 — при игольчатых
подшипниках.
13-
ГЛАВА 7
ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К ГЛАВНЫМ ПЕРЕДАЧАМ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
К конструкциям главных передач предъявляются следующие требования:
1) возможно меньшие размеры по высоте;
2) минимальные потери мощности в передаче;
3) бесшумная работа.
Требование минимальных габаритов относится ко всем без исключения
механизмам. Однако для главных передач требование минимального раз-
мера по высоте является специфичным, так как этот размер главной пере-
дачи обычно определяет величину дорожного просвета, от которой в зна-
чительной степени зависит проходимость автомобиля.
Основными признаками для классификации главных передач являются
число, тип и взаимное расположение применяемых в них зубчатых передач:
1) одинарные — передача крутящего момента осуществляется одной
парой шестерен;
2) двойные — крутящий момент передается двумя парами шестерен;
3) сложные — крутящий момент передается несколькими парами шесте-
рен или зубчатыми и цепными передачами.
Одинарные главные передачи бывают червячные, конические и гипоидные.
У некоторых автомобилей с поперечным расположением двигателя главная
передача может представлять собой пару цилиндрических шестерен
(см. фиг. 47).
Двойные главные передачи обычно представляют собой сочетание кони-
ческой или гипоидной пары с цилиндрической.
Шестерни конических передач могут быть с прямолинейными или криво-
линейными зубьями, цилиндрических передач — с прямыми или косыми
зубьями.
Двойные передачи изготовляют:
1) одноступенчатыми, т. е. с одним передаточным числом;
2) двухступенчатыми, т. е. с двумя переключаемыми передачами с раз-
ными передаточными числами.
Сложные главные передачи делятся на:
1) центральные, у которых все передаточные механизмы объединены
в одном картере. К таким передачам можно, например, отнести двухступен-,
чатую главную передачу, состоящую из конической и планетарной передач;
2) разнесенные, состоящие из нескольких механизмов, каждый из кото-
рых имеет отдельный картер.
Разнесенные главные передачи могут быть выполнены:
а) с бортовой передачей, когда механизмы, передающие крутящий момент
к каждому из колес, расположены вне колеса;
б) с колесной передачей, когда механизмы, передающие крутящий
момент к каждому из колес, расположены непосредственно в колесах.
196
§ 2. КОНСТРУКЦИИ ОДИНАРНЫХ ГЛАВНЫХ ПЕРЕДАЧ
Одинарные главные передачи являются наиболее простыми по конструк-
ции, наименее трудоемкими в производстве и удобными в эксплуатации’
Поэтому главные передачи такого типа применяются во всех случаях,"когда
это возможно без значительного ухудшения эксплуатационных, качеств
автомобиля. , ' •
Одинарные главные передачи чаще всего применяются на легковых авто-
мобилях, грузовых автомобилях малой и особо хмалой грузоподъемности
(до 2,5 tri) и автобусах малой и особо малой вместимости. Однако в резуль-
тате улучшения материалов, применяемых для изготовления деталей глав-
ных передач, их технологии и совершенствования конструкций одинарные
главные передачи начинают устанавливать и на автомобили средней и даже
большой грузоподъемности.
Червячные главные передачи
Червячные главные передачи наиболее часто применяются на автобусах'
Так, более чем на одной трети всех моделей английских автобусов, выпущен-
ных в 1959 г., установлены червячные главные передачи (Лейланд Гай
и др).
Некоторое распространение червячные главные передачи получили также
на многоосных автомобилях (например, американские трехосные автомобили
Петербилт, английские трехосные автомобили Аткинсон и четырехосные
автомобили Торникрофт, Альбион, Зеддон и др.).
Червячные передачи, хотя и редко, применяются также в настоящее
время й на автомобилях других типов (например, на двухосных грузовых
автомобилях Кенворт, некоторых легковых автомобилях Пежо, микролитраж-
ных автомобилях Тополино и др.).
К основным преимуществам червячных главных передач относятся:
а) малые габариты и вес при большом передаточном числе;
б) бесшумная и плавная работа;
в) возможность варьирования расположения карданной передачи, так
как червячная передача может быть с верхним или нижним червяком;
г) упрощение привода к ведущим колесам многоосных автомобилей.
Малые габариты червячных главных передач обусловливается следую-
щими их особенностями:
а) высокой плавностью зацепления и наличием продольного скольжения
зубьев, в результате чего динамические нагрузки, вызываемые погрешно-
стями изготовления, в червячной передаче значительно меньше, чем в зубча-
той (при одинаковых условиях работы и точности изготовления);
б) меньшим числом зубьев, необходимым для плавной и бесшумной работы
передачи;
в) меньшими, чем у конических и гипоидных передач, удельными давле-
ниями в месте контакта зубьев. Это объясняется тем, что у зубчатых передач
минимальный радиус кривизны имеют зубья ведущей шестерни, в то время
как у червячной — червячное колесо. Радиус кривизны зубьев у червячного
колеса приблизительно во столько раз больше, чем у ведущей шестерни
зубчатой передачи, во сколько раз диаметр червячного колеса больше
диаметра ведущей шестерни.
Соотношение между диаметрами ведущего d4 и ведомого D4K элементов
у червячной передачи значительно лучше, чем у шестеренчатых передач:
= <П5>
где z, и Zj — числа зубьев соответственно червячного колеса и червяка;
. угол подъема винтовой линии червяка.
197
Обычно угол р(11 меньше 45°, поэтому
^1
У конических передач отношение диаметров ведущей и ведомой шестерен
равно отношению числа их зубьев.
При обычно принимаемом для червячных главных передач угле =
= 25-^35° и одинаковых диаметрах ведомых элементов диаметр червяка
получается больше диаметра ведущей шестерни конической передачи
в 2,15—1,7 раза. При большем диаметре вала ведущего элемента передача
становится более жесткой, что позволяет сохранять более точное зацепление.
Все указанные достоинства червячной передачи дают возможность созда-
вать червячные главные передачи, у которых при прочих равных условиях
и достаточно высоком к. п. д. диаметр ведомой шестерни • меньше, чем
у конической главной передачи.
Размеры червячной и конической передач отличаются тем заметнее, чем
больше передаточное число t0, особенно при передаточных числах iQ — 5
и более.
К основным недостаткам червячных главных передач по сравнению
с зубчатыми относятся:
а) меньший к. п. д.;
б) большая стоимость изготовления.
Основными причинами уменьшения к. п. д. червячных передач по сравне-
нию с зубчатыми являются:
а) наличие дополнительных потерь, связанных с продольным скольже-
нием зубьев чёрвяка относительно зубьев червячного колеса;
б) менее благоприятный для образования масляного клина характер
относительного скольжения зубьев червяка и червячного колеса.
Дополнительные потери на трение вдоль зубьев могут быть оценены
к. п. д. т|ч, причем
Щ (Н6)
tg(Pw-bQ) V 7
где q — угол трения между зубьями червяка и червячного колеса; tg q = р
(|i — коэффициент трения).
На фиг. 154 приведены кривые, характеризующие зависимость
к. п. д. т]ч от величин р, и
Коэффициент трения р зависит от многих конструктивных и эксплуата-
ционных факторов. Большое влияние на его величину оказывает скорость
скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса (фиг. 155). С увели-
чением скорости скольжения коэффициент трения довольно быстро умень-
шается.
Для уменьшения коэффициента трения всегда стремятся создать такие
условия скольжения, при которых между трущимися поверхностями появ-
ляется масляный клин, препятствующий их непосредственному контакту.
При взаимном скольжении криволинейных поверхностей наиболее благо-
приятные условия для создания масляного клина возникают в том случае,
когда скорость скольжения перпендикулярна общей касательной к скользя-
щим поверхностям.
В зубчатых передачах, имеющих только профильное скольжение, ско-
рость скольжения перпендикулярна к касательной, и условия образования
масляного клина наиболее благоприятны. У червячных передач относи-
тельная скорость скольжения во многих точках контакта направлена под
весьма малым углом к касательной, и поэтому условия образования масля-
ного клина неблагоприятны.
Таким, образом, при равных условиях к. п. д. червячных передач всегда
ниже к. п. д. зубчатых передач.
198
В настоящее время созданы червячные передачи, имеющие к. п. д., близ-
кий к к. п. д. зубчатых передач. Однако для получения такого к. п. д. ока-
залось необходимым: а) применение высококачественных оловянистых бронз
(11—14% олова) для зубчатого венца червячного колеса; б) тщательное
изготовление и обработка поверхности (шлифование и полирование) червяка;
в) применение червячных зацеплений с большим углом подъема винтовой
линии червяка.
Необходимостью применения дорогих дефицитных материалов и тщатель-
ной обработки рабочей поверхности червяка, а также относительно высокой
стоимостью нарезки червяка объясняется один из указанных выше недостат-
ков червячных передач — высокая стоимость их изготовления.
В случае использования червячных передач с большим углом винтовой
линии червяка значительно уменьшается разница в габаритах червячных
и зубчатых передач. При наивыгод-
нейшем в отношении к. п. д. угле
Фиг. 155. Зависимость коэффициента трения р
от скорости скольжения:
1 — минеральное масло; 2 — касторовое масло.
Г) а
4 8 12 16 20 24 28 323640 44 48
Фиг. 154. Зависимость к. п. д. червячной
передачи от коэффициента трения ц и угла
подъема винтовой линии червяка [Зыг.
близком к 45°, указанные преимущества практически исчезают. Поэтому
в тех случаях, когда габариты главной передачи имеют первостепенное зна-
чение (например, у автомобилей высокой проходимости), угол подъема вин-
товой линии червяка выбирают значительно меньшим 45°.
Как видно из фиг. 154, к. п. д. червячной передачи сравнительно мало
изменяется при изменении угла в пределах 45—25°. В то же время габа-
риты червячной передачи при уменьшении угла уменьшаются более
заметно. Поэтому для автомобилей высокой проходимости угол выбирают
в пределах 25—30°.
Для легковых автомобилей, у которых габариты главной передачи
не имеют большого значения, с целью увеличения ее к. п. д. угол выби-
рают равным 35° и более.
При оптимальных конструктивных параметрах (большой угол высоко-
качественные материалы, достаточно точная обработка и сборка) и благо-
приятном режиме работы (большая скорость скольжения, хорошая смазка
и т. п.) к. п. д. червячной передачи может быть достаточно высоким (т]ч„ ~
0,95-4-0,97). Однако червячные главные передачи автомобилей часто
работают в неблагоприятных условиях, поэтому их к. п. д. получается более
низким, чем указанные выше оптимальные значения (фиг. 156).
На легковых автомобилях и автобусах обычно устанавливается червяч-
ная передача с нижним расположением червяка (фиг. 157). Применение
главной передачи такого типа позволяет уменьшить высоту расположения
199
—
1
2

О 10 20 30 00 50 SO 70 vaKtij4
Фиг. 156. Измене-
ние к. п. д. червяч-
ной главной пере-
дачи Т1ч в зависи-
мости от скорости
автомобиля va\
I—легковые автомо-
били; 2 — грузовые
автомобили высокой
проходимости.
Фиг. 157. Червячная главная
передача с нижним располо-
жением червяка.
Фиг. 158. Червячная главная передача с верхним расположением червяка.
200
кузова ^приблизительно на 100—120 леи, т. е. значительно больше, чем это
допускает гипоидная передача.
Уменьшение высоты расположения кузова, естественно, дает возможность
понизить центр тяжести автомобиля и, следовательно, улучшить его устой-
чивость.
При нижнем расположении червяка необходимо иметь надежное уплот-
нение в месте выхода вала червяка, так как этот вал всегда находится ниже
уровня масла.
Для надежного охлаждения червячных передач, работа которых харак-
теризуется значительными потерями мощности, картер обычно имеет ребри-
стую’ поверхность и большую масляную ванну.
Применение главной передачи с верхним расположением червяка
(фиг. 158) позволяет значительно увеличить дорожный просвет под ведущим
мостом автомобиля) При верхнем расположении червяка к уплотнениям его
вала предъявляются менее жесткие требования. Условия смазки червяка
при его верхнем расположении несколько хуже, чем при нижнем.
Использование червячных главных передач на многоосных автомобилях
значительно упрощает подвод мощности к нескольким последовательно рас-
положенным мостам. В случае применения червячной главной передачи
возможна последовательная передача крутящего момента (так называемый
тандемный- привод) без усложнения конструкции главной передачи.
Конические главные передачи
Конические главные передачи широко применяются на грузовых и спе-
циальных автомобилях, а также на автобусах.
На легковых автомобилях передачи такого типа в значительной степени
вытеснены гипоидными. Однако на легковых автомобилях некоторых моде-
лей (главным образом, микролитражных и малолитражных) в западноевро-
пейских государствах, Японии, СССР и других странах продолжают приме-
нять конические главные передачи.
Чаще всего используются конические передачи с расположением осей
шестерен под углом 90°. Однако на некоторых автомобилях (чаще всего
автобусах) устанавливаются также главные передачи, передающие крутя-
щий момент под углом, не равным 90° (фиг. 159).
Для автомобильных главных передач применяются почти исключительно
зубчатые колеса с криволинейными зубьями.
Наиболее удобными являются конические шестерни с круговыми зубьями.
К основным преимуществам таких шестерен относятся возможность
шлифования зубьев на высокопроизводительных станках и наличие локали-
зованного контакта, делающего зацепление менее чувствительным к неточ-
ностям взаимного роложения шестерен.
Значительно реже применяются шестерни с поллоидным зацеплением.
Шестерни такого типа проще в изготовлении, чем шестерни с круговыми
зубьями, но имеют ряд недостатков (невозможность шлифования зубьев
и выбора угла наклона спирали, соответствующего требованиям, предъяв-
ляемым к передаче, так как этот угол однозначно связан с числом зубьев,
модулем, углом конуса и шириной зубчатого венца).
Основным недостатком конических шестерен с криволинейными зубьями
является наличие значительных осевых^усилий и изменение их направления
при изменении направления.вращения шестерен.
В том случае, когда направления спирали и вращения совпадают, направ-
„ Г- 4.^ - tga
ление осевого усилия может оыть различным. Если ctg tp51 = z0 > sin
(где tpai — угол начального конуса ведущей шестерни, a — угол зацепле-
ния, j — угол наклона спирали), то осевое усилие направлено к вершине
конуса. Такое направление осевого усилия является нежелательным, потому
что при наличии осевого зазора возможно заклинивание зубьев.
201
Если направления спирали зубьев и вращения шестерни противопо-
ложны, то осевое усилие всегда направлено от вершины к основанию конуса^
При этом наличие осевого зазора не может привести к заклиниванию зубьев.
В случае движения вперед ведущая шестерня главной передачи имеет пра-
вое вращение, поэтому направление спирали у ведущей шестерни делают
левым.
При движении задним ходом направления спирали зубьев и вращения
шестерни совпадают, и осевое усилие имеет нежелательное направление.
Однако движение задним ходом кратковременно, и величина крутящего
момента при этом в большинстве случаев невелика.

Фиг. 159. Главная передача автобуса ЗИЛ-157.
Увеличение осевых усилий у шестерен с круговыми зубьями по сравне-
нию с прямозубыми видно из данных, приведенных ниже (рд1 = 40°):
Передаточное число................2 4 6 8
Отношение усилий, действующих на шестер-
ни с круговыми зубьями, к усилиям, дей-
ствующим на прямозубые шестерни . . . 5,7 10,3 14,7 19,4
Наличие больших осевых усилий создает значительные трудности при
использовании шестерен с криволинейными зубьями в качестве рабочей
пары главной передачи автомобиля. В связи с жесткими требованиями,
предъявляемыми к габаритам главной передачи, для шестерен назначаются
весьма высокие допустимые напряжения при расчете на изгиб и па контакт-
ные напряжения.
Надежность и долговечность главных передач в этом случае может быть
обеспечена лишь при достаточно хороших условиях зацепления.
Конические шестерни весьма чувствительны к неточности зацепления
При несовпадении вершин конусов на сотые доли миллиметра возникает
202
концентрация сил у одного из краев зубьев, резко увеличиваются контактные
напряжения и напряжения изгиба, возникает повышенный шум шестерен,
увеличивается нагрев, износ и возможность поломки зубьев.
Для получения правильного зацепления необходима высокая точность
изготовления шестерен и сборки передачи. Однако высокая точность изго-
товления и сборки не может полностью гарантировать точность зацепления,
так как в процессе работы всегда нарушается взаимное положение шестерен
вследствие деформации деталей передачи и износа подшипников шестерен^
Применяя ряд технологических и конструктивных мероприятий, удается
значительно уменьшить влияние больших осевых сил, действующих
на шестерни с криволинейными зубьями.
Как уже указывалось выше, шестерни с круговыми зубьями изготовляются
зацеплении возникает локализованный контакт
таким образом, что при их
между зубьям#. Это дости-
гается тем, что радиус кри-
визны зубьев ведущей ше-
стерни делают несколько
меньшим радиуса кривиз-
ны зубьев ведомой шестер-
ни- Поэтому касание зубьев
происходит не по всей по-
верхности, а лишь в сред-
ней ее части. Радиусы кри-
визны подбирают такими,
чтобы при небольших на-
грузках, соответствующих
процессу обкатки шесте-
рен, зона контакта зани-
мала бы приблизительно
половину длины зуба. При
больших нагрузках в этом
случае контакт происходит

Фиг. 160. Допустимые смещения конических шестерен.
почти по всей длине зубьев.
У шестерен с локализованным контактом небольшие относительные сме-
щения их вызывают только некоторое смещение зоны контакта от середины
зуба в ту или другую сторону. Передача всей нагрузки краем зуба возможна
лишь при значительных смещениях. Однако и для шестерен с локализован-
ным контактом необходимо соблюдение точного взаимного расположения
шестерен.
На фиг. 160 приведена схема, иллюстрирующая установленные практикой
предельно допустимые смещения, еще не вызывающие значительного ухудше-
ния зацепления шестерен с круговыми зубьями.
Смещение шестерен под действием сил, возникающих в процессе работы,
может быть сведено к минимуму следующими конструктивными мероприя-
тиями:
а) обеспечением высокой жесткости всех деталей, влияющих на смещение
шестерен;
б) возможностью регулировки подшипников шестерен.
Наибольшее влияние на смещение шестерен оказывает конструкция их опор.
Угловой прогиб ведущей шестерни зависит главным образом от способа
размещения опор. Для получения малого углового прогиба подшипники
размещают по обе стороны шестерни (фиг. 161).
Размещение прилива для дополнительной опоры не всегда возможно, а в тех
случаях, когда это возможно, усложняется обработка картера главной пере-
дачи. Поэтому, несмотря на явное преимущество в отношении жесткости схемы
с дополнительной опорой, довольно широкое распространение имеют также
схемы с односторонним (консольным) расположением опор (фиг. 162).
203
Фиг. 162. Коническая главная передача автомобиля
Фиг. 161. Главная передача автомобиля ГАЗ-51. «Москвич-407».
При отсутствии дополнительной опоры уменьшение углового прогиба
шестерни достигается увеличением расстояния между подшипниками, кото-
рое рекомендуется выбирать не меньшим 2,5 диаметра ведущей шестерни.
При неконсольной конструкции расстояние между подшипниками можно
уменьшать до 0,7 диаметра шестерни.
Значительное влияние на величину углового прогиба шестерен оказывает
также тип подшипника, применяемого для дополнительной опоры. Наиболь-
шей радиальной жесткостью обладают цилиндрические роликоподшипники
(фиг. 161). В случае применения в качестве дополнительной опоры шарико-
подшипников' угловой прогиб увеличивается.
Наибольшей жесткостью в осевом направлении при прочих равных усло-
виях обладают конические роликоподшипники с большим углом конуса.
Отечественная подшипниковая промышленность наряду с обычными под-
шипниками 4 углом конуса 11—16°
выпускает подшипники с углом
конуса 21—27°. В американской
автомобильной промышленности
применяются конические подшип-
ники с еще большим углом конуса.
На 60% американских легковых
автомобилей (фирмы Шевроле и
Форд) ведущая шестерня устанав-
ливается на конических ролико-
подшипниках с углом конуса 40°.
Коническиеподшипники сболь-
шим углом конуса имеют сравни-
тельно малую радиальную жест-
кость, и поэтому применение их
наиболее целесообразно при нали-
чии дополнительной опоры.
Несколько меньшей жестко-
стью в осевом направлении обла-
дают двухрядные шарикоподшипники. Подшипники такого типа отличаются
значительной жесткостью в радиальном направлении и поэтому получили
широкое применение в консольных схемах. При этом двухрядный шарико-
подшипник устанавливается в сочетании с цилиндрическим роликовым, ко-
торый располагают непосредственно у шестерни.
Жесткость в осевом направлении можно значительно увеличить, приме-
няя особый способ-регулировки подшипников главной передачи — так назы-
ваемую регулировку с предварительным натягом.
Сущность предварительного натяга заключается в том, что при регули-
ровке подшипников не только полностью устраняют зазор между кольцами
и шариками или роликами, но и вызывают некоторую упругую деформацию
деталей подшипника. Влияние этой деформации может быть объяснено при
помощи следующей схемы.
Пусть вал 2 (фиг. 163) удерживается от осевых смещений пружи-
нами 1 и 3. Найдем осевое перемещение вала под действием осевой силы Q
для двух случаев:
1) пружины при отсутствии силы Q находятся в свободном состоянии;
2) пружины предварительно сжаты на некоторую величину /01 и /02.
Если считать жесткость пружин одинаковой, то, очевидно, /01 = /02 — /о-
В обоих случаях считаем, что пружины могут работать только на сжатие
и зависимость между силами и деформацией пружины линейна. В первом
случае под действием силы Q пружина 1 будет сжиматься; пружина 3 нагру-
жаться какой-либо силой не будет. Величина осевого смещения вала будет
х Q
равна / — -у- , где с — жесткость пружины.
205
Во втором случае пружина 1 будет сжиматься, а пружина 3 выпрямляться
до тех пор, пока осевое перемещение f вала будет меньше предварительного
сжатия /0 пружины 3. Из условия равновесия сил, действующих на вал 2,
можно написать.
Решая приведенное равенство относительно /, получим
/ = 27- (117)
Таким образом, даже при линейном характере зависимости между осевой
силой и деформацией пружин их предварительная затяжка уменьшает осевое
перемещение вдвое.
Если величина прогиба f станет равной /0, то пружина 3 полностью разож-
мется и при дальнейшем увеличении силы Q никакого влияния на дополни-
Фиг. 164. Зависимость деформации f от осевой силы Q для
двухрядного шарикоподшипника.
тельное смещение вала 2 оказывать не будет. Предельное значение осевого
усилия О.пред, До которого осевое смещение подчиняется уравнению (117),
можно найти из уравнения
= (118)
При увеличении осевой силы более Qnped зависимость между дополнитель-
ным смещением (/ — /0) и дополнительной осевой силой (Q — Qnped) будет
выражаться уравнением
у:_____ Q Qnped
откуда, принимая во внимание уравнение (118), получим
<119>
На фиг. 163 показана зависимость осевых смещений f рассматриваемой
модели от величины осевой силы Q при отсутствии предварительного поджа-
тия пружин (штриховая прямая) и при наличии предварительного поджатия
пружин.
Таким же образом можно уменьшить осевые перемещения шестерни, если
при регулировке подшипников затянуть их до некоторой деформации роли-
ков (шариков). Зависимость между смещениями и силами у шарико- и роли-
коподшипников нелинейна. Характер этой зависимости для двухрядного
шарикоподшипника при отсутствии предварительного натяга показан на
фиг. 164 (кривая /).
206
Если считать эту зависимость параболической, т. е. полагать
Q = cf\ (120)
то, пользуясь той же методикой, что и для схемы, изображенной на фиг. 163,
получим следующие зависимости смещения от осевой силы:
при отсутствии предварительного натяга
/=4; <121>
при наличии предварительного натяга
f =. -Я- = J-1/A (122)
1 4cf0 2 Гсп ’ 1 7
где
п — - •
f
Предельное значение осевой силы Qnp(,(), при котором смещение шестерни
может быть подсчитано по уравнению (122),
= left (123)
Зависимость между смещением и осевой силой при f > f0
f = -y-~h- (124)
Как видно из приведенных выше уравнений, при Q < Qnped (и> следова-
тельно, f <С /о) осевое смещение шестерни при наличии предварительного
натяга уменьшается более чем в 2 раза, причем тем в большей степени, чем
меньше осевая нагрузка по отношению к силе Qnped и чем больше смещение /0.
На фиг. 164 приведена зависимость f = f (Q) при /0 = 0,03, подсчитанная
по уравнениям (122)—(124) — штриховая прямая и график, полученный
опытным путем для двухрядного шарикоподшипника (кривая 2).
Предварительный натяг может создаваться при сборке подшипника или
при сборке главной передачи. Первый способ применяется для двухрядных
шарикоподшипников, второй способ — для однорядных (главным образом,
конических роликоподшипников).
Выбор [величины предварительного натяга оказывает большое влияние
на долговечность элементов главной передачи. С увеличением предваритель-
ного натяга уменьшается возможность нарушения зацепления шестерен.
Одновременно с этим несколько улучшается и работа подшипникового узла,
так как обеспечивается более равномерное распределение нагрузки между
роликами (шариками) и уменьшаются динамические нагрузки, вызываемые
изменением величины и направления сил, действующих на шестерни. Однако
в случае превышения некоторой оптимальной величины предварительного
натяга долговечность подшипников резко снижается.
Величина предварительного натяга может задаваться следующими спо-
собами:
а) Непосредственно. В этом случае у конических роликоподшипников
измеряют уменьшение расстояния между кольцами (внутренними — при
расходящейся и наружными — при сходящейся схемах) после полного
устранения зазоров в подшипниках. У двухрядных шарикоподшипников
определяют разницу между центрами контуров внутренних и внешних
беговых дорожек.
б) Косвенно. В этом случае определяют увеличение сопротивления про-
ворачиванию вала шестерни после регулировки подшипников с предвари-
тельным натягом.
207
Американские фирмы принимают величину предварительного натяга;
в пределах 0,002—0,003 дюйма (0,05—0,075 мм). Фирма Тимкен для кони-
ческих подшипников главной передачи, регулируемых завертыванием гайки/
рекомендует определять величину предварительного натяга по величине
момента, необходимого для завертывания регулировочной гайки. Для под-
шипников, установленных по консольной схеме, этот момент должен нахо-
диться в пределах 17—23 кгсм\ при установке подшипников по обе стороны
шестерни момент должен быть равен 7—9 кгсм.
При подборе предварительного натяга конических роликоподшипников
можно также воспользоваться формулой для момента сопротивления прово-
рачиванию подшипников:
Мо = k-Ю-6^- (C--cosaZ? У’3, (125)
где k — коэффициент, равный 3,7 для легковых автомобилей и 4,1 для
грузовых автомобилей;
z — число роликов;
dp — средний диаметр роликов;
1Р — рабочая длина роликов;
С — коэффициент долговечности подшипников;
а — угол конуса подшипника;
D — наружный диаметр подшипника;
d — внутренний диаметр подшипника.
Для конических передач отечественных автомобилей величина предвари-,
тельного натяга определяется следующими величинами момента сопротив-
ления проворачиванию (в кгсм):
автомобили ГАЗ-51, ГАЗ-63 и ЗИЛ-151...............................8—12
» ГАЗ-69 и М-20...............................................14—20
Регулировка при помощи гаек чаще всего применяется для подшипников
ведомой шестерни главной передачи.
Для регулировки подшипников ведущей шестерни обычно между их внут-
ренними кольцами устанавливают распорную втулку и несколько регули-
ровочных прокладок разной толщины (см. фиг. 161) или одно-два калибро-
ванных кольца. При регулировке подшипников удаляют одну или несколько
прокладок или заменяют калиброванные кольца на более тонкие и заверты-
вают гайку хвостовика ведущей шестерни до отказа. Такой способ регули-
ровки позволяет создавать нужную величину преднатяга более точно, чем
при .отсутствии деталей, ограничивающих, затяжку подшипников.
Иногда для уменьшения возможности создания чрезмерного натяга под-
шипников и длительного сохранения заданной величины предварительного
натяга в регулировочное приспособление вводят пружину — спиральную
или трубчатую (пружинную втулку).
Для ведомых шестерен наиболее опасными являются угловые деформации
(перекосы), вызываемые действием момента осевой силы на плече, равном
радиусу ведомой шестерни. Для уменьшения этих деформаций во многих
конструкциях главных передач предусмотрен упор (фиг. 165), расположен-
ный в картере главной передачи против места зацепления шестерен. При пере--
даче небольшого момента между упором и шестерней имеется некоторый
зазор; при передаче значительных моментов упор ограничивает дальнейшее
смещение шестерни.
Величину зазора выбирают в зависимости от конструкции упора.
Наибольший зазор (0,6—0,25 мм) назначают при скользящих упорах
(фиг. 165, а и б), причем большие значения относятся к нерегулируемым
упорам (фиг. 165, а), меньшие — к регулируемым (фиг. .165, б).
Для упоров, выполненных в виде ролика (фиг. 165, в), посаженного на
игольчатый подшипник, зазор обычно выбирают в пределах 0,1—0,25 мм.
208
Упоры с регулируемым зазором обычно применяют в том случае, когда
предусмотрена возможность регулировки положения ведомой шестерни.
С целью уменьшения возможности нарушения зацепления при проекти-
ровании главных передач всем деталям придается форма, обеспечивающая
наибольшую жесткость. В этом отношении неразъемный картер главной
передачи (см. фиг. 162) предпочтительнее разъемного (см. фиг. 161). Условия
Фиг. 165. Упоры ведомой шестерни.
зацепления шестерен улучшаются также при применении неразъемной
коробки дифференциала по сравнению с разъемной. Для увеличения жест-
кости коробку дифференциала, картер главной передачи и диск ведомой
шестерни снабжают ребрами жесткости.
У некоторых легковых автомобилей, чаще всего малолитражных и микро-
литражных, главную передачу объединяют в одном картере с коробкой пере-
дач (см. фиг. 46 и 51).
Гипоидные главные передачи
Гипоидные главные передачи все больше вытесняют одинарные главные
передачи других видов. В настоящее время гипоидные передачи устанавли-
ваются на всех американских легковых автомобилях, большей части западно-
европейских легковых автомобилях большого и среднего литража, а также
на значительной части малолитражных и микролитражных автомобилей.
Гипоидные передачи получили широкое распространение и на грузовых
автомобилях. Более двух третей всех моделей американских грузовых авто-
мобилей с одной ведущей осью имеют гипоидные передачи. Некоторые фирмы,
например, Додж, Форд и др., снабжают гипоидными передачами все выпу-
скаемые ими автомобили, в том числе автомобили с двумя и тремя ведущими
осями, тягачи, автомобили большой грузоподъемности с общим весом
до 20 000 кг. Широко применяются гипоидные передачи на английских гру-
зовых автомобилях и автобусах Бедфорд, немецких грузовых автомобилях
Мерседес-Бенц и др.
В Советском Союзе гипоидные передачи применяются на легковых
автомобилях «Москвич-407», М-21 «Волга», ГАЗ-13 «Чайка» и ЗИЛ-111.
14 Литвинов 209
Предусмотрено применение гипоидных передач на грузовых автомобилях
(автомобилях ГАЗ-53, ГАЗ-52, ГАЗ-66 и др.).
Гипоидные передачи относятся к типу передач со скрещивающимися
осями.
По своим свойствам эти передачи являются как бы промежуточными между
коническими и червячными. При правильном проектировании гипоидных
передач удается синтезировать в них почти все положительные качества как
червячных, так и конических передач.
Отличительными качествами гипоидных передач являются:
а) Более бесшумная работа по сравнению с коническими передачами,
менее бесшумная — по сравнению с червячными.
б) Более высокий к. п. д., чем у червячных передач, и несколько меньший,
чем у конических передач.
К- п. д. пары гипоидных шестерен (с учетом потерь в подшипниках, но
без учета гидравлических потерь) равен 0,96—0,97, а к. п. д. гипоидной глав-
ной передачи (с учетом гидравлических потерь) 0,94—0,96.
Для достижения указанных значений к. п. д. гипоидных передач не тре-
буется ни высококачественных и остродефицитных материалов, ни особой
точности изготовления, ни особой чистоты обработки поверхности. Для изго-
товления шестерен гипоидных передач применяются те же материалы, что
и для конических шестерен, а стоимость обработки первых не выше стои-
мости обработки вторых.
в) При одинаковой долговечности значительно меньшие габариты, чем
у конических передач. По габаритам хорошо спроектированная гипоидная
передача не уступает червячной.
г) Возможность более низкого расположения кузова и, вследствие этого,
снижения центра тяжести автомобиля при обычном для автомобильных гипо-
идных передач расположении ведущей шестерни. При этом нет необходи-
мости делать кожух для карданного вала в полу кузова. Снижение центра
тяжести автомобиля улучшает его устойчивость и позволяет (при достаточ-
ной мощности двигателя) повысить среднюю скорость движения. Это осо-
бенно важно для легковых автомобилей и автобусов.
д) Возможность упрощения привода к ведущим колесам многоосного
автомобиля.
Делительными поверхностями гипоидных передач являются конусы
(фиг. 166), соприкасающиеся в точке Р. Зубья автомобильных гипоидных
передач имеют круговую форму.
У гипоидных передач ведущая шестерня смещена относительно ведомой
на некоторую величину Е (гипоидное смещение).
Обычно смещение таково, что ось ведущей шестерни располагается ниже
оси ведомой. Однако возможно и обратное смещение, также применяемое
в автомобилестроении, хотя и более редко.
Вследствие смещения оси ведущей шестерни относительно ведомой углы
наклона спирали зубьев ведущей и ведомой шестерен не равны между
собой. Соотношение между углами наклона спирали ведущей и ведомой ше-
стерен зависит как от величины и направления (вверх, вниз) смещения, так
и от направления углов наклона спиралей ведущей и ведомой шестерен.
В том случае, когда ведущая шестерня смещена вниз, принимают левое
направление спирали для ведущей шестерни и правое — для ведомой. При
этом угол рЭ1 ведущей шестерни больше угла 0Э2 ведомой шестерни. При
смещении оси ведущей шестерни вверх для получения такого же соотноше-
ния между углами наклона спирали необходимо, чтобы направление спирали
ведущей шестерни было правым, а ведомой — левым.
При обычных для главных передач легковых автомобилей значениях ги-
поидного смещения и числе зубьев ведущей шестерни (9—13) угол наклона
спирали зубьев ведущей шестерни принимают равным 45—50°, угол наклона
спирали ведомой 20—25°. С увеличением числа зубьев ведущей шестерни
210
угол ра2 уменьшается. Для грузовых автомобилей средней грузоподъем-
ности при угле наклона спирали ведущей шестерни = 45 4-50° угол
наклона спирали ведомой шестерни при обычном для этих автомобилей ги-
поидном смещении равен 30—35°. Увеличивать угол наклона спирали ведо-
мой шестерни свыше 35° не рекомендуется во избежание больших усилий,
вызывающих угловую деформацию этой шестерни.
При больших гипоидных смещениях разница в углах наклона спиралей
ведущей и ведомой шестерен может быть и больше указанной выше. Так,
в гипоидной передаче автомобилей Форд максимальное значение угла наклона
спирали ведущей шестерни увеличивается до 60°, а минимальный угол
наклона спирали ведомой шестерни снижается до 15°2Г.
Фиг. 166. Схема касания конусов гипоидных передач.
Разница углов наклона спирали ведущей и ведомой шестерен является
причиной одного из основных преимуществ гипоидной передачи — ее ком-
пактности.
У гипоидных передач [..отношение диаметров ведомой D2 и ведущей D3.
шестерен
Рг __ - cos Рзд
Pi ~ 0 cosp32 '
У конических шестерен это отношение равно i0.
Отношение — К всегда меньше единицы, поэтому у гипоидных
передач ~ < iQ. Это позволяет при неизменном диаметре ведущей шестерни
^1
уменьшить диаметр ведомой или при неизменном диаметре ведомой
шестерни увеличить диаметр ведущей. В первом случае уменьшаются габа-
риты главной передачи, так как они определяются диаметром ведомой ше-
стерни. Во втором случае увеличиваются прочность и долговечность передачи.
При нормальной величине гипоидного смещения [В = (0,125 4- 0,2) D2]
К ~ 1,25 4- 1,5, следовательно, при неизменном диаметре ведущей шестерни
диаметр ведомой шестерни может быть уменьшен в 1,25—1,5 раза (низшие
значения относятся к грузовым автомобилям, имеющим меньшее гипоидное
смещение, большие — к легковым). При смещении, применяемом на автомо-
билях Форд, диаметр ведомой шестерни может быть уменьшен более чем.
в 1,8 раза.
14*
211
При неизменном диаметре ведомой шестерни на столько же возрастет
диаметр ведущей шестерни.
Увеличение диаметра ведущей шестерни вызывает при прочих равных
условиях увеличение шага по нормали, а следовательно, и толщины зуба
(в среднем на 10—15%). Одновременно с этим уменьшается расчетная сила,
действующая на зубья шестерен. Согласно фиг. 167, а нормальная сила, дей-
ствующая на зубья ведомой и ведущей шестерен гипоидной передачи,
р р' - р*
н COS fol COS fo2
(126)
Если сравнивать гипоидную и коническую передачи с одинаковыми диа-
метрами ведомых шестерен, то величина нормальной силы, действующей
на зубья гипоидных шестерен, будет мень-
ше, чем у конических, во столько раз, во
сколько раз угол наклона спирали ведо-
мой шестерни гипоидной передачи мень-
ше соответствующего угла шестерни кони-
ческой передачи,- Если считать угол на-
150 300 м/мин
Скорость скольжения
б)
Фиг. 167. Определение нормальных усилий, действующих между зубьями гипоидной пере-
дачи, и распределение скольжения по высоте зуба:
1 — коническая передача; 2 — гипоидная передача.
клона спирали конической передачи равным 35°, а ведомой шестерни гипоид-
ной передачи 20°, то уменьшение нормального усилия получается прибли-
зительно равным 12°/0.
При большем угле наклона спирали ведущей шестерни гипоидной пере-
дачи увеличивается число одновременно работающих зубьев (приблизи-
тельно в 1,5 раза), а увеличение диаметра ведущей шестерни допускает при-
менение подшипника большего диаметра. Это повышает жесткость опор ше-
стерни и уменьшает возможность нарушения зацепления.
Таким образом, усталостная прочность гипоидных передач при оди-
наковых размерах ведомых шестерен в несколько раз выше, чем у кони-
ческих.
Как уже указывалось выше, гипоидные передачи имеют точечный кон-
такт начальных конусов. Однако вследствие упругих деформаций зубьев
под нагрузкой контакт распространяется на некоторую площадку подобно
локализованному контакту конических передач. В результате увеличения
диаметра ведущей шестерни, лучшей плавности зацепления и других осо-
бенностей гипоидного зацепления, рассмотренных выше, удельные давления
между зубьями гипоидных шестерен получаются даже несколько меньшими,
чем у конических, при одновременном сохранении всех положительных ка-
честв локализованного контакта.
Одной из особенностей зацепления гипоидных шестерен является наличие
продольного скольжения зубьев.
212
Скорость этого скольжения может быть найдена по формуле
„ _ „ sin (P^i — fo2)
s COS ^2
где vm — окружная скорость шестерни.
Распределение скольжения по высоте зуба у конических и гипоидных пере-
дач показано на фиг. 167, б. Для гипоидной передачи приведена величина
суммарного скольжения, полученного геометрическим сложением профиль-
ного и продольного скольжения.
Наличие продольного скольжения благоприятно влияет на одни эксплуа-
тационные качества гипоидных главных передач, но ухудшает другие.
В результате продольного скольжения улучшается процесс притирки и при-
работки шестерен. При наличии продольного скольжения устраняется также
изменение направления скольжения на начальной окружности, что является
одной из основных причин бесшумной работы гипоидных передач.
Однако наличие продольного скольжения ухудшает условия смазки.
Условия для образования масляного клина тем хуже, чем меньше угол между
касательной к рабочим поверхностям зуба и направлением скольжения.
При наличии профильного и продольного скольжения этот угол всегда
меньше 90°. В некоторых точках на начальной окружности и вблизи ее ука-
занный угол может быть близким к нулю.
При наличии больших удельных давлений (значительно больших, чем
в червячной передаче) и значительной работы трения в этих точках возможно
разрушение масляной пленкиГУ гипоидных передач обе шестерни изготов-
ляются из одинакового материала — сталщ поэтому при разрушении масля-
ной пленки обычно происходит заедание трущихся поверхностей и из строя
выходит вся передача.
Указанный недостаток гипоидных передач полностью устраняется, если
применять для них специальную так называемую гипоидную смазку.
Гипоидные смазки отличаются от обычных тем, что благодаря специаль-
ным присадкам (например, активной серы и др.) обеспечивают высокую проч-
ность масляной пленки. Эта пленка не разрушается при тех неблагоприятных
условиях, в которых находятся некоторые точки зубьев шестерен гипоидных
передач, и тем самым предохраняет зубья от заедания.
Для отечественных автомобилей применяется смазка по ГОСТу 4003-53,
представляющая собой осерненную смесь смолки и веретенного дистиллата
с добавкой около 0,5% депрессатора АзНИИ. Изготовление гипоидных сма-
зок не представляет каких-либо трудностей, и поэтому необходимость исполь-
зования этих смазок не может считаться серьезным недостатком гипоидных
передач. Применение гипоидной смазки желательно не только для гипоидных
передач, но и для других зубчатых передач трансмиссии (коробки передач,
раздаточной коробки, конической главной передачи и т. п.), так как в этом
случае увеличивается срок службы передач, а также удлиняется время их
работы без замены смазки.
Наличие продольного скольжения на зубьях, естественно, увеличивает
работу трения. Однако в результате увеличения поверхностной прочности
гипоидных шестерен за счет других факторов, рассмотренных выше, износо-
стойкость шестерен получается даже несколько лучшей, чем у конических
передач.
Осевые усилия, действующие на ведущую шестерню гипоидной главной
передачи, несколько выше, чем у конической. Поэтому трудности, связанные
с сохранением правильности зацепления, у гипоидных передач такие же,
как и у конических. Все соображения по конструкции опор, картеров и дру-
гих деталей конических главных передач остаются в силе и для гипоидных
передач.
На фиг. 168 показана гипоидная передача с консольной установкой ше-
стерни, а на фиг. 169 — с неконсольной. На фиг. 52 изображена гипоидная
213
214
передача дорожно-гоночного автомобиля Лотос, объединенная в одном кар-
тере с коробкой передач, а на фиг. 96 — легкового автомобиля Шевроле
«Корвеер», расположенная между гидротрансформатором и коробкой передач.
У гипоидной передачи, показанной на фиг. 96, ведущая шестерня надета
на трубчатый вал, установленный в двух конических роликоподшипниках.
Фиг. 170. Тандемная гипоидная передача трехосного автомобиля.
Ось ведущей шестерни смещена вверх по отношению к оси ведомой, поэтому
направление спирали у ведущей шестерни правое, а у ведомой левое.
На фиг. 170 показан пример тандемной гипоидной передачи трехосного авто-
мобиля, ведущая шестерня которой, как и у автомобиля Шевроле, располо-
жена выше оси ведомой шестерни.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ ДВОЙНЫХ И СЛОЖНЫХ ГЛАВНЫХ ПЕРЕДАЧ
Двойные и сложные главные передачи применяют для увеличения дорож-
ного просвета под ведущим мостом или получения тандемного привода
у многоосных автомобилей.
Сложные передачи устанавливаются также на специальных автомобилях
при бортовой раздаче крутящего момента.
Двойные главные передачи чаще всего применяются на грузовых авто-
мобилях средней и большой грузоподъемности, автобусах средней и большой
вместимости, специальных автомобилях, построенных на базе или с исполь-
зованием агрегатов грузовых автомобилей средней и большой грузоподъем-
ности. Однако иногда двойные главные передачи применяются на автомоби-
лях с небольшим весом (например, на легковых автомобилях повышенной
проходимости и т. п.).
Перечисленные выше автомобили имеют главные передачи с большими
передаточными числами (7—И), а шестерни этих передач, рассчитанные на
передачу большого крутящего момента, изготовляют с большим модулем.
Поэтому при использовании одинарной главной передачи диаметр ведомой
шестерни получился бы слишком большим, а дорожный просвет под ведущим
мостом — малым.
При разбивке общего передаточного числа двойных и сложных главных
передач между отдельными парами шестерен руководствуются следующими
соображениями:
а) возможно большее передаточное число должно быть у зубчатой пары,
передающей усилия непосредственно колесам (через дифференциал или после
дифференциала);
215
Фиг. 171. Главная передача автомобиля ЗИЛ-164.
б) передаточное число конических или гипоидных шестерен должно быть
возможно меньшим, чтобы не создавались большие осевые усилия, вызываю-
щие нарушение зацепления.
У существующих конструкций двойных передач передаточное число кони-,
ческой пары составляет 1,7—2,5 (например, у автомобиля ЗИЛ-164 iK == 2,27,
у МАЗ-200 iK = 1,92). Уменьшение передаточного числа конической (или
гипоидной) пары ограничивается, во-первых, размерами ведомой шестерни
цилиндрической пары, которые должны обеспечивать достаточный дорожный
просвет, и, во-вторых, раз-
мерами ведомой шестерни
конической пары, которые
должны быть такими, что-
бы ведущая цилиндриче-
ская шестерня не задевала
бы за ведущую кониче-
скую шестерню.
У автомобилей большой
грузоподъемности, имею-
щих сложную главную
передачу, передаточное
число конической пары бе-
рется несколько большим,
чем у двойных передач, так
как при большом общем
передаточном числе трудно
осуществить малое пере-
даточное число конической
пары.
Для некоторых слож-
ных главных передач при-
меняются конические пары
с передаточным числом,
равным единице (напри-
мер, в главной передаче
английских трехосных ав-
томобилей Саладин, Сара-
цин и Саламандра).
В наиболее часто при-
меняемых конструкциях
двойных передач (фиг. 171)
в качестве первой ступени
обычно используются ко-
нические или гипоидные
шестерни, а в качестве вто-
рой — цилиндрические ше-
стерни с прямыми или ко-
сыми зубьями.
В случае применения косозубых цилиндрических шестерен несколько
уменьшается шумность работы главной передачи и увеличивается долговеч-
ность цилиндрической пары. При правильном сочетании углов спирали пар
конических и цилиндрических шестерен можно значительно уменьшить
осевые нагрузки, действующие на подшипники промежуточного вала, и, сле-
довательно, увеличить их долговечность. Однако при движении автомобиля
задним ходом осевые усилия от конической и цилиндрической шестерен
складываются и нагрузка на правый (по направлению движения автомобиля)
подшипник может чрезмерно возрасти. Это обстоятельство следует учитывать
при выборе размеров подшипника и конструкции деталей его крепления.
216
Наличие осевой силы на ведомой цилиндрической шестерне вызывает необ-
ходимость применения в качестве опор коробки дифференциала конических
роликоподшипников, которые необходимо регулировать в процессе эксплуа-
тации.
При использовании цилиндрических шестерен с прямыми зубьями в ка-
честве опор коробки дифференциала могут быть выбраны шарикоподшип-
ники, не требующие регулировки (автомобили МАЗ-200, КрАЗ-219,
КрАЗ-214 и др.).
Иногда, особенно у автомобилей большой грузоподъемности устанавли-
вают цилиндрическую пару с шевронными шестернями. В главной передаче
автомобиля Лейланд первая пара шестерен является гипоидной, вторая —
цилиндрической с шевронными шестернями.
Разнесенные главные передачи выполняются в виде центрального редук-
тора с конической или гипоидной передачей, общего для обоих колес
автомобиля, и бортовых редукторов, расположенных у колеса, или колесных
редукторов, размещенных непосредственно в колесе.
Центральный редуктор по конструкции ничем не отличается от одинарной
конической или гипоидной передачи.
Колесные или бортовые редукторы могут представлять собой пару цилинд-
рических шестерен с наружным или внутренним зацеплением или планетар-
ный редуктор.
Бортовая (фиг. 172, а) или колесная (фиг. 172, б) передача с цилиндри-
ческими шестернями наружного зацепления дает возможность конструктору
применять различные компоновочные схемы. Расположение ведущей ше-
стерни ниже ведомой (фиг. 172, б) позволяет более низко расположить пол
кузова, а следовательно, и центр тяжести автомобиля. Такая конструкция
применяется главным образом для автобусов.
Расположение ведущей шестерни на одном уровне с ведомой (фиг. 172, а)
обусловливает достаточно большой дорожный просвет под центральной глав-
ной передачей и достаточно низкое расположение центра тяжести кузова.
Наибольшее увеличение дорожного просвета получается в случае приме-
нения колесной передачи, у которой ведущая шестерня расположена над
ведомой.
Применение цилиндрических шестерен с наружным зацеплением не всегда
дает возможность получить большое передаточное число колесного или бор-
тового редуктора. Значительно большее передаточное число может быть полу-
чено при использовании цилиндрической передачи с внутренним зацепле-
нием (фиг. 73).
Широкое распространение получили планетарные колесные передачи, от-
личающиеся компактностью и возможностью обеспечения большого переда-
точного числа. Однако компоновочные возможности при такой конструкции
колесной передачи более ограничены, чем при передачах, показанных на
фиг. 172.
Планетарные колесные передачи показаны на фиг. 174, а (цилиндриче-
ская однорядная), на фиг. 149 (цилиндрическая двухрядная) и на фиг. 174, б
(коническая).
В автомобилестроении ряда стран довольно широко применяются двух-
ступенчатые главные передачи (автомобили Додж и Форд.— США, автомо-
били Даймонд, Остин и Зедцон — Англия, автомобили Мерседес-Бенц и Хен-
шель — ФРГ, автомобиль Дйоп-Бутон,— Франция и др.). Двухступенчатая
главная передача запроектирована также на ряде отечественных тягачей.
Установка двухступенчатых главных передач позволяет увеличить число
ступеней трансмиссии без применения сложных многоступенчатых коробок
передач и дополнительных коробок. При этом низшая передача трансмиссии
может быть получена во второй ступени главной передачи, поэтому кардан-
ная передача и коническая пара главной передачи не передают максималь-
ного крутящего момента.
217
to
00
Фиг. 172., Колесные и бортовые редукторы.
Фиг. 173. Колесная передача с внутренним зацеплением.
219
Применение двухступенчатых главных передач особенно целесообразно
на тягачах и специальных автомобилях с одной ведущей осью, построенных
на базе стандартных автомобилей. Двухступенчатая главная передача в этом
случае дает возможность увеличить максимальное передаточное число глав-
ной передачи, что необходимо в связи с повышением общего веса автомо-
биля, и увеличить число передач, так как имеется большая разница в весах
груженого и негруженого автомобиля (особенно у седельных тягачей). Все
остальные
механизмы
трансмиссии и ее общая
схема могут при этом ос-
таться без изменения.
Двухступенчатые глав-
ные передачи применяются
иногда и на легковых ав-
томобилях, причем выс-
шая передача двухступен-
чатой главной передачи
является ускоряющей.
В конструкции, пока-
занной нафиг. 175, вклю-
чение той или иной ступени
осуществляется при помо-
щи муфты, установленной,
на промежуточном валу.
Муфта соединяет с валом
одну из ведущих шестерен.:
цилиндрической пары, сво-
бодно посаженных на вал.
В передаче рассматривае-
мого типа всегда работают
две пары шестерен; по-
этому потери в зацеплении
у них такие же, как и в
двойных передачах, а по-
тери на разбрызгивание
масла значительно больше.
Главные передачи такого
типа увеличивают габа-
риты и вес заднего моста.
В главной передаче,
изображенной на фиг. 169,
второй ступенью является
планетарный редуктор.
Фиг. 175. Двухступенчатая главная передача. Ступица 4 ведомой шес-
терни в этой конструкции
не является, как обычно, частью коробки дифференциала. Коробка 5 диффе-
ренциала установлена внутри ступицы ведомой шестерни и может вращаться
относительно ее. С коробкой дифференциала связаны оси сателлитов 2 пла-
нетарной ступени. Коронная шестерня 3 этой ступени связана со ступицей
ведомой шестерни, а солнечная шестерня 6 свободно посажена на одну из
полуосей и может передвигаться вдоль нее в осевом направлении. Как одно
целое со ступицей солнечной шестерни изготовлен зубчатый венец 8. С короб-
кой дифференциала связан зубчатый венец 7, а с картером главной пере-
дачи — зубчатый венец 1.
В положении, показанном на фиг. 169, зубчатый венец 8 ступицы солнеч-
ной шестерни введен в зацепление с зубчатым венцом 1, связанным с карте-
ром. Сателлиты, обкатываясь по неподвижной солнечной шестерне и по ко-
220
ронной шестерне, вращающейся вместе с ведомой шестерней, вращают ко'
робку дифференциала с угловой скоростью, меньшей угловой скорости ведо-
мой шестерни. Таким образом получается низшая передача.
Если переместить солнечную шестерню влево, то зубчатый венец 8 вый-
дет из зацепления с зубчатым венцом картера, а сама шестерня войдет в за-
цепление с зубчатым венцом 7 коробки дифференциала, оставаясь одновре-
менно в зацеплении с сателлитами. Планетарный ряд окажется заблокиро-
ванным, и коробка дифференциала будет вращаться с той же угловой
скоростью, что и ведомая шестерня.
Двойная передача подобной конструкции получается очень компактной
и может устанавливаться в картер одинарной конической или гипоидной
передачи. Это обстоятельство имеет большое значение, потому что некоторые
фирмы выпускают автомобили со стандартной одинарной передачей, а двух-
ступенчатые передачи устанавливают по особому заказу. При этом ведущий
мост не изменяется, а к нему крепится картер двухступенчатой главной
передачи.
При включении высшей ступени у главной передачи в работе участвует
только одна пара шестерен, поэтому к. п. д. получается таким же, как у оди-
нарной главной передачи. Потери на разбрызгивание смазки возрастают
незначительно.
Управление двухступенчатыми главными передачами чаще всего осущест-
вляется с помощью вакуумного, пневматического, электропневматического
или электромагнитного привода.
Передаточные числа двухступенчатых главных передач подбирают таким
образом, чтобы передаточные числа всей трансмиссии составляли ряд, близ-
кий к геометрической прогрессии. При этом высшее передаточное число глав-
ной передачи подбирают так же, как для одноступенчатой главной передачи.
Низшее передаточное число
(128)
где ioe — высшее передаточное число главной передачи;
ср — знаменатель прогрессии ряда передаточных чисел коробки передач.
В сложных главных передачах с планетарной второй ступенью переда-
точное число конической пары iK = iOe, а передаточное число планетарной
передачи intl = ]Ар.
На фиг. 176 показана двойная главная передача с проходным валом,
у которой, как и у обычйой центральной двойной передачи, в качестве пер-
вой ступени используется пара конических шестерен, а в качестве второй
ступени — пара цилиндрических. Ведомая коническая шестерня в этой
конструкции расположена консольно, чтобы можно было пропустить вал
ведущей шестерни для осуществления привода к следующему мосту.
В ряде случаев двойная передача с проходным валом применяется только
для среднего моста, а задний мост имеет обычную одинарную передачу.
Передаточное число пары цилиндрических шестерен двойной передачи берут
равным 1. При необходимости получения больших передаточных чисел
главной передачи применяют колесные планетарные редукторы. Такая кон-
струкция, разработанная фирмой Итон, используется на некоторых трехос-
ных автомобилях (например, на трехосном автомобиле Форд Т-950).
Главная передача, выполненная по рассмотренной выше схеме, может
быть получена добавлением к обычной одинарной передаче цилиндрического
редуктора с проходным валом.
В некоторых конструкциях подобного типа для первой ступени исполь-
зуются три цилиндрические шестерни. Крутящий момент, подводимый
к средней шестерне, передается через одну цилиндрическую шестерню к кони-
ческой паре среднего моста, а через другую — к конической паре заднего
моста. В заднем мосте в этом случае также устанавливается обычная одинар-
ная передача.
221
Фиг. 177. Схема трансмиссии автомобиля Панар.
222
На фиг. 132 показана схема трансмиссии с бортовой раздачей. Крутящий
момент к колесам передается от раздаточной коробки 1, в которой установлен
межбортовой дифференциал, к коническим бортовым редукторам 2, связан-
ным с карданными передачами 3 и 4, затем к коническим передачам 5, распо-
ложенным непосредственно у колес, и к двухрядным планетарным редукто-
рам, смонтированным непосредственно в ступице колеса.
В трансмиссии автомобиля Панар (фиг. 177) крутящий момент от двига-
теля 1 через коробку передач 2, дополнительную коробку 3 и межбортовой
дифференциал 4 передается на бортовые распределительные редукторы 5 и 6
и далее через конические редукторы 7, расположенные непосредственно
у колес, на цилиндрические бортовые редукторы (гитары) 8. Картеры ци-
линдрических редукторов являются одновременно балансирами подвески
колес.
§ 4. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ГЛАВНЫХ ПЕРЕДАЧ
Расчет шестерен главных передач можно вести по тем же формулам, что
и для коробок передач.
Для расчета на изгиб зубьев конических шестерен главных передач может
быть использована формула (49) (см. гл. 3) с учетом следующих особенностей:
а) При определении коэффициента формы зуба у учитывают приведенное
число зубьев:
znp =-----ТГ, (129)
пр cos (fd cos3pa
где — угол делительного конуса шестерни.
б) Нормальный шаг берут для среднего сечения шестерни. Согласно
ГОСТу 9250-59 на чертежах конических шестерен указывается модуль зубьев
в плоскости основания дополнительного конуса, поэтому нормальный шаг
в среднем сечении следует определять по формуле
^ср = ™Пп 1 2/7 >
где b — ширина зубчатого венца;
L — конусное расстояние.
в) Коэффициент перекрытия
К8 = 0,9 (еа-|- es).
Коэффициент формы зуба для конических шестерен в отечественной лите-
ратуре рекомендуется выбирать по тем же графикам (или таблицам), что и для
цилиндрических.
Однако конические шестерни с круговыми зубьями, применяемые
в главных передачах автомобилей, имеют специфические геометрические
параметры (табл. 12), значительно отличающиеся от шестерен, для которых
построены графики (или подсчитаны таблицы) коэффициента у.
Высоту головки и ножки зубьев ведущей шестерни находят по формуле
h\ — h — с — h2; h'i — h — h2.
Приведенные в табл. 12 значения угла спирали являются ориентировоч-
ными.
Для точного определения угла наклона спирали зубьев задаются коэффи-
циентом перекрытия по длине зуба е = 1,25 4- 1,5. Затем по формуле
tg ₽о = -Уь
223
Таблица 12
Геометрические соотношения (в долях zns) конических зубчатых передач с круговыми
зубьями, применяемых для главных передач легковых автомобилей
Параметры Число зубьев ведущей шестерни
8 | 9 | 10 | 11 | 12 | 13 6 1 7 1 8 1 9 1 10 и более
Высота го- ловки зуба ве- домой шестер- ни h 2 0,235 Легкс 0,240 вые ал 0,250 зтомо 0,270 Ъили 0,310 0,370 0,230 Грузовы 0,280 ? автомс 0,340 )биЛи 0,410 —
Высота . ножки зуба ведомой ше- стерни h 1,488 1,518 1,538 1,558 1,578 1,518 1,427 1,427 1,437 1,447 —
Радиаль- ный зазор в зацеплении с 0,188 0,188 0,188 0,188 0,188 0,188 0,157 0,157 0,157 0,157 0,157
Полная вы- сота зуба h 1,738 1,758 1,788 1,828 1,888 1,888 1,657 1,707 1,777 1,857 1,888
Угол го- ловки зуба $ h' tS«= £ h' tg«=-£
Угол нож- ки зуба у II h" tg у —
Угол за- цепления 16° 20°
Угол на- клона спира- ли р<? 35—45° 35—40° 40—42° 38—40° 35-38° 35—38° 33—35°
определяют предварительное значение угла Коэффициент К выбирают
по графику (фиг. 178) в зависимости от отношения-у- . По найденному значе-
нию угла которое должно быть в пределах, указанных в табл. 12, опре-
деляют номер резца:
^ = ^sin₽a. (130)
Резцы выпускаются с последовательным изменением углов давления
через каждые 10'. Каждому резцу присваивается определенный номер.
Стандартные резцы имеют номера 1 -у , 2-^- и т. д.
Если номер резца, полученный по формуле (130), отличается от стандарт-
ного, то берут ближайший стандартный номер. После этого подсчитывают
новые значения угла и коэффициента е.
Значения коэффициента у с некоторым приближением могут быть скор-
ректированы по тому же методу, который был рекомендован для косозубых
шестерен (см. гл. 3). Однако можно получить более точные результаты, если
воспользоваться графиками, специально построенными для конических
шестерен с параметрами, приведенными в табл. 12. Графики такого типа
приводятся в инструкциях фирмы Глисон.
224
На фиг. 179 показан график для конических шестерен с круговыми
зубьями, углом зацепления 20° и углом наклона спирали 35°; по оси абсцисс
отложен не коэффициент формы зуба у, а геометрический фактор у', учиты-
вающий форму зуба, степень перекрытия зацепления, концентрацию напря-
жений и место приложения нагрузки. Значение геометрического фактора
зависит от сочетания числа зубьев ведущей и ведомой z2 шестерен. Нижние
кривые относятся к ведущей шестерне, а верхние — к ведомой.
В различных инструкциях, выпущенных фирмой Глисон, приведены
подобные графики и для шестерен с другими параметрами зацепления.
При отсутствии таких графиков для определения геометрического фактора
шестерен с другими значениями угла зацепления ад можно воспользоваться
Фиг. 178. График для определения Фиг. 179. График для определения геометрического
коэффициента К. фактора зуба конических шестерен.
Напряжения па изгиб определяют по формуле (43), в которой полагают
t/Ke — у'. В качестве расчетного берется шаг в плоскости основания допол-
нительного конуса. Полученное напряжение умножают на поправочный
коэффициент
К
где Ki — коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба; его выби-
рают таким же, как и для цилиндрических шестерен;
Ks — размерный коэффициент, подсчитываемый по формуле
к- |/>
если тп < 1,6, то Ks = 0,5;
Кп— коэффициент перегрузки, который учитывает как неравномерность
работы двигателя, так и динамические нагрузки, передаваемые от колес.
Для автомобилей общего пользования (легковых и грузовых автомобилей
и автобусов) Кп 1,25; для автомобилей высокой проходимости Кп = 1,5.
Окружную силу подсчитывают из условий передачи максимального мо-
мента двигателя при включении низшей передачи в коробке передач и в раз-
даточной коробке.
15 Литвинов 225
Допустимые напряжения на изгиб, рекомендуемые фирмой Глисон
(в кг/см2):
легковые автомобили.................................. 3500
грузовые автомобили и автобусы....................... 2800
тягачи .................................................2100
Расчет шестерен на выносливость от многократного изгиба зубьев произ-
водят по формуле
_ _ 1^иа]
” KtKr’
где оив — напряжение изгиба, обеспечивающее заданную долговечность
зубьев;
—допустимое напряжение на изгиб при приложении многократ-
ной нагрузки с числом циклов N~.6-Ю6;
— коэффициент долговечности;
Кт — температурный коэффициент;
KR — коэффициент безопасности.
Фиг." 180. График для определения коэффициента долговечности
конических шестерен при расчете на изгиб.
Для цементованных шестерен при твердости зубьев HRC >» 55 фирм<
Глисон рекомендует [оыв] = 2100 кг!см2, для закаленных шестерен при твер-
дости поверхности зубьев НВ >>300 [сгив ] = 1350 кг/см2.
Коэффициент долговечности KL определяют по графику (фиг. 180) в зави-
симости от эквивалентного числа циклов NaKe, которое может быть подсчи-
тано по формуле (15) (см. гл. 1). Показатель степени -у- берут равным 5,68.
В качестве расчетного момента Мр может быть принят момент, определяе-
мый из условия передачи через рассчитываемую шестерню максимального
момента двигателя при включении в трансмиссии низшей передачи:
^тах ~ тах 1тн>
где 1Тн — передаточное число между двигателем и рассчитываемой • шестер-
ней при включении в трансмиссии низшей передачи.
Эквивалентные моменты на соответствующих передачах (Mt, М2, Мз)
могут быть найдены по формуле
Л1, тга1ть
где iTi — передаточное число между двигателем и рассчитываемой шестерней
при включении в трансмиссии Z-й передачи.
Коэффициента использования момента определяют по графику на фиг. 84.
Остальные величины, входящие в формулу, выбирают так же, как и при
расчете шестерен коробки передач.
22 6
Коэффициент KR можно считать равным 1,1—1,15. Коэффициент Кт равен
единице, если температура масла в картере главной передачи не превышает
95° С.
Для обеспечения требуемой долговечности шестерен должно выполняться
неравенство
Для расчета конических шестерен на выносливость по контактным напря-
жениям может быть использована формула
ок - 7401/Pd„cosld
к ту mnzb ’
(132)
где коэффициенты К1? Кя и Кп имеют те же значения, что и при расчете
конических шестерен на изгиб.
Коэффициент динамичности Кд можно принимать равным 1,0—1,25;
его величина тем больше, чем больше окружная скорость рассчитываемой
шестерни.
Геометрический фактор у", так же
как и при расчете на изгиб, зависит
от геометрических параметров зубьев,
степени перекрытия и др. Величина его
Фиг. 181. График для определения геомет-
рического фактора у" при определении кон-
тактного напряжения.
Фиг. 182. График для определения коэффи-
циента долговечности KL при определении
контактного напряжения.
отличается от величины геометрического фактора, используемого при расчете
на изгиб, и может быть определена по графику (фиг. 181).
Расчетное значение окружного усилия Рд определяют из условий нагру-
жения рассчитываемой шестерни максимальным крутящим моментом двига-
теля при включенной низшей передаче в трансмиссии.
Напряжение <3kN, обеспечивающее работу шестерен с заданной долговеч-
ностью, может быть найдено по формуле
&kN К/,.
Допустимое напряжение [о*] в зависимости от применяемой термообра-
ботки стальных шестерен и поверхностной твердости их зубьев имеет следую-
щее значение (в кг/см2):
цементованные шестерни при твердости поверхности зубьев Н/?С>55 17 500
шестерни с поверхностной закалкой при твердости Г//?С>50 .... 13 500
шестерни с объемной закалкой и последующим отпуском при твердо-
сти НВ >440 ................................................. 13 500
то же при твердости 440 > НВ > 300 ............................. 9 500
Коэффициент долговечности Kl может быть найден по графику (фиг. 182)
в зависимости от эквивалентного числа циклов, которое определяют по фор-
муле (15). Показатель степени ~ в этом случае берут равным 9.
Гипоидные шестерни имеют ряд особенностей геометрического расчета.
15* 227
Важнейшим геометрическим параметром, определяющим свойства пере-
дачи, является гипоидное смещение Е: для легковых автомобилей Е <
< 0,2d^2, где dd2 — диаметр выступов ведомой шестерни; для грузовых
автомобилей Е < 0,125d^2.
В некоторых случаях для легковых автомобилей применяют гипоидные
передачи с гипоидным смещением Е = 0,257dd2.
Минимальное число зубьев ведущей шестерни выбирают в зависимости
от передаточного числа:
Передаточное число 2,5 3 4 5 6—8
Минимальное число зубьев . 15 12 9 7 6
Углы наклона спирали зубьев ведущей и ведомой шестерен, высота
зубьев и углы начальных конусов обеих шестерен являются взаимосвязан-
ными величинами. Их подбирают методом последовательного приближения.
Предварительно углы наклона спирали ведущей шестерни могут быть
выбраны следующими:
foi = 50°
foi - 45°
при 40 > 3.3
при < 3,3
и Zj < 14*;
и zr > 14°.
Рабочую высоту зуба hp рекомендуется брать равной 1,9/п$.
Коэффициент /02 головки зуба ведомой шестерни зависит от числа зубьев
ведущей шестерни:
zx........................ 6 7 8 9—20
f02 ...................... 0,110 0,113 0,150 0,170
Высота ножки ведомой шестерни
& = f%ma = h — h2.
Полная высота зуба
h = hp -|- с.
Радиальный зазор с принимают равным 0,125/ip + 0,1 мм, следова-
тельно,
й = (2,137 — /02) ms + 0,1.
Высота головки зуба ведущей шестерни
hi = hp — h2 (1,9 — /02) ms.
Высота ножки ведущей шестерни
hi ~ h2 + с.
Расчет гипоидных передач на прочность аналогичен расчету конических
передач.
Валы главных передач рассчитывают на изгиб и кручение от сил, дей-
ствующих на шестерни.
Силу, действующую на коническую шестерню, можно разложить на три
составляющие.
Окружная сила
п 2Л4ю
Pd
где Мш — крутящий момент, передаваемый шестерней.
228
Формулы для определения осевых и радиальных сил, действующих
на ведущую шестерню с круговыми зубьями, приведены в табл. 13.
Таблица 13
Формулы для определения сил, действующих на ведущую шестерню с круговыми зубьями
Направ- ление спирали Направ- ление вращения шестерни Осевая сила Радиальная сила
Правое Левое Правое Левое Р~) Аш= rnQft, (sm Pai cos <pai COS pdi — tg ad sin фён) Pa Pp = rncR (sm р<д закрыл + COS Pdi -1- tg adcos tpai)
Правое Левое Левое Правое АШ = m R <Sin fol C0S ^1 COS Pdi + tg аэ sin <pd]) Pa Pp~ ( sinp^sinTdi-l- COS Pdi -1- tg ad cos tp<h)
Осевая сила считается положительной, если она направлена к вершине
делительного конуса, а радиальная сила — если она направлена к оси
шестерни.
Радиальная сила ведомой шестерни равна осевой силе ведущей, а осевая
сила ведомой шестерни — радиальной силе ведущей.
ГЛАВА 8
ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К ДИФФЕРЕНЦИАЛАМ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
Фиг. 183. Схема несим-
метричного дифферен-
циала.
К конструкции дифференциалов предъявляются следующие требования:
1) распределение крутящих моментов между колесами или осями в про-
порции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные качества автомобиля;
2) малые габаритные размеры;
3) высокий к. п. д.
Дифференциалы классифицируют по следующим
признакам:
По расположению в трансмиссии: а) межколесные
(см. фиг. 171); б) межосевые (см. фиг. 126); в) межбор-
товые (см. фиг. 133).
По характеру распределения крутящего момента
между выходными валами: а) симметричные — крутя-
щий момент распределяется поровну; б) несимметрич-
ные — крутящий момент распределяется в некотором
постоянном отношении, не равном единице; в) самобло-
кирующиеся — крутящий момент распределяется не
поровну, причем соотношение между моментами не
остается постоянным, а зависит от условий движения.
Габаритные размеры дифференциала имеют особое
значение, так как его обычно устанавливают внутри
главной передачи или раздаточной коробки. Особенно,
жесткие требования в этом отношении предъявляются
к межколесным дифференциалам, потому что размеры
их связаны с размерами ведомой шестерни главной передачи, габариты ко-
торой строго ограничиваются (см. гл. 7).
Особенно важными являются требования к дифференциалу как к меха-
низму, распределяющему крутящий момент.
Для более подробного анализа значения этого требования и конструк-
тивных способов его выполнения рассмотрим кинематику и динамику диф-
ференциалов основных типов, применяемых на современных автомобилях.
Для большинства дифференциалов кинематическая схема подобна кине-
матической схеме планетарного дифференциального механизма, показанного
на фш\ 183.
Пользуясь обычными для планетарных механизмов методами определения
кинематической связи между его звеньями, получим
= (1 — i) ыд, (133)
где (£4 и (д<2 — угловые скорости выходных валов;
(йд — угловая скорость коробки дифференциала;
i — передаточное число между выходными валами при останов
ленной коробке дифференциала.
230
Дифференциалы, у которых | i | =£—1, будем называть кинематически
нес имметричными.
Для дифференциалов, у которых = —1, уравнение (133) принимает
вид
<»! + ®2 = 2соа. (134)
Такие дифференциалы будем называть кинематически симметричными.
Из условия равновесия внешних сил, приложенных к дифференциалу,
можно написать
Мд^М1-\-М2. (135)
Из условия равенства мощностей — подведенной к дифференциалу Nd,
отведенных от него N ± и N2 и затраченной на трение в нем Nr, получим
+ N2 = Nd - Nr
или
+ M2o2 = Мд(дд — Nr.
Пользуясь уравнениями (133), (135) и (136), найдем
М = м = .. мд-^г
1 4—1 ’ “ 1 —I
где
(136)
(137)
(138)
Полуось, имеющая меньшую угловую скорость, называется отстающей
(индекс от), а полуось, имеющая большую угловую скорость — забегающей
(индекс заб). Тогда формулы (137) можно переписать так:
Мд^г. (139)
При этом под передаточным числом i понимается отношение угловых
скоростей отстающей полуоси к забегающей при неподвижной коробке
дифференциала.
Из формул (139) видно, что для симметричного распределения крутящего
момента, кроме кинематической симметричности, необходимо еще выполне-
ние условия Мг = 0.
Последнее условие не выполняется ни в одной конструкции дифферен-
циала.- Однако во многих дифференциалах момент Мг так мал по сравнению
с моментом Мд, что почти не влияет на распределение крутящих моментов.
В этом случае моментом Мг можно пренебречь.
Таким образом, математическими условиями принадлежности дифферен-
циала к тому или иному типу по характеру распределения крутящего
момента можно считать:
для симметричных дифференциалов
I = —1; Мг 0;
в этом случае формулы (137) принимают вид
(140)
для несимметричных дифференциалов
i = const 4= —i; Mr 0;
формулы распределения моментов для несимметричного дифференциала
имеют вид
(141)
231
Следовательно, у несимметричных дифференциалов неодинаковость момен-
тов на полуосях определяется кинематической несимметричностью. Диффе-
ренциалы такого типа применяются главным образом как межосевые.
Отношение большего момента к меньшему может быть названо коэф-
фициентом асимметрии Ка дифференциала:
(142)
Для самоблокирующихся дифференциалов условия могут быть различ-
ными в зависимости от типа дифференциала. Для большей части самоблоки-
рующихся дифференциалов характерным условием является наличие зна-
чительного момента трения, оказывающего большое влияние на распределе-
ние крутящих моментов. Эти дифференциалы называются дифференциалами
с повышенным внутренним трением.
Дифференциалы с повышенным внутренним трением могут быть как кине-
матически симметричными (i = —1), так и кинематически несимметричными.
Необходимость кинематической несимметричности для таких дифференциа-
лов некоторых типов диктуется чисто конструктивными соображениями,
причем передаточное число стремятся сделать как можно меньшим по абсо-
лютной величине.
Обычно можно считать i — —1. Тогда для подсчета моментов, передавае-
мых на отстающую и забегающую полуоси, будем иметь
Мот~ + . (143)
Следовательно, у дифференциалов рассматриваемого типа большая часть
крутящего момента всегда передается на отстающую полуось.
Для самоблокирующихся дифференциалов некоторых типов характер-
ными являются условия Мг 0; i — var, т. е. передаточное число является
переменным. Такие дифференциалы называются пульсирующими.
К самоблокирующимся дифференциалам относятся также специальные
механизмы с муфтами свободного хода, устанавливаемые между ведущими
колесами или ведущими мостами автомобилей. Эти механизмы называют
дифференциалами с муфтами свободного хода или обгонными дифференциа-
лами. Их кинематика может быть характеризована следующими соотноше-
ниями: соот = (оа; (озаб >> (оа, причем величина превышения угловой ско-
рости забегающей полуоси над угловой скоростью коробки дифференциала
конструктивно не ограничивается.
Распределение крутящих моментов у дифференциалов такого типа опре-
деляется формулами:
Мот = М,, Мзвб = 0. (144)
Отношение момента, передаваемого на отстающую полуось, к моменту,
передаваемому на забегающую полуось, называется коэффициентом бло-
кировки дифференциала
А _ М от
С " М^б •
Для дифференциалов с повышенным внутренним трением
» Мг — Mgi
мд~мг
или, если дифференциал кинематически симметричен (i = —1),
. _ мд 4- МГ
с мд — мг '
Как видно из формулы (145), у кинематически несимметричного диффе-
ренциала с повышенным внутренним трением коэффициент блокировки
232
(145)
(146)
получается различным в зависимости от того, какая из полуосей является
отстающей. Это объясняется тем, что передаточное число, являющееся отно-
шением угловых скоростей отстающей и забегающей полуосей при неподвиж-
ной коробке дифференциала, зависит от того, какая из полуосей является
отстающей.
Для пульсирующих дифференциалов коэффициент блокировки
max = --1---ЗП--- = ~ Гтах*
lmax 1
Для дифференциалов с муфтами свободного хода коэффициент блокировки
= = (148)
Формулы (139) и (144), определяющие распределение моментов между
полуосями дифференциалов различных типов, выведены из условия, что
угловые скорости полуосей неодинаковы. Эти же формулы определяют
условия, при которых детали дифференциала имеют взаимное перемещение.
Если отношение между моментами на полуосях дифференциала меньше отно-
шения моментов, определяемых формулами (139) или (144), т. е. если по усло-
виям движения соотношение между моментами на полуосях меньше коэф-
фициента блокировки, то дифференциал блокируется и все его детали вра-
щаются как одно целое.
Пользуясь методикой, приведенной в гл. 5 для анализа распределения
моментов между ведущими осями автомобиля, и учитывая, что при блокировке
дифференциала отношение моментов на полуосях равно коэффициенту блоки-
ровки, получим условия работы дифференциала без блокировки:
при прямолинейном движении
Дг< (149)
rd + 1
где Аг — разность радиусов свободного качения правого и левого колес;
Кх — коэффициент тангенциальной эластичности шин;
rd — динамический радиус колеса;
при повороте, когда Аг = О,
rdBrcp Xg+1 (150)
КхМд ' Хс—1 ’
где 7?0-4 расстояние от центра поворота до продольной оси автомобиля;
гср —* полусумма радиусов свободного качения правого и левого колес;
В —- колея.
Если выполняются неравенства (149) или (150), то дифференциал забло-
кирован,.-и полуоси вращаются с одинаковыми угловыми скоростями.
На фиг. 184 приведены кривые зависимости от передаваемого момента
предельных значений Аг и 7?0, определяющих условия работы межколесного
дифференциала без блокировки. Графики подсчитаны по формулам (149)
и (150) для автомобиля ЗИЛ-164 в предположении, что на него устанавли-
ваются самоблокирующиеся дифференциалы с различными коэффициентами
блокировки.
На фиг. 185 показан характер распределения крутящего момента само-
блокирующимися дифференциалами с различными коэффициентами блоки-
ровки. Графики построены по результатам экспериментальных материалов,
полученных в Московском автомеханическом институте (МАМИ). Через
Л4К1 и Мк2 обозначены величины крутящего момента, подводимого к каждому
из колес в зависимости от разности давлений воздуха в шинах pwl — pw2-
Характер распределения крутящих моментов межколесными дифферен-
циалами существенно влияет на такие эксплуатационные качества автомо-
биля, как управляемость, устойчивость и проходимость. Если межколесный
233
дифференциал распределяет крутящий момент не поровну, то касательные
реакции, действующие на ведущие колеса, также не равны между собой
(фиг. 186).
Силы сопротивления движению SIT автомобиля в большинстве случаев
можно считать приложенными симметрично относительно его продольной
Фиг. 184. Предельные значения величин Лг и /?0 по условиям «срабаты-
вания» дифференциала.
оси. Поэтому, когда касательные реакции на ведущих колесах не равны,
момент этих реакций может уравновешиваться только в результате появле-
ния боковых реакций Рб1 и Рб2 на колесах передней и задней осей.
Наличие боковых реакций
вызывает увод колес автомобиля
и, как следствие, отклонение
его движения от направления,
заданного водителем. Следова-
тельно, если крутящий момент
распределяется не поровну
между колесами, то ухудшается
управляемость автомобиля при
прямолинейном движении.
Влияние распределения кру-
тящих моментов между веду-
щими колесами на устойчивость
движения автомобиля зависит
от
Фиг. 185. Характер распределения крутящего
момента дифференциалами.
сочетания направления кри-
Фиг. 186. Схема сил, действую-
щих на автомобиль при уста-
новке несимметричного диффе-
ренциала.
визны траектории движения автомобиля и направления действия момента,
вызываемого касательными реакциями. Если больший момент передается
на внутреннее колесо, то вследствие действия момента, создаваемого каса-
тельными реакциями ведущих колес, увеличиваются углы увода передних
колес и уменьшаются боковые силы и углы увода задних колес, что увели-
234
чивает недостаточную поворачиваемость* 1 автомобиля и, следовательно,
улучшает устойчивость его движения.
В случае заноса при указанном распределении крутящих моментов между
ведущими колесами возникает момент, препятствующий развитию заноса:
Таким образом, при установке между колесами самоблокирующихся
дифференциалов, которые, как было указано выше, всегда распределяют
крутящий момент так, что большая его часть при криволинейном движении
автомобиля передается на внутренние колеса, являющиеся отстающими,
устойчивость автомобиля улучшается. Этим, по-видимому, объясняется
довольно широкое распространение на американских автомобилях самобло-
кирующихся дифференциалов.
Некоторое ухудшение управляемости автомобилем при прямолинейном
движении не имеет существенного значения, так как разница в моментах
на ведущих колесах, Зависящая от разности Аг радиусов качения колес,
невелика.
Характер распределения крутящих моментов между ведущими колесами
существенно влияет на проходимость автомобиля, когда ведущие колеса
попадают на участки дороги с различными коэффициентами сцепления или
когда они неодинаково нагружены.
Пусть условия движения таковы, что /^(pi = (#кф) min < ^к2ф2 (где
RK1 и Rk2 — нормальные реакции, действующие соответственно на правое
и левое колеса; срх и ср2 — коэффициенты сцепления с дорогой соответственно
левого и правого колес), а дифференциал распределяет крутящие моменты,
подводимые к колесам, в отношении
м2
Му ' ’ кс‘
Тогда максимальное значение суммарной касательной реакции на обоих
колесах оси:
XT = Ту + Т2 = (₽/p)min + Т2 = (^кф)т!п “Ь (%кЧ)т1п
-г f — RKz)\
ST = (К. н- 1) (/?кФ)т1п 4- / (Я.Л - ^3), (151)
где / — коэффициент сопротивления качению.
Касательная реакция на колесе, находящемся в лучших условиях
по сцеплению, не может превышать силы сцепления с дорогой Т2 < —
= (Як<р)тах, поэтому, очевидно, уравнение (151) справедливо лишь в том
м2
случае, если принятое при выводе этого уравнения отношение
может быть выполнено по условиям сцепления обоих колес с дорогой.
Это условие может быть записано так:
К (^кф)пйп + (М?К1 — Як2) f < (^кф)пйп-
(152)
Если неравенство (152) не выполняется, то дифференциал блокируется,
оба колеса буксуют, вращаясь с одинаковыми скоростями, а суммарная
касательная реакция обоих колес оси получается такой же, как при отсут-
ствии дифференциала:
%Т = (^(p)min + (RK4)msa. (153)
Если в качестве межколесного дифференциала установлен симметричный
дифференциал, то — 1 и суммарная касательная реакция
2Г = 2 (/?,<]>)„,„ (154)
1 Подробнее об этом см. гл. 9.
235
Если считать RK1 = Rk2 и обозначить фта* = е, то условия работы диф~
фпйп
ференциала без блокировки будут следующими:
+ (155)
Tram
Как видно из уравнения (151), с увеличением коэффициента блокировки
возрастает суммарная касательная реакция ведущих колес и, следовательно,
улучшается проходимость автомобиля. Однако такое улучшение возможно
лишь в том случае, если выполняются неравенства (152) и (155), зависящие
от соотношения коэффициента сцепления колес с дорогой. Указанное соот-
ношение для встречающихся на практике условий движения ограничено,
следовательно, ограничена и возможность улучшения проходимости авто-
мобилей путем увеличения коэффициента блокировки дифференциалов.
Выше было показано, что с увеличением коэффициента блокировки рас-
ширяется диапазон условий, при которых дифференциал не выполняет своих
функций, и разница путей, проходимых колесами при повороте или неоди-
наковых радиусах качения колес, компенсируется тангенциальной деформа-
цией и частичным проскальзыванием шин. Поэтому увеличение коэффи-
циента блокировки свыше тех значений, при которых прекращается улучше-
ние проходимости автомобилей в наиболее часто встречающихся тяжелых
условиях движения, нецелесообразно.
§ 2. КОНСТРУКЦИИ МЕЖКОЛЕСНЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
Симметричные дифференциалы
В качестве межколесных дифференциалов для большинства современных
автомобилей применяются конические симметричные дифференциалы.
Конструкции симметричных конических дифференциалов показаны
на фиг. 161, 162, 175 и др.
Конические дифференциалы, применяемые в трансмиссиях различных
автомобилей, могут отличаться числом сателлитов, конструкцией коробки
дифференциала и полуосевых шестерен.
На легковых автомобилях чаще устанавливаются дифференциалы
с двумя сателлитами (см. фиг. 162). При этом коробка дифференциала полу-
чается неразъемной, что обеспечивает высокую жесткость конструкции.
У грузовых автомобилей дифференциал обычно имеет четыре сателлита
(см. фиг. 175). При этом коробка дифференциала должна быть разъемной,
вследствие чего жесткость конструкции уменьшается и условия работы
шестерен главной передачи несколько ухудшаются.
Полуосевые шестерни чаще всего связывают с полуосями при помощи
шлицевого соединения. Иногда полуосевые шестерни делают как одно целое
с полуосями (например, автомобили ГАЗ-69 и М-20 «Победа»).
Для удобства ремонта между полуосевыми шестернями и коробкой диф-
ференциала, а также между сателлитами и коробкой дифференциала устанав-
ливают бронзовые или стальные шайбы. Шайбы, изготовленные из материала,
имеющего твердость, меньшую твердости материала полуосевых шестерен,
сателлитов и коробки дифференциала, изнашиваются раньше и предохра-
няют от износа указанные детали дифференциала. Замена шайб позволяет
восстановить правильное зацепление полуосевых шестерен и сателлитов.
Значительно реже, главным образом на микролитражных автомобилях
(автомобили Стирлинг, N SU и др.), применяют симметричные цилиндриче-
ские дифференциалы (фиг. 187).
Число шестерен у цилиндрического дифференциала при прочих равных
условиях получается большим, чем у конического. При передаче одинакового
крутящего момента цилиндрические дифференциалы имеют по сравнению
236
с коническими меньшую ширину, но больший диаметр. Для получения воз-
можно большего дорожного просвета у современных автомобилей стремятся
уменьшить диаметр ведомой шестерни главной передачи, в результате чего
размещение цилиндрического дифференциала оказывается затруднительным.
Выше было показано, что характер распределения крутящих моментов
симметричными дифференциалами является неблагоприятным в отношении
обеспечения высокой проходимости автомобилей и устойчивости движения
их на скользких дорогах. В то же время по сравнению с дифференциалами
других типов симметричные дифференциалы обладают рядом преимуществ,
а именно: простотой конструкции, надежностью работы, большим сроком
службы. Распределение крутящих моментов поровну обеспечивает, как было
показано выше, хорошую управляемость автомобиля, а также максималь-
Фиг. 187. Цилиндрический симметричный Фиг. 188. Механизм блокировки дифферен-
дифференциал. циала.
Для устранения недостатков симметричных дифференциалов при сохра-
нении всех их достоинств на некоторых автомобилях устанавливают механизм
блокировки, позволяющий связывать одну из полуосевых шестерен с короб-
кой дифференциала.
Блокировка дифференциала может осуществляться кулачковой муфтой
(см. фиг. 123), зубчатой муфтой (см. фиг. 169) и пальцевой муфтой (фиг. 188)
и т. п.
Привод, к механизму блокировки дифференциала может быть механиче-
ским, пневматическим, электропневматическим и гидравлическим.
Пневматические и электропневматические (или электровакуумные) при-
воды механизма блокировки особенно удобны для многоприводных автомоби-
лей. Такие приводы применяются, например, на автомобилях Хеншель
HS8-125, Заурер 2DM, Мерседес-Бенц моделей 337, 327 и 322 и др.
На автомобилях Татра-137 и Татра-138 применяется электропневматиче-
ский привод механизма блокировки с клавишным управлением. Дифферен-
циал блокируется только тогда, когда водитель нажимает на клавиш. После
прохождения автомобилем трудного участка достаточно отпустить клавиш,
и механизм блокировки автоматически выключится. Такая конструкция
механизма блокировки предотвращает возможность движения автомобиля
с заблокированным дифференциалом по дорогам с высоким коэффициентом
сцепления, что увеличивает долговечность полуосей и шин.
К преимуществам симметричных дифференциалов с блокировочным меха-
низмом относится следующее:
1) сохранение всех достоинств симметричного дифференциала и устра-
нение его недостатков, являющихся следствием неблагоприятного распре-
деления крутящих моментов, для обеспечения высокой проходимости;
237
2) возможность движения автомобиля при заблокированном дифферен-
циале в случае полной потери соприкосновения с дорогой одного из колес;
3) возможность унификации деталей дифференциалов автомобилей высо-
кой проходимости и дифференциалов автомобилей ограниченной проходи-
мости.
Недостатками рассматриваемых дифференциалов являются:
1) неавтоматичность действия, что ставит реализацию преимуществ»
обеспечиваемых блокировкой, в зависимость от навыков и квалификации
водителя, а также усложняет управление автомобилем;
2) необходимость специального привода, усложняющего конструкцию.
Дифференциалы с механизмами блокировки распространены на автомо
билях высокой проходимости в ФРГ, ЧССР, Италии и в других странах.
Самоблокирующиеся дифференциалы
Самоблокирующиеся межколесные дифференциалы начали применяться
на автомобилях высокой проходимости еще в конце 30-х годов. В 40-х годах
самоблокирующиеся дифференциалы устанавливались на некоторых немец-
ких армейских автомобилях (Крупп, Ганомаг, Штейер и др.), а также на аме-
риканских автомобилях (Шевроле, Мак и др.).
В настоящее время интерес к самоблокирующимся дифференциалам еще
более возрос. Они устанавливаются на ряде автомобилей высокой прохо-
димости (советские автомобили ГАЗ-66, МАЗ-502, английские автомобили
Гай, французские автомобили Берлие и др. и на некоторых спортивных
автомобилях (автомобили Мерседес-Бенц 300 SL, Лотос 1500 и др.).
Самоблокирующиеся дифференциалы различных типов устанавливаются
на ряде американских легковых автомобилей. На некоторых из них само-
блокирующиеся дифференциалы применяются как стандартное оборудование
(автомобили Форд «Кастом 300» и Форд «Стейшен Вэгон» и др.). В большинстве
случаев, однако, самоблокирующиеся дифференциалы устанавливаются
по желанию покупателей за дополнительную плату (автомобили Крейслер,
Форд, Плимут и др.).
Наиболее часто применяются самоблокирующиеся дифференциалы
с механизмами свободного хода и дифференциалы с повышенным внутренним
трением.
Дифференциалы с муфтами свободного хода. У дифференциалов с муф-
тами свободного хода коробка дифференциала связана с каждой из полуосей
через шариковые, роликовые или кулачковые муфты свободного хода.
Конструкция дифференциала с. роликовыми муфтами показана на
фиг. 189, а.
Ведомая шестерня главной передачи связана с коробкой / дифферен-
циала, на внутренней поверхности которой имеются профилированные
канавки. В канавках расположены два ряда роликов 2 с отдельными сепара-
торами 4 и 5. На шлицы полуосей надеты цилиндрические диски 3 и 6. Про-
филь канавки подобран таким образом, что при перекатывании роликов
от ее середины к краю они заклиниваются между поверхностями дисков 6
и канавок.
Если автомобиль движется прямолинейно и радиусы качения обоих
колес одинаковы, то заклиниваются оба ряда роликов и оба колеса являются
ведущими.
Если по условиям движения колеса должны вращаться с неодинаковыми
угловыми скоростями (например, при повороте автомобиля или при прямо-
линейном движении, когда радиусы качения колес ведущей оси неодинаковы)»
ролики, соприкасающиеся с диском 6 забегающего колеса, перемещаются
от края канавок к их середине. Вследствие этого передача крутящего момента
от коробки дифференциала к забегающему колесу прекращается, и послед-
нее получает возможность вращаться с угловой скоростью большей, чем
угловая скорость коробки дифференциала. Для того чтобы ролики забегаю-
238
щего колеса не могли переместиться в положение, при котором произошло бы
заклинивание их противоположными краями канавок, сепараторы роликов
имеют связь, ограничивающую их взаимное перемещение. С этой целью сепа-
ратор одного ряда роликов снабжается одним или несколькими шипами 7
(фиг. 189, б), входящими с некоторым зазором а во впадины 8 в сепараторе
второго ряда роликов. Зазор между шипами 7 и впадинами подобран таким,
что один ряд роликов может поворачиваться по отношению к другому на вели-
чину, обеспечивающую надежное разъединение роликов с диском забегаю-
щего колеса.
Фиг. 189. Дифференциал с роликовыми муфтами свободного хода.
Для возвращения роликов в положение, при котором их геометрические
оси совпадают и оба ряда роликов заклиниваются, сепараторы имеют спе-
циальные фиксаторы.
При движении автомобиля задним ходом крутящий момент передается
так же, как и при движении вперед. Ролики заклиниваются краями канавок,
противоположными тем, которые заклинивают ролики при движении авто-
мобиля вперед.
Если условия движения таковы, что угловые скорости колес ведущей
оси различны, то весь крутящий момент от коробки дифференциала подво-
дится к отстающему колесу. Следовательно, коэффициент блокировки такого
дифференциала = со.
Если бы колеса были жесткими, то достаточно было минимальной разницы
их радиусов, чтобы при прямолинейном движении автомобиля угловые ско-
рости колес были различными. В связи с упругостью шин положение изме-
няется. Так как через колесо с большим свободным радиусом качения
в силу свойств самоблокирующегося дифференциала передается большая
часть момента, подведенного к коробке дифференциала, то радиус качения
отстающего колеса уменьшается в большей степени, чем радиус качения
забегающего колеса.
239
Если разность радиусов качения не превосходит величины, определяе-
мой формулой (149) при подстановке в эту формулу = оо, т. е. если соблю-
дается неравенство
rd
(156)
то оба колеса вращаются с одинаковыми угловыми скоростями и являются
ведущими.
Таким же образом можно показать, что при повороте автомобиля угловые
скорости колес будут одинаковыми и оба колеса будут оставаться ведущими
до тех пор, пока радиус поворота больше некоторой величины, определяемой
уравнением (150) при Кс = со:
rdBrcp
К mil
Фиг. 190. Дифференциал с кулачковыми
муфтами свободного хода.
(157)

КхМд •
В том случае, когда касательная
реакция на одном из колес достигнет
значения, максимально возможного
по сцеплению колеса с дорогой, диф-
ференциал, независимо от характера
движения (поворот, прямолинейное
движение), блокируется, и оба колеса
— вращаются с одинаковой угловой
скоростью. Суммарная касательная
реакция при этом получается такой
же, как и без дифференциала.
Для обеспечения надежного за-
клинивания роликов канавками ко-
робки дифференциала профиль их
должен быть подобран так, чтобы
общая касательная ролика с поверх-
ностью канавки (фиг. 189, в) состав-
ляла с общей касательной ролика и
диска 6 или 3 угол Р, меньший угла
трения. Обычно угол р, исходя из
указанных условий, выбирают рав-
ным 6—8°.
При таком значении угла р нормальная сила, действующая между рабо-
чими поверхностями деталей дифференциала, приблизительно в 10 раз больше
окружной силы, действующей на эти детали. Наличие больших сил при малых
радиусах кривизны роликов вызывает чрезвычайно большие удельные
давления. Для уменьшения их применяют муфты с большим числом роликов.
Однако достаточно равномерное распределение усилий между роликами
возможно лишь при весьма высокой точности изготовления деталей диффе-
ренциала. Вследствие этого стоимость изготовления дифференциалов с муф-
тами свободного хода роликового типа значительно выше стоимости изготов-
ления симметричных дифференциалов.
Высокая стоимость и недостаточная долговечность дифференциалов
такого типа является причиной того, что они применяются крайне редко.
Значительно чаще применяются дифференциалы с кулачковыми муфтами
свободного хода (фиг. 190). В разъемной коробке дифференциала, состоящей
из половин 1 и 2, зажаты шипы ведущей муфты 3, на обеих торцовых поверх-
ностях которой нарезаны зубья прямоугольного профиля. Один из зубьев
на каждом из торцов ведущей муфты выполнен удлиненным.
С ведущей муфтой при помощи пружинного кольца 9 связано центральное
зубчатое кольцо 8. На его обоих торцах нарезаны зубья трапецеидального
240
профиля. Пружинное кольцо не препятствует повороту кольца 8 относительно
ведущей муфты 3, но удерживает его от осевых перемещений.
На шлицы внутренних концов полуосей надеты ступицы 6 и 10 с наруж-
ными зубьями, по которым могут перемещаться в осевом направлении ведо-
мые муфты 4 и 11. На торцах ведомых муфт, обращенных к ведущей муфте,
нарезаны два ряда зубьев. Зубья наружного ряда имеют прямоугольный
профиль, а зубья внутреннего ряда — трапецеидальный. Ведомые муфты
под действием пружин 5 перемещаются в направлении к ведущей муфте.
На цилиндрический выступ каждой ведомой муфты с некоторым натягом
надето разрезное блокирующее кольцо 7. На торцах блокирующих колец
нарезаны зубья, профиль которых одинаков с профилем зубьев внутреннего
ряда ведомых муфт. Разрез блокирующих колец имеет ширину, несколько
большую Щирины удлиненных зубьев ведущей муфты. При сборке блокирую-
щие колыша устанавливают так, чтобы их разрезы охватывали удлиненные
зубья ведущей муфты, а торцовые зубья совпадали с зубьями внутреннего
ряда ведомых муфт.
Если угловые скорости обоих колес одинаковы, то зубья наружного
ряда обеих ведомых муфт входят во впадины между зубьями ведущей муфты
и прижимаются своими боковыми поверхностями к боковым поверхностям
последних. Толщина зубьев меньше ширины впадин.
Зубья внутреннего ряда ведомых муфт входят без зазора во впадины
зубьев центрального зубчатого кольца. В эти же впадины входят зубья бло-
кирующих колец. Оба колеса при этом являются ведущими. Распределение
крутящих моментов между полуосями зависит от условий движения.
При повороте автомобиля или прямолинейном его движении в том слу-
чае, когда радиусы качения колес неодинаковы, угловые скорости колес
различны.
Так как толщина зубьев внутреннего ряда ведомой муфты меньше ширины
впадины ведущей муфты, забегающее колесо может повернуться на некото-
рый угол относительно отстающего. При этом центральное кольцо, ведомая
муфта отстающего колеса и ведущая муфта вращаются как одно целое,
а ведомая муфта забегающего колеса поворачивается относительно централь-
ного кольца. В результате этого наклонные поверхности зубьев ведомой
муфты скользят по наклонным поверхностям зубьев центрального кольца.
Муфта забегающего колеса, сжимая пружину, перемещается в осевом направ-
лении, выходит из зацепления как с ведущей муфтой, так и с центральным
кольцом,' и вращается с угловой скоростью, большей угловой скорости
коробки Дифференциала.
Вмест£ с ведомой муфтой поворачивается также блокирующее кольцо.
Однако оно может поворачиваться вместе с ведомой муфтой лишь до тех пор,
пока торимы его разреза не упрутся в удлиненный зуб ведущей муфты. В таком
положении зубья блокирующего кольца располагаются против зубьев цен-
трального кольца, что предотвращает периодическое включение ведущей
и ведомой муфт при совпадении зубьев первой со впадинами последней.
Для того чтобы выключенная ведомая муфта вновь включилась, необ-
ходимо не только выравнивание угловых скоростей обоих колес, но и неко-
торый поворот выключенной ведомой муфты в обратном направлении отно-
сительно ведущей.
Покажем, как это происходит, на примере перехода от криволинейного
движения автомобиля к прямолинейному, считая для упрощения, что
радиусы свободного качения обоих колес ведущей оси одинаковы (гОв = г0«)-
При повороте автомобиля весь крутящий момент передается на внутрен-
нее колесо, являющееся отстающим. В результате этого радиус качения
внутреннего колеса уменьшается по сравнению с радиусом качения внешнего
колеса, и разность угловых скоростей внутреннего и внешнего колес не про-
порциональна разнице путей, проходимых этими колесами. В соответствии
С этим при увеличении радиуса поворота угловые скорости ведущих колес
16 Литвинов 241
выравниваются еще до перехода к прямолинейному движению. Соответствую*
щий радиус поворота может быть найден по уравнению (157). При дальней-
шем увеличении радиуса поворота угловая скорость внешнего колеса ста-
новится меньше угловой скорости внутреннего, и ведомая муфта этого колеса
поворачивается относительно ведущей муфты в сторону, обратную вращению
последней.
Вместе с ведомой муфтой поворачивается блокирующее кольцо, которое
устанавливается таким образом, что его зубья не препятствуют зацеплению
ведомой и ведущей муфт. Поэтому в момент совпадения зубьев ведущей
муфты со впадинами ведомой последняя перемещается под действием пружины
и входит в зацепление с первой.
При движении автомобиля задним ходом ведущая муфта поворачивается
по отношению к ведомым муфтам на величину зазора, определяемого разницей
толщины зубьев и ширины впадин. Центральное кольцо не поворачивается
вместе с ведущей муфггой, поэтому ведомые муфты не выходят из зацепле-
ния, и оба колеса являются ведущими.
Движение задним ходом в случае вращения колес ведущей оси с неоди-
наковыми угловыми скоростями осуществляется точно так же, как и движе-
ние вперед.
Если на одном из колес касательная реакция достигает величины, мак-
симально возможной по сцеплению колеса с дорогой, то дифференциал бло-
кируется, и суммарная касательная реакция колес ведущей оси получается
такой же, как и без дифференциала.
Основным преимуществом дифференциалов с муфтами свободного хода
является такое распределение моментов, при котором обеспечивается макси-
мально возможная суммарная касательная реакция (такая же, как без диф-
ференциала) при любом соотношении коэффициентов сцепления ведущих
колес с дорогой, в том числе и тогда, когда одно из колес не соприкасается
с дорогой.
Однако в большинстве случаев коэффициент блокировки, равный бес-
конечности, не нужен. Как было показано выше, с увеличением коэффици-
ента блокировки некоторые эксплуатационные качества автомобиля ухуд-
шаются. В частности, при установке межколесных дифференциалов рассма-
триваемого типа иногда (например, при движении автомобиля по скользкой
дороге, при работе с прицепом и т. д.) затрудняется поворот. При движении
автомобиля по дорогам с твердым покрытием возможно увеличение износа
шин. При включении и выключении кулачковых муфт свободного хода воз-
никают динамические нагрузки, вызывающие повышенные напряжения
в деталях трансмиссии. У некоторых дифференциалов с кулачковыми муф-
тами при отрицательной температуре масла в картере главной передачи
не обеспечивается надежное включение ведомой муфты забегающего колеса
после уравнения угловых скоростей колес.
Дифференциалы с повышенным внутренним трением. У дифференциалов
такого типа заданный коэффициент блокировки получается путем использо-
вания трения между его деталями.
Дифференциалы с повышенным внутренним трением по конструктивным
признакам делятся на червячные, сухарные (кулачковые) и конические
с фрикционными муфтами.
По кинематической схеме червячный дифференциал (фиг. 191) подобен
симметричному коническому дифференциалу.
Вместо конических полуосевых шестерен у червячного дифференциала
на шлицы полуосей надеты червячные колеса 1 и 5; связь между ними и короб-
кой дифференциала осуществляется через червячные сателлиты 3 и чер-
вяки 2 и 4. Число червячных сателлитов может быть различным; чаще всего
применяются три или четыре червячных сателлита.
Для определения коэффициента блокировки червячного дифференциалу
можно пользоваться следующей методикой, пригодной для всех дифферен-
242
циалов с повышенным внутренним трением (в том числе и для кинематически
несимметричных).
Предположим, что при остановленной коробке дифференциала под-
водится крутящий момент Mj. к одному из колес; тогда момент на втором
колесе
М2 = -Мда. (158)
Фиг. 191. Червячный дифференциал.
Пользуясь уравнениями (149) и (150), найдем
М, = 4- <) + Мд (1 +<)]. (159)
Кроме того,
Мд Mt + М2 = (1 - ПаО- (160)
Наконец, пользуясь формулой (146) и зная, что
— К- и Mi + М2 = Мд,
имеем
Для кинематически симметричного дифференциала (г = —1)
(162>
Таким образом, у кинематически симметричных дифференциалов с повы-
шенным внутренним трением коэффициент блокировки обратно пропорцио-
нален к. п. д. дифференциала при неподвижной его коробке. У червячного
Дифференциала
Па = пда^да (163)
16* 243
где i]x — к. п. д. при передаче мощности от червячного колеса 1 к червяку 2;
т]2 — к. п. д. при передаче мощности от червяка 2 к сателлиту 3\
г|3 — к. п. д. при передаче мощности от сателлита 3 к червяку 4\
щ — к. п. д. при передаче мощности от червяка 4 к колесу 5.
Следовательно, коэффициент блокировки червячного дифференциала
•• =--—. (164)
При подсчете к. п. д. необходимо учитывать потери на трение в зубьях
червячных передач и в их опорах. К- п. д., входящие в формулу (164), можно
подсчитать по следующим формулам:
tg (₽d - Q)
h tgfo
tg Q
tg2 (₽d + Q)
(гпш tg a + rnta ) tg (pa — Q) i I • [g, tga T tg (pa 4- (?) | tg pa
гпш‘1
n2
tg Pa
tg (Pa 4~ Q)
tgQ
tg2 (Pa + Q)
«) tgft#s+ l^tga 4-r^ tg(P,) + e)| tg (Pd+ Q|
—----------!------------------!--------; (166)
„ _ tg(pa-e)
’,3- tgPo
tgQ
•<) tg Pa 4- tg a r4 tg (pa F q)1 tg Рач
tg2 (Pa 4- Q)
(167)
„ -_______tefo
14 tg (Pa 4- q)
tg Q
tg2(pa + Q)
(g, tg a + tg Pa -!- [гЯщ tg a 4 - rnui tg (pa 4- Q)] tg (Pa + q) h
rnut
, (168)
где pa—угол подъема винтовой линии червяка;
q — угол трения;
гпш, гпш, гПш — соответственно радиусы цапфы, торцовой поверхности
и делительной окружности полуосевого червячного
колеса;
гч, Гч, гч — соответственно радиусы цапфы, торцовой поверхности
и делительной окружности червяка;
rc, rc, гс — соответственно радиусы цапфы, торцовой поверхности
и делительной окружности червячного сателлита;
— передаточное число полуосевое червячное колесо —
червяк;
i2 — передаточное число червяк — червячный сателлит.
Коэффициент трения в зависимости от применяемого материала и условий
смазки изменяется в пределах ц = tg q = 0,08-ь0,15.
В качестве материала для червяков используется легированная сталь,
для червячных колес — бронза или сталь. В последнем случае для избежа-
ния задиров поверхности зубьев червяков и червячных колес фосфатируют.
Соответствующим подбором угла можно изменять коэффициент бло-
кировки дифференциала. В существующих конструкциях червячных диффе-
ренциалов угол равен 20—30°. В случае применения стальных червяков
и червячных колес коэффициент блокировки = 6^-12.
244.
Основным недостатком червячных дифференциалов рассматриваемого
типа является сложность конструкции. Для ее упрощения иногда приме-
няют бессателлитные дифференциалы (фиг. 192), у которых между полуосе-
выми шестернями расположены только червяки без червячного колеса-
сателлита.
Коэффициент блокировки бессателлитного диффе-
ренциала*
хс ----- —!—,
где >1! — к. п. д. при передаче мощности от червяч-
ного колеса к червяку;
г|2 — к.п.д. при передаче мощности от червяка
к червяку;
— к. п. д. при передаче мощности от червяка
к червячному' колесу.
Для получения одинакового коэффициента блоки-
ровки у бессателлитного дифференциала угол ^дол-
жен быть меньшим, чем у сателлитного. При прочих
равных условиях это приводит к увеличению сил,
действующих на детали дифференциала, а следова-
тельно, и к повышению износа деталей.
Фиг. 192. Бессателлитный
Принципиальная схема сухарного (кулачкового) червячный дифференциал,
дифференциала показана на фиг. 193, а.
В ведущем элементе 3, связанном с коробкой дифференциала, переме-
щаются сухари 2, упирающиеся рабочими поверхностями в профилирован-
ные поверхности кулачков ведомых элементов 1 и 4, которые связаны
с полуосями.
Если угловые скорости обеих полуосей одинаковы, то сухари неподвижны
относительно поверхностей кулачков ведомых элементов обеих полуосей.
Если угловые скорости полу-
осей не одинаковы, то сухари,
вращаясь вместе с ведущим эле-
ментом 3, одновременно перемеща-
Фиг. 193. Принципиальная схема сухарного дифференциала.
ются в осевом направлении от отстающей полуоси к забегающей. При этом
происходит скольжение рабочих поверхностей сухарей относительно поверх-
ностей кулачков. На кулачках отстающей полуоси скорость скольжения
сухаря направлена в сторону вращения ведущего элемента, а на кулачках
забегающей полуоси — в противоположную сторону. Вследствие этого силы
трения между сухарями и поверхностями кулачков увеличивают момент,
передаваемый на отстающую полуось, и уменьшают момент, передаваемый
на забегающую полуось.
Передача усилия от сухаря к ведомым элементам возможна лишь в том
случае, когда общие нормали к рабочим поверхностям сухарей и кулачков
245
Фиг. 194. Сухарный дифференциал Горьков-
ского автомобильного завода.
в месте их контакта образуют с направлением вращения ведущего элемента
острый угол. В таком положении находятся, например, сухари 2 при враще-
нии ведущего элемента по стрелке. При вращении ведущего элемента в напра-
влении, противоположном указанному стрелкой, передача усилий невоз-
можна.
При неодинаковых угловых скоростях ведомых элементов взаимное поло-
жение сухарей,и кулачков непрерывно изменяется, поэтому возможно такое
относительное положение кулачков правой и левой полуосей, при котором
все сухари будут занимать нерабочее положение.
Указанное явление может быть предотвращено одним из следующих
способов:
а) Установкой сухарей в два ряда со сдвигом второго ряда относительно
первого на величину, равную половине расстояния от вершины до впадины
кулачка (фиг. 193, б). При этом на
одном из ведомых элементов кулачки
также располагаются в два ряда, но
со сдвигом, большим в 2 раза (ку-
лачки второго ряда показаны штри-
ховыми линиями). Когда сухари од-
ного ряда находятся в положении,
при котором передача усилий невоз-
можна, сухари второго ряда нахо-
дятся в рабочем положении.
б) Применением кулачков с раз-'
личным шагом для каждого из ведо-
мых элементов (фиг. 193, в). В этом
случае различные сухари находятся
в разном положении • относительно
кулачков, и наряду с сухарями II,
находящимися в нерабочем положе-
нии, один или несколько сухарей I
находятся в положении, при котором,
возможна передача усилий. Сухари
располагаются так, чтобы была воз-
можна передача как при движении
автомобиля вперед, так и при дви-
жении задним ходом.
У двухрядного дифференциала (фиг. 194) с одной из полуосей связана
звездочка 1, имеющая на наружной поверхности два ряда кулачков, а с дру-
гой — звездочка 3 с одним рядом кулачков на внутренней поверхности.
Ширина кулачков звездочки 3 равна ширине обоих рядов кулачков звез-
дочки 1. С коробкой 2 дифференциала связана обойма 4, в отверстиях кото-
рой могут перемещаться сухари 5, расположенные в два ряда.
Профиль кулачков одной из звездочек теоретически может быть выбран
произвольным. При этом профиль кулачков другой звездочки определится
из условия получения равномерного движения одной звездочки при равно-
мерном движении другой.
Практически обычно профиль кулачков и сухарей очерчивается дугами
окружности, что необходимо по технологическим соображениям.
Схема сил, действующих на сухарь, показана на фиг. 195, а. Силы и Q2
действуют под углом трения р к общей нормали рабочих поверхностей сухаря
и профиля кулачка. При этом принято, что с отстающим колесом связана
внутренняя звездочка, а с забегающим — наружная.
Силы, действующие на сухарь со стороны ведущей обоймы, заменены
равнодействующей R, положение которой определяется из условия, что она
должна проходить через точку пересечения сил Qj и Q2 под углом относи-
тельно перпендикуляра к оси сухаря, равным углу трения р.
246
Из треугольника сил находим
(170)
Qa _ COS (pl — 2q)
Qi cos(P2-|-2q)
Моменты сил Qx и Q2 относительно оси вращения звездочек
Фиг. 195. Схема сил, действующих в сухарном дифференциале.
где гх и гz — расстояния от точек контакта сухаря с внутренним и наружным
кулачками до прямой, проведенной через центр звездочек перпендикулярно
к оси сухаря. Следовательно,
I = мот. _ Г2 cos (pt — 2q) sin (p2 + q)
c M3a6 rt cos (p2 + 2q) sin (pi — Q) * '
Таким же образом можно найти коэффициент блокировки, когда с отстаю-
щим колесом связана наружная звездочка:
1' — r' cos <р2 — 2Q) sin (Pi + 6) (174\
с r2 cos (Pi ч- 2q) sin (Р2 — Q) V '
Коэффициенты блокировки %, и обычно неодинаковы. Однако при пра-
вильном выборе размеров дифференциалов указанная разница может быть
небольшой.
В большинстве случаев профили кулачков очерчены дугами окружности,
поэтому как углы рх и р2» так и плечи гх и г2 изменяются с изменением взаим-
ного положения рабочих поверхностей сухарей и кулачков. Следовательно,
коэффициенты блокировки несколько изменяются при относительном пово-
роте деталей дифференциалов, что вызывает пульсацию момента. При пра-
вильном подборе размеров сухарей и кулачков коэффициенты блокировки
изменяются незначительно и существенно не влияют на работу дифферен-
циала. Можно предполагать, что небольшая пульсация момента благопри-
ятно отражается на работе дифференциала, так как позволяет сочетать
247
положительные качества дифференциала с повышенным внутренним тре-
нием и пульсирующего дифференциала.
При двухрядном расположении сухарей их число в каждом ряду обычно
равно удвоенному числу кулачков наружной звездочки. Одновременно
работает половина сухарей одного ряда. Сухари второго ряда и половина
сухарей первого ряда в этом случае находятся в нерабочем положении.
На фиг. 125 показана конструкция однорядного диф)ференциала с радиаль-
ным расположением сухарей. Дифференциалы такого типа применяются
на ряде немецких и некоторых американских автомобилях.
Для подсчета коэффици-
ента блокировки этих диф-
ференциалов также можно
пользоваться уравнениями
(173) и (174).
Число кулачков внутрен-
ней и наружной звездочек
у дифференциалов с одноряд-
ным расположением сухарей
неодинаково. Наибольшее
число сухарей ^тах связано
с числом кулачков внутрен-
ней и наружной звездочек
уравнением
<7тгцс = 21 + 2,, (175)
где Zj и z2— число кулачков
наружной и внутренней звез-
дочек.
На практике иногда число
сухарей делают меньше мак-
симально возможного, запол-
няя не все места для сухарей.
При этом число сухарей дол-
жно быть кратным qmax. На-
пример, у дифференциалов
фирмы Цанрадфабрик при
Zx = 11 и z2 = 13 (<7max=24)
число сухарей равно восьми.
Число сухарей, работаю-
щих одновременно, у одно-
рядных дифференциалов рав-
но общему наибольшему де-
лителю для числа сухарей и числа выступов на каждой из звездочек.
На фиг. 196 показаны однорядные (фиг. 196, а) и двухрядные (фиг. 196, 6)
диф)ф)еренциалы с осевым расположением сухарей.
Схема сил, действующих на детали дифференциала такого типа, изобра-
жена на фиг. 195, б. Как видно из этой схемы, к тем силам, которые действуют
на рабочие детали дифференциала с радиальным расположением сухарей,
добавляются силы трения QT1 и QTl между торцами полуосевых дисков
и коробки дифференциала.
Из треугольника сил, действующих в дифференциале, найдем
cos (ft, — 2q0) sin (ft2 + q 4- 2c)
sin (₽j — q — Qo) cos (ft2 ф 2q0) ’
(176)
где индексы 2 относятся к отстающему колесу, а индексы 1 — к забегаю-
щему.
248
При двухрядном расположении сухарей углы и 02 обычно делают оди-
наковыми, что обеспечивает независимость коэффициента блокировки
от того, какое из колес является отстающим. При однорядном расположении
сухарей углы 01 и р2 различны.
Дифференциалы с осевым расположением сухарей позволяют при прочих
равных условиях получить больший коэффициент блокировки (за счет тре-
ния по торцам полуосевых дисков). Однако у дифференциалов такого типа
имеется ряд существенных недостатков. Из-за больших осевых сил, действую-
щих на коробку дифференциала и воспринимаемых ее стяжными болтами,
необходимо увеличивать прочность и л есткость конструкции, что связано
с увеличением ее веса и габаритов.
Рабочие поверхности сухарей при осевом расположении должны быть
коническими или сферическими. Применение сухарей с конической рабочей
поверхностью связано с рядом технологических трудностей. Поэтому обычно
сухари имеют сферическую рабочую поверхность, но у них возникают весьма
большие контактные напряжения, что в сочетании со скольжением сухарей
по рабочим поверхностям кулачков вызывает повышенный износ деталей
дифференциала.
В связи с указанными недостатками дифференциалы с осевым располо-
жением сухарей применяются реже дифференциалов с радиальным располо-
жением сухарей.
В существующих сухарных дифференциалах с радиальным располо ге-
нием сухарей коэффициент блокировки ~ 2,5 ч-5, с осевым расположением
сухарей = 5 -г-6. При таких коэффициентах блокировки обеспечивается
двил ение автомобиля без буксования одного из колес практически во всех
случаях, когда оба колеса опираются на дорогу. Если одно из колес не сопри-
касается с дорогой, то движение возможно только при использовании диф-
ференциалов с муфтами свободного хода или при принудительной блоки-
ровке дифференциала.
Дифференциалы с фрикционными муфтами представляют собой обычные
конические дифференциалы, у которых для повышения внутреннего трения
между полуосевыми шестернями и коробкой дифференциала или между
сателлитами и коробкой дифференциала размещены конусные (фиг. 197, а)
или дисковые (фиг. 197, б) фрикционные муфты.
Дифференциалы такого типа довольно широко применяются на аме-
риканских легковых автомобилях.
Вместо обычной крестовин'ы дифференциал имеет две взаимно перпенди-
кулярные оси J и 6 (фиг. 197, а). Эти оси могут поворачиваться одна отно-
сительно другой на некоторый угол. На наружных концах каждой оси сняты
две лыски, образующие тупой угол. Концы осей входят в гнезда коробки 5
дифференциала имеющие форму пятиугольника, две стороны которого обра-
зуют такой г е угол, как и лыски концов осей.
Размеры гнезд таковы, что осп могут поворачиваться относительно
коробки дифференциала в плоскости ее вращения и в плоскости, перпенди-
кулярной к ней. Оси собираются так, что лыски на наружных концах одной
оси обращены в сторону, противоположную лыскам другой оси.
У дифференциала, показанного на фиг. 197, а, между каждой из полу-
осевых шестерен 3 расположены конусные муфты 2. Внутренние торцовые
поверхности муфт упираются в цилиндрические поверхности сателлитов 4,
а наружные конические поверхности — в конические поверхности коробки
Дифференциала. Конические муфты, так же как и полуосевые шестерни,
надеты на шлицы полуосей.
При передаче крутящего момента конусные муфты принимаются
к коробке дифференциала, во-первых, осевыми усилиями, действующими
в конических передачах полуосевая шестерня — сателлит, и, во-вторых,
осевыми усилиями, создаваемыми вследствие взаимодействия ме ду наклон-
ными плоскостями лысок осей / (или 6) и гнезд коробки дифференциала.
249
250
Усилия от осей 1 (или 6) передаются через цилиндрический буртик сателлита.
Коэффициент блокировки такого дифференциала может быть подсчитан
по формуле
л - tg Р sin У + ^ГтГ sin V (r 4- # tg р tg a sin б) <177.
с rR tg р sin у — цгтг sin у — j.irK (г -f- R tg P tg a sin 6) ’ ' ’
где p — угол наклона лысок осей 1 и 6 относительно плоскости, перпенди-
кулярной к оси колес;
у — половина угла при вершине конусной муфты;
а — угол зацепления конических шестерен;
6 — половина угла начального конуса полуосевых шестерен;
р. — коэффициент трения между сопря енными поверхностями диффе-
ренциала (коэффициент трения считается одинаковым на всех сопря-
Фиг. 198. Изменение коэффициента блокировки дифференциалов
с фрикционными муфтами.
Линейные размеры, входящие в формулу (177), показаны на фиг. 197, а.
На фиг. 198, а приведена зависимость коэффициента блокировки
от углов Р и у. При подсчетепринято R — 55,4 мм; гк = 44,2 мм; гт — 44 мм;
г -32 мм; а - 22°30'; 6 = 58°.
При выборе углов у и Р, а такче остальных размеров дифференциала
конструктор сталкивается с рядом ограничений. Так, не елательно, чтобы
угол у был меньше 20°, потому что в этом случае ухудшается разобщение
конусных муфт с конусными поверхностями коробки дифференциала. Кроме
того, увеличение как углов у, так и углов Р вызывает повышение удельных
давлений на трущихся поверхностях и, следовательно, увеличение их износа.
Поэтому максимальный коэффициент блокировки дифференциалов рассматри-
ваемого типа, вероятно, не может превышать — 4-^5.
У дифференциалов, показанных на фиг. 197, б, вместо конусных уста-
новлены многодисковые фрикционные муфты, диски 8 которых соединены
шлицевыми выступами с коробкой дифференциала, а диски 7 — со ступицами
нажимных дисков 9, надетых на шлицы полуосей. Коэффициент блокировки
такого дифференциала может быть подсчитан по уравнению
А =- tg (Р + Q) г- tg 4- tg Qtrn [r -I- Я tg (P 4- e) tg a tg 6] . 7S
c rR tg'(P -r Q) — tg yrr — tg Qirn [r 4- Я tg (p + Q) tg a tg 6] ’ ' '
где i — число поверхностей трения;
rn — средний радиус поверхностей трения.
251
На фиг. 198, б изображена зависимость коэффициента блокировки
дифференциала с дисковыми муфтами от угла Р при двух значениях коэф-
фициента трения р; число поверхностей трения i — 5; средний радиус
поверхностей трения гп = 38 мм; остальные размеры такие же, как и у диф-
ференциала с конусными муфтами (фиг. 197, а).
Графики (фиг. 198) показывают, что при одинаковых размерах и значе-
ниях углов р дифференциалы с дисковыми муфтами могут иметь значительно
большие коэффициенты блокировки, чем дифференциалы с конусными муф-
тами. Одновременно с этим удельные давления на трущихся поверхностях
у дифференциалов с дисковыми муфтами получаются меньшими, чем у диф-
ференциалов с конусными муфтами, что позволяет о.-ьидать большей долго-
вечности первых по сравнению с последними.
Из сравнения дифференциалов с повышенным внутренним трением
различных типов можно сделать следующие выводы.
Червячные дифференциалы имеют значительные коэффициенты бло-
кировки (\. > 8), которые в большинстве случаев движения автомобиля
не ну • ны. В то же время высокий коэффициент блокировки, как было пока-
зано ранее, ухудшает ряд эксплуатационных качеств автомобиля, поэтому
наличие большого коэффициента блокировки не является преимуществом.
Несмотря на большое значение момента трения, червячные дифференциалы
обычно работают без значительных износов, так как удельное давление
на трущихся поверхностях сравнительно невелико.
Основным недостатком червячных дифференциалов является сложность
конструкции.
Сухарные дифференциалы могут иметь коэффициент блокировки до ~
— 5^-6, что обеспечивает высокую проходимость автомобиля почти во всех
условиях эксплуатации.
Удельные давления на рабочих поверхностях у сухарных дифференциалов
значительно выше, чем у червячных. Следовательно, долговечность этих
дифференциалов при прочих равных условиях должна быть меньшей, чем
у червячных. Однако опыт эксплуатации экспериментальных образцов
сухарных дифференциалов Горьковского автомобильного завода показал,
что при правильном выборе размеров элементов и материалов деталей
дифференциала долговечность его получается вполне удовлетвори-
тельной.
Дифференциалы с фрикционными муфтами также могут быть выполнены
с коэффициентом блокировки, обеспечивающим достаточно хорошую про-
ходимость автомобилей. Долговечность этих дифференциалов может быть
вполне удовлетворительной, особенно дифференциалов с дисковыми муфтами.
Основным достоинством дифференциалов с фрикционными муфтами является
возможность частичной унификации их деталей с симметричными дифферен-
циалами, которые наиболее часто устанавливаются на автомобилях ограни-
ченной проходимости.
У дифференциалов с повышенным внутренним трением для получения
достаточно больших коэффициентов блокировки необходимо искусственно
создавать большой момент трения Мг, поэтому всегда возникает вопрос,
не приводит ли это к существенному увеличению потерь мощности в трансмис-
сиях таких автомобилей.
Выше при выводе формулы для определения коэффициента блокировки
червячного дифференциала уже затрагивался вопрос о величине потерь
мощности в дифференциале. Для частного случая, когда колеса вращаются
при неподвижной коробке дифференциала, была найдена формула, позволяю-
щая определить к. п. д. дифференциала. Само по себе определение к. п. д.
в указанном частном случае не имеет практического значения, так как
этот частный случай возможен лишь при торможении автомобиля двигате-
лем или центральным тормозом, т. е. тогда, когда потери в трансмиссии
е играют никакой роли.
252
Однако с величиной к. п. д. т)^ связана величина коэффициента блоки-
ровки. Ниже будет показано, что с величинЬй этого к. п. д. связаны также
потери мощности в любых условиях движения.
Так как к. п. д. у при неподви »ной коробке дифференциала зависит
только от его конструкции, будем называть его конструктивным к. п. д.
дифференциала.
Коэффициенту, характеризующий потери мощности при любых условиях
движения, назовем эксплуатационным к. п. д.
Из определения к. п. д. следует, что
б)
Фиг. 199. Изменение эксплуатационного к. п. д. у дифференциала:
j — Мд = 400 кгм; 2 — Мд = 40 кем; 3 — Мд = 40 кгм; R9 = 25 м; 4 — Мд = 400 кгм, R,=S &
5 — Мд = 40 кгм, Re = 8 м.
Пользуясь формулами (150) и считая для упрощения анализа дифферен-
циал кинематически симметричным (/ = —1), получим
у = 1 — 2 4 7" d . (180)
Определим к. п. д. у для двух частных случаев движения автомобиля:
прямолинейного движения при различных радиусах свободного качения
ведущих колйкс и поворота, когда радиусы свободного качения колес одина-
ковы.
Определяя разность <о2 — он. приближенно получим для первого случая:
п __ 1 Дг 1—у . КлМ? / 1 — \2. (18В
2rcp 1 + у 2r?_ \ 1 Т '
ср
для второго случая
I В 1-Ча > № ( 1 — 1)б)\2 Н821
• (1В)
На фиг. 199, а приведена зависимость к. п. д. у дифференциала от вели-
чины коэффициента блокировки при прямолинейном двил ении автомобиля,
когда радиусы свободного качения колес не равны (Аг •= 15 мм\ При под-
счете принято гср = 500 мм, Кх — 0,035 мм/кг, Мд - 40 и 400 кгм.
На фиг. 199, б показана зависимость к. п. д. у от коэффициента блокировки
при повороте (7?0 ~ 8 и 25 м). Остальные параметры те же, что и при под-
счете графика на фиг. 199, а.
253
Из графиков видно, что в случае прямолинейного движения автомобиля
даже при значительной разности радиусов качения потери в дифференциале
невелики и мало зависят от величины коэффициента блокировки. При пово-
роте с радиусом, близким к минимальному, потери в дифференциале могут
быть значительными. Однако при увеличении радиуса поворота потери быстро
уменьшаются.
К. п. д. т]э повышается с увеличением передаваемого момента, особенно
при установке дифференциалов с большим коэффициентом блокировки.
Таким образом, несмотря на то, что у дифференциалов рассматриваемого
типа ну ное распределение крутящих моментов получается путем искус-
ственного увеличения трения между его деталями, потери на трение не могут
играть значительной роли ни при сравнении этих дифференциалов с диффе-
ренциалами других типов, ни при выборе величины коэффициента блоки-
ровки.
Дифференциалы с переменным передаточным числом
У дифференциалов с переменным передаточным числом (пульсирующих
дифференциалов) соотношение между моментами на отстающем и забегающем
колесах не остается постоянным, а изменяется в зависимости от взаимного
положения деталей дифференциала. В качестве примера на фиг. 200, а—в
показана схема конического диффе-
ренциала с переменным передаточным
числом, выпускающегося фирмой
Тимкен для автомобилей повышенной
проходимости. Особенностью этого
дифференциала является применение
зубьев специального профиля
(фиг. 200, а), в результате чего пере-
даточное число пары сателлит — по-,
луосевая шестерня изменяется с из-
менением взаимного положения их
зубьев. Число зубьев сателлита не-
Фиг. 200. Схема работы пульсирующего дифференциала.
четное, поэтому в процессе поворота сателлита зацепление его с правой и
левой полуосевыми шестернями находится в разных фазах.
Профиль зубьев сателлита и полуосевых шестерен подобран таким,
чтобы максимальное передаточное отношение пары сателлит — полуосевая
шестерня получалось при зацеплении ножки зуба сателлита с головкой
254
зуба полуосевой шестерни, а минимальное — при зацеплении головки зуба
сателлита с ножкой зуба полуосевой шестерни. Поэтому в положении,
показанном на фиг. 200, а, большая часть момента, подводимого к коробке
дифференциала, будет передаваться на левую полуось, а в поло. ении,
показанном на фиг. 200, в — на правую.
В положении, показанном на фиг. 200, б, момент, подведенный к коробке
дифференциала, распределяется поровну между полуосями.
Если условия движения автомобиля таковы, что угловые скорости колес
неодинаковы (например, при повороте), то за период, соответствующий пово-
роту сателлита на один зуб, соотношение между моментами на отстающей
и заоегающеи полуосях будет изменяться от до -т—.
Ас
Когда большая часть момента передается на забегающее колесо, то радиус
качения этого колеса уменьшается по сравнению с радиусом качения отстаю-
щего колеса, что приводит, при прочих равных условиях, к увеличению
разности угловых скоростей. Когда большая часть момента передается
на отстающее колесо, то разность угловых скоростей уменьшается. При этом
иногда возможно выравнивание угловых скоростей обоих колес, в результате
чего дифференциал блокируется (т. е. поворот сателлитов относительно полу-
осевых шестерен прекращается).
Тот е процесс происходит при движении одного из колес автомобиля
по участку дороги с малым коэффициентом сцепления. Если при этом взаим-
ное положение деталей дифференциала таково, что момент, передаваемый
на указанное колесо, превышает величину, максимально возможную по сцеп-
лений), то колесо будет пробуксовывать и сателлит проворачиваться.
В результате изменения взаимного положения деталей будет изменяться
и величина момента, передаваемого на буксующее колесо. В некоторых слу-
чаях этот момент может уменьшиться настолько, что буксование колеса
прекратится, а следовательно, прекратится и проворачивание сателлита.
Дифференциал окажется заблокированным.
Коэффициент блокировки дифференциалов такого типа обычно невелик.
Так, по данным фирмы Тимкен, дифференциалы, устанавливаемые на авто-
мобилях Шевроле, имеют коэффициент блокировки меньше двух. При таком
коэффициенте блокировки обычно не удается получить заметного улучшения
проходимости автомобилей.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ МЕЖОСЕВЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
При рассмотрении конструкций раздаточных коробок было показано,
что если в приводе к нескольким ведущим осям отсутствует дифференциал,
то может возникнуть циркуляция мощности, что увеличивает потери в меха-
низмах трансмиссии и их износ.
У двухосных автомобилей наличие устройства для отключения переднего
моста позволяет полностью устранять циркуляцию мощности. У трехосных
автомобилей, у которых обычно выключается только одна управляемая ось
и всегда включены два неуправляемых моста, возможна циркуляция мощ-
ности при движении по дорогам с малым сопротивлением. Циркулирующая
мощность при этом сравнительно невелика. Таким образом, устранение цир-
куляции мощности у многоприводных автомобилей возможно двумя спо-
собами: путем установки межосевых дифференциалов или путем выключения
управляемых осей на дорогах с малым сопротивлением движению колеса.
Конструктивно более простым является второй способ, поэтому большей
частью многоприводные автомобили не имеют межосевых дифференциалов.
Однако некоторое количество автомобилей высокой проходимости все-таки
снабжаются межосевыми дифференциалами.
При этом возможны следующие основные варианты:
1. Межоссвой дифференциал устанавливают между передней и задней
осями двухосного автомобиля (в раздаточной коробке, см. фиг. 126 и 127).
255
Для повышения проходимости обычно предусматривают блокировку
дифференциала.
В тех случаях, когда вес, приходящийся на переднюю и заднюю оси,
неодинаков, применяют несимметричные дифференциалы (см. фиг. 126).
Отношение моментов, передаваемых на заднюю и переднюю оси, равно
отношению радиусов делительных окружностей шестерен 1 и 2.
Применение несимметричного дифференциала предотвращает буксование
колес одной из осей, когда сцепление с дорогой колес обоих мостов одинаково.
Для предотвращения буксования при попадании колес одной. из осей
на участок дороги с малым коэффициентом сцепления, как и у симметричных
дифференциалов, предусматривают механизм блокировки.
Неавтоматическая блокировка межосевых дифференциалов имеет те же
недостатки, что у межколесных. На некоторых автомобилях применяют
самоблокирующиеся межосевые дифференциалы (см. фиг. 125).
Применение на двухосных автомобилях межосевых дифференциалов
имеет как положительные, так и отрицательные стороны.
При отсутствии межосевого дифференциала передний мост, как правило,
включают только в тех случаях, когда движение с одним ведущим мостом
невозможно. Поэтому время работы механизма переднего моста значительно
меньше времени работы соответствующих механизмов заднего моста и, сле-
довательно, долговечность этих механизмов у переднего и заднего мостов
неодинакова.
Применение межосевого дифференциала позволяет несколько увеличить
долговечность механизмов заднего моста за счет небольшого уменьшения
долговечности механизмов переднего моста. Это упрощает ремонт и эксплуа-
тацию автомобиля.
Следует, однако, отметить, что при установке межосевого дифферен-
циала снижается долговечность таких дорогих механизмов, как карданные
шарниры равных угловых скоростей в приводе к управляемым колесам,
но несколько упрощается управление автомобилем. Однако число органов
управления раздаточной коробкой не уменьшается, так как рычаг управле-
ния передним мостом заменяется рычагом (или кнопкой) блокировки диффе-
ренциала.
При наличии самоблокирующегося межосевого дифференциала управле-
ние автомобилем упрощается.
2. Me4 осевой дифференциал устанавливают между средним и задним
мостами трехосного автомобиля.
В этом случае межосевые дифференциалы могут быть помещены как в раз-
даточной коробке (см. фиг. 129), так и непосредственно у мостов (фиг. 170).
Применение межосевых дифференциалов в приводе к среднему и заднему
мостам трехосных автомобилей является более целесообразным, чем приме-
нение межосевых дифференциалов у двухосных автомобилей. У последних
большей частью предусматривается выключение переднего моста при движе-
нии по дорогам с малым сопротивлением. У трехосных автомобилей выключе-
ние двух мостов (переднего и среднего или переднего и заднего) нецелесооб-
разно, так как во многих случаях наличие только одного ведущего моста
из трех может привести к значительной перегрузке деталей этого моста.
Расчеты и результаты экспериментов показывают, что если разность
радиусов качения колес равна 7—8 мм, то через один из мостов тележки
трехосного автомобиля в результате циркуляции мощности при отсутствии
мел осевого дифференциала передается приблизительно вдвое больший
момент, чем при наличии межосевого дифференциала. Если разность радиусов
качения колес составляет 45 мм, то момент, передаваемый через один
из мостов, из-за циркуляции мощности увеличивается при отсутствии меж-
осевого дифференциала приблизительно в 4 раза.
Увеличение передаваемого момента приводит к повышению износа шин
и некоторому снижению долговечности полуосей.
25G
По данным фирмы Гай, увеличение стоимости конструкции, связанное
с установкой межосевых дифференциалов, окупается в течение шести меся-
цев эксплуатации автомобиля вследствие увеличения срока службы шин.
3. Межосевой дифференциал иногда устанавливают между передним
мостом и обоими мостами тележки.
§ 4. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ КОНИЧЕСКИХ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
2i
25
24
23
22
21
20
19
18
17
16
15
14
13
12
Ч ’10
18 20 25
Полуосевые шестерни и сателлиты шестеренчатых дифференциалов
рассчитывают на изгиб зубьев по тем же формулам, что и шестерни коробок
и главных передач (см. гл. 3 и 7). Окружную силу Рд подсчитывают из усло-
вия передачи через дифференциал максимального крутящего момента дви-
гателя на низшей передаче
в трансмиссии. Считают,
что окру » ная сила распре-
деляется поровну между
всеми сателлитами и в пе-
редаче ее участвуют два
зуба каждого сателлита.
Коэффициент формы
зуба для шестерен кони-
ческих дифференциалов
можно определять по тем
же графикам (или табли-
цам), что и для цилиндри-
ческих шестерен.
Конические сателлиты
и полуосевые шестерни из-
готовляют чаще всего с
углом зацепления ад —
— 20°30', реже—с углом
зацепления ад = 20°, и в
большинстве случаев они
имеют укороченные зубья.
При пользовании графиками для определения формы зуба поправочные
коэффициенты могут быть приняты такими же, как и для цилиндрических
11
10
0,25 0,26 0,27 0,28 0,29 у»
Фиг. 201. График для определения геометрического фак-
тора зуба у' шестерен дифференциала.
шестерен.
Фирма Глисон приводит график для определения геометрического фак-
тора у' у конических шестерен с прямыми зубьями, имеющих угол зацепле-
ния 22°30' (фиг. 201). Эти кривые могут быть использованы при расчете
сателлитов и полуосевых шестерен. Допустимое напряжение изгиба для
зубьев сателлитов и полуосевых шестерен равно 5000—7000 к,г/смг.
На выносливость шестерни дифференциала не рассчитывают.
Шипы крестовины рассчитывают на срез и смятие. Допустимое напряже-
ние смятия < 700н-900 кг/см2-, напряжение среза [т ] < 1000 —
-1200 kzIcxP.
Напряжения смятия в опорных поверхностях коробки дифференциала
> 700 —900 кг/см2.
17 Литвинов
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
ГЛАВА 9
КОМПОНОВОЧНЫЕ ДАННЫЕ И ОЦЕНОЧНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
РУЛЕВЫХ УПРАВЛЕНИЙ
Основными параметрами, определяющими кинематику автомобиля при
повороте, являются радиус поворота и положение мгновенного центра
поворота. Кроме того, кинематика автомобиля при повороте характери-
зуется кривизной траектории, скоростью и ускорением.
Для нахождения мгновенного центра поворота достаточно знать направле-
ние скоростей двух каких-либо точек автомобиля. Удобнее всего для этого
рассматривать скорости точек пересечения продольной оси автомобиля
с передней и задней осями (средние точки осей). Направление скоростей
этих точек определяется углами поворота и углами увода соответствующих
колес.
§ 1. ПОВОРОТ ДВУХОСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Рассмотрим кинематику поворота двухосного автомобиля с передними
управляемыми колесами.
На фиг. 202 показаны векторы скоростей двух точек передней и зад-
ней осей.
При повороте автомобиля на каждое из колес действует боковая сила,
вызываемая центробежной силой, возникающей в результате криволинейного
движения центра инерции автомобиля. В ряде случаев на колеса могут дей-
ствовать дополнительные боковые силы, вызываемые, например, боковым
ветром, составляющей силы тяжести при движении автомобиля по косогору,
а также наличием касательных реакций на управляемых колесах. Указан-
ные боковые силы вызывают увод колес и автомобиля Ч Углы бх и б2, зави-
сящие от углов увода колес, называются углами увода осей. Угол аср пред-
ставляет собой средний угол поворота управляемых колес:
ан + ав
(1ср 2 ’
где ан — угол поворота внешнего колеса;
ав —угол поворота внутреннего колеса.
Положение мгновенного центра поворота может быть определено двумя
координатами:
R> tg ; (183)
с________tg 6-2____ ЛЯ4Л
tg62 + tg(acp-61) ’ t164'
где L — база автомобиля.
1 Явление увода подробно рассмотрено в гл. 16.
258
При значительных углах поворота управляемых неведущих колес в боль-
шинстве случаев углы увода и сравнительно мало влияют на кинема-
тику поворота, и поэтому ими можно пренебречь. Следовательно, при опре- .
делении минимальных радиусов поворота приближенно можно считать
ТС—щ-7--; (185)
tg аср v '
С 0.
(186)
Обычно в технических характеристиках автомобилей приводится мини-
мальный радиус поворота 7?т1П по колее, т. е. расстояние от центра поворота
до центра отпечатка шины внешнего колеса при наибольшем угле поворота
управляемых колес.
При принятом выше допущении
минимальный радиус поворота
(187)
m,n sin ан v ’
При малых углах поворота управ-
ляемых колес, что характерно для
больших скоростей движения автомо-
биля, уравнения (183) и (184) можно
представить следующим образом:
----------s-r; (188)
аср + (^2- 61)
с Т?'62.
(189)
В этом случае приближенно
можно считать радиус поворота рав-
ным R'.
Разность углов увода б2—дх
Фиг. 202. Схема поворота автомобиля.
соизмерима с углом аср, так как углы
поворота малы, и может существенно влиять на радиус поворота автомобиля.
Рассмотрим три случая: бг = 62; >> 62 и << 62.
В первом случае 7?' — ——, т. е. величина мгновенного радиуса поворота
не зависит от углов увода.
Во втором случае с уменьшением абсолютного значения разности д2 —
мгновенный радиус поворота возрастает. При установившемся двия-ении
по кругу обычно с увеличением скорости абсолютное значение разности
б2—уменьшается. Поэтому в рассматриваемом случае радиус поворота
автомобиля при неизменном положении управляемых колес увеличивается
с ростом скорости движения.
Такие автомобили принято называть автомобилями с недостаточной пово-
рачиваемостью .
В третьем случае с уменьшением абсолютного значения разности 62 — бг
мгновенный радиус поворота уменьшается. При круговом установившемся
Движении радиус поворота автомобиля уменьшается с увеличением скорости.
Такие автомобили называют автомобилями с избыточной поворачивае-
мостью.
Во всех случаях в результате увода центр поворота смещается вперед.
Связь между кинематическими параметрами поворота и силами, действу-
ющими на двухосный автомобиль с передними управляемыми колесами при
повороте, может быть найдена графическим способом по методу, предложен-
ному Я- М. Певзнером 157].
17"
259
Следует заметить, что возможны случаи, когда в зависимости от характе-
ристики боковой эластичности шин и перераспределения нагрузок на колеса
при повороте абсолютное значение разности 62 — может с увеличением
скорости автомобиля уменьшаться до некоторой величины, а затем возра-
стать. Такие автомобили в зависимости от скорости движения и радиуса
поворота могут иметь либо избыточную, либо недостаточную поворачивае-
мость.
У автомобилей с передними управляемыми и одновременно ведущими'
осями, а также у автомобилей со всеми ведущими осями значительное влия-
Фиг. 203. Схема сил, дей-
ствующих при повороте на
автомобиль с передними
управляемыми, но не веду-
щими колесами.
ние на увод колес, а следовательно, и на кине-
матику поворота оказывают дополнительные боко-
вые силы, вызванные касательными реакциями Т.
На фиг. 203 изображены силы, действующие на
колеса автомобиля с передними управляемыми,
но не ведущими колесами. Если автомобиль дви-
жется на горизонтальном участке и боковой ветер
отсутствует, то боковые силы Рб возникают вслед-
ствие действия центробежной силы S (если из-за
незначительности не учитывать боковых сил, воз-
никающих в связи с наличием сопротивления ка-
чению управляемых колес). Сплошными стрелками
показаны реакции У, действующие со стороны до-
роги на колеса. Увод всегда совпадает с направ-
лением результирующей боковых сил, поэтому
в рассматриваемом случае увод всех колес направлен от центра поворота.
Такое направление увода принято считать положительным.
На фиг. 204 показаны силы, действующие на автомобиль с передними
управляемыми и ведущими колесами.
Для наглядности рассматривается движение на повороте с малой скоростью,
когда центробежной силой можно пренебречь. В данном случае боковые
силы вызываются наличием тяговых усилий
на ведущих колесах и имеют такое направ-
ление, при котором увод передних колес уве-
личивает кривизну траектории (отрицатель-
ное направление увода). Из уравнения (183)
видно, что величина R' уменьшается с уве-
личением отрицательного угла увода пе-
редней оси, т. е. автомобиль обладает свой-
ством избыточной поворачиваемости. Это
уменьшение величины R' при значительной
тяговой силе может быть весьма заметным,
и поэтому при определении минимального
радиуса поворота автомобиля с передними
Фиг. 204. Схема сил, действующих
при повороте на автомобиль с пе-
редними управляемыми и ведущими
колесами.
ведущими и управляемыми колесами влия-
нием увода пренебрегать нельзя.
Если скорость движения автомобиля на повороте такова, что появляются
значительные центробежные силы, то направление увода управляемых колес
будет зависеть от соотношения боковых сил, вызываемых тяговой и центро-
бежной силами. Однако во всех случаях наличие тяговой силы на управляемых
колесах увеличивает разность углов увода передней и задней осей и, сле-
довательно, усиливает склонность автомобиля к избыточной поворачивае-
мости .
У автомобиля со всеми ведущими колесами в ряде случаев касательные
реакции на передних управляемых колесах могут быть направлены в сторону,
противоположную движению (фиг. 205), что связано с рассмотренным выше1
1 См. гл. 5.
260
Фиг. 205. Схема сил, дей-
ствующих при повороте на
автомобиль со всеми веду-
щими колесами.
управляемыми колесами,
поворота не всегда воз-
явлением циркуляции мощности. В этом случае увод управляемых колес,
вызванный касательными реакциями, имеет то же направление, что и увод
от центробежной силы (положительное направление). Связанное с этим увели-
чение углов увода придает автомобилю, как это видно из уравнения (183)’,
свойства недостаточной поворачиваемости. Следует иметь в виду, что при
крутых поворотах на дорогах с твердым покрытием включение передней
ведущей оси, в связи с наличием циркуляции мощ-
ности, вызывает увеличение минимального радиуса
поворота на 10—12%.
Имеется ряд конструкций двухосных автомо-
билей, у которых все колеса выполнены управляе-
мыми (фиг. 206). Если пренебречь влиянием увода,
то минимальный радиус поворота для такого ав-
томобиля f
#ппп=о-^ (190)
т1П 2 sm ан х '
Как видно из формулы, при равных углах
поворота наружных колес минимальный радиус
поворота автомобиля со всеми управляемыми коле-
сами в 2 раза меньше, чем у автомобиля с двумя
Однако такое уменьшение минимального радиуса
можно, потому что при одинаковых углах поворота наружных колес у авто-
мобиля со всеми управляемыми колесами внутренние колеса (как это видно
из фиг. 206) должны быть повернуты на большие углы, чем у автомобиля
Фиг. 206. Схема двухосного
автомобиля со всеми управ-
ляемыми колесами.
с одной управляемой осью. Поэтому минимальный
радиус поворота практически уменьшается не
вдвое, а значительно меньше, особенно у коротко-
базных автомобилей.
При повороте такой автомобиль прокладывает
две колеи, а не четыре, как это наблюдается
у автомобиля с двумя управляемыми колесами.
Вследствие этого уменьшается сопротивление дви-
жению автомобиля на мягких грунтах, увеличи-
вается его проходимость и понижается мощность,
необходимая для поворота. Последняя уменьша-
ется также потому, что в этом случае отсутствуют
циркуляция мощности и дополнительные потери,
возникающие при повороте только двух колес
автомобиля со всеми ведущими колесами. Однако
у автомобилей со всеми управляемыми колесами
значительно усложняется конструкция рулевого
привода. Увеличивается суммарный зазор в руле-
вом приводе, что может отразиться на устойчиво-
сти автомобиля при больших скоростях движения.
Кроме того, для таких автомобилей затруднителен
тротуара и т. д. Для устранения этих недостатков
отъезд со стоянки, от
в конструкции должна быть предусмотрена блокировка рулевого привода
к задним управляемым колесам.
Необходимо отметить, что устойчивость двухосного автомобиля со всеми
управляемыми колесами ухудшается также из-за того, что в данном случае
наличие тяги на колесах вызывает дополнительный увод, усиливающий тен-
денцию к избыточной поворачиваемости.
Одной из причин, ограничивающих применение схем управления со всеми
управляемыми колесами, является необходимость уменьшения полезного
объема кузова для обеспечения возможности поворота колес.
§ 2. ПОВОРОТ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Рассмотрим поворот трехосного автомобиля, выполненного по наиболее
распространенной схеме (фиг. 207).
Уравнения (183) и (184) справедливы также и для многоосных автомоби-
лей с передними управляемыми колесами. При этом под углами увода и 62
подразумевают углы увода крайних осей, а под аср — средний угол поворота
передних колес. Положение колес средних осей влияет лишь на углы dj и б2.
Для упрощения вначале будем считать передние колеса неведущими
и пренебрежем сопротивлением качению передних колес и влиянием
центробежной силы.
Пусть мгновенный центр поворота автомобиля лежит в точке О. Тогда
направление скоростей средних точек осей будет определяться векторами
ствующих на автомобиль, можно написать:
v 2 и и3. Углы увода осей
.будут определяться для осей зад-
ней тележки углами между напра-
влением скоростей и 2 и и3 и пер-
пендикулярами к осям вращения
колес, а для передней оси — раз-
ностью между средним углом аер
поворота управляемых колес и на-
правлением скорости v±.
В результате увода осей появ-
ляются боковые силы на колесах.
Результирующие реакций Yг, У2
и Y3 боковых сил для каждой оси
нанесены на схеме. Определим дей-
ствительное положение мгновен-
ного центра О. Для этого необхо-
димо найти углы увода dj и д3. Из
условия , равновесия сил, дей-
Fjcos ае/,Ч- Y3 — У2 = 0;
Т3 + Т2 — sin аср = 0;
(191)
Эти уравнения содержат четыре неизвестных (У1? Y2, Y3 и ST = Т2 +
+ 'Т3). Учитывая искомые неизвестные R' и с, определяющие положение
центра поворота, необходимо иметь еще три уравнения. Для получения допол-
нительных уравнений могут быть использованы следующие геометриче-
ские соотношения:
tge, = -£-; tge, = -^;
L + -L-C
tg (ас„ — tg аср - tg .
Боковые силы связаны с углами увода зависимостями:
— /<itgdx;
Y2 = #2tg 62;
Y3 ~ К3 tg 63,
(192)
(193)
где Ki, К2иК3 — коэффициенты сопротивления уводу колес соответствую-
щих осей.
262
Решая уравнения (191) и (192), находим координаты мгновенного центра
поворота:
Аз Га3А + Ai f A -j—9~Y cos OcpJ 4~ AiA« f A-— cos acp
Rf = —----------Г /.... - \-----7------rh-----~’ <194)
A', |A3 (l + 4-) +^(£------^-)]sinacp
Av(i—lT]
(l+-f)+*« (l-4‘)'
(195)
В ряде случаев можно принять, что Аг = К2 = /С3; тогда уравнения (194)
и (195) имеют вид
«'=^['+тг^Г<2 + ^М; <196>
С = 4—(197)
Из уравнения (197) видно, что в заданных условиях движения (малая
скорость) центр поворота трехосного автомобиля всегда смещается назад
относительно середины задней тележки и тем в большей степени, чем больше
база задней тележки.
Минимальный радиус поворота трехосного автомобиля по колее
ь+-4—с
7?min ----7 ' (198)
mm sin (Qki _ v '
где awl — угол поворота переднего наружного колеса.
Подставив в формулу (198) значение с, получим
min sin (aH1 — dj1
(199)
Входящий в формулу (199) угол можно подсчитать по уравнениям
(192), (196) и (197).
Сравнивая формулы (199) и (187), можно сделать заключение, что радиус
поворота трехосного автомобиля всегда больше радиуса поворота двухос-
ного автомобиля с такой же базой. Это объясняется, во-первых, смещением
мгновенного центра поворота назад и, во-вторых, наличием увода передних
колес трехосного автомобиля даже при малой скорости движения. Увеличе-
ние радиуса поворота в основном зависит от базы тележки, входящей в числи-
тель в квадрате. Одновременно с этим резко возрастают углы увода колес,
в том числе и передних, вследствие чего радиус поворота также увеличи-
вается, так как угол увода входит в знаменатель.
На фиг. 208 приведена зависимость отношения радиусов поворота трех-
осного и двухосного автомобилей Р 3., имеющих одинаковую базу, от отно-
*\rnin 2
сптельной величины базы тележки; при этом аср = 30°, а коэффициенты
сопротивления уводу /<\, А2 и Кз всех колес приняты равными.
Необходимо отметить, что увеличение базы тележки сопровождается
также повышением износа шин при движении автомобиля на повороте
и связанным с ним увеличением сопротивления движению. Поэтому базу
тележки следует выбирать возможно меньшей. Обычно у трехосных автомо-
билей база тележки находится в пределах (0,2
2W
в зависимости от базы тележки, может
Фиг.
I
L
208. Зависимость отношения радиусов по-
ворота /?min3 и #гп1П2 трехосного и двухосного
автомобилей от отношения
автомобиль
Как видно из фиг. 208, радиус поворота трехосного автомобиля в этом
случае на 5—10% больше радиуса поворота двухосного автомобиля с такой же
базой. Это справедливо для трехосного автомобиля с односкатными колесами,
у которых коэффициенты увода можно считать одинаковыми для всех колес?
У трехосных автомобилей с двухскатными колесами тележки разница
радиусов получается несколько большей.
Выше было приведено сравнение кинематики поворота двухосного и трех-
осного автомобилей, имеющих одинаковую базу. Для оценки поворачивае-
мости правильнее, однако, сравнивать автомобили, имеющие одинаковое
расстояние L' между передней и задней осями. Для трехосного автомобиля
это расстояние больше базы: L' = L -г —.
Такое сравнение показывает, что радиус поворота трехосного автомобиля,
быть меньше или больше радиуса,
поворота двухосного автомобиля.
Если трехосный
движется на повороте с такой ско-
ростью, при которой нельзя пре-
небрегать действием центробежной
силы, кинематика поворота опре-
деляется изменением углов увода
всех колес, вызываемых центро-
бежной силой. Вследствие действия
центробежной силы на всех коле-
сах возникают боковые реакции,
направленные к центру поворота.
При этом указанные реакции
у крайних осей (передней и задней)
складываются с реакциями, возни-
кающими при движении с малой
скоростью (см. фиг. 207). На коле-
сах средней оси реакции вычита-
ются. По этой причине углы увода
колес передней и задней осей с увеличением скорости автомобиля возрастают,
а углы увода колес средней оси — уменьшаются до некоторой скорости,
а затем меняют знак и при дальнейшем увеличении скорости возрастают.
В соответствии с изменением углов увода мгновенный центр поворота трех-
осного автомобиля смещается вперед тем больше, чем выше скорость движе-
ния. Радиус поворота при этом зависит как от величины с, так и от угла
(см. формулу (198)]. Величина с, в свою очередь, зависит от угла увода
задней оси, поэтому радиус поворота зависит, так же как и у двухосного
автомобиля, от соотношения углов увода колес передней и задней осей.
Включение переднего ведущего моста трехосного автомобиля приводит
к таким же изменениям кинематики поворота, как и двухосного автомобиля.
Для обеспечения оптимальной кинематики поворота у трехосных авто-
мобилей стремятся максимально сблизить среднюю и заднюю оси. В то же
время в ряде конструкций для увеличения проходимости и улучшения распре-
деления веса по осям среднюю ось располагают по середине между передней
и задней осями. Если в этом случае управляемыми будут колеса только одной
оси, то сопротивление повороту и износ шин при повороте значительйо уве-
личиваются из-за существенного возрастания углов увода всех колес. По-
этому у трехосных автомобилей, выполненных по такой схеме, управляемыми
делаются две оси. Например, на английских специальных трехосных авто-
мобилях Саладин, Сарацин и Саламандра управляемыми являются две
передние оси. Кинематика поворота таких автомобилей аналогична кине-
матике поворота двухосных автомобилей с одной управляемой осью. К пре-
имуществам автомобилей с двумя передними управляемыми осями относится
264
то, что на повороте не возникают дополнительные боковые силы, вызывающие
повышенное сопротивление повороту и .износ шин. Однако минимальный
радиус рассматриваемых автомобилей не только не меньше, чем у трехосных,
автомобилей, выполненных по обычной схеме, но даже несколько больше.
Это объясняется тем, что центр поворота у автомобиля с двумя управляемыми
осями при движении на малых скоростях лежит на продолжении задней оси,
а у трехосных автомобилей.с одной управляемой осью сдвинут вперед отно-
сительно задней оси.
О
Фиг. 209. Схема четырехосного
автомобиля с двумя передними
управляемыми осями.
Трехосные автомобили с равнорасположенными осями делают также
с управляемыми передними и задними колесами (например, автомобили
Берлие), что позволяет улучшить поворотливость автомобиля, уменьшая
минимальный радиус поворота примерно вдвое по сравнению с предыдущими
схемами. Однако применение таких конструк-
тивных схем связано с теми же трудностями,
что и у двухосных автомобилей со всеми управ-
ляемыми колесами.
Расположение управляемых колес на четы-
рехосном автомобиле связано с конкретным его
назначением и зависит от компоновочной схемы.
Если четырехосный автомобиль не должен пре-
одолевать значительные горизонтальные пре-
пятствия (рвы, канавы и т. д.) и к нему не предъ-
являются жесткие требования в отношении ми-
нимального радиуса поворота, то применяют
схему с двумя парами передних управляемых
колес (фиг. 209).
Рассмотрим кинематику поворота четырехос-
ного автомобиля с такой схемой рулевого управ-
ления, причем для большей наглядности при-
мем следующие допущения, не оказывающие
значительного влияния на качественную сторону процесса поворота:
— все оси расположены на равных расстояниях;
— коэффициенты сопротивления уводу всех колес одинаковы;
— управляемые колеса не являются ведущими и их сопротивлением
качению можно пренебречь;
— поворот происходит с малой и постоянной скоростью, вследствие чего
центробежная сила не влияет на кинематику поворота.
Пусть мгновенный центр поворота лежит в точке О. Найдем координаты с
и R' этой точки, для чего составим уравнения равновесия сил и моментов,
действующих на автомобиль при повороте:
yicosaw +Угсоза^р— У3 + У4 = 0;
ТН“ Т& — У 2 sin — У1 sin ci ±Ср ~ 0;
ЗУ4/ — 2У 3/ +'У2/ cos а*, = 0
ЗУ4 —2У3+ y2cosa2Cp = 0.
(200)
Эти уравнения содержат пять неизвестных У ь У 2, У3, У4 и S Т — Т3 ~г
-г Т4. Учитывая искомые координаты R' и с центра поворота, необходимо
иметь еще четыре уравнения. Для получения дополнительных уравнений
могут быть использованы следующие геометрические зависимости:
’ lg 63 =“ ’
2/ — с
tg ^2) tg ^2ср tg -Ri у
tg (а1ср ^1) tg Ct14y, tg ~ •
(201)
2G5
Между углами увода и боковыми силами имеется зависимость:
Ki = Ktg6i; у3 =Ktgd3;
y2-Ktg62; K4-Ktgfi4.
(202)
Пользуясь уравнениями (202) и решая уравнения (200) и (201) относи-
тельно R' и с, получим
п, __ 13 cos а1ср -1- 5 cos а2ср+ cos a2cpcos alcp + 1 .
5 sin 0-icp + 3 sin d2cp sin (dicp ^icp)
c _ j 2 sin aJcp (1 + cos a2cp) ~r sin a^p (1 — 3 cos a^p)
~~ 5 sin alcp + 3 sin a2cp + sin (alcp — a^p)
(203)
(204)
от соотношения углов а1ср и
Фиг. 210. Схема четырехосного ав-
томобиля с передней и задней
управляемыми осями.
Из формул (203) и (204) видно, что положение центра поворота зависит
«2ср- Обычно рулевое управление четырехос-
ных автомобилей проектируют так, чтобы оси
всех управляемых колес пересекались с осью
задней тележки (прямой, проходящей на рав-
ном расстоянии от третьей и четвертой осей).
Как показывают расчеты, в этом случае
(0,3-v-0,35) /, т. е. центр поворота сме-
щен к четвертой оси.
Минимальный радиус поворота может,
быть подсчитан по формуле
(205)
Входящий в формулу (205) угол может
быть подсчитан по выражениям (201), (203)
и (204).
Минимальный радиус поворота четырех-
осного автомобиля приблизительно такой же,
как и у двухосного автомобиля, имеющего базу, равную 3/.
Как видно из фиг. 209, при рассматриваемом расположении управляемых
колес последние в результате смещения центра поворота относительно оси
задней тележки прокладывают восемь колей. Это увеличивает сопротивление
повороту на деформируемых грунтах, требует повышенной мощности на пово-
роте и ухудшает проходимость автомобиля.
Если у четырехосного автомобиля с рулевым управлением, выполненным
по рассматриваемой схеме, все колеса являются ведущими, то наличие каса-
тельных усилий на управляемых колесах оказывает такое же влияние
на кинематику поворота, как у двухосных и трехосных автомобилей. В част-
ности, циркуляция мощности приводит к увеличению минимального радиуса
поворота. При таких скоростях поворота, когда нельзя пренебрегать центро-
бежной силой, необходимо учитывать, что вызванный этой силой дополни-
тельный увод всегда смещает центр поворота вперед, а радиус поворота
в зависимости от соотношения углов увода задней и передней осей может или
уменьшаться, или увеличиваться.
При равнорасположенных осях у четырехосного автомобиля в- процессе
поворота возникают значительные боковые усилия, главным образом у колес
третьей и четвертой осей. Сближение этих осей уменьшает боковые усилия
и в этом отношении целесообразно. Однако для увеличения проходимости,
точнее — для улучшения преодоления автомобилем горизонтальных пре-
пятствий (канав, рвов и т. п.), выгоднее уменьшать расстояние между второй
и третьей осями. В этом случае удобнее управляемыми делать колеса первой
и четвертой осей (фиг. 210). Автомобиль с такой схемой управления при дви-
266
(206)
жении на повороте прокладывает всего четыре колеи, в результате чего
сопротивление повороту на деформируемых грунтах получается меньшим,
чем у автомобиля с двумя передними управляемыми осями. Уменьшению^
сопротивления на повороте также способствует то обстоятельство, что пово-’
рот практически не.вызывает циркуляции мощности. Наряду с улучшением
проходимости автомобиля улучшается и поворотливость.
Рассмотрим кинематику поворота автомобиля с управляемыми колесами
первой и четвертой осей, приняв те же допущения, что и в предыдущем слу-
чае. Для определения координате и R' составим уравнения сил и моментов,
действующих на автомобиль при повороте:
cos а1ср — Y 2 -f- У3 — У4 cos а4ср = 0;
У1 sin а1ср — 7\ -- Т3 4- У4sin aicp = 0;
У2^1 Уз G ^i) 4~ У4 cos а4Ср (2/1 -j- /) -- 0, ,
где I — расстояние между средними осями;
/4 — расстояние между третьей и четвертой осями.
Дополнительные четыре уравнения получим, использовав
геометрические соотношения:
tg — «1) = tg --tg «1 ==-4^-;
tgs2 = A+^;
tg63 = ^A;
следующие
(207)
(®4ср ^4) 1g ®4Ср 1g ^4 >
где L — расстояние между крайними осями.
Обычно
^Icp ^icp V'cp'
Решая уравнения (202), (206) и (207) относительно с и R', получим
П' _______
* 2 tg аср
cos acp
(208)
cos acp
L
с -- -т-,
2
L
Минимальный радиус поворота
^т1П = 2 sin (ак1 - dj) *
(209)
(210)
Угол увода дъ входящий в уравнение (210), определяют по формуле, полу-
ченной из уравнений (207)—(209):
tge,=—. (211)
1 4- ( — ) cos аср
Из выражения (211) видно, что минимальный радиус в значительной
степени зависит от расстояния I между средними осями: чем меньше оно, тем
меньше радиус /?т1П. Одновременно с этим уменьшаются также боковые силы
при повороте, а следовательно, и сопротивление повороту.
Если управляемые колеса являются одновременно ведущими, то в резуль-
тате уменьшения абсолютных значений углов увода крайних колес мини-
267
мальный радиус поворота несколько уменьшается, а автомобиль приобре-
тает склонность к избыточной поворачиваемости.
Имеется ряд конструкций четырехосных автомобилей со всеми управляе-
мыми колесами, Радиус поворота таких автомобилей определяется таким же
образом, как у двухосных автомобилей со всеми управляемыми колесами,
т. е. радиус поворота четырехосного автомобиля со всеми управляемыми
колесами равен радиусу поворота двухосного автомобиля, имеющего такую
же базу. При правильном подборе углов поворота управляемых колес, когда
осн всех колес пересекаются в одной точке, лежащей на поперечной оси сим-
метрии автомобиля, поворот с малой скоростью не вызывает увода колес,
а следовательно, и боковых сил.
Сопротивление повороту у такого автомобиля будет наименьшим по срав-
нению с рассмотренными выше схемами поворота четырехосных автомо-^
билей. Это объясняется не только тем, что отсутствуют боковые силы, но
также и практически отсутствием циркуляции мощности и тем, что колеса
при повороте на деформируемом грунте движутся только по четырем колеям.
Однако рулевой привод к восьми управляемым колесам получается весьма
сложным. Кроме того, четырехосный автомобиль со всеми управляемыми
колесами обладает теми же недостатками, что и двухосный автомобиль
со всеми управляемыми колесами.
§ 3. ПОДБОР ПАРАМЕТРОВ РУЛЕВОЙ ТРАПЕЦИИ
L
Фиг. 211. Схема для опре-
деления углов поворота
управляемых колес.
Кинематика и динамика автомобиля при повороте в значительной степени
зависят от соотношения углов поворота управляемых колес. Соотношение
этих углов, как известно, задается параметрами рулевой трапеции.
При выборе указанного соотношения углов поворота управляемых колес
исходят главным образом из необходимости обеспечения минимального
износа шин. Вместе с тем указанное соотношение
влияет также на устойчивость движения автомобиля,
сопротивление движению на повороте и минимальный
радиус поворота.
Если не учитывать увода колес (например, ма-
лая скорость движения или жесткие колеса), то опти-
мальным соотношением углов поворота управляемых
колес будет такое, при котором оси их вращения
пересекаются на продолжении задней оси. В этом
случае все колеса катятся, без бокового скольжения
(фиг. 211). Связь между углами поворота внутрен-
него и внешнего колес можно выразить уравнением
, , OD — OC м
etg ан — etg а6 ---ъ------ -j-. (212)
При больших скоростях автомобиля нельзя пре-
небрегать влиянием увода. В этом случае соотноше-
ние углов поворота управляемых колес определяется
уравнением
etg (а„ — d„) — cig (ae — de) j——
(213)
Сравнивая уравнения (212) и (213), можно заметить, что если в первом
случае соотношение углов поворота колес определяется однозначно конструк-
тивными параметрами, то во втором это соотношение определяется не одно-
значно. Оно зависит от величины с, которая является функцией радиуса
поворота и скорости движения, а также от задаваемого соотношения углов
увода управляемых колес.
В настоящее время нет единого мнения относительно того, для каких
268
условий (скорость движения, радиус поворота) должны подбираться пара-
метры рулевой трапеции, а также каково должно быть соотношение между
углами увода управляемых колес. В частности, Фиала считает, что соотно-
шение углов увода должно быть таким, чтобы величина боковых сил, возни-
кающих в результате увода управляемых колес, была бы пропорциональна
нормальным нагрузкам на эти колеса. Имеется также мнение, что углы
увода обоих управляемых колес должны быть одинаковыми.
Так как метод подбора параметров рулевой трапеции с учетом увода еще
недостаточно разработан, в настоящее время этот подбор обычно производят
по формуле (212). При этом получается достаточно точное соотношение углов
поворота управляемых колес для малых скоростей движения. При увеличе-
нии скорости движения
трапеция, подобранная та-
ким способом, дйет боль-
шую, чем необходимо, раз-
ность углов поворота уп-
равляемых колес; эта раз-
ность тем значительнее,
чем больше скорость дви-
жения.
Схемы рулевых трапе-
ций, наиболее часто при-
меняемых для автомобилей
различных типов, изобра-
жены на фиг. 212.
На автомобилях с зави-
симой подвеской передних
колес чаще всего устанав-
ливают рулевые трапеции,
показанные на фиг. 212, а,
иногда рулевые трапеции,
изображенные на фиг 212 Фиг. ^хемы рулевых трапеций различных типов.
б и в. Рулевые трапеции
остальных типов (фиг. 212, г и д) применяют на автомобилях, имеющих
независимую подвеску управляемых колес. Трапецию, показанную на
фиг. 212, е, используют при установке реечного рулевого механизма.
Подбор параметров рулевой трапеции связан с определенными трудно-
стями, так как ни одна из существующих схем трапеций не обеспечивает
точного совпадения действительных углов поворота управляемых колес
с теоретически необходимыми, определяемыми даже без учета увода колес
по уравнению (212).
Для трапеций, выполненной по схеме фиг. 212, а, соотношение между
углами поворота наружного колеса зависит от угла 0 между боковыми рыча-
гами трапеции и передней осью (фиг. 213).
На фиг. 214 показана зависимость между углами поворота наружных
и внутренних колес при различных значениях углов 0, где 0Г— теорети-
ческое соотношение, подсчитанное по уравнению (212). Кривые, соответствую-
щие углам 0 >* О т и углам 0 <С0 7, значительно отличаются от теоретиче-
ских. При оптимальном значении угла 0 кривая действительных соотноше-
ний углов поворота колес не совпадает полностью с теоретической кривой,
а пересекает ее в одной точке. От конструктора зависит правильный выбор
этой точки пересечения, обеспечивающей наименьшее отклонение действитель-
ных отношений углов поворота колес от теоретических в некоторой зоне наибо-
лее часто используемых в эксплуатации углов поворота управляемых колес.
Применение рулевой трапеции с разрезной поперечной тягой обусловли-
вает значительно большие возможности совпадения действительной кине-
матики рулевой трапеции с теоретической, чем трапеция с неразрезной тягой.
269
При этом наилучшее совпадение получается в том случае, когда ось вращения
дополнительного рычага расположена сзади поперечной тяги, а обе части
поперечной тяги расположены под небольшим углом к передней оси (фиг. 215)^
Для правильного подбора эле-
ментов трапеции имеется ряд ме-
тодов.
Наиболее простой метод заклю-
чается в выборе углов наклона
Фиг. 214. Зависимость между углами поворота
наружных ан и внутренних ав колес.
Фиг. 213. Схема рулевой трапеции для
автомобилей с зависимой подвеской.
поворотных рычагов так, чтобы в положении, соответствующем прямолиней-
ному движению автомобиля, направления их пересекались в некоторой точке.
Бюссиен считает, что эта точка должна лежать на задней
оси автомобиля, а Е. А. Чудаков — что эта точка должна
располагаться примерно на расстоянии 0,7L от передней оси.
Другой метод сводится к следующему. По графику
(фиг. 216), поль-
зуясь известным
М
отношением -у- и
задаваясь отноше-
нием (длины бо-
кового рычага, к
длине поперечной
тяги), находят
угол 0. После этого
Фиг. 216. График для определения размеров
рулевой трапеции.
Фиг. 217. Схема
графической
проверки пара-
метров рулевой
трапеции.
/
/
/
Фиг. 215. Схема руле-
вой трапеции с разрез-
ной поперечной тягой.
проверяют совпадение действительных углов поворота колес, полученных
при найденных размерах трапеции, с теоретическими (фиг. 217).
Имеется метод, по которому находят коэффициент х, определяющий точку
пересечения направлений боковых рычагов рулевой трапеции при прямо-
линейном движений автомобиля, и затем угол 0:
c‘g0 = ^7- (214)
270
После этого, так же как и в предыдущем случае, производят проверку.
По методу, предложенному Б. Е. Митиным, угол 0 определяют для макси-
мальных теоретических углов поворота управляемых колес антах и авгП2Х
по формуле
с|д Q Sin CCg max sin ан max (215)
2 (COS ак max COS Cle max)
Точность кинематики рулевой трапеции при параметрах, найденных одним
из указанных выше методов, проверяют графическим или аналитическим
способом.
Схема для графического определения соотношения углов поворота колес
при расчетных параметрах рулевой трапеции, показанная на фиг. 217,
неьтребует специальных пояснений.
'Простой и достаточно точный метод аналитической проверки предложен
Б. Е. Митиным. Соотношение между действительными углами анд и авд
находят по формуле
М — П COS «Рт
т
cos (0 4- анд)
cos (0 — ав),
(216)
где
sinq)r = [sin (0 4- анГ) — sin (0 — ав)]. (217)
При пользовании этим методом проверки задаются рядом значений угла ав
поворота внутреннего колеса и по формуле (212) находят соответствующие
теоретические значения анТ угла поворота наружного колеса. Пользуясь
найденным значением анТ, по формуле (217) находят sin срг, а затем по фор-
муле (216) —действительное значение угла анд.
Для подбора рулевых трапеций многоосных автомобилей с двумя или
несколькими управляемыми осями до настоящего времени пользуются тем же
методом, который описан выше для двухосных автомобилей.
§ 4. СТАБИЛИЗАЦИЯ УПРАВЛЯЕМЫХ КОЛЕС
При движении автомобиля на управляемые колеса всегда действуют силы,
стремящиеся отклонить их от заданного положения. Наличие зазоров и упру-
гость деталей позволяют этим силам отклонять колеса даже при зафиксиро-
ванном положений рулевого механизма, что может явиться одной из причин
неустойчивого движения автомобиля.
Факторы, вызывающие увеличение радиуса кривизны траектории, назо-
вем стабилизирующими, а факторы, уменьшающие радиус кривизны траек-
тории, — дестабилизирующими. Наличие стабилизирующих факторов в опре-
деленных пределах благоприятно влияет на устойчивость движения авто-
мобиля.
Стабилизирующие факторы могут быть естественными или искусствен-
ными, созданными с помощью различных конструктивных мероприятий.
Естественным стабилизирующим фактором является упругий стабилизирую-
щий момент шины. К конструктивным мероприятиям, вызывающим стабили-
зирующий момент на управляемых колесах, следует отнести установку шквор-
ней поворотных цапф с наклоном в продольной и поперечной плоскостях.
Упругий стабилизирующий момент шины
Упругий стабилизирующий момент шины возникает в результате того,
что при движении колеса по криволинейной траектории равнодействующая
сил, приложенных в контакте эластичного колеса с дорогой, смещается отно-
сительно центра контактной площадки как в продольном, так и в попереч-
ном направлениях (фиг. 218).
271
Смещение силы Т для ведомого колеса в направлении от центра контакт-
ной площадки к центру поворота можно объяснить следующим образом.
В результате расположения точек контактной площадки на различном уда-
лении от центра поворота они при качении колеса должны были бы переме-
щаться с различными скоростями относительно опорной поверхности. Если
допустить, что скольжение в месте контакта отсутствует, то все точки кон-
тактной площадки остаются неподвижными относительно опорной поверх-
ности, что вызывает упругие деформации шины, различные в разных точках.
У элементов шины, расположенных слева от средней линии контактной пло-
щадки, эти упругие силы направлены в сторону, противоположную движе-
нию; у элементов шины, расположенных справа от средней линии контакт-,
ной площадки, упругие силы направлены по движению. Складываясь с силами
Фиг. 218. Схемы сил, действующих на контактной площадке шины
ведомого колеса при повороте автомобиля:
а — элементарные упругие силы; б — элементарные силы сопротивления
движению; в — результирующая упругих сил и сил сопротивления движе-
нию; г — элементарные боковые силы и их результирующая при отсутствии
скольжения; д — элементарные боковые силы и их результирующая при на-
личии скольжения.
сопротивления движению, направленными против движения, упругие силы
дают результирующую Т, приложенную, как показано на схеме. При сме-
щении силы Т относительно центра контактной площадки создается момент,,
стремящийся уменьшить кривизну траектории движения колеса, т. е. ста-
билизирующий момент. Однако величина этого момента при движении авто-
мобиля с большим радиусом поворота незначительна и ею можно пренебречь.
Основной стабилизирующий момент шины создается вследствие смещения
результирующей силы Рб элементарных реакций боковой силы. Причина
смещения силы Рб заключается в следующем. При действии на эластичное
колесо боковой силы его обод перемещается не только в направлении качения
колеса, но и в боковом направлении. В то же время элементы контактной пло-
щадки при отсутствии скольжения остаются неподвижными относительно
опорной поверхности. Вследствие этого появляются боковые деформации
элементов шины и как результат — упругие боковые реакции (фиг. 218, г).
Эти реакции не одинаковы по длине контактной площадки. В точках, только
входящих в соприкосновение с опорной поверхностью, эти реакции равны
нулю; к концу контактной площадки они постепенно увеличиваются. Это
объясняется тем, что чем дальше расположен элемент контактной площадки
от ее переднего края, тем больше времени он находится в соприкосновении
с опорной поверхностью и тем на большую величину успевает сместиться
обод колеса относительно указанного элемента, что вызывает соответству-
ющую упругую деформацию.
Как видно из фиг. 218, эпюра боковых реакций в этом случае имеет форму,
близкую к треугольнику.
272
В некоторых точках контактной площадки величина упругих сил может
превысить силы сцепления с опорной поверхностью, и в этом случае начнется
скольжение элементов шины и эпюра уругих сил примет форму, показанную
на фиг. 218, д.
Результирующая сила Рб создает стабилизирующий момент относительно
центра контактной площадки. При отсутствии скольжения стабилизирующий
момент
= (218)
Рб
где b — половина длины контактной площадки.
При наличии скольжения
/и _ / 5 _^о__л \
з G/c(p
(219)
где GK — вес автомобиля, приходящийся на колесо;
Ф — коэффициент сцепления.
Стабилизирующий момент шины получается'значительным у легковых
автомобилей, имеющих шины с большой эластичностью, при достаточно
высоких скоростях движения. У грузовых автомобилей, снабженных срав-
нительно жесткими шинами, а также у всех автомобилей при малых скоро-
стях движения стабилизирующий момент шины не может обеспечить надеж-
ной стабилизации управляемых колес из-за малой величины боковой силы.
Кромё того, стабилизирующий момент резко уменьшается при движении
автомобиля по скользким дорогам. Поэтому необходимо создание дополни-
тельного стабилизирующего момента путем конструктивных мероприятий.
Стабилизирующий момент, вызванный поперечным наклоном шкворня
(весовой стабилизирующий момент)
Поперечный наклон шкворня (фиг. 219) вызывает подъем передней части
автомобиля при повороте управляемых колес. Как видно из схемы, поворот
колеса на 180° относительно оси, наклоненной в поперечной плоскости
при закрепленной от вертикальных
перемещений цапфе, должен был бы
вызвать опускание контакта колеса
с дорогой на некоторую величину h.
В действительности, так как нет при-
чин, препятствующих вертикальному
перемещению цапфы, а контакт ко-
леса не может опускаться ниже опор-
ной поверхности, поворот колеса вы-
зывает подъем части автомобиля, свя-
занной с управляемыми колесами.
Вследствие этого при повороте управ-
ляемых колес нужно совершить ра-
боту, равную произведению веса,
•приходящегося на управляемые ко-
Фиг. 219. Схема наклона шкворня в попе-
речном направлении.
леса, и величины подъема
мой оси.
Элементарная работа
управляе-
dA1 = GKdh.
В то же время работа, совершаемая при повороте управляемого колеса,
dA2 = Mcda,
где Мс — момент сопротивления повороту, равный, если пренебречь силами
трения, стабилизирующему моменту Мст, б;
а — угол поворота колеса.
18 Литвинов
273
Приравнивая работы dA} = dA 2 и решая это равенство относительно Мст,
получим
Мст e = GK-¥~. (220)'
Величина h является функцией угла поворота и может быть найдена из гео-
метрических соотношений (фиг. 219):
h - - 2/q cos (аш 4- уш) sin a^sin2 — + (rK — гш) X
X (cosy^ — cosyw), (221)
где 1Ц — длина поворотной цапфы;
аш — угол поперечного наклона шкворня;
уш — угол развала колеса в положении прямолинейного движения;
гк — радиус колеса;
гш — радиус кривизны профиля шины;
у'—текущий угол развала колеса (угол развала при повороте колеса
на угол а).
Угол у' может быть найден по формуле
у'ш = arc sin [sin (аш -J- уш) cos aat — cos (а(Ы 4- уш) sin aw cos a]. (222)
После дифференцирования выражения для h и подстановки его в фор-
мулу (220) получим
Мст, в = GK cos (аш 4- уш) sin [1Ц — (гк — гш) tg у J sin а. (223)
Как видно из формулы (223), стабилизирующий момент зависит от веса,
приходящегося на управляемые колеса, и поэтому может быть назван .весо-
вым стабилизирующим моментом.
Стабилизирующий момент надо подсчитывать для каждого колеса
отдельно, учитывая различные углы поворота колес, а затем суммировать.
Весовой стабилизирующий момент обычно меньше стабилизирующего
момента шины, однако первый момент не зависит от скорости движения и не
уменьшается при движении автомобиля по скользкой дороге. Следует также
отметить, что наклон шкворня позволяет уменьшить плечо поворота. По-
этому наклон шкворня в поперечном направлении предусматривается даже
у тех автомобилей, которые должны иметь высокоэластичные шины с боль-
шим стабилизирующим моментом.
В существующих автомобилях наклон шкворня в поперечном направле-
нии составляет 6—10°.
В некоторых случаях, в основном у автомобилей высокой проходимости,
из конструктивных соображений не делают наклона шкворня в поперечном
направлении.
Стабилизирующий момент, вызванный продольным наклоном шкворня
(скоростной стабилизирующий момент)
Наклон шкворня в продольном направлении позволяет использовать для
стабилизации управляемых колес реакции, действующие на колеса со сто-
роны дороги, в результате появления боковых сил (например, центробеж-
ной силы при движении на повороте).
Если бы колеса были жесткими, то указанные реакции были бы прило-
жены в точке контакта колеса с опорной поверхностью, лежащей на верти-
кальной оси, проходящей через центр колеса (фиг. 220). При этом стабили-
зирующий момент определялся бы произведением боковой реакции на плечо а:
Мспг. с= Рва = Рбгк sin о, (224)
где о — угол наклона шкворня в продольной плоскости; угол наклона
шкворня считается положительным, если его верхний конец наклонен назад.
274
шкворня увеличивает
Фиг. 220. Схема наклона
шкворня в продольном
направлении.
Боковые реакции чаше возникают как результат действия на автомобиль
центробежной силы, поэтому стабилизирующий момент вследствие наклона
шкворня в продольном направлении пропорционален квадрату скорости
и может быть назван скоростным стабилизирующим моментом.
При эластичных колесах, как было показано выше, боковая реакция сме-
щается назад от центра контактной площадки, что обеспечивает стабилизацию
управляемых колес и без наклона шкворня. Наклон
плечо приложения реакции боковой силы относи-
тельно оси шкворня и, следовательно, увеличивает
стабилизирующий момент.
Если шины имеют большую эластичность, то уста-
новка шкворня с положительным наклоном может
привести к чрезмерной стабилизации, затрудняющей
управление автомобилем. В связи с этим у большин-
ства легковых автомобилей угол наклона шкворня
в продольном направлении делают равным нулю или
иногда отрицательным.
Угол наклона шкворня в продольном направле
нии у различных автомобилей находится в пределах
3,5—1°.
Наклон шкворня в продольном направлении влияет и на весовой стабили-
зирующий момент, который с учетом этого наклона шкворня можно подсчи-
тать по формуле (223), если вместо угла аш подставить (аш — ас), зная, что
= (225)
В табл. 14 пр иведены углы установки шкворней и развала колес некоторых
автомобилей.
Угол установки шкворней и развала колес
Таблица 14
Автомобиль Угол наклона шкворня Угол развала колеса
в поперечном направлении в продольном направле- нии
М-20 «Победа» 6° От 0 до ±0°30'
М-21 «Волга» — От -b0°30z до —1°30' ±0°30
ЗИЛ-110 2°30' Г15' 0°30'
ЗИЛ-111 5° От 0°15' до ±0°45‘ 0°30'
ГАЗ-69 10° 2° 1°30'
ГАЗ-51 8° 2°30' 1°
ГАЗ-63 0° 3°30' 1°
ЗИЛ-164 8° 1°30' 1°
ЗИЛ-157 0° 3°30' 1°
ЗИЛ-131 5° 3° 1°
МАЗ-200 8° 2°30' 1°
Я АЗ-214 5° 2°30' 1°
ГЛАВА 10
КОНСТРУКЦИИ РУЛЕВЫХ УПРАВЛЕНИЙ
Рулевое управление состоит из рулевого механизма (рулевой передачи)
и привода к управляемым колесам.
В ряде случаев для облегчения управления в привод включают сервоме-
ханизм — усилитель рулевого привода.
§ 1. ТРЕБОВАНИЯ К РУЛЕВЫМ УПРАВЛЕНИЯМ
И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
Рулевое управление должно обеспечивать:
1) хорошую поворотливость автомобиля;
2) минимальное боковое скольжение колес при повороте;
3) минимальное усилие на рулевом колесе;
4) предотвращение передачи толчков от удара управляемых колес о неров-
ность дороги на рулевое колесо;
5) стабилизацию прямолинейного движения.
Рулевые управления классифицируются:
1. По расположению рулевого механизма:
а) правое рулевое управление;
б) левое рулевое управление.
Если в стране принято движение по правой стороне, то целесообразно;
применять автомобили с левым управлением, и наоборот. В этом случае
водителю обеспечивается лучшая обзорность, что особенно важно при обгоне.
Правое рулевое управление устанавливается на автомобилях, выпускае-
мых в Англии, Японии и Швеции; левое рулевое — в СССР, США, Франции
и в других странах.
2. По расположению управляемых колес.
В двухосных автомобилях управляемыми колесами могут быть:
а) передние;
б) задние;
в) все.
В трехосных автомобилях:
а) передние;
б) передние и задние;
в) передние и средние.
В четырехосных автомобилях:
а) колеса первой и второй осей;
б) колеса первой и последней осей;
в) все.
3. По конструкции рулевых механизмов:
а) с постоянным передаточным числом;
б) с переменным передаточным числом.
276
В зависимости от конструктивной схемы рулевые механизмы делятся
на червячные, винтовые, кривошипные и шестеренчатые.
4. По конструкции рулевого привода:
а) механические;
б) гидравлические.
Каждое из них может быть с усилителем или без него.
§ 2. ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
В рулевом управлении различают следующие передаточные числа:
1) передаточное число рулевого механизма;
2) передаточное число рулевого привода;
3) угловое передаточное число рулевого управления;
4) силовое передаточное число рулевого управления.
Передаточное число рулевого механизма iM представляет собой отношение
угла поворота рулевого колеса к углу поворота вала рулевой сошки. В зави-
симости от конструкции рулевого механизма его передаточное число может
быть постоянным и переменным.
У рулевых механизмов с переменным передаточным числом последнее
может увеличиваться или уменьшаться при повороте рулевого колеса от сред-
него положения.
В настоящее время нет установившегося мнения о целесообразности при-
менения рулевых механизмов с тем или иным характером изменения переда-
точного числа.
Считают, что для легковых автомобилей следует применять рулевые меха-
низмы с передаточным числом, имеющим максимальное значение при сред-
нем положении рулевого колеса. В этом случае обеспечивается большая
безопасность движения автомобиля с повышенной скоростью, так как малый
угол поворота рулевого колеса не вызывает значительного поворота упра-
вляемых колес. Кроме того, при таком характере изменения передаточного
числа облегчается управление автомобилем, движущимся с большой ско-
ростью, когда стабилизирующее влияние управляемых колес достаточно
велико.
Для автомобиля высокой проходимости, по-видимому, наиболее целесо-
образно применять рулевые механизмы с передаточным числом, имеющим
минимальное значение в среднем положении рулевого колеса. Такой харак-
тер изменения передаточного числа должен обеспечить легкость управления
автомобилем при маневрировании.
В существующих конструкциях рулевых механизмов передаточное число
равно 12—22 у легковых автомобилей и 16—26 — у грузовых.
Ниже приведены передаточные числа рулевых механизмов некоторых
автомобилей:
«Запорожец» ................17
«Москвич-407» ..............17
М-20 «Победа» ..............16,6
М-21 «Волга» ...............18,2
ГАЗ-13 «Чайка»..............18,2
ЗИЛ-111 ............17,5
ГАЗ-51 и ГАЗ-63 ....... 20,5
ЗИЛ-154 23,5
ЗИЛ-130 20,0
МАЗ-200 ........ 21,5
ЯАЗ-210 25,5
Передаточное число рулевого привода in зависит от соотношения плеч
рычагов привода. В процессе поворота колес величина плеч рычагов изме-
няется, вследствие чего передаточное число рулевого привода, как правило,
является непостоянным. В. существующих конструкциях оно изменяется
незначительно (zn - 0,85ч-1,1).
277
Угловое передаточное число рулевого управления 1Ы — отношение угла
поворота рулевого колеса к углу поворота управляемых колес — представ
вляет собой произведение передаточных чисел рулевого механизма iM и руле-f
вого привода in:
Максимальный поворот управляемых колес обычно не превышает 40—45°
в каждую сторону даже у специальных автомобилей; поворот рулевого колеса,
на существующих автомобилях производится на 1,5—3 оборота в каждую
сторону. Следовательно, угловое передаточное число 12-Т-25.
Силовое передаточное число рулевого привода ip представляет собой
отношение суммы сил сопротивления повороту управляемых колес к усилию
на рулевом колесе, которое должно быть приложено к нему для преодоления;
указанных сил сопротивления:
; Рс . р Мс . р Мг
1Р~ рг> с ' Гг~ Г '
Мс— момент сопротивления повороту колес;
с — плечо поворота — перпендикуляр, опущенный из центра опорной
площадки шины на продолжение оси шкворня (см. фиг. 219);
Мг — момент, приложенный к рулевому колесу;
г — радиус рулевого колеса.
Таким образом,
. _ Мсг
Р ~~ сМг ’
Если пренебречь трением, то = ia и, следовательно,
Чем больше силовое передаточное число, тем легче управление автомо-
билем.
Радиус рулевых колес в выполненных конструкциях составляет 200—
250 мм, а угловое передаточное число редко бывает больше 25, поэтому
за счет указанных факторов нельзя получить большое силовое передаточное
число. Уменьшение плеча поворота с допустимо лишь до известных пределов,
иначе резко снижается стабилизация из-за бокового наклона шкворня.
Ниже приведены плечи поворота с некоторых автомобилей (в мм):
ГАЗ-51 . . . 22,5 МАЗ-200 . . . 65,0
ЗИЛ-150 . . . 45,0 МАЗ-502 . . . 110,0
ЗИЛ-151 . . . 70,0 Я АЗ-210 . . . 65,0
Величина силового передаточного числа колеблется в пределах 100—300.
В том случае, когда требуется большее передаточное число, в системе руле-
вого управления необходимо устанавливать усилитель.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ РУЛЕВЫХ МЕХАНИЗМОВ
Выполнение требований, предъявляемых к рулевому управлению, в зна-
чительной степени зависит от конструкции рулевого механизма, который
в связи с этим должен:
1) быть обратимым, чтобы не препятствовать стабилизации движения
управляемых колес;
2) обладать высоким к. п. д. для облегчения управления; при этом целе-
сообразно иметь высокий к. п. д. в направлении от рулевого колеса
и несколько пониженный в обратном направлении, чтобы толчки от удара
273
колес о неровности дороги в значительной степени поглощались в механизме
и не передавались на рулевое колесо;
3) обеспечивать заданный характер и величину изменения передаточного
числа;
4) иметь минимальное число точек регулировки при обязательной воз-
можности регулировки зазора в зацеплении рулевой пары.
В нейтральном положении рулевого механизма при прямолинейном дви-
жении автомобиля зазор X должен быть минимальным (фиг. 221). В крайних
положениях рулевого механизма зазор должен увеличиваться с тем, чтобы
не было заедания механизма после износа и последующей регулировки, так
как наибольший износ рулевой пары происходит в среднем положении.
Фиг. 221. Изменение зазораХ в ру-
левой паре в зависимости от угла а
поворота рулевого колеса.
Фиг. 222. Схема рулевого механизма.
К. п. д. рулевого механизма и передача обратных ударов
на рулевое колесо
К- п. д. рулевых механизмов различен в зависимости от направления пере-
дачи усилия. При передаче усилия от рулевого колеса к. п. д. выше, чем
при передаче усилия в обратном направлении.
На фиг. 222 изображена схема рулевого механизма. Обозначим к. п. д.
в прямом направлении (при передаче усилия от рулевого колеса к сошке)
через т]4., а к.п. д. в обратном направлении (при передаче усилия от управ-
ляемых колес к рулевому колесу) через т)Ф.
К. п. д. в прямом направлении
_____ N-i — Nr_1 Nr . Мгга)г 4" Л1г2(02_
k ~ N). “ Л/i_Л^сог ~
= J MrliM + М„ (226)
где — мощность, подведенная к рулевому валу;
Nr — мощность трения в рулевом механизме;
МГ1 — суммарный момент сил трения на рулевом валу;
Мг2 — суммарный момент сил трения на валу рулевой сошки;
Мг — внешний момент, приложенный к рулевому валу;
(Oj и <02 — соответственно угловые скорости рулевого вала и вала руле-
вой сошки;
со2 м
К. п. д. в обратном направлении
_ N2— Nr _ . Nr _ . MnCOx -J- Mr2<o2 _
\v2 1 Л/7 ~ 1
__j___~l~ Mr2, (227)
M2
где N2 — мощность на валу рулевой сошки;
М2 — внешний момент, приложенный к валу рулевой сошки.
279
Как видно из приведенных выражений, трение на рулевом валу оказы-
вает значительно большее влияние на к. п. д. , чем трение на валу сошки.
Если принять во внимание трение только в зацеплении рулевой пары,
пренебрегая трением в подшипниках, сальниках и других местах, то к. п. д.
червячных и винтовых механизмов может быть выражен следующими фор-
мулами:
К- п. д. в прямом направлении
= “tg (р/+ е) ’ (228)
где — угол подъема винтовой линии червяка или винта;
q —‘ угол трения;
к. п. д. в обратном направлении
*lt =— (229)
Так, если принять = 12° и q = 8°, то т)+ =0,6; ть = 0,33, т. е. при пере-
даче усилия в обратном направлении к. п. д. рулевого механизма умень-
шается почти вдвое.
К. п. д. рулевых механизмов зависит от их конструкции. У обычного
червячного механизма к. п. д. находится в пределах 0,5—0,65; использова-
ние в рулевой паре трения качения вместо трения скольжения повышает
к. п. д. до 0,8—0,85.
Как указывалось выше, для облегчения управления автомобилем жела-
тельно иметь высокий к. п. д. рулевого механизма при передаче усилия от
рулевого колеса. Для этой цели, как видно из формулы, необходимо увели-
чивать угол Ра, однако при этом будет увеличиваться к. п. д. и в обратном
направлении, и, следовательно, толчки колес о неровности дороги будут
передаваться на рулевое колесо. Толчки на рулевое колесо не будут совер-
шенно передаваться в том случае, если передача будет необратимой, т. е.
Ра < Q, но при этом будет отсутствовать стабилизация управления. Поэтому
необратимые рулевые механизмы на современных автомобилях не приме-
няются.
Устранения или уменьшения обратных ударов при движении автомобиля
по неровной дороге можно достичь различными путями, причем каким бы
способом это ни осуществлялось, стабилизация прямолинейного движения
и маневренность автомобиля не должны ухудшаться.
М. И. Лысов [43 ] рекомендует применять рулевые механизмы, передаточ-
ное число которых изменяется 'примерно по закону, изображенному на
фиг. 223. Такой закон изменения передаточного числа может быть осущест-
влен только в кривошипных рулевых механизмах и в некоторых конструк-
циях червячных. Рулевой механизм с указанной закономерностью изменения
передаточного числа может обеспечить необходимую точность управления
автомобилем при прямолинейном движении его с высокой скоростью, удоб-
ство управления при маневрировании и в минимальной степени будет пере-
давать удары на рулевое колесо при движении по неровной дороге; последнее
связано с уменьшением к. п. д. рулевого механизма в среднем положении.
Искусственное снижение к. п. д. рулевого механизма в положении, соот-
ветствующем движению автомобиля по прямой, и при малых углах поворота
рулевого колеса может быть достигнуто созданием повышенного трения
в небольшом диапазоне. Например, в винтовом рулевом механизме это может
быть осуществлено путем уменьшения зазора между винтом и гайкой в сред-
нем положении гайки. По данным М. И. Лысова момент трения на гайке
в пределах 5—10 кгсм является достаточным для значительного уменьшения
обратных ударов.
Как уже отмечалось, на к. п. д. рулевого механизма большое влияние
оказывает трение рулевого вала. В этом отношении представляет.интерес
23Э
конструкция (фиг. 224), где сопротивление повороту рулевого вала создается
не трением, а стабилизирующим моментом, возникающим на рулевом валу
при его повороте в обе стороны от нейтрального положения, соответствующего
прямолинейному движению автомобиля. С рулевым валом жестко связан
кулачок 5, часть профиля ко-
торого имеет спиральную
форму, а часть—дуги окруж-
ности. Пружина 1 постоянно
прижимает ролик 3, сидя-
щий на оси рычага 2, к ку-
лачку 5. В нейтральном по-
ложении рулевого вала между
роликом и кулачком возни-
кает усилие, направленное
по оси у — у. При повороте
рулевого вала, а следова-
тельно, и кулачка, усилие от
Фиг. 223. Изменение передаточного числа 1М рулевого
механизма в зависимости от угла а поворота руле-
вого колеса.
ролика приложено к кулачку
в точке 4, смещенной относи-
тельно оси у — у, что и обус-
ловливает создание стабили-
зирующего момента. Это устройство, называемое стабилизатором рулевого
колеса, хотя и предназначено для сохранения правильного положения
рулевого колеса при прямолинейном движении автомобиля с большой ско-
Фиг. 224. Стабилизатор рулевого колеса:
I—результирующий стабилизирующий момент; II — ста-
билизирующий момент от сил, действующих между
Управляемыми колесами и опорной поверхностью;
III — стабилизирующий момент, создаваемый стабили-
затором рулевого колеса.
ростью, вместе с тем должно
в известной мере снижать пере-
дачу обратных ударов на руле-
вое колесо.
На некоторых легковых ав-
томобилях высокого класса для
поглощения обратных ударов
устанавливают в рулевом при-
воде гидравлические амортиза-
торы. Однако опыт эксплуата-
ции показал, что при малых
амплитудах перемещения гид-
равлические амортизаторы не
обладают достаточной чувстви-
тельностью и не являются эф-
фективным средством для сни-
жения обратных ударов, оста-
ваясь в то же время падежным
средством, предотвращающим
опасные колебания управляе-
мых колес (шимми).
Большое влияние на пере-
дачу обратных ударов оказы-
вает упругость рулевого управ-
ления. Чем выше упругость
последнего, тем меньше ощу-
щаются обратные удары на рулевом колесе, однако при очень высокой упру-
гости понижается устойчивость движения автомобиля.
Упругость рулевого управления определяется отношением угла пово-
рота рулевого колеса к приложенному к нему крутящему моменту при за-
крепленных управляемых колесах. Она зависит от упругости входящих
в него элементов: рулевого механизма, тяг, пружин и т. д. В частности, руле-
вые механизмы реечного типа имеют упругость в пределах 0,5—-1,0 град/кгм\
281
рулевые механизмы червячного типа — в пределах — 7—12 град/кгм. Про--
веденные за рубежом экспериментальные исследования показали, что для
легковых автомобилей среднего класса упругость рулевого управления, при
которой отсутствует передача обратных ударов, должна составлять 15—:
20 град/кгм. При такой упругости могут применяться рулевые механизмы
с высоким к. п. д. (0,7—0,8).
Упругость рулевого управления может оцениваться также частотой соб-
ственных колебаний системы, которая рассматривается как одномассовая
колебательная система
г4, (230)
где Сф — упругость привода;
S J к — суммарный момент инерции управляемых колес.
Опыт показывает, что оптимальное значение частоты собственных колеба-
ний должно быть в пределах 3—4 гц. При меньшем значении частоты собст-
венных колебаний устойчивость автомобиля ухудшается.
Для увеличения упругости рулевого механизма в некоторых конструк-
циях часть рулевого вала представляет собой торсион (стержень малой жест-
кости).
Одним из средств снижения величины обратных ударов является умень-
шение плеча с поворота колеса. Если с = 0, то обратные удары не передаются.
Однако, как отмечалось выше, уменьшение плеча с приводит к ухудшению
стабилизации прямолинейного движения. Поэтому для сохранения стаби-
лизации прямолинейной движения необходимо одновременно с уменьшением
плеча с увеличивать угол бокового наклона шкворня.
Червячные рулевые механизмы
Червячные рулевые механизмы могут представлять собой:
1) червяк и червячное колесо;
2) червяк и центральный червячный сектор;
3) червяк и боковой червячный сектор;
4) червяк и ролик.
Червячные рулевые механизмы обычно имеют постоянное передаточное
число, определяемое по формуле
где — число заходов червяка;
г2 — число зубьев 1 червячного колеса.
Рулевой механизм червяк — червячное колесо в настоящее время при-
меняется редко из-за низкого к. п. д., сравнительно больших веса и габари-
тов, а также из-за сложности регулировки. В таком механизме обычно регу-
лируется только осевой зазор рулевого вала.
Дальнейшим развитием червячных рулевых механизмов явилась конст-
рукция глобоидальный червяк — центральный червячный сектор (фиг. 225),
в которой в отличие от предыдущей обеспечивается переменный зазор в за-
цеплении за счет различных радиусов образующей червяка и начальной
окружности сектора. При износе (наибольшее значение он имеет в средней
части червяка) увеличивающийся зазор в зацеплении устраняют сближением
червяка и сектора, не опасаясь заклинивания сектора в крайних положениях.
Глобоидальная форма червяка применена для увеличения угла поворота
сектора без выхода последнего из зацепления с червяком. Для этой же цели
сектор иногда делают трехзубым, что одновременно приводит к уменьшению
удельного давления и меньшему износу рулевой пары. По сравнению с руле-
1 Сектор рассматривается как часть червячного колеса.
282
вым механизмом червяк — червячное колесо данная конструкция имеет
меньшие габариты и вес, однако основной недостаток — малый к. п. д. —
остается.
Рулевой механизм цилиндрический червяк — боковой сектор (фиг. 226)
дает возможность при сравнительно небольших габаритах и весе обеспечить
Фиг. 225. Рулевой механизм глобоидальный червяк — централь-
ный червячный сектор.
достаточно малое удельное давление, вследствие чего такой механизм можно
устанавливать на машинах большой грузоподъемности. Регулировка зацеп-
ления в этом механизме возможна путем перемещения в осевом направлении
вала сошки вместе с сектором. Основной недостаток — Ma-
К. п. д. значительно выше в рулевых механизмах глобоидальный червяк—
ролик (фиг. 227) благодаря замене трения скольжения трением качения.
Ролики могут быть одно-, двух- и трехгребневые в зависимости от усилия,
которое должно передаваться через рулевую пару. Для улучшения контакта
ролика с винтовой поверхностью червяка ось ролика устанавливают не пер-
пендикулярно оси вала сошки, а под некоторым постоянным углом к ней.
283
Угол наклона оси ролика выбирают для среднего значения угла наклона?
винтовой линии червяка. Связано это с тем обстоятельством, что последний
угол не постоянен, а зависит от изменения диаметра глобоидального чер-
вяка. Шаг червяка — величина постоянная, поэтому угол наклона винтовой
линии червяка будет наибольшим в его средней части, где диаметр червяка
имеет наименьшее значение.
Зазор в зацеплении переменный, так как различны радиусы образующей
червяка и начальной окружности, по которой перемещается ролик. Таким
образом, наименьший зазор получается в среднем положении рулевого меха--
низма, соответствующем прямолинейному движению автомобиля.
Фиг. 227. Рулевой механизм глобоидальный червяк — ролик.
В рулевых механизмах червяк — сектор и червяк — ролик беззазорное
зацепление возможно только в среднем положении сектора или ролика, а при
отклонении сектора или ролика в обе стороны от средней линии зазор уве-
личивается. В то же время интенсивный износ червяка получается на неко-
тором участке в средней его части. Для увеличения участка беззазорного
зацепления в ряде конструкций типа червяк — ролик червяк устанавливается
на рулевом валу с некоторым эксцентрицитетом.
Современные рулевые механизмы червяк — ролик имеют обычно две
регулировки: регулировка осевого зазора рулевого вала с помощью прокла-
док под нижней крышкой картера рулевого механизма и регулировка
зацепления ролика с червяком путем перемещения вала сошки вместе
с роликом.
Червячные рулевые механизмы некоторых типов (фиг. 228) могут выпол-
няться с переменным передаточным числом, причем закон изменения переда-
точного числа может быть задан произвольно.
На фиг. 228, а показана рулевая пара, состоящая из глобоидального
червяка и одногребневого ролика; на фиг. 228, б — из глобоидального
червяка и вращающегося пальца, причем' траектория перемещения пальца
близка к образующей червяка; на фиг. 228, в — из глобоидального червяка
и двухгребневого ролика, причем оба гребня остаются в зацеплении с чер-
284
вяком только в среднем положении. При небольшом повороте рулевого вала
один из гребней выходит из зацепления.
На фиг. 229, а показана связь между законом изменения передаточного
числа iM и изменением угла наклона витка червяка (фиг. 229, 6). Пря-
мой 1 (постоянное передаточное число рулевой пары) соответствует кривая 4
изменения угла наклона витка; такой закон изменения передаточного числа
6)
Фиг. 228. Червячный рулевые механизмы
с переменным передаточным числом.
может обеспечить червячный руле-
вой механизм любого типа. Кри-
вой 2 (переменное передаточное
число рулевого механизма, увели-
чивающееся в крайних его поло-
Фиг. 229. График, показывающий
связь между передаточным числом 1М
рулевого механизма и углом наклона
винтовой линии червяка
жениях) соответствует кривая 5. Такой закон изменения передаточного
числа характерен дйя рулевой пары (фиг. 228, в), состоящей из глобоидаль-
ного червяка и двухгребневого ролика, зацепляющегося с концевыми вит-
ками червяка. Кривой 3 (переменное передаточное число рулевого меха-
низма, имеющее максимальное значение при прямолинейном движении
автомобиля) соответствует кривая 6. Этот закон изменения передаточного
числа может обеспечиваться рулевой парой, состоящей из глобоидального
червяка, зацепляющегося с одногребневым роликом или с вращающимся
роликом (фиг. 228, а и б).
Винтовые рулевые механизмы
Винтовые рулевые механизмы могут быть следующих типов:
1) винт — гайка— рычаг;
2) качающийся винт — гайка;
3) винт — качающаяся гайка;
4) винт — гайка — сектор.
Передаточное число винтового рулевого механизма может быть постоян-
ным или переменным в зависимости от конструкции механизма.
285
Рулевой механизм винт — гайка — рычаг (фиг. 230) имеет переменное
передаточное число. Найдем его значение. Повернем рулевой вал на угол а?
Тогда гайка переместится на величину s — а, где h — шаг винта..
При этом угол поворота сошки
tgP = V’
где г — расстояние от
оси вала сошки до оси рулевого вала.
Фиг. 230. Рулевой механизм винт — гайка — рычаг.
Подставив значение
s и решая это уравнение относительно а,
получим
_ 2лг tg р
• h .
Дифференцируя выражение (231) по 0, имеем
da ________________________ . __ 2лг
dp 1м h cos2 Р
(231)
(232)
Из формулы видно, что передаточное число увеличивается при переме-
щении гайки из среднего положения в крайние. Зазор в зацеплении остается
постоянным по всей длине винта. В случае износа винт и гайку необходимо
заменить. В механизмах такого типа обычно регулируют лишь осевой зазор
286
рулевого вала. К. п. д. механизма невысокий вследствие наличия трения
скольжения как между винтом и гайкой, так и в сочленении гайки с рычагом.
Рулевой механизм качающийся винт — гайка (фиг. 231) имеет перемен-
ное передаточное число, уменьшающееся при перемещении гайки в крайние
положения.
При повороте рулевого, колеса вправо или влево передаточное число
изменяется неодинаково, однако разница получается небольшой. По осталь-
ным показателям данный механизм мало отличается от предыдущего, за
•исключением рулевой колонки, габариты которой несколько больше в связи
с тем, что рулевой вал должен качаться. Для этой цели в верхней части руле-
вого вала установлен подшипник, допускающий качание вала. Следует отме-
Фиг. 231. Рулевой механизм качающийся винт — гайка.
тить также, что в этой конструкции отсутствует регулировка осевого зазора
рулевого вала.
Рулевой механизм качающейся винт — гайка устанавливают на автомо-
билях большой грузоподъемности, в частности, на автомобиле МАЗ-525
и на троллейбусах.
На фиг. 232 Показана схема рулевого механизма винт — качающаяся
гайка, у которого характер изменения передаточного числа такой же, как
и в механизме качающийся винт — гайка. Передаточное число определяется
По формуле
2лг о nr sin В /ооо\
cos р + ,——£—кт. (233)
м h г и2 -р (г cos р — /)2 ' ’
Данный механизм имеет весьма небольшие габариты и вес, что позволяет
устанавливать его на легковые и, в частности, малолитражные автомобили.
Зазор между винтом и гайкой не регулируется, и в случае износа эти детали
надо заменять. Осевой зазор рулевого вала в этой конструкции можно регу-
лировать. К. п. д. остается низким. Последнее обстоятельство не имеет сущест-
венного значения в том случае, когда механизм устанавливают на малолит-
ражном автомобиле, где усилие, необходимое для поворота, невелико. В то
287
288
Фиг. 233. Рулевой механизм винт — качаю-
щаяся шариковая гайка.
Фиг. 234. Рулевой механизм винт — шариковая гайка —
сектор.

же время благодаря малому к. п. д. при передаче усилия от управляемых
колес толчки на рулевое колесо почти не передаются.
Стремление к увеличению к. п. д. привело к появлению винтовых руле-
вых механизмов с шариковыми гайками (фиг. 233), где трение скольжения
заменено трением качения. Последнее обстоятельство позволяет осуществить
большое передаточное число, при этом рулевой механизм является обрати-
мым. В конструкции обеспечивается непрерывная циркуляция шариков, для
чего концы нарезки гайки замыкаются двумя трубками, заполненными шари-
ками.
В последние годы значительное распространение получил рулевой меха-
низм винт — шариковая гайка — сектор (фиг. 234), у которого передаточ-
ное число — величина постоянная. Это видно из следующих соображений:
элемёнтарный угол поворота рулевого вала
элементарный угол поворота вала сошки
где г — радиус сектора.
Таким образом,
da 2лг /пол\
<234>
Зазор между винтом и гайкой не регулируется, но можно регулировать
зазор в зацеплении сектора и рейки, а также осевой зазор рулевого вала.
Габариты и вес механизма достаточно малые.
Кривошипные рулевые механизмы
Кривошипные рулевые механизмы могут состоять из:
1) червяка и кривошипа с одним скользящим или вращающимся пальцем;
2) червяка и кривошипа с двумя скользящими или вращающимися
пальцами.
Особенностью кривошипных рулевых механизмов является возможность
получения заданного характера изменения передаточного числа. В зависи-
мости от условий, поставленных при изготовлении червяка, можно получить
рулевой механизм с постоянным передаточным числом или с передаточным
числом, увеличивающимся или уменьшающимся при повороте рулевого
колеса от среднего положения.
На фиг. 235 показана.схема кривошипного рулевого механизма с одним
скользящим пальцем. Че’р'вяк нарезается пальцевой фрезой, которая пере-
мещается по такой же траектории, как и палец кривошипа. При равномер-
ном вращении червяка в станке и равномерном перемещении фрезы переда-
точное число рулевой пары получается постоянным. В случае равномерного
вращения винта и неравномерного перемещения фрезы передаточное число
получается непостоянным и зависит от закона перемещения фрезы. В зацеп-
лении пальца с червяком зазор делают непостоянным, чтобы его можно было
регулировать в случае износа пальца. Для получения неодинакового зазора
пальцевая фреза при нарезке червяка должна перемещаться вдоль своей оси;
по мере удаления от среднего положения червяка фреза углубляет нарезку.
Траектория пальцевой фрезы, а также и пальца кривошипа проходит таким
образом, что* проекция оси червяка на плоскость траектории пересекает
последнюю в двух точках, т. е. в среднем положении червяка палец криво-
шипа находится выше осевой линии червяка. Это дает возможность обеспе-
чить больший угол поворота вала рулевой сошки без выхода пальца криво-
шипа из зацепления с червяком и в то же время позволяет пальцу кривошипа
19 Литвинов 289
быть в зацеплении с червяком на большей длине в наиболее изнашиваемом
участке червяка, вследствие чего уменьшается удельное давление на палец
и червяк. При неподвижно закрепленном пальце кривошипа возникает
Фиг. 235. Схема рулевого механизма червяк — кривошип
с одним скользящим пальцем.
трение скольжения между пальцем и червяком. Для увеличения к. п. д.
и уменьшения износа червяка и пальца последний устанавливают на криво-
Фиг. 236. Рулевой механизм червяк — кри-
вошип с двумя вращающимися пальцами.
шипе в подшипнике.
Как правило, в этих механизмах
предусматриваются две регулировки:
регулировка зазора рулевого вала и
регулировка зазора в зацеплении
пальца с червяком; последнее дости-
гается перемещением вала сошки
вместе с кривошипом вдоль своей
оси.
В настоящее время кривошипные
рулевые механизмы с одним пальцем
почти не применяются из-за^недоста-
точной прочности, боль'шого удель-
ного давления в зацеплении пальца
с червяком и интенсивного износа
рулевой пары. Этот недостаток в зна-
чительной степени устраняется в кри-
вошипных рулевых механизмах с
двумя пальцами (фиг. 236). Наряду
с уменьшением удельных давлений,
а следовательно, и износов, такая
конструкция обеспечивает возмож-
ность получения большего угла пово-
рота рулевой сошки по сравнению
с однопальцевой конструкцией, что
особенно важно для автомобилей вы-
сокой проходимости. Поворот сошки
увеличивается на угол а, зависящий
от расстояния между центрами пальцев и радиуса кривошипа.
При небольших углах поворота колес оба пальца кривошипа находятся
в зацеплении с червяком, а при увеличении угла поворота одни из них выхо-
дит из зацепления. Шаг резьбы червяка непостоянный, но он нарезается,
290
так, чтобы было возможно одновременное зацепление двух пальцев с червя-
'.ком на некотором участке и в то же время обеспечивался бы заданный харак-
тер изменения передаточного числа. В существующих конструкциях переда-
"Точное число механизма изменяется, увеличиваясь в крайних положениях.:
В случае применения вращающихся на подшипниках пальцев уменьшаются-
потери на трение и износ. По остальным параметрам двухпальцевый рулевой
механизм мало чем отличается от однопальцевого.
Шестеренчатые рулевые механизмы
К шестеренчатым рулевым механизмам относятся:
1) рулевые механизмы с цилиндрическими или коническими шестернями;
2) реечные рулевые механизмы.
Шестеренчатые рулевые механизмы применяются сравнительно редко.
Это объясняется, во-первых, трудностью получения необходимого переда-
точного числа при приемлемых габаритах механизма и, во-вторых, передачей
толчков от неровностей дороги на рулевое колесо вследствие высокого обрат-
Фиг. 237. Реечный рулевой механизм:
1 — наружный шариковый шарнир; 2 и 7 — прокладки; 3 — суппорт; 4 — плунжер;
5 — рулевой вал; о — стальная труба; 8 — шестерня; 9—рейка; 10— резиновый кожух;
11 — внутренний шаровой шарнир.
ного к. п. д. механизма. В настоящее время из шестеренчатых рулевых меха-
низмов устанавливаются почти исключительно реечные механизмы и то лишь
на легковых автомобилях с малым литражом. Реечный механизм хорошо
монтируется с поперечной рулевой штангой. Применение его при независи-.
мой подвеске колес позволяет иметь всего четыре шарнира в рулевой трапе-
ции, в то время как при установке механизмов других типов требуется
не менее шести.
На фиг. 237 показан реечный рулевой механизм, применяемый на англий-
ских малолитражных автомобилях Моррис и Остин. Ведущая косозубая
шестерня 8 рулевого вала 5 смонтирована на однорядных радиально-упорных
шарикоподшипниках, регулируемых с помощью прокладок 7, устанавливае-
мых под нижней крышкой. Рейка 9, нарезанная на стержне круглого сечения
19* 291
длиной 0,6 м, помещается в стальной трубе 6; на ее концах закреплены алю-
миниевые картеры, служащие опорами для рейки. В одном картере устанав-
ливается ведущая шестерня, а в другом — втулка, вдоль которой пере7
мещается рейка. Правильное зацепление между шестерней и рейкой обеспе^
чивается бронзовым суппортом 3. Необходимый зазор в зацеплении (0,05 мм)
устанавливают при помощи прокладок 2.
В отверстии в центре суппорта помещается бронзовый плунжер, прижимае-
мый пружиной к рейке, для создания необходимого трения в зацеплении.
Усилие, создаваемое плунжером, не должно превышать определенной вели-
чины, чтобы не вызывать заедания в зубьях. Концы рейки соединяются с тя-
гами шариковыми шарнирами 11. Зазор в шаровых соединениях при их износе
устраняется пружинами. К. п. д. данного рулевого механизма равен 0,65»
при передаче усилия от рулевого колеса к сошке и 0,59 при передаче усилия
в обратном направлении.
Все шестеренчатые рулевые механизмы имеют постоянное передаточное
число. В механизмах с цилиндрическими шестернями передаточное число
где Zx и z2 — число зубьев соответственно ведущей и ведбмой шестерен.
В реечном рулевом механизме под передаточным числом условно пони-'
мается отношение диаметра D рулевого колеса к начальному диаметру d
ведущей шестерни:
§ 4. КОНСТРУКЦИИ РУЛЕВЫХ ПРИВОДОВ
Рулевой привод включает все детали, передающие усилие от рулевого
механизма к поворотным цапфам колес. В обычной схеме рулевого привода
такими деталями являются штанги и рычаги, образующие рулевую трапецию,
поворотный рычаг, продольная штанга и рулевая сошка.
Рулевая трапеция может быть расположена перед' осью управляемых
колес или за ней. Расположение рулевой трапеции выбирают из условий удоб-
ства компоновки.
В зависимости от конструкции подвески управляемых колес поперечная
штанга рулевой трапеции может быть цельной или разрезной. Если управ-
ляемые колеса имеют зависимую подвеску, то поперечную штангу изготов-
ляют в большинстве случаев цельной; иногда для улучшения кинематики
рулевого управления ее делают расчлененной и при зависимой подвеске.
При независимой подвеске поперечную штангу составляют из двух или не-
скольких частей, шарнирно связанных между собой. Это необходимо для
того, чтобы не вызвать непроизвольного поворота колес при деформации
упругих элементов подвески. Так, в конструкции, показанной на фиг. 238,
поперечная штанга составлена из трех частей, причем шарниры ее помещены
в точках, близких к осям качания рычагов подвески, чем устраняется опас-
ность поворота колес при перемещении их относительно кузова.
В автомобилях большой грузоподъемности, а также в некоторых авто-
мобилях высокой проходимости, где шкворни поворотной цапфы устанавли-
ваются вертикально, поперечная штанга соединяется с боковыми рычагами
при помощи цилиндрических пальцев. Во всех остальных случаях поперечная
штанга соединяется с боковыми рычагами шаровыми шарнирами. Конструк-
ция шаровых шарниров должна быть такой, чтобы в соединении отсутствовал
зазор. Существуют различные конструкции шаровых соединений, в которых
зазор, получающийся вследствие износа, автоматически устраняется.
На фиг. 239 показана одна из конструкций шарового шарнира поперечной
штанги с автоматический устранением зазора. Шаровой палец помещается
292
в сферических углублениях двух клиновидных сухарей, которые раздви-
гаются пружиной, вследствие чего зазор автоматически уменьшается в случае
износа. Положение сухарей определяется шпонкой, обеспечивающей при
износе перемещение шарового пальца перпендикулярно оси поперечной
штанги, в результате чего длина .штанги, не изменяется.
Фиг. 238. Рулевая трапеция с разрезной поперечной штангой.
В другой конструкции шарнира (фиг. 240) зазор устраняется с помощью
пружины, прижимающей палец с шаровой втулкой к сферической поверх-
ности гнезда наконечника поперечной штанги. Такие шарниры из-за малой
опорной поверхности могут устанавливаться главным образом на легковых
автомобилях и на грузовых автомобилях небольшой грузоподъемности.
Фиг. 239. Шаровой шарнир попе-
речной штанги с автоматическим
устранением зазора при помощи
клиновидных сухарей.
Фиг. 240. Шарнир поперечной штанги с устра
пением зазора при помощи пружины.
Длина поперечной штанги должна регулироваться для установки необ-
ходимого схода колес. С этой целью наконечники поперечной штанги, в кото-
рых устанавливаются шаровые шарниры, навинчиваются на резьбу концов
штанги и закрепляются стяжными болтами или с помощью хомутов.В неко-
торых конструкциях шаг резьбы на обоих концах поперечной штанги делают
неодинаковым, чтобы можно было более точно регулировать сход колес.
При одинаковом шаге резьбы минимальное изменение длины штанги равно
шагу резьбы, а при неодинаковом — разности шагов резьбы на одном и дру-
гом концах штанги. Часто резьба наконечников имеет разное направление
293
для того, чтобы можно было изменять длину поперечной тяги, поворачивая
ее в ту или другую сторону.
Обычно в автомобилях штанга, соединяющая рулевую сошку с поворот-
ным рычагом, располагается вдоль автомобиля, поэтому она называется
продольной. Однако на ряде автомобилей эта же штанга по условиям компо-.
новки может быть расположена по-другому или вообще отсутствовать. При;
конструировании привода необходимо предусмотреть такое расположение
штанги, при котором перемещение колес при деформации упругих элементов'
подвески не вызывало бы одновременно их поворота. Для этого траектории
центра управляемого колеса и конца штанги должны совпадать.
На некоторых автомобилях для этой цели серьгу устанавливают на перед-
нем конце листовой рессоры,что позволяет сблизить траектории конца штанги
и центра колеса. В шарнирах штанги размещают пружины, смягчающие’
удары, передаваемые от колеса на рулевое колесо. Пружины должны быть
расположены так, как это показано на фиг. 241, чтобы смягчать удары, кото-
рые могут воздействовать на штангу с обеих сторон. Зазор в шарнирах штанги
должен устраняться с помощью резьбовых пробок.
§ 5. УСИЛИТЕЛИ РУЛЕВЫХ ПРИВОДОВ
Управление автомобилем большой грузоподъемности требует значитель-
ной затраты физических усилий. Особенно трудно управлять автомобилем
в условиях бездорожья. Если автомобиль для повышения проходимости
снабжен системой центрального управления давлением в шинах, то при сни-
жении давления в них для управления таким автомобилем требуются зна-
чительно большие усилия. Для облегчения управления автомобилем большой
грузоподъемности или высокой проходимости в систему рулевого привода
должен включаться специальный сервомеханизм — усилитель рулевого
привода. При наличии усилителя водитель затрачивает на поворот рулевого
колеса сравнительно небольшую работу. Благодаря снижению утомляе-
мости водителя увеличивается средняя скорость движения автомобиля.
Применение усилителя обеспечивает высокие маневренные качества
автомобиля вследствие уменьшения усилия на рулевом колесе и выбора
наиболее выгодного передаточного числа рулевого механизма.
В настоящее время усилители рулевых приводов устанавливаются также
на легковых автомобилях * высокого класса и на автобусах. Назначение
усилителя в данном случае — не только облегчить управление, а главным
образом в том, чтобы обеспечить большую безопасность движения с высокой
скоростью. При наличии усилителя рулевого привода имеется возможность
сохранять прямолинейное движение автомобиля в случае резкого снижения
давления в шине или при ее разрыве.
Следует иметь в виду, что при установке усилителя рулевого привода
несколько повышается износ шин и повышается стоимость конструкции
рулевого управления.
294
Конструкция усилителя рулевого привода должна отвечать следующим
основным требованиям:
1) обладать следящим действием с тем, чтобы поворот управляемых
колес был пропорционален заданному водителем угловому перемещению
рулевого колеса;
2) в случае выхода из строя не препятствовать нормальной работе руле-
вого управления;
3) не включаться от случайных толчков со стороны дороги при прямоли-
нейном движении автомобиля;
4) обладать минимальным временем срабатывания и высокой чувствитель-
ностью.
Наиболее распространенными типами усилителей являются гидравли-
ческие и пневматические; весьма редко применяются электрические усили-
тели.
Эффективность работы усилителя оценивается коэффициентом усиле-
ния Ку, представляющим собой отношение усилия, создаваемого водителем
на рулевом колесе при работе без усилителя, к усилию, создаваемому води-
телем на том же колесе при работе с усилителем:
<235>
где Ру — усилие, создаваемое усилителем и приведенное к ободу руле-
вого колеса.
Приведенное усилие, создаваемое усилителем,
р = л t (236)
где D — диаметр силового цилиндра;
а — диаметр штока поршня;
р — давление рабочей среды в силовом цилиндре;
i — передаточное число от усилителя до рулевого колеса.
В существующих конструкциях коэффициент усиления Ку = 2 -ь 6.
Независимо от конструкции усилителя, последний должен иметь следую-
щие основные элементы:
1) Источник питания. В гидравлическом усилителе источником питания
служит гидравлический насос, приводимый в движение от двигателя, иногда
с пневмогидравлическим аккумулятором давления; в пневматическом уси-
лителе источник питания — компрессор с ресивером; в электрическом уси-
лителе— аккумуляторная „батарея и генератор.
2) Сервомотор, передаю1щий усилие на рулеврй привод. В гидравлическом
и пневматическом усилителях сервомотором является силовой цилиндр,
преобразующий давление рабочей среды в дополнительное усилие, воздей-
ствующее на рулевой привод. В электрическом усилителе сервомотором
является электродвигатель, воздействующий на рулевой привод обычно
через зубчатую передачу.
3) Распределительное устройство с приводом, которое обеспечивает
следящее действие. Как можно видеть на простейшей схеме гидравлического
усилителя (фиг. 242), при повороте рулевого колеса золотник распредели-
теля направляет жидкость под давлением, создаваемым насосом или аккуму-
лятором давления, в ту полость силового цилиндра, которая соответствует
выбранному водителем направлению поворота. Если водитель удерживает
рулевое колесо повернутым на определенный угол, то распределитель обес-
печивает за счет обратной связи фиксацию поршня силового цилиндра
в соответствующем положении. С помощью обратной связи происходит также
выключение усилителя при возвращении рулевого колеса в положение,
соответствующее прямолинейному движению автомобиля.
295
В зависимости от устройства распределителя, последний может обеспе-
чить следящее действие или только по перемещению рулевого колеса, или
Фиг. 242. Схема гидравлического усилителя:
а—гидравлический усилитель с распределителем, имеющим закрытый
центр (применяется при наличии аккумулятора давления); б — рас-
пределитель с открытым центром; /—резервуар с жидкостью; 2—насос;
3 — аккумулятор давления; 4 — распределитель; 5—силовой цилиндр.
по перемещению и по силе сопротивления повороту. Различают три типа
распределителей гидравлических
усилителей:
1. Распределители, имеющие
реактивные элементы, в которых
золотники центрируются пружи-
нами (фйг. 243). В распредели-
теле 2 помещен золотник 1, цен-
трируемый в нейтральном положе-
нии пружинами 4. Шайбы 3 служат
реактивными элементами. Такой
тип усилителя обеспечивает сле-
дящее действие по перемещению и
\ по силе. Следящее действие по пе-
! ремещению обусловливается об-
| ратной связью, а следящее дей-
j ствие по силе — реактивными эле-
' ментами. Так как при увеличении
сопротивления повороту автомо-
биля давление жидкости в кана-
лах распределителя увеличивает-
ся, то оно передается через реак-
тивные элементы на золотник,
а затем на рулевой механизм,
Вследствие чего нагрузка на руле-
вом колесе увеличивается пропор-
ционально сопротивлению пово-
роту. Это дает возможность води-
«чувство дороги». Центрирующие
Фиг. 243. Схема гидравлического усилителя
с распределителем, имеющим реактивные эле-
менты.
телю ощущать процесс поворота, дает
пружины определяют усилие на рулевом колесе, при котором включается
усилитель.
296
2. Распределители, имеющие реактивные элементы без пружин. Такие
распределители имеют те же свойства, что и предыдущие, но включаются они
сразу после приложения нагрузки к рулевому колесу.
3. Распределители без реактивных элементов, но имеющие центрирую-
щие пружины. Эти распределители обеспечивают следящее действие только
по перемещению. Усилие на рулевом колесе остается постоянным независимо
от сопротивления повороту. Усилитель включается после того, как к руле-
вому колесу приложено усилие, преодолевающее усилие центрирующих
пружин.
Гидравлические усилители
Основными преимуществами гидравлических усилителей являются их
большая компактность и малое время срабатывания. Большая компактность
связана с высоким давлением жидкости, при котором работают гидравличе-
ские усилители (до 60—100 кг/см2). Гидравлические усилители способствуют
гашению колебаний в рулевом управлении. К недостаткам гидравлических
усилителей нужно отнести необходимость особо надежных уплотнений для
жидкости и тщательного ухода. Течь в каком-либо соединении или разрыв
трубопроводов приводит к отказу усилителя в работе.
Конструкции гидравлических усилителей могут быть выполнены по трем
типовым схемам:
Первая схема. Силовой цилиндр и распределитель с приводом совмещены
в одном агрегате с рулевым механизмом. Такие конструкции принято назы-
вать гидрорулями.
Вторая схема. Распределитель с силовым цилиндром выполнен в одном
агрегате и устанавливается отдельно от рулевого механизма.
Третья схема. Распределитель и силовой цилиндр представляют собой
отдельные агрегаты и располагаются в различных местах.
Достоинствами рулевых усилителей, выполненных по первой схеме —
гидрорулей, являются компактность и минимальная длина трубопроводов,
что сокращает время срабатывания. В связи с тем, что в таких конструкциях
распределитель обычно связан непосредственно с рулевым валом, по причи-
нам, рассмотренным в § 3 данной главы, случайные удары колес о неровности
дороги не вызывают включения распределителя и, как следствие, виляния
управляемых колес. К существенным недостаткам гидроруля относится то,
что при установке его все детали рулевого привода и частично рулевого
механизма нагружены усилием, создаваемым силовым цилиндром. Это —
одна из причин, из-за которой такие усилители применяются только на легко-
вых автомобилях и грузовых сравнительно небольшой грузоподъемности.
Другой причиной является сложность конструкции. Кроме того, следует
учитывать также, что не всегда габариты гидроруля позволяют устанавли-
вать его на место обычного рулевого механизма.
Рассмотрим некоторые конструкции гидрорулей.
На фиг. 244 показана схема гидроруля, в котором управление золотни-
ком распределителя производится путем осевого перемещения рулевого
вала в пределах зазора 6. В данном случае осевое перемещение рулевого вала
допускается конструкцией рулевого механизма (винт — гайка — сектор).
При рулевом механизме другого типа (например, глобоидальный червяк
и ролик) осевое перемещение не может быть допущено, и перемещение
золотника должно обеспечиваться каким-либо другим способом.
В рассматриваемой конструкции гайка 3 рулевой пары служит одновре-
менно и поршнем силового цилиндра. На гайке закреплена рейка 2, которая
входит в зацепление с сектором 1, изготовленным как одно целое с валом руле-
вой сошки. В нейтральном положении, показанном на фиг. 244, когда рулевое
колесо не повернуто, золотник 4 перекрывает напорную магистраль, и масло,
нагнетаемое насосом, перетекает через редукционный клапан. При этом обе
297
полости силового цилиндра сообщаются со сливной магистралью. Положение
золотника в нейтральном положении фиксируется центрирующей пружинной-
шайбой 5. При повороте рулевого колеса в ту или другую сторону рулевой
вал вследствие сопротивления поршня начнет перемещаться в осевом направ-
лении, ввинчиваясь в гайку или вывинчиваясь из нее в зависимости от направ-
ления поворота рулевого колеса. Вместе с рулевым валом перемещается
золотник 4, устраняющий зазор б.
При перемещении золотника напорная магистраль сообщается с одной
из полостей силового цилиндра; другая его полость остается сообщенной
со сливной магистралью.
Если рулевое колесо остановлено повернутым на какой-то угол, напри-
мер, при движении автомобиля на повороте с постоянным радиусом, то вслед-
ствие наличия обратной связи золотник распределителя остановится в таком
Фиг. 244. Схема гидроруля.
положении, при котором напорная и сливная магистрали будут перекрыты,
и поршень силового цилиндра будет находиться в положении, соответст-
вующем заданному радиусу поворота. При отпущенном рулевом колесе,
когда последнее устанавливается в нейтральном положении, центрирующая
пружинная шайба золотника также находится в нейтральном положении.
Жесткость центрирующей пружины золотника распределителя определяет
чувствительность усилителя рулевого управления. До тех пор, пока центри-
рующая пружина не получит необходимой деформации, усилитель не всту-
пает в действие, и управление происходит только за счет усилия, прилагае-
мого водителем к рулевому колесу. Такое устройство ограничивает до извест-
ной степени возможность включения усилителя при случайных ударах
колеса о неровности дороги и возникновения при этом виляния управляемых
колес.
В рулевом механизме винт — шариковая гайка ;— сектор (фиг. 245) гайка
закреплена в поршне силового цилиндра. Поршень,на котором- нарезана
рейка, может перемещаться в цилиндрическом отверстии в картере рулевого
механизма. Распределитель прикреплен болтами к картеру рулевого меха-
низма в верхней части. Золотник распределителя приводится в движение
от средней шайбы двойного упорного шарикоподшипника 8 через рычаг 5.
Шарикоподшипник 8 закреплен на валу винта гайкой 7. Винт может пере-
мещаться в осевом направлении на 0,8 мм в каждую сторону от среднего
положения, для чего средняя шайба упорного шарикоподшипника помещена
между крышками 4 и 6 с соответствующим зазором. В среднее положение
298
шайбу и золотник устанавливают центрирующие пружины 3 и 9. В распре-
делителе имеется реактивная камера 2, сообщающаяся с рабочей полостью
цилиндра через золотник 1. При увеличении давления в рабочей полости
цилиндра, а следовательно, и в реактивной камере более 17 кг!слС- золотник
сдвигается, и она сообщается со сливной магистралью, в результате чего
в реактивной камере поддерживается постоянное давление, равное 17 кг/слЛ
С помощью реактивной камеры, создающей давление на золотник, обеспе-
чивается следящее действие по силе, если усилие на рулевом колесе не пре-
вышает 5 кг.
Фиг. 245. Гидроруль автомобиля ЗИЛ-111 в разрезе.
Схема работы усилителя показана на фиг. 246.
При повороте рулевого колеса в ту или другую сторону золотник пере-
мещается и сообщает соответствующую полость силового цилиндра с напорной
магистралью. Поршень начинает перемещаться под действием давления и пе-
редает дополнительное усилие на сектор вала сошки. Другая полость цилин-
дра при этом сообщается со сливной магистралью. Если рулевое колесо будет
остановлено в некотором положении, то при дальнейшем незначительном
перемещении поршня золотник встанет в такое положение, при котором дав-
ление в рабочей полости цилиндра остается постоянным, уравновешиваю-
щим момент сопротивления на управляемых колесах при движении автомо-
биля на повороте с постоянным радиусом.
Шариковый клапан, установленный в корпусе распределителя, служит для
сообщения напорной магистрали, со сливной, когда насос не работает, что
необходимо для обеспечения работы рулевого управления без гидроусилителя.
299

Фиг. 247. Рулевое управление автомобиля ЗИЛ-111.
Насос лопастного типа приводится в движение клиноременной передачей’
оъ шкива на переднем конце коленчатого вала. На корпусе насоса установлен
масляный бачок с фильтром, через который проходит масло из сливной магист-
рали. Насос имеет два клапана: перепускной, ограничивающий производи-
тельность насоса при увеличении числа оборотов двигателя, и предохрани-,
тельный, помещенный внутри перепускного и ограничивающий давление
масла 65—70 кг!см?.
Внешний вид рулевого управления, описанного выше, показан на фиг. 247.
На фиг. 248 показана общая схема гидравлического усилителя, выпол-
ненного в одном агрегате с рулевым механизмом, у которого золотники вклю-
чаются за счет тангенциального перемещения рулевого вала. В этом усили-
теле насос 1 с масляным бачком 2 монтируется на генераторе. Рулевой вал
Фиг. 248. Гидроруль с включением золотников распределителя за счет танген-
циального перемещения рулевого вала.
состоит из верхней и нижней частей, соединенных между собой карданным
шарниром 5; на конце нижней части рулевого вала закреплена шестерня,
которая входит в зацепление с шестерней, закрепленной на валу глобоидаль-
ного червяка. Силовой цилиндр 10 через рычаг 12 связан с валом 9 рулевой
сошки 11.
Управление золотниками 8, 3, 7 и 4 производится колодкой 6, установлен-
ной на нижней части рулевого вала. При «повороте рулевогоколеса шестерня,
закрепленная на конце нижней части вала, стремится обкатываться по ше-
стерне, закрепленной на валу червяка. При этом колодка 6 получит некоторое
перемещение и будет воздействовать на соответствующие золотники.
На фиг. 249 изображено положение золотников, соответствующее4 пря-
молинейному движению автомобиля. Масло от насоса подводится через
штуцер 1 к распределительным золотникам 2 и 6, а оттуда по трубкам
поступает в полость силового цилиндра 4, а затем к реактивным золотни-
кам 3 и 5. От реактивных золотников масло течет в бачок по трубке, присоеди-
няемой к штуцеру 8. Таким образом, полости силового цилиндра постоянно
302
заполнены маслом, и толчки колес о неровности дороги воспринимаются сило-
вым цилиндром и не передаются на рулевое колесо.
Если рулевое колесо поворачивать, например, против часовой стрелки
(см. фиг. 248), то колодка 6 переместится вверх. При этом реактивный золот-
ник 3 (фиг. 249), переместившись, увеличит сопротивление на выходе из
силового цилиндра, и давление в левой полости (фиг. 248) возрастет. Ко-
лодка 7 (фиг. 249) сместит также распределительный золотник 2 вследствие
чего создается сопротивление на входе масла в правую полость цилиндра.
Фиг. 249. Распределитель.
Если поворачивать рулевое колесо по часовой стрелке, то перемещаться на-
чнут золотники 5 и 6, а под давлением окажется правая полость силового
цилиндра.
В последние годы появился новый гидроруль фирмы Сагинау, у которого
распределитель имеет поворачивающийся золотник. Такой гидроруль уста-
навливается на американских легковых автомобилях высокого класса. В кон-
струкциях усилителей с поступательно перемещающимися золотниками
обычно требуется повернуть рулевое колесо на значительный угол, чтобы
переместить золотник на величину, необходимую для открытия одних кана-
лов и перекрытия других. Это связано с большим передаточным числом уст-
ройства, которое преобразует вращательное движение рулевого вала в посту-
пательное движение золотника. В рассматриваемой конструкции золотник
непосредственно связан с рулевым валом, и это дало возможность резко повы-
сить скорость срабатывания усилителя. Так. давление жидкости в силовом
303
цилиндре начинает нарастать при повороте рулевого колеса на 0,025° и до*
стигает 70 кПсм? при угле 2°. В предыдущей конструкции усилителя той же’
фирмы давление начинало подниматься при угле поворота рулевого колеса 2^
и достигало 70 кг/сж2 при угле 8°.
На фиг. 250-показан гидроруль с поворачивающимся золотником в трех
положениях: нейтральном (фиг. 250, а), при повороте вправо (фиг. 250, б)
б)
Фиг. 250. Схема работы гидроруля.
и влево (фиг. 250, в). Рулевой механизм представляет собой соединение
винт — шариковая гайка — сектор, где гайка служит также поршнем сило-
вого цилиндра. Интересно отметить некоторые конструктивные особенности
этого рулевого механизма. Для уменьшения зазора в среднем положении
гайки шарики посажены с некоторым натягом,.для чего винт сделан слегка
глобоидальным. Зазор между зубьями сектора и рейки автоматически регу-
лируется (фиг. 251). Для этой цели в торце вала сошки установлена пружина,
стремящаяся передвинуть вал с сектором. Этому перемещению препятствует
стальная шайба /, которая при работе рулевого механизма изнашивается,
304
что дает возможность пружине переместить вал сошки с сектором и устранить
появившийся зазор в зацеплении.
Рулевой вал связан с винтом при помощи короткого торсиона (см. фиг. 250).
Золотник сидит на рулевом валу, а гильза золотника жестко скреплена
с винтом рулевого механизма. Золотник может поворачиваться относительно
гильзы при некоторой деформации торсиона. Если сопротивление повороту
невелико, то углового перемещения золотника относительно гильзы не про-
исходит, и усилитель не вступает в действие. В этом случае, так же как и при
отсутствии усилия на рулевом колесе, золотник относительно гильзы нахо-
дится в" нейтральном положении, и обе полости силового цилиндра сооб-
щаются со сливной магистралью. Масло из насоса поступает в центральное
отверстие гильзы, а оттуда через радиальные канавки в золотнике во внутрен-
нюю полость золотника и также в сливную
магистраль. Таким образом, торсион играет
роль центрирующего элемента, устанавли-
вающего золотник в нейтральное поло-
жение при снятии нагрузки.
Если к рулевому колесу приложено
в том или другом направлении усилие, вы-
зывающее деформацию торсиона, то золот-
ник поворачивается относительно гильзы,
и соответствующая полость цилиндра уси-
лителя сообщается с напорной маги-
стралью. В этом усилителе следящее дей-
ствие обеспечивается по такому же прин-
ципу, как и в предыдущих конструкциях.
Чуствительность усилителя и его харак-
теристику можно варьировать, подбирая
жесткость торсиона. Труба, в которой
проходит торсион, должна иметь ограни-
ченное угловое перемещение относительно
винта рулевой пары, чтобы рулевой механизм можно было использовать для
поворота автомобиля, когда по тем или иным причинам усилитель не рабо-
тает.
Ограничение углового перемещения трубы торсиона необходимо для
того, чтобы он не скручивался в том случае, если к рулевому колесу будет
приложено большое усилие.
ГЙдравлические усилители, выполненные по второй схеме (распредели-
тель в одном агрегате с силовым цилиндром устанавливается отдельно от
рулевого механизма), обеспечивают возможность использования любого
стандартного рулевого механизма. При этом привод распределителя осу-
ществляется от шарикового пальца сошки. Таким образом, силовой цилиндр
не нагружает детали рулевого механизма, но полностью нагружает все
детали рулевого привода.
Длина трубопроводов при такой схеме усилителя больше, чем у усилите-
лей, выполненных по первой схеме.
На фиг. 252 изображена схема гидравлического усилителя, выполненного
отдельно от рулевого механизма. Силовой цилиндр связан с продольной штан-
гой, а шток его поршня 1 шарнирно укреплен на кронштейне рамы. Золот-
ник 2, шарнирно связанный с шаровым пальцем 4 рулевой сошки, центри-
рующими пружинами 3 удерживается в нейтральном положении, при кото-
ром все каналы открыты и жидкость под действием насоса свободно циркули-
рует в системе. При повороте рулевого колеса золотник перемещается, уст-
раняя зазор д, и сообщает одну из полостей силового цилиндра с напорной
магистралью, а другую — со сливной магистралью. В результате этого сило-
вой цилиндр начинает перемещаться и создает дополнительное усилие на
продольной штанге 5 рулевого привода. Направление перемещения силового
20 Литвинов
305
цилиндра зависит от направления перемещения золотника, т. е., в конечном
счете, от направления, в котором поворачивают рулевое колесо. Силовое
воздействие цилиндра будет продолжаться до тех пор, пока не прекратится
воздействие водителя на рулевое колесо. В этом случае центрирующие пру-
жины будут удерживать золотник в нейтральном положении, и обе полости
цилиндра будут сообщаться со сливной магистралью.
Если водитель удерживает рулевое колесо в повернутом положении, то
цилиндр, продолжая перемещаться относительно неподвижного шарового
пальца, а следовательно, и золотника, остановится в тот момент, когда золот-
ник будет в положении, обеспечивающем такое давление в рабочей поло-
сти цилиндра, которое уравновесит стабилизирующее действие управля-
емых колес.
При неработающем усилителе управление автомобилем не нарушается,
однако усилие на рулевом колесе значительно возрастает.
Фиг. 252. Схема гидравлического усилителя, расположенного отдельно
от рулевого механизма.
На фиг. 253 показан гидравлический усилитель фирмы Локхид, выпол-
ненный по второй схеме и применяемый на легковых автомобилях. Этот уси-
литель включен в поперечную разрезную штангу, причем цилиндр усилителя
с распределителем составляет среднюю часть поперечной штанги. Конец
штока поршня закреплен с помощью резиновых блоков на раме. Сошка руле-
вого механизма, перемещающаяся в горизонтальной плоскости, связана
с золотником распределителя шаровым пальцем.
Гидравлические усилители, выполненные по третьей схеме (распределитель
и силовой цилиндр—отдельные агрегаты, фиг. 254), являются компромиссным
решением. Такие усилители дают возможность более свободно компоновать
рулевое управление.
Силовой цилиндр может быть расположен в любом месте, удобном для
присоединения к одному из рычагов или к одной из тяг рулевого привода.
Распределитель при этом может проектироваться так, чтобы его можно
было располагать либо в картере рулевого механизма, либо в рулевом
приводе.
В последнем случае в рулевом управлении может применяться стандарт-
ный рулевой механизм.
Общим недостатком гидравлических усилителей указанного типа является
необходимость большого количества трубопроводов, хотя следует отметить,
что если распределитель расположен в рулевом механизме, а силовой ци-
306
esss
Фиг. 253. Гидравлический усилитель, включенный в поперечную штангу рулевой трапеции.
линдр закреплен на раме, то для гидравлических коммуникаций могут быть
использованы жесткие трубопроводы большого сечения.
Фиг. 254. Гидравлический усилитель с раздельным расположением силового цилиндра
и распределителя.
Пневматические усилители
Преимуществом пневматических усилителей является возможность ис-
пользования имеющегося на автомобилях большой грузоподъемности пнев-
матического оборудования. Сравнительно небольшое рабочее давление
(до 10 кг/см2) позволяет предъявлять к уплотнениям не такие высокие тре-
бования, как в гидравлических усилителях.
К существенным недостаткам пневматических усилителей следует отнести
их большие габаритные размеры и меньшую точность при управлении авто-
мобилем в процессе поворота, из-за значительного времени срабатывания.
Усилители, работающие от разрежения во впускной трубе двигателя,
имеют еще большие габаритные размеры и поэтому почти совсем не приме-
няются.
Существует мнение, что пневматические усилители целесообразно уста-
навливать на грузовых автомобилях с нагрузкой на переднюю ось 3—7 т
и на автобусах средней и большой вместимости. Это дает возможность полу-
чить усилитель приемлемых размеров и сравнительно небольшой стоимости,
так как на таких авотмобилях уже имеется пневматическое оборудование
для привода тормозов. Для автомобилей особо большой грузоподъемности
пневматические усилители, применять нецелесообразно из-за больших габа-
ритов. Следует иметь в виду, что объем силового цилиндра пневматического
усилителя почти в 10 раз больше объема цилиндра гидравлического усили-
теля, что связано с разницей в рабочих давлениях. В легковых автомобилях
пневматические усилители применяются очень редко.
Принципиально пневматические усилители могут быть выполнены по трем
схемам, так же как и гидравлические усилители.
308
Пневматические усилители, выполненные по первой схеме, т. е. объеди-
ненные с рулевым механизмом (пневморули), не применяются из-за совер-
шенно неприемлемых габаритных размеров. Существующие пневматические
усилители построены либо по второй схеме, где силовой цилиндр и распреде-
литель совмещены в одном агрегате, либо по третьей, где распределитель
и силовой цилиндр представляют собой отдельные агрегаты.
Пневматический усилитель для грузового автомобиля, выполненный
по второй схеме (фиг. 255), состоит из силового цилиндра 8 с поршнем, рас-
пределителя, рычагов 3 и 4 и тяги 5. Сжатый воздух из резервуара подводится
по трубке 7 к клапанам 6 распределителя. При повороте рулевого колеса
в ту или другую сторону рычаг 4 поворачивается на оси, устраняя зазор б.
Фиг. 255. Схема пневматического усилителя.
Тяга 5, перемещаясь на величину указанного зазора, воздействует на один
из клапанов, вследствие чего в одну из полостей силового цилиндра начи-
нает поступать сжатый воздух. При этом поршень перемещается и повора-
чивает рычаг 3, создавая дополнительное усилие на продольной штанге 2.
Одновременно сжатый воздух давит на клапан, который стремится пере-
меститься вверх, и через тягу 1 и рулевой механизм передает усилие на руле-
вое колесо. Передаваемое усилие пропорционально давлению в силовом
цилиндре и сопротивлению повороту колес. Таким образом, у водителя
создается ощущение поворота.
Если водитель остановит рулевое колесо в повернутом состоянии и будет
его удерживать, то в результате дальнейшего незначительного перемещения
поршня рычаг 4 станет в такое положение, при котором клапан закроется,
и в одной из полостей цилиндра будет установившееся давление, способствую-
щее удержанию колеса в повернутом состоянии. При положении рулевого
колеса, соответствующем прямолинейному движению автомобиля, клапан
сообщает обе полости цилиндра с атмосферой.
На фиг. 256 и 257 изображены схема и характеристика пневматического
усилителя, выполненного по третьей схеме, для легкового автомобиля.
Применение пневматического усилителя для легкового автомобиля в данном
случае оказалось возможным из-за необычно высокого рабочего давления,
309
доходящего до 21 кг/сл1 2. Силовой цилиндр 6 при помощи упругого звена,
прикреплен к рулевой штанге 7 и перемещается вместе с ней. Конец штока 8
поршня шарнирно закреплен на раме. Распределитель 3 установлен на конце
штанги 7, а золотники распределителя приводятся в движение шаровым
пальцем’4 рулевой сошки 5. Распределитель соединяется гибким трубопрово-
дом 2 с резервуаром сжатого воздуха и гибкими трубопроводами / с обеими
полостями силового цилиндра.
Фиг. 256. Схема пневматического усилителя для легкового авто-
мобиля.
В нейтральном положении рулевого колеса обе полости силового цилиндра
сообщаются с атмосферой. При повороте рулевого колеса золотниковое
устройство соединяет одну из полостей с резервуаром сжатого воздуха.
Следящее действие обеспечивается обратной связью, как и в предыдущих
конструкциях усилителей. Чувствительность усилителя определяется упру-
гостью центрирующих пружин в золотниковом устройстве. В случае отсутст-
И'силае на рулевой штанге
Фиг. 257. Характеристика рулевого
управления легкового автомобиля:
1— без усилителя; 2 — с усилителем.
вия czi-атого воздуха управление автомо-
билем производится так же, как и при
обычном приводе.
В рулевом управлении трехосного гру-
зового автомобиля ЯАЗ-214 (6 X 6) уста-
новлен пневматический усилитель с раз-
дельным расположением распределителя и
силового цилиндра. Таким образом, этот
усилитель выполнен по третьей схеме.
Распределитель расположен на левом
лонжероне рамы и приводится в действие
от рулевого механизма через левую про-
дольную рулевую штангу, связанную
с рулевой трапецией (фиг. 258). Силовой
цилиндр (фиг. 259), расположенный на
правом лонжероне рамы, передает усилие
через рычаг 2 и дополнительную правую
продольную штангу 1' на правый поворотный рычаг.
Принципиально конструкция силового цилиндра, изображенного на
фиг. 260, ничем не отличается от конструкции, показанной на фиг. 255.
Распределитель (фиг. 261) имеет два воздухораспределительных крана,
ка дый из которых управляет давлением воздуха в одной из полостей сило-
вого цилиндра. В корпусе 1 крана помещен поршень с полым штоком 4.
Прул ина 5 стремится переместить поршень так, чтобы торец штока не ка-
сался тарельчатого клапана 3, нагруженного пружиной 2. Полость А пос-
тоянно сообщена с воздушным баллоном; полость Б — с одной из полостей
силового цилиндра; полость В — с атмосферой через отверстие в кронштейне
(на фигуре не показано).
310
Фиг. 258. Распределитель пневматического усилителя автомобиля ЯАЗ-214:
1— распределитель; 2—тяга привода распределителя; 3 — хомут; 4—центрирующая пружина;
5 — вал сошки; 6 — ведущий рычаг; 7 — гайка крепления ведущего рычага; 8 — сухарь;
9 — рычаг; 10 — палец; 11 — левая продольная штанга.
Фиг. 260. Конструкция силового цилиндра пневматического усилителя
автомобиля ЯАЗ-214.
Привод распределителя 1 виден на фиг. 258. В него входит ведущий ры-
чаг 6, сидящий на шлицах вала 5 сошки рулевого механизма. С ведущим
рычагом сочленяется при помощи пальца 10 рычаг 9 управления, который
мо-кет поворачиваться относительно рычага 6. Нижний конец рычага 9 ша^
ровым пальцем связан с продольной тягой. Относительный поворот рычага 9
определяется зазором (5 мм) между круглой гайкой 7, крепящей рычаг 6
и стенками отверстия головки рычага 9. Рычаги 6 и 9 связаны ме; ду собой
центрирующей пружиной 4, которая при отсутствии воздействия на руле-
вое колесо заставляет рычаг 9 устанавливаться в нейтральное положение,
когда зазор в верхней головке одинаков с обеих сторон. Верхняя головка
с помощью хомута 3 шарнирно связана с тягой 2. Другой конец тяги шарнирно
Фиг. 261. Конструкция распределителя автомобиля ЯАЗ-214:
1 — корпус; 2 — пружина тарельчатого клапана; 3 — тарельчатый клапан; 4 — шток поршня;
5 — пружина поршня; 6 — поршень; 7 — коромысло; 8 — установочный болт; 9 — рычаг;
10 — палец коромысла.
сочленен с пальцем 10 (фиг. 261) коромысла 7 управления воздухораспредели-
тельными кранами.
При прямолинейном движении автомобиля коромысло 7, так же как
рычаг управления, находится в нейтральном положении. В этом случае
поршень 6 со штоком 4 каждого из воздухораспределительных кранов нахо-
дится в верхнем положении, и обе полости усилителя сообщены через полый
шток, радиальные отверстия в нем и отверстие в кронштейне с атмосферой.
При повороте рулевого колеса с усилием, не превышающим 10—11 кг,
усилитель не включается, потому что центрирующая пружина рассчитана
так, чтобы при этом не происходило относительного поворота рычага управ-
ления и ведущего рычага. Таким образом, центрирующая пружина опреде-
ляет чувствительность усилителя и препятствует обратному включению уси-
лителя при движении автомобиля по неровной дороге.
При повороте рулевого колеса в ту или другую сторону с усилием, пре-
вышающим 10—11 кг, центрирующая пружина сжимается и рычаг управле-
ния поворачивается относительно ведущего рычага на величину, определяю-
щуюся зазором в верхней головке. При этом тяга 2 (см. фиг. 258), переме-
щаясь, заставляет коромысло 7 (фиг. 261) поворачиваться и воздействовать
на шток одного из воздухораспределительных кранов. Шток опускается
и открывает клапан <?, сообщая полость А с полостью Б, и одновременно
прекращает сообщение полости Б с атмосферой. Сжатый воздух из воздуш-
ного баллона начинает поступать в соответствующую полость силового
цилиндра. Второй кран в это время продолжает поддерживать связь другой
312
полости силового цилиндра с атмосферой. Вследствие наличия разности
давлений в обеих полостях силового цилиндра его поршень будет переме-
щаться и через рычаг 2 (см. фиг. 259), правую продольную штангу 1 и пра-
вый поворотный рычаг передавать дополнительное усилие к управляемым
колесам.
Следящее действие осуществляется с помощью обратной связи. Если
водитель останавливает колесо в каком-либо положении, то поршень сило-
вого цилиндра, продолжая перемещаться, заставит рычаг управления,
являющийся элементом обратной связи, стать в такое положение, при кото-
ром тарельчатый клапан 3 (фиг. 261) будет закрыт, а торец штока 4 будет
, к нему прижат. Это обеспечит соз-
г ! В дание в одной из полостей силового
I цилиндра постоянного по величине
Фиг. 262. Распределитель пневматического
усилителя, установленный на рулевом валу.
Фиг. 263. Край воздухораспределителя:
1 — толкатель; 2 — поршень; 3 — впускной
клапан; 4 — выпускной клапан; 5 —шток
клапанов; 6 — пружина толкателя; 7 —пру-
жина клапана.
давления сжатого воздуха, уравновешивающего усилия, возникающие на
управляемых колесах при движении автомобиля на повороте с постоянным
радиусом. Так обеспечивается следящее действие по перемещению рулевого
колеса. Следящее действие по силе осуществляется за счет давления сжа-
того воздуха на поршень воздухораспределительного крана. Чем больше
сопротивление повороту колес, тем большее давление создается в полости Б.
Это давление через шток поршня, тягу, рычаг управления, ведущий рычаг
и рулевую пару передается на рулевое колесо. Таким образом, водитель
ощущает сопротивление повороту.
При движении автомобиля по хорошим дорогам усилитель может быть
отключен с помощью краника, помещенного на щитке.
Интерес представляет конструкция пневматического усилителя, распре-
делитель которого показан на фиг. 262 и 263. Силовой цилиндр такой же,
как и на автомобиле ЯАЗ-214; новым является размещение распределителя
на рулевом валу. Распределитель состоит из двух поршневых воздухорас-
пределительных кранов следящего действия и привода к ним кулачкового
типа. Для установки привода рулевой вал выполнен разрезным. На верх-
313
ней части вала закреплен кулачок 1, а на нижней — кулачок 6. В зацепу
ление с этими кулачками входят кулачки 2 и 5, свободно сидящие на;
цилиндрическом хвостовике верхней части рулевого вала и прижимаю-
щиеся к кулачкам 1 и 6 пру* иной 3. Кулачки 2 и 5 соединены между
собой прямоугольными выступами и пазами, поэтому они могут переме-
щаться вдоль вала на некоторую величину и в то » е время передавать кру-:
тящий момент.
При повороте рулевого колеса в зависимости от направления поворота
один из кулачков 2 или 5 начнет перемещаться вдоль вала, так как кулачки 1
и 3 имеют специальные скосы. Перемещение кулачков вызовет поворот ры-
чагов 7 и 4 и включение нижнего или верхнего распределительного крана.
Каждый из кранов (фиг. 263) открывает доступ сжатого воздуха в одну
из полостей силового цилиндра.
Усилие на рулевом колесе при включении усилителя составляет 5 кг;
усилие на рулевом колесе при предельном значении, давления в силовом
цилиндре — 14 кг; угол поворота рулевого колеса, необходимый для включе-
ния усилителя, равен 12°.
§ 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ДЕТАЛИ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
И ОСНОВЫ РАСЧЕТА
Определение нагрузок
Нагрузки на детали рулевого управления можно подсчитать исходя из сле-
дующих условий:
1) заданное усилие приложено к рулевому колесу;
2) усилие приложено к управляемым колесам.
В первом случае к рулевому колесу прикладывается окружная сила
40 кг или соответствующий этой силе момент
Mr = 20D*,
где DK — диаметр рулевого колеса.
На основании этого находят нагрузки во всех звеньях рулевого управ-
ления.
Во втором случае находят сопротивление повороту колес и по величине
этого сопротивления — нагрузки во всех деталях рулевого управления.
Если при таком расчете сила на рулевом колесе окажется недопустимо
большой для автомобиля данного типа, то в систему рулевого управления
необходимо включить усилитель.-
В американской практике принято считать рулевое управление удовле-
творительным в отношении легкости управления в том случае, если оно позво-
ляет водителю поворачивать управляемые колеса на месте. В связи с этим
предлагается ряд эмпирических или полуэмпирических формул для опре-
деления момента сопротивления повороту колес на месте. Достаточно близ-
кие к действительности результаты дает формула
= -V’ (237>
где GK — нагрузка на колесо;
<р0 — коэфФиц.иент трения шины о грунт;
р — давление воздуха в шине.
М. И. Лысов предлагает применять следующую формулу для определения
момента сопротивления повороту на месте с учетом сопротивления качению
и потерь на трение:
Мс ~ G^fc— , (238)
41
314
где GK — нагрузка на управляемые колеса;
f — коэффициент сопротивления качению;
с — плечо поворота центра отпечатка шины относительно оси шкворня;
х — плечо момента пары сил трения относительно центра отпечатка
шины;
тц — к. п. д., учитывающий потери на трение в поворотных цапфах
и шарнирах рулевой трапеции.
Если принять, что распределение удельных давлений по площади отпе-
чатка шины равномерное, то координаты х точек приложения сил, составляю-
щих пары, можно определить по формуле
х = 0,5 ]/г2 — г2,
где г и гс — соответственно свободный и статический радиус колеса.
Если принять, что в среднем гс — 0,96г, то координата х — 0,14г, а мо-
мент сопротивления повороту
Мс = (/с-Ь О,14Фог). (239)
Исходя из вычисленного момента сопротивления повороту, сила на руле-
вом колесе
где /<, — плечо рулевой сошки;
s — плечо поворотного рычага;
RK — радиус рулевого колеса;
iM — передаточное число рулевого механизма;
к]2 — обратный к. п. д.
Рассмотрим некоторые положения по подбору основных параметров
и расчету усилителей рулевого управления. Эти положения излагаются
в основном по работе Л. Л. Гинзбурга [15].
Подбор основных параметров и расчета усилителей включает:
1) выбор типа усилителя (гидравлический или пневматический) в соот-
ветствии с соображениями, приведенными ъыше;
2) статический расчет усилителя — определение размеров силового ци-
линдра, предварительного натяга и размеров пружин, центрирующих золот-
ники, и площадей реактивных элементов;
3) динамический расчет, увязывающий скорость включения усилителя
со скоростью |'роворота рулевого колеса; динамическим расчетом опреде-
ляется также устойчивость работы усилителя;
4) гидравлический расчет — определение производительности насоса для
гидравлического усилителя и проходных сечений каналов и трубопроводов;
5) расчет деталей усилителя на прочность.
Статический расчет
Для определения геометрических размеров силового цилиндра необхо-
димо определить нагрузки, действующие на детали в рулевом управлении
в наиболее тяжелых условиях поворота (например, поворот на месте),
л затем, выбрав коэффициент усиления, найти максимальное усилие сило-
вого цилиндра. Геометрические размеры силового цилиндра на основании
найденного значения усилия определяют по формуле (236), задаваясь при
этом диаметрами или давлением. При расчете следует учесть также усилие,
необходимое для привода распределительных органов.
Единых критериев для выбора коэффициента усиления не существует.
.Для легковых автомобилей в большинстве случаев коэффициент усиления
выбирают таким, чтобы усилие, создаваемое водителем на рулевом колесе
для поворота управляемых колес на месте, не превосходило бы 5—7 кг.
Для грузовых автомобилей и автобусов это усилие составляет 15—25 кг
в зависимости от веса, приходящегося на управляемые колеса. Следует иметь
315
в виду, что при слишком большом коэффициенте усиления у водителя ^сни-
жается «чувство дороги» и повышается износ шин. В связи с последним об-
стоятельством на некоторых автомобилях (например, английских 25-тонных
самосвалах Фоден) устанавливается специальное приспособление, не допу-
скающее включение усилителя на месте.
• Центрирующие пружины вследствие предварительного сжатия, так же
как реактивные элементы за счет давления в подводимой магистрали, npe-i
пятствуют обратному включению усилителя и появлению при этом колеба-:
ний управляемых колес, что обеспечивает устойчивость прямолинейного
движения автомобиля. Одновременно с этим, как указывалось выше, реак-
тивные элементы создают «чувство дороги» у водителя. Однако при слишком
большом предварительном сжатии центрирующих пружин и площадях,
реактивных элементов снижается чувствительность усилителя и уменьшается
диапазон его действия. Сопротивление включению усилителя оценивают
по силе, прикладываемой к ободу рулевого колеса. В американских легко-
вых автомобилях приведенная к ободу рулевого колеса сила предваритель-
ного сжатия пружин, центрирующих золотник распределителя, составляет
1—1,5 кг, в автомобиле ЗИЛ-111 — 2,3 кг, а в автомобиле «ЯАЗ-214 — 10 кг.
Площади реактивных элементов должны проектироваться с таким рас-
четом, чтобы сила на ободе рулевого колеса увеличивалась при максималь-
ном давлении рабочей среды до 3—5 кг для легковых автомобилей и до 8—
10 кг — для грузовых.
Динамический расчет
Динамический расчет следует вести исходя из условия, что за время
устранения 'зазора As в распределителе (см. фиг. 243) скорость поворота
управляемых колес с помощью усилителя должна стать-равной или несколько
большей скорости поворота колес в результате поворота рулевого колеса.
Если это условие не соблюдается, то усилитель не будет способствовать
повороту.
Время /15 в течение которого устраняется указанный зазор, равно сумме
времени fv необходимого для перемещения золотника, и времени t'\, тре-
буемого для перемещения корпуса распределителя:
*2
. j ио dt
л=*;+4=^.+°-^—, (24i)
где As" = As — As' — максимальное перекрытие кромок золотника и корпуса;
vs — скорость перемещения золотника, зависящая от скорости пово-
рота рулевого колеса;
и0 — скорость перемещения корпуса распределителя, зависящая от
скорости поворота управляемых колес;
t”2 — время, в течение которого скорость поворота управляемых колес
увеличивается до заданной.
С другой стороны, время, необходимое для того, чтобы усилитель стал
поворачивать .управляемые колеса с заданной скоростью, складывается
из времени потребного для заполнения гидросистемы (в гидроусилителях)
до расчетного давления, и времени необходимого для увеличения скорости
поворачиваемых масс до заданной:
' <242>
о
где Ду — увеличение объема гидросистемы до создания расчетного давле-
ния, принимаемого равным ;
316
Q — производительность насоса;
т]и — объемный к. п. д. насоса;
AQ — потери жидкости через золотник насоса при давлении ;
со — угловая скорость поворота управляемых колес;
(о0 — угловая скорость поворота управляемых колес, заданная руле-
вым колесом;
J — момент инерции масс, поворачивающихся относительно шкворней;
М — момент относительно шкворней, развиваемый усилителем;
Мс — момент сопротивления колес повороту.
Расчеты показывают, что временем t2, которое примерно в 10 раз меньше
времени t'2, можно пренебречь.
Таким образом, поставленное выше условие соблюдается, если t2,
подставив соответствующие значения tt и /2, получим
As"
vs
Ар
(243)
Скорость vi можно определить через угловую скорость поворота рулевого
колеса:
где RK — радиус рулевого колеса;
п — максимально возможная угловая скорость рулевого колеса
в об/мин\ по имеющимся данным п - 90 — 100 об/мин\
— передаточное число, выраженное отношением перемещения золот-
ника в мм и угла поворота рулевого колеса в рад.
Гидравлический расчет
Расчетная производительность насоса
Q Fl^---------^-см3, (245)
где F — площадь поршня силового цилиндра в см2',
I — рабочий ход поршня (штока) силового цилиндра, соответствующий
повороту управляемых колее из одного крайнего поло ения в дру-
гое, в см\
п — максимальная угловая скорость поворота рулевого колеса в об/мин',
у — угол поворота рулевого колеса в радианах, соответствующий край-
ним поло 1 ениям управляемых колес.
Потери AQ g золотнике не должны превышать 5—10% производитель-
ности насоса.
Формула (245) выведена из условия, что силовой цилиндр дол ген обеспе-
чивать более быстрый поворот управляемых колес, чем это может сделать
водитель. Расчетная производительность насоса должна быть достигнута
при числе оборотов двигателя 700—800 в минуту. Для ограничения произво-
дительности насоса необходимо устанавливать редукционный клапан.
• Производительность насосов в существующих автомобилях лежит в пре-
делах 8—20 л/мин в зависимости от веса, приходящегося на переднюю ось.
Размеры проходных сечений распределителя и трубопроводов назначают
так, чтобы они не оказывали значительного сопротивления перетеканию
жидкости. Следует учитывать, что ход золотника не должен увеличивать
свободный ход рулевого колеса свыше 6° при работающем усилителе.
Гидродинамические потери подсчитывают по известным формулам гид-
равлики.
Расчет деталей усилителя на прочность производится на основании
нагрузок, найденных при определении параметров силового цилиндра.
317
РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ
ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
ГЛАВА 11
ПРОЦЕСС ТОРМОЖЕНИЯ. ТРЕБОВАНИЯ К ТОРМОЗНЫМ
СИСТЕМАМ
§ 1. ТОРМОЖЕНИЕ АВТОМОБИЛЯ
Если затормозить вращающееся колесо, то ме^ду колесом и дорогой
возникает тормозная сила, направление которой обратно направлению дви-
жения колеса. Тормозная сила Рт и сила сопротивления воздуха Ww обес-
печивают остановку автомо-
биля при торможении.
Если Рт — 0, остановка
автомобиля обусловлена дей-
ствием сил ITf и Wwy а такяе
механическими потерями в
трансмиссии. Однако влияние
этих сил невелико (фиг. 264,
кривая /).
Препятствие вращению
колес и тормозная сила мо-
гут создаваться по-разному.
При торможении без вы-
ключения передачи сопротив-
Фиг. 264. Зависимость тормозного пути Sr автомо-
биля от способа торможения.
ление вращению колес увеличивается за счет момента сопротивления дви-
гателя и возросших потерь в трансмиссии. При торможении двигателем
значительно сокращается путь автомобиля до полной остановки (кривая 2).
Тормозной эффект возрастает еще более, если увеличить момент сопротив-
ления на валу двигателя, заставив его работать в качестве компрессора
(кривая 3).
Однако наиболее эффективное торможение (кривая 4) создается специ-
альными тормозными механизмами, действующими непосредственно на колеса
или на один из 'валов трансмиссии и обусловливающими значительную тор-
мозную силу Рт.
Рассмотрим процесс торможения, соответствующий этому последнему
наиболее распространенному случаю, с помощью диаграммы торможения
(фиг. 265), представляющей собой зависимость тормозной силы Рт (/) или
замедления jT (0- За начало отсчета принято время, соответствующее полу-
чению водителем сигнала «тормозить».
В течение времени 1л происходит воспринятие внешнего сигнала водителем
и переход к действию — перенос ноги на тормозную педаль и устранение
зазоров в системе тормозного привода. Время tt — 0,2ч-1,5 сек называется
временем реакции водителя и зависит от его индивидуальных качеств и ква-
лификации. У водителей, предупрежденных о целях испытаний, в среднем
оказалось = 0,5ч-0,6 сек.
318
Время /2> в течение которого происходит срабатывание тормозной системы,
можно рассматривать как сумму времени запаздывания тормозного при-
вода (от начала рабочего хода тормозной педали до появления тормозной
силы на колесах) и времени I"., нарастания тормозной силы (замедления)
до предельного значения. В зависимости от типа привода Z' = 0,02-4-0,05 сек,
(гидравлический привод) и — 0,20 -4-0,50 сек и более (пневматический при-
вод); t"2 = 0,2 сек (гидравлический привод) и /" = 0,5 4-1,0 сек (пневмати-
ческий привод). В автопоездах с пневматическим тормозным приводом вслед-
ствие большой длины трубопроводов время срабатывания тормозной системы
может достигать 2 сек.
За время £3 происходит торможение автомобиля при предельной величине
тормозной силы или замедления.
Время называете^ временем сиптормаживания и составляет обычно
0,2—2,0 сек-, нижний предел соответствует гидравлическому приводу, а верх-
ний— пневматическому (для
автопоезда).
Таким образом, за полное,
время ty 4- t2 + t3, необхо-
димое для остановки автомо-
биля, эффективное торможе-
ние происходит лишь за вре-
мя t3; в течение времени t'2
автомобиль практически со-
храняет начальную скорость
движения неизменной.
Тормозные качества авто-
мобиля оценивают одним из
следующих измерителей: пу-
тем торможения ST, замед-
лением jT, максимальным за
или временем торможения tT.
Фиг. 265. Диаграмма торможения автомобиля.
время t3 или средним за время tT = + t3,
Наибольшее распространение получили пер-
вые два измерителя.
Перейдем к выражениям для измерителей тормозных качеств, полагая,
что торможение происходит на горизонтальном участке дороги, и пренебре-
гая за малостью всеми силами, кроме силы РТ. Примем, что Рт = yGa
(где Ga— вес автомобиля, у — коэффициент удельной тормозной силы).
Если тормоза установлены на всех колесах, то Рт max — q>Ga. Тогда в зави-
симости от интенсивности торможения коэффициент у может меняться в пре-
делах f < у < ср (где <р — коэффициент сцепления).
Путь торможения ^слагается из трех составляющих, соответствующих
трем участкам диаграммы торможения:
Зт — Sj-j, -|- Sj2 4~ Згз»
(246)
Очевидно, что Sri = vt[ и S'r2 = где v — скорость автомобиля
в м!сек.
Путь торможения S"T2, соответствующий времени можно найти, интег-
рируя уравнение движения в предположении, что тормозная сила Pjx
растет по линейному закону от 0 до Рт. Путь торможения Sr3 определится
аналогичным образом при постоянной тормозной силе Рт — yGa с учетом
скорости и пути, пройденного к началу участка ST3.
Учитывая также, что начальная скорость торможения va выражена
в км/ч, окончательно будем иметь
т 3,6 1 3,6 ' 254у
(247)
319
Замедление за время /3
1тз = ЗУ-
Полное время торможения
, « . t”2 V
-Г h + h + h — Л -т h + ~2~ 4- 36 •
Если путь торможения, определяемый параметрами автомобиля и каче-
ством дороги, S^. = ST2 + ST3, то средние значения времени торможения
и замедления будут равны
2-3,5-ST .
tcp и~а ’ 1Тср ~ 25,9-Sr ‘
(248)
(249)
(250)
Фиг. 266. Тормозные качества авто-
мобилей, проверенные в условиях
эксплуатации:
1—легковые; 2 — грузовые типа 4 X 2;
3 — грузовые типа 6x6; 4 — авто-
поезда.
Если торможение автомобиля производится на подъеме i (или уклоне),
то тормозная сила Рт = Ga(y ± i) и в полученные выше формулы следует
ввести вместо у множитель (у ± i).
Тормозную систему автомобиля обычно
оценивают по тормозному пути S'T, исключая
влияние водителя (время реакции).
Величину тормозного пути проверяют при
следующих условиях (принятых в ряде стран
как стандартные): сухое горизонтальное
шоссе, автомобиль с полной нагрузкой, на-
чальная скорость 30 км/ч.
Ниже приведено значение тормозного
пути отечественных автомобилей в
«Москвич-407»..................
М-20 «Победа» и М-21 «Волга» . . .
ГАЗ-12.........................
ЗИЛ-111........................
ГАЗ-51 и ЗИЛ-164...............
ЗИЛ-151 и ЗИЛ-157..............
МАЗ-200 и МАЗ-502 .............
ЗИЛ-127........................
ЯАЗ-210 .....................
МАЗ-525 .......................
АГ.
G
5.5
6,5
8
12
10
12*
13
17
Из приведенных данных видно, что с увеличением веса автомобиля и числа
его осей тормозной путь увеличивается. Кроме того, у автомобилей, находя-
щихся в эксплуатации, тормозной путь может быть больше, чем у новых авто-
мобилей.
На фиг. 266 изображены результаты массовых проверок тормозных ка-
честв автомобилей, проведенных в США на междугородных магистралях
при начальной скорости торможения 32 км/ч (20 миль/ч}.
Учитывая разбег величины ST и ухудшение тормозных качеств автомо-
биля в процессе эксплуатации, в США получил распространение следующий
допустимый предел значения тормозного пути в указанных выше условиях:
для легковых автомобилей 9 м, грузовых — 12 м.
По эксплуатационным нормам, действующим в СССР, величины тормоз-
ного пути и максимальных замедлений для условий, указанных выше, нор-
мируются в соответствии с показателями, приведенными в табл. 15.
В ГДР измерителями тормозных качества автомобиля являются путь тор-
можения и среднее замедление. Нормы для автомобилей, выпущенных после
1958 г., приведены в табл. 16.
Во Франции измерителями тормозных качеств автомобиля являются .тор-
мозной путь и предельное замедление (табл. 17).
* При торможении со скорости 50 км/ч тормозной путь равен 22 м.
320
Таблица 15
Нормативные измерители тормозных качеств автомобилей в СССР
Тип автомобиля и нагрузка Тормозной путь в м ие более Максимальное замедление в м/сек* не менее
Легковые без нагрузки Грузовые весом до 9 т: 7,2 5,8
без груза 9,5 5,0
с полным грузом Грузовые весом более 9 т: 11,5 4,0
без груза 11,5 4,0
с полным грузом 13,5 3,5
Автобусы без нагрузки 11,0 4,2
Таблица 16
Нормативные измерители тормозных качеств автомобилей в ГДР
Наибольшая скорость в /си/ч Среднее замедление в м/сек* Контрольное торможение
Начальная скорость в км/ч. Тормозной путь в м
До 30 2,5 15 3,5
» 100 4,0 30 8,7
Свыше 100 5,0 30 6,9
Таблица 17
Нормативные измерители тормозных качеств автомобилей во Франции
Тип автомобиля Тормозной путь в м пс более Предельное замедление в м/сек2 не менее 1
Легковые Грузовые и автобусы весом до 16 т То же. весом более 16 т . . . 1 В числителе приведено предел для автомобилей, находящихся в экс ST = 0,60 (0,1 иа)2 4- 0,25иа Sr-=0,75 (0,1уд)2 + 0,30г>а = 0,80 (0,1 оа)2 + 0,30оа ьвое замедление для новых автомобв плуатацин. 6,5/5,5 5,5/4,5 5,0/4,25 глей, в знаменателе —
При торможении автомобиля возможны четыре характерных режима'-
а) аварийное торможение; б) служебное торможение; в) длительное торможе-
ние; г) торможение стоящего автомобиля.
При аварийном торможении необходимо обеспечить минимальный путь
торможения (максимальное замедление) без потери устойчивости (заноса)
автомобиля. Хотя аварийное торможение встречается редко (3—5% от об-
щего числа торможений), оно имеет важное значение, так как часто опреде-
ляет безопасность движения.
Целью служебного торможения является уменьшение скорости автомо-
биля без ущерба для удобства езды. Служебное торможение — наиболее
распространенный режим торможения.
Режим длительного торможения с малой или средней интенсивностью
возникает прежде всего в горных условиях на спусках длиной от сотен метров
до нескольких километров.
При торможении стоящего автомобиля он должен удерживаться неогра-
ниченно долго на таком наибольшем подъеме, который может быть преодо-
лен на низшей передаче.
21 Литвинов 221
Надежное торможение автомобиля обеспечивается тремя отдельными
тормозными системами: основной, стояночной и дополнительной. Первые
две системы являются обязательными ддя каждого автомобиля, а.третья
в последние годы получает широкое распространение на автобусах и грузо-
вых автомобилях.
Основная тормозная система действует на все колеса автомобиля и исполь-
зуется для аварийного и служебного торможения. Стояночный тормоз тор-
мозит или задние колеса, или вал трансмиссии. Дополнительный тормоз,
действующий на вал трансмиссии, используют, помимо горных условий, При
служебных торможениях, что повышает безопасность движения, уменьшает
износ основной тормозной системы и сохраняет ее готовность для аварийных
торможений.
В энергетическом отношении процесс торможения крайне нерационален:
кинетическая энергия, запасенная автомобилем во время работы двигателя,
расходуется на трение и износ тормозов.
В связи с этим представляет интерес опытная система Гиракта, выпол-
ненная по следующей схеме. Под полом автомобиля размещен быстровращаю-
щийся маховик, связанный с дополнительной планетарной коробкой. При
необходимости торможения маховик связывается с колесами и кинетическая
энергия движущегося автомобиля расходуется на увеличение числа оборотов
маховика. При разгоне маховик подключается к двигателю и кинетическая
энергия, запасенная в маховике, используется для улучшения приемистости
автомобиля. При движении автомобиля с постоянной скоростью маховик
отключается и вращается вхолостую.
Диаметр маховика равен 0,6 м, вес 90 кг и число оборотов составляет
до 15 000 в минуту. Это позволяет при разгоне автомобиля в течение 15 сек
увеличивать мощность на 120 л. с. при уменьшении числа оборотов маховика
на 1000 в минуту. При торможении со скорости 50 до 15 км/ч число оборотов
маховика возрастает более чем на 1000 в минуту. При скорости автомобиля
менее 15 км/ч маховик автоматически отключается и торможение осущест-
вляется только обычными тормозами.
Подобная система особенно удобна при частых разгонах и торможениях
автомобиля (например, движение в городе), позволяет увеличить срок службы
тормозов, уменьшить мощность двигателя и сократить. расход топлива.
§ 2. ТРЕБОВАНИЯ К ТОРМОЗНЫМ СИСТЕМАМ
К тормозным системам предъявляются следующие основные требования:
1. Минимальный тормозной путь или максимальное замедление при ава-
рийном торможении.
Выполнение этого требования обусловливает не только повышение безо-
пасности движения, но я полное использование тяговых возможностей
автомобиля, т. е. увеличение средней скорости движения.
Необходимыми условиями получения минимального тормозного пути
являются минимальное время срабатывания тормозного привода, одновре-
менное торможение всех йолес, возможность для водителя довести тормоз-
ные усилия на колесах до максимального значения и обеспечение надлежа-
щего распределения тормозных усилий между колесами.
2. Сохранение устойчивости автомобиля при торможении. Это повышает
эффективность торможения автомобиля при движении на скользкой дороге
и также способствует повышению безопасности движения.
Для выполнения этого требования необходимо, чтобы усилия на левых
и правых колесах автомобиля при торможении были одинаковы и чтобы тор-
мозные усилия надлежащим образом распределялись между передними и зад-
ними колесами.
3. Сохранение удобства езды для пассажиров. Выполнение этого требо-
вания возможно при плавном нарастании тормозной силы и пропорциональ-
ности усилия на педали тормозной силе.
322
4. Облегчение условий работы водителя (особенно водителя автобуса),
необходимое также из-за частого пользования тормозами*(до 2—3 торможе-
ний на 1 км при городском движении средней интенсивности). Усилие на тор-
мозной педали не должно превосходить 50 кг (для легковых автомобилей
при служебном торможении 12—15 кг) при ходе педали не более 150 мм
для легкового автомобиля и 180для грузового; усилие на рычагетормоза
не должно быть свыше 40 кг при наибольшем ходе рычага до 300 мм. Выпол-
нение этого требования достигается надлежащим выбором передаточных
чисел тормозной системы, достаточной жесткостью тормозного привода
и малыми в нем потерями.
Кроме того, сиденье должно быть таким, чтобы посадка водителя была
удобной: спина упиралась в спинку сиденья, а усилие создавалось коленным
суставом. Обследования показывают, что в этом случае водитель может
создать на педали усилие, превышающее его вес па 10—20%, т. е. практи-
чески 70—80 кг на грузовых автомобилях и автобусах с тормозной системой,
действующей от постороннего источника энергии; работу водителя облегчают
введением педали с шарниром у каблука, при которой максимальному тормо-
жению соответствует усилие 20—25 кг.
Наибольшее усилие на рычаге ручного тормоза (до 50—70 кг) можно полу-
чить при таком расположении рычага, когда усилие направлено снизу вверх.
5. Сохранение тормозных качеств автомобиля при неоднократном тормо-
жении. Это требование связано с нагревом тормозов и возможном при этом
нарушении их действия и, в частности, падении коэффициента трения фрик-
ционных пар.
6. Длительное сохранение тормозных качеств в процессе эксплуатации.
Для выполнения этого требования необходимо, чтобы износ трущихся эле-
ментов был малым и равномерным, а регулировка рабочих зазоров простой,
удобной и по возможности автоматической.
7. Безотказность действия тормозов во всех условиях. Выполнение дан-
ного требования достигается установкой двух или трех тормозных систем,
перечисленных выше и действующих независимо одна от другой или имеющих
независимые приводы к одним и тем же тормозным механизмам.
21*
ГЛАВА 12
ОСНОВНАЯ ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА
§ 1. РЕЖИМЫ ТОРМОЖЕНИЯ. КЛАССИФИКАЦИЯ ТОРМОЗОВ
Типичными режимами для основной тормозной системы являются аварий-
ное и служебное торможения.
Тормозной путь при аварийном торможении может быть найден по фор-
муле (247), если принять, что тормозная сила достигла максимального зна-
Фиг. 267. Распределение слагаемых
пути Sr при аварийном торможении
автомобиля.
чения, т. е. у — <р:
, __ °а*1 , +
т 3,6 3,6 254<р ’
(251)
Тормозной путь определяется слагае-
мыми, входящими в формулу (251), и соот-
ношением между ними. Представление об.
этом дает график (фиг. 267), построенный
при ф — 0,7; tx — 0,7 сек; = 0,05 сек;
t"2 = 0,2 сек. Оказывается, что при скоро-
стях менее 40 км/ч больше половины об-
щего тормозного пути автомобиль прохо-
дит за время реакции водителя и срабаты-
вания тормозов. На более высоких скоро-
стях до 2/3 тормозного пути приходится
на собственно процесс торможения с мак-
симальной тормозной силой Рт то.
Путь 5Г1 может быть уменьшен тренировкой водителей или конструктив-
ными мерами, в частности, объединением педали управления дроссельной
заслонкой с тормозной педалью, что позволяет тормозить, не перенося ноги
с одной педали на другую. В этом случае изменение открытия дроссельной
заслонки достигается нажатием передней части ступни (с угловым переме-1
щением подушки педали), а торможение —нажатием всей ступни (поступа-
тельное перемещение подушки педали).
Величина 5Г2 в приведенном примере сравнительно невелика, что объяс-
няется выбранными данными, которые соответствуют гидравлическому при-
воду в хорошем состоянии. В других случаях, особенно при пневматическом
приводе, путь Sr2 может значительно возрасти.
Тормозной путь 5ГЗ пропорционален квадрату скорости, т. е. быстро
растет с ее увеличением. Хотя вес автомобиля не вошел в выражение для
ST3, он имеет существенное значение. Чем больше вес автомобиля, тем труд-
нее водителю создать силу Рт тга. — yGa. При значительном весе автомобиля
мускульной силы водителя недостаточно для создания силы Рт шах, и необ-
ходимо введение постороннего источника энергии для увеличения усилия
на тормозной педали, требуемого в случае аварийного торможения.
324
Коэффициент сцепления <р зависит не только от качества дороги, но и от
способа пользования тормозами.
Рассмотрим тормозное колесо, на которое действует сила Рт шах = <рХ
(где X — вертикальная реакция). Если колесо еще катится (фиг. 268, а),
то скорость в месте контакта шины и дороги можно принять равной нулю.
Скольжение возникает только между колодками и тормозным барабаном
vCK = va ~ ‘ В Другом предельном случае, когда заторможенное колесо
Фиг. 268. Влияние способа пользования тормозами на
скорость скольжения колеса относительно дороги.
Фиг. 269. Изменение коэффициен-
та сцепления шипы 7,50—15" при
движении по мокрому бетону:
1 — при качении колеса; 2 — при
скольжении колеса.
перешло на скольжение (фиг. 268, б), v"cK = va, a v'CK = 0. Таким образом,
колесо можно тормозить при различной скорости скольжения шины отно-
сительно дороги 0 < v"K < va или фрикционного элемента тормоза отно-
сительно тормозного барабана f 0 -у- > v'CK.
В 70-х годах прошлого века было установлено, что коэффициент трения
стали по стали при наличии скольжения меньше, чем при покое, и падает
с увеличением скорости скольжения. На этом основании проф. Н. П. Петров
рекомендовал впервые в 1878 г. тормозить железнодорожные составы так,
чтобы колеса были близки к пределу скольже-
ния, но продолжали катиться. Позднейшие экс-
перименты с торможением паровозов подтвер-
дили целесообразность такой рекомендации.
Последующие испытания различных тру-
щихся пар показали, что зависимость, из кото-
рой исходил проф. Н. П. Петров, справедлива
для «большинства трущихся пар.
На фиг. 269 приведены результаты испыта-
ний новой шины 7,50—15" на мокром бетоне.
Если колесо катится без скольжения, то коэф-
фициент сцепления при изменении скорости
в широких пределах (10—60 км/ч) остается
почти постоянным: при скольжении колеса он
падает почти вдвое.
Качество и вид дорожного покрытия влияют на величину коэффициента
сцепления, но, как правило, можно считать, что при переходе автомобиль-
ного колеса на скольжение сцепление его с дорогой падает в среднем на 25— t
30%. Испытания автомобиля на торможение показали, что с учетом влияния
скоростей двин ния, а также скольжения шины относительно дороги на коэф-
фициент сцепления, тормозной путь при переходе заторможенного колеса
от качения к скольжению увеличивается следующим образом:
Va В КМ/Ч ............. 30 50 60
ST в %............... 124 140 157
Примечание. За 100% принят тормозной путь без скольжения шины.
325
Следовательно, колесо должно тормозиться так, чтобы оно сохраняло
способность катиться, находясь у предела перехода на скольжение.
Переходя к автомобилю в целом, можно получить минимальный тормоз-
ной путь, если все колеса при торможении будут сохранять способность
катиться, находясь у предела перехода на скольжение.
Найдем условия, при которых это возможно.
При наибольшей величине тормозных усилий на колесах
РТ1 ~ РТ2=^рХ2.
Пользуясь фиг. 270, а, найдем, что
у ____ Ь Ф^й /? . у __ а tyhg
— 27 Ufl’ — Z Uq‘
Фиг. 270. Случай аварийного тормо-
жения автомобиля:
а—силы, действующие на автомобиль при
торможении всех колес; б — распределе-
ние тормозных усилий, обеспечивающее
наивыгоднейшее торможение автомобилей;
1 — торможение грузового автомобиля без
груза; 2 — торможение легкового автомо-
биля; 3 — торможение грузового автомо-
биля с грузом.
Тогда отношение тормозных усилий, обеспечивающее минимальный тор-
мозной путь,
?п __ Xi __ 6 4- (252)
РТ2 ^2 a — qhg ' ' '
На фиг. 270, б показано, как меняется указанное отношение для легкового
и грузового автомобилей. Из приведенных кривых следует, что нельзя во всех
случаях обеспечить минимальный тормозной путь, причем наибольшее
отклонение тормозного пути от минимального значения должно наблюдаться
у грузовых автомобилей. Это является одной из причин, объясняющих,
почему тормозной путь грузовых автомобилей всегда больше, чем легковых.
Выбор распределения тормозных усилий является обычно компромис-
сным и производится с учетом требований устойчивости автомобиля при тор-
можении, рассмотренных выше.
Для современных легковых автомобилей обычно выбирают РТ1 : Рт2 •=
— 1,3-е-1,6, что является достаточно хорошим распределением тормозных
усилий как для скользких, так и для сухих дорог (фиг. 270, б). Если, напри-
меР Pti • Ттг — то на дорогах, для которых <р <7 0,5, при торможении
326
автомобиля первыми на скольжение будут переходить передние колеса,
что обусловливает лучшую устойчивость автомобиля на скользких дорогах.
На сухих дорогах (<р >» 0,5) легко обеспечивает допустимый предел тормо-
жения у = Удоп без потери устойчивости автомобиля. В некоторых случаях
(например, для автомобиля М-20 «Победа») РТ1 Рт2. При таком распре-
делении тормозных усилий увеличивается тормозной путь в случае аварий-
ного торможения автомобиля на сухой дороге (<р — 0,6-=-0,7), снижается
устойчивость, если торможение происходит на скользкой дороге (q> = 0,2-ь
-=-0,4), но сохраняются равномерный износ и нагрев тормозов при взаимо-
заменяемости деталей тормозов передних и задних колес.
Для грузовых автомобилей принимают РТ1 : Рт2 — 0,5-=-1,0. Верхний
предел приемлем при различной степени нагрузки автомобиля и позволяет,
кроме того, в ряде случаев уравнять износ и нагрев тормозов передних
и задних колес. При нижнем пределе скольжение задних колес начинается
раньше передних, но его удается погасить поворотом управляемых колес,
даже не прерывая торможения, из-за малой нагрузки передних колес тормоз-
ным усилием. Этому благоприятствуют также сравнительно небольшие ско-
рости движения грузовых автомобилей. Кроме того, на распределение тормоз-
ных усилий могут влиять дополнительные требования. Фирма Шевроле
для некоторых грузовых автомобилей принимала РТ1 — 0,43Рт2 Для Раз'
грузки передних рессор.
Для повышения устойчивости автомобиля был предложен ряд конструк-
ций, устраняющих скольжение (блокировку) колес при торможении. Схема
одной из них изображена на фиг. 271, а. От шестеренчатого насоса тормозная
жидкость поступает по трубке 1 к клапану управления 2. При нажатии
на педаль жидкость под давлением проходит через клапан управления 2,
обратный клапан и поступает по трубке 3 в рабочие цилиндры 7 дисковых
тормозов. Противоблокировочные устройства 4 вступают в работу тогда,
когда замедление при торможении автомобиля возрастает настолько, что
появляется опасность блокировки и скольжения колес. В этом случае клапан 6
открывается, часть жидкости возвращается по сливной трубке 5 и дав-
ление в трубке 3 уменьшается настолько, что блокировка колес исключается.
Один из вариантов размещения противоблокировочного устройства пока-
зан на фиг. 271, б. Шестеренчатая пара 8 приводит во вращение маховик,
расположенный в корпусе противоблокировочного устройства. При измене-
нии скорости вращения маховик стремится открыть клапан 6 (фиг. 271, а),
размещенный здесь же. Этому противодействует пружина, поджатая так,
что открытие клапана и частичный слив жидкости начинаются лишь при
заданной величине замедления. После определенного падения давления
в приводе к рабочему цилиндру клапан 6 опять закрывается. При интенсивном
торможении в противоблокировочном устройстве происходит 4—7 включе-
ний клапана в 1 сек.
По данным испытаний в условиях, соответствовавших движению авто-
мобиля по льду, тормозной путь при торможении со скорости 56 км/ч умень-
шился благодаря наличию противоблокировочного устройства примерно
на 25—30%, причем автомобиль сохранял управляемость.
Чтобы оттенить разницу между аварийным и служебным торможениями,
приведем данные о замедлении jT, полученном во время испытания легко-
вого автомобиля с торможением его на сухой твердой горизонтальной дороге
при начальной скорости ПО км/ч. Наибольшее замедление за весь процесс
торможения составило 5,9 м/сек2, причем автомобиль не вышел из полосы
шириной 3,6 м. Замедление, равное 4,2 м/сек2, является еще очень резким
и оценивается водителями как аварийное. Водитель обычно тормозит не мгно-
венно, а с замедлением, /г — 3,3 м/сек2. Удобство езды не нарушается при
jT < 2,6 м/сек2.
В современных быстроходных легковых автомобилях иногда допускают
jT = 4,3 м/сек2. При этом, однако, предусматриваются специальные ремни
327
для крепления пассажиров к сиденьям. При испытании лучших автомобилей
в благоприятных условиях замедление достигает 8—9 м/сек2.
Фиг. 271. Противоблокиро-
вочное устройство Максаре-
Данлоп.
Фиг. 272. Распределение слагаемых пути в за-
висимости от темпа служебного торможения.
Пользуясь формулой (248) и приведенными выше данными, можно найти,
что при служебном торможении желательное значение у составляет 2,65,
а предельно допустимое 4,4.
При служебном торможении соот-
ношение между слагаемыми пути тор-
можения будет иным, чем при аварий-
ном торможении. Это иллюстрируют
кривые на фиг. 272, построенные
для va = 50 км/ч и тех же данных,
что и на фиг. 267.
Приведенные кривые показывают,
что основное значение имеет состав-
ляющая ST3, а значение времени ре-
акции водителя тем меньше, чем плав-
нее торможение.
Основная тормозная система, как
правило, действует на все колеса
автомобиля.
Любая тормозная система делится на две части: тормозной механизм
(собственно тормоза) и тормозной привод.
328
Тормозные механизмы основной системы разделяют по форме трущихся
деталей (не вращающихся) на колодочные, дисковые, ленточные и комбини-
рованные (колодочно-ленточные, колодочно-дисковые). Иногда тормозные
механизмы классифицируют по форме вращающихся деталей: барабанные
(колодочные, ленточные), дисковые и комбинированные.
Кроме того, тормоза различают по расположению трущихся деталей;
внутреннему или наружному; по расположению тормозных механизмов —
в колесах (колесные тормоза) или на полуосях после дифференциала.
Тормоза наиболее распространенных типов будут рассмотрены ниже.
Укажем лишь, что ленточные тормоза в качестве колесных в настоящее время
применяются редко; они используются как фрикционные элементы коробок
передач планетарного типа. Ленточный тормоз позволяет получить значи-
тельный тормозной эффект при достаточно гибкой ленте, но для обеспечения
чистоты оттормаживания необходимы значительные зазоры между трущи-
мися элементами, что затрудняет применение тормозных лент большой жест-
кости, и толщины.
Наибольшее распространение имеют колодочные колесные тормоза
с внутренним расположением колодок. Перспективным типом являются
дисковые тормоза. У быстроходных автомобилей тормозные механизмы рас-
полагают иногда на полуосях, что имеет свои преимущества.
§ 2. КОЛОДОЧНЫЕ ТОРМОЗА
Тормозной момент, создаваемый тормозом, в большой степени зависит
от его конструкции. В настоящее время имеется большое число конструктив-
ных разновидностей тормозов, часть из которых (колодочные 1—12 и лен-
точные 13—16 с внутренним расположением) схематически показана на
фиг. 273.
Чтобы оценить различные конструкции колодочных тормозов, рассмотрим
силы, действующие на колодки (фиг. 274), принимая для упрощения, что
ось симметрии тормозной обшивки перпендикулярна прямой, соединяющей
ось тормозного барабана с осью качания колодки х. При таком допущении
можно заменить элементарные нормальные силы, распределяющиеся нерав-
номерно по длине тормозной накладки, равнодействующей X, действующей
по оси симметрии тормозной накладки; нормальная сила X вызывает силу
трения Y — рХ, которую также можно считать сосредоточенной.
Колодка, изображенная на фиг. 274, а, называется первичной, а колодка,
показанная на фиг. 274, б, — вторичной. В первичной колодке направление
момента силы Y совпадает с направлением вращения барабана, а во вторич-
ной оно ему противоположно.
Найдем тормозной момент МТ = Yr6, создаваемый первичной колодкой.
Сумма моментов сил, действующих на колодку, относительно опорного
пальца
Ph + Yr6 — Ха = 0, (253)
откуда
у — р
а~р.гб ’
где р — коэффициент трения фрикционной пары барабан — накладка.
Искомый момент трения
1 Если это условие не имеет места, то несколько меняется расчетный коэффициент k0 [ 101 ].
329
Фиг. 273. Некоторые схемы колодочных и ленточных тормозов.
Фиг. 274. Силы, действующие на колодки тормоза.
330
Для учета длины тормозной накладки (угла охвата ф) можно ввести коэф-
фициент k0 при нормальной силе X в исходном уравнении равновесия [1011.
Тогда
(254)
где коэффициент kQ находят по графику (фиг. 275).
Пользуясь уравнениями равновесия, можно также найти для первичной
колодки остальные действующие силы:
что первичная и вторичная колод-
ки дают различный тормозной эффект. Чтобы это показать более наглядно,
приведем числовой пример,, подсчитав величину действующих моментов и
сил по формулам (254)—(256) при следующих данных:
Л = 1,6гб; а — 0,8гб\ ф — 115°; kQ = 0,865; р = 0,3.
Полученные данные в долях приводного усилия Р сведем в таблицу.
Колодка X Y Rx мт
Первичная 4,08 1,225 3,08 1,225
Вторичная 1,61 0,48 0,61 0,484
Таким образом, при одинаковой приводной силе Р и прочих равных
условиях тормозной момент, создаваемый первичной колодкой, оказался
в данном примере в 2,53 раза больше тормозного момента, создаваемого
вторичной колодкой.
. Для увеличения тормозного эффекта желательно, чтобы момент Мт
был возможно больше. Из формул (254) и (256) следует, что для этого надо
стремиться к увеличению радиуса тормозного барабана г6, коэффициента тре-
ния р, к увеличению угла охвата ф тормозной колодки (уменьшение коэффи-
циента /г 0).
Выбор радиуса барабана и угла охвата тормозной колодки связан с изно-
сом и нагревом тормоза и будет рассмотрен ниже. У существующих автомо-
билей ф- 804-140° (£0 = 0,9304-0,815).
331
Коэффициент трения фрикционной пары, состоящей из прессованной
накладки и стального барабана, при благоприятных условиях равен 0,45—
0,47, а при чугунном барабане 0,38. С повышением скорости скольжения,
температуры трущихся поверхностей и действия продуктов износа коэффи-
циент трения может уменьшаться. Поэтому при расчетах принимают обычно
р. = 0,30-т-0,35.
Из формулы (254) для момента Мт первичной колодки также следует,
что тормозной эффект можно увеличить, уменьшая размер а. При kQa -> р,гб,
Мт~> со, т. е. колодка прижимается к барабану даже при Р 0. Это явле-
ние называется заклиниванием колодки. Оно недопустимо, так как в этом
случае оттяжные пружины не в состоянии вывести колодку из соприкос-
новения с барабаном.
Заклинивание колодки исключается при
Ргб
ко
Принимая наибольшее значение и — 0,5 и наименьшее значение Ко —
= 0,785, получим
аг >• 0,61гб.
Из таблицы на стр. 331 видно, что тормозной момент, создаваемый тор-
мозом, можно'существенно изменять, меняя расположение колодок: напри-
мер, если обе колодки работают как первичные или сила первичной
колодки используется для прижатия вторичной. Учитывая это, тормоза
можно различать по величине тормозного момента, создаваемого при одина-
ковых приводных силах или прочих равных условиях.
Основными типами колодочных тормозов являются:
1. Простые или с односторонним расположением опор (схемы 1—7„
фиг. 273). В зависимости от разжимного устройства различают простые тор-
моза с равными приводными силами или с равными перемещениями.
2. Уравновешенные или с разнесенными опорами, только при переднем
(схемы 8 и 9) ходе или при переднем и заднем ходе автомобиля.
3. С усилением или серводействием, возможным только при переднем
ходе автомобиля (схемы 10—12) или при переднем и при заднем ходе авто-
мобиля.
Рассмотрим тормоза, для которых действующие, силы изображены
на фиг. 276, а значения сил и моментов, полученные из уравнений равнове-
сия, сведены в табл. 18 (индексы 1 и 2 соответствуют передней и задней
колодкам).
В простом тормозе равные приводные усилия Рг — Рг — Р (фиг. 276, а)
обеспечиваются механическим или гидравлическим разжимным устройством
в виде рабочего цилиндра с поршнями, действующими непосредственно
на колодки.
На фиг. 277, а показано клиновое механическое разжимное устройство.
При нажатии на тормозную педаль в рабочий цилиндр 1 поступает жидкость,
а при пользовании ручным рычагом тяга перемещается в направлении
стрелки-. В любом случае тяга 2 и клин 5 перемещаются вверх. Шарики 4
скользят по скошенным поверхностям сухарей 3, заставляя их расходиться
вместе с колодками. Выравнивание усилий на колодках обусловлено тем,
что шарики 4 свободно лежат в своем гнезде.
Тормоз с равными приводными силами представляет собой простую
и надежную конструкцию. Однако из приведенного выше примера (стр. 331)
видно, что первичная колодка прижата к барабану значительно сильнее
вторичной, что приводит к более быстрому износу тормозной обшивки пер-
вичной колодки.
Некоторое выравнивание степени износа тормозных накладок обеих
колодок достигается: 1) увеличением длины накладки первичной колодки
332
333
Таблица 18,
Приводные силы и тормозной момент колодочных тормозов основных типов
Тип тормоза Приводные силы Тормозной момент
М -р = М у J -f- М |л£ув%*
С одно- сторонним положе- нием опор с равными перемеще- ниями Р2 = Рг koia — Ргб h Pr (k02a Ч- цгб) + Р2 (£01а — цгб) И 6 (kna — ргб) (kQ2a + р,гб) 100
с равными привод- ными силами Р1=Р* рг М (^01 + ^ог) 6 (^pi« — 4- fir6) 124
С разнесенными опорами Р1 — Рг ЪРгб-r— kQa — fire 176
С усилением * Для числового Pi^Px-r *01° — примера (см. стр. 331). рГб (£01а — цгб) (k02a — цгб) 361
по сравнению со вторичной (автомобили ГАЗ-51 А, М-20 «Победа» и др.)
или выполнением колодок разными по длине (схема 3 фиг. 273); 2) увели-
чением толщины накладки первичной колодки; 3) применением ступенчатого
рабочего цилиндра гидравлического привода, обеспечивающего Р2 ^1»
например, тормоз автомобиля BMW (фиг. 278), где ступенчатый рабочий
тормозной цилиндр имеет нижнее расположение.
В рассматриваемом тормозе (фиг. 276, а) Хг 4= Х2 и Yг 4= К2, поэтому
подшипники колеса при торможении нагружаются дополнительной силой,
составляющие которой для приведенных выше данных имеют следующее
'значение: Хг — Х2 — 2.47Р и Уг — У2 — 0,74Р. Следовательно, тормоз
является неуравновешенным.
В тормозе с односторонним расположением опор равные перемещения
колодок возможны при механических разжимных устройствах в виде сим-
метричного кулака (грузовые автомобили ЗИЛ, МАЗ, КрАЗ) или клина.
В частности, в тормозе Гирлинг (фиг. 277, б) при торможении тяга с клином 8
и шариками 7 перемещается в направлении стрелки. Симметричная форма
клина обеспечивает равные перемещения сухарей 6 и колодок.
В тормозе с равными перемещениями колодок (фиг. 276, б) имеем Xi — Х2;
Уг = У2 и, как следствие, одинаковый износ накладок. Однако приводные
силы получаются разными Рг < Р2. Недостатком данного тормоза является
несколько меньший тормозной момент, чем у тормоза предыдущего типа
(см. табл. 18).
В тормозе с разнесенными опорами (фиг. 276, в) обе колодки являются
первичными. Это, с одной стороны, увеличивает тормозной момент, а с дру-
гой — обеспечивает одинаковый износ колодок и делает тормоз уравнове-
шенным, так как дополнительная нагрузка на подшипники колеса при тор-
можении отсутствует.
Тормоз с разнесенными опорами применяется для передних колес легко-
вых автомобилей «Москвич-407», М-21 «Волга», ГАЗ-13 «Чайка», ЗИЛ-111
и др. Сочетание такого тормоза с обычным на задних колесах позволяет
более просто получить желаемое распределение тормозных усилий (PTi >
>• РТ2) и сохранить одинаковыми размеры многих деталей тормозов перед-
них и задних колес.
334
У тормоза с разнесенными опорами (фиг. 279, а) связь колодок с опорами
шарнирная. - Трубопровод, соединяющий оба рабочих цилиндра, выравни-
вает давление в них. Одной из особенностей тормоза того же типа (фиг. 279, б)
является рычажная связь колодок с опорами. При этом на оси 3 создается
значительное трение между колодкой и опорными рычагами, которого
не может преодолеть стяжная пружина. Поэтому при торможении колодка,
поворачиваясь вокруг оси, занимает правильное положение относительно ба-
рабана. Это положение колодки сохраняется при оттормаживании, в резуль-
тате чего отпадает необходимость в одной из точек регулировки тормоза.
Фиг. 278. Тормоз автомобиля BMW со ступенчатым рабочим цилиндром.
Недостатком тормоза с разнесенными опорами является уменьшение
тормозного эффекта при заднем ходе автомобиля, например при торможе-
нии остановленного автомобиля на подъеме ручным тормозом. Поэтому
для задних колес, на которые' действуют стояночный тормоз, тормоз с раз-
несенными опорами обычно не применяется. Описанный недостаток устра-
няется у тормоза, если он имеет разнесенные опоры, при вращении колеса
в любом направлении.
В тормозах, описанных выше, каждая колодка имела фиксированную
ось вращения (ось пальца), т. е. одну степень свободы. В тормозе с разнесен-
ными опорами колодка является «плавающей», т. е. обладает двумя степе-
нями свободы и не имеет фиксированной точки вращения'(фиг. 279, в). При
торможении колодки раздвигаются и под действием сил трения смещаются
по направлению вращения. Каждая из колодок, действуя на соответствую-
щий поршень рабочего цилиндра, сдвигает его до упора в торец цилиндра,
являющегося неподвижной опорой для конца колодки.
Испытания тормозов такого типа показали, что по сравнению с обычными
тормозами тормозной путь при аварийном торможении сократился на 22—
35% (в зависимости от начальной скорости движения автомобиля) и зна-
чительно уменьшилось усилие на педали при служебном торможении.
335
Общим недостатком тормозов с разнесенными опорами является некоторое
усложнение их конструкции.
В тормозе с усилением (фиг. 279, г) обе колодки первичные, но усилие,
передающееся на заднюю колодку, дополнительно увеличивается по срав-
нению с приводной силой вследствие наличия трения передней колодки
Фиг. 279. Колодочные тормоза:
а —гс разнесенными опорами и шарнирной связью с опорными пальцайи (автомобиль ЗИЛ-111); б —
с разнесенными опорами и рычажной связью с опорными пальцами (автомобили ГАЗ); в — с «плаваю-
щими» колодками; г — с усилением при переднем и заднем ходе (автомобиль ЗИЛ-110).
о барабан. В этом тормозе колодки связаны одна с другой и не связаны с опор-
ным тормозным диском. Поэтому приводной силой для задней колодки
является не сила Р, а сила RxX > Р, т. е., пользуясь данными примера
на стр. 331, сила 3,08Р. Это обеспечивает увеличение тормозного эффекта
(см. табл. 18).
Основное преимущество .тормоза с усилением — возможность существенно
повысить тормозной эффект при прочих равных данных — используется,
например, в легковых автомобилях большого веса (ЗИЛ-110), где небольшое
усилие на тормозной педали обеспечивается без применения усилителя.
336
Фиг. 280. Влияние коэффициен-
та трения на передаточное
число ir тормоза (внутреннее)
для тормозов различных типов:
1 — простой тормоз с равными пе-
ремещениями; 2 — простой тормоз
с равными приводными силами;
3—тормоз с разнесенными опорами;
4 — тормоз с усилением.
меняя их расположение,
К недостаткам тормоза с усилением следует отнести резкое нарастание
тормозной силы при торможении, что может вызвать скольжение колеса
и, следовательно, занос автомобиля, а также увеличение разницы в износах
тормозных накладок, так как Х2 > Хх (в приведенном выше примере Х2 =
= 3,08Х1г тогда как в тормозе с равными приводными силами Хг = 2,53Х2),
и значительное удельное давление (для задней колодки сила Х2 возрастает
с 1,61Р при обычном тормозе до 12,6Р в тормозе с усилением).
Недостатком тормоза с усилением только при переднем ходе автомобиля
является меньший, чем в обычном тормозе, тормозной момент при заднем ходе
автомобиля.
Тормоз, показанный на фиг. 279, г, не имеет этого недостатка и дает оди-
наковый эффект как при переднем, так и при заднем ходе автомобиля.
Верхние концы колодок прижаты пружи-
нами к неподвижному опорному пальцу 5,
а нижние концы связаны между собой регули-
ровочной муфтой 8 и пружиной. При торможе-
нии поршни рабочего цилиндра 6 с помощью
штоков 4 воздействуют на колодки 9. Вслед-
ствие этого в первую очередь к барабану при-
жимается левая колодка, имеющая более сла-
бую пружину, и наконечник ее отходит от опор-
ного пальца 5. Войдя в соприкосновение с тор-
мозным барабаном, колодки перемещаются в на-
правлении вращения до упора одной из них
в палец 5, после чего обе колодки работают
как первичные; так как тормоз симметричен,
то изменение направления вращения не меняет
его действия. Все тормоза с усилением явля-
ются неуравновешенными.
Из рассмотрения конструктивных схем
колодочных тормозов следует, что даже при
заданных размерах тормозных колодок можно,
получить изменение тормозных моментов в 3,6 раза (см. табл. 18). При
заданной величине тормозного усилия Рт в указанных пределах будет
меняться приводная сила (усилие на педали), необходимая для торможения
автомобиля. Эта разница обусловлена влиянием сил трения колодок о бара-
бан, зависящих от коэффициента трения р. Изменение коэффициента трения,
возможное в эксплуатации, влияет на работу тормоза и тем сильнее, чем
большую роль играют силы трения. Поэтому конструкции тормозов оцени-
вают по их чувствительности к изменению коэффициента трения. Чем меньше
чувствительность тормоза, тем выше устойчивость автомобиля, особенно
при аварийном торможении.
Воспользуемся понятием внутреннего передаточного числа тормоза
которое показывает, во сколько раз силы трения на ободе тормозного бара-
бана превышают приводные силы.
На фиг. 280 показано, как меняется передаточное число 1Т в зависимости
от коэффициента трения |т для тормозов рассмотренных типов. Простой тор-
моз с равными перемещениями (кривая /) имеет малое передаточное число,
но зато и малую чувствительность к изменению коэффициента трения.
Например, падение коэффициента трения у тормоза с усилением левого
колеса с 0,4 до 0,25 обусловливает разницу между тормозными силами левого
и правого колес в 3 раза. Поэтому опасность появления заноса автомобиля
и увеличения тормозного пути в случае установки тормоза с усилением наи-
большая.
22 Литвинов
337
Для средних величин коэффициента трения, когда исключено заклинив
вание колодок, рекомендуются следующие значения внутреннего передаточ-
ного числа тормоза [103]:
простой тормоз с равными перемещениями.......................До 2
простой тормоз с равными усилиями............................ » 2,5
тормоз с разнесенными опорами................................... >4
тормоз с усилением.............................................. >6
В настоящее время наблюдается тенденция к применению простых тор-
мозов при необходимости с усилителем, компенсирующим малую вели-
чину iT.
§ 3. ДИСКОВЫЕ ТОРМОЗА
Дисковые тормоза постепенно получают все большее распространение
в качестве колесных тормозов. Различают две конструктивные разновидности
этих тормозов: 1) с вращающимся тормозным диском; 2) с вращающимся кор-
пусом.
В первом случае (тормоз Данлоп) со ступицей колеса связан тормозной
диск 1 (фиг. 281, а). В неподвижном корпусе 4 помещаются рабочие цилиндры
Фиг. 281. Дисковые тормоза с вращающимся диском.
гидравлического привода. От поршней 2 осевые усилия передаются на фрик-
ционные подушки 3. На фиг. 281, б показаны детали другой подобной кон-
струкции (тормоз Локхид). Число пар фрикционных подушек может быть
равно также двум или трем. Тормоз, как правило, полностью открыт. Сво-
бодный доступ воды, пыли, грязи на поверхность диска является недостат-
ком конструкции. Необходимо, чтобы уплотнение у поршней рабочих цилин-
дров было надежным. Вес вращающихся деталей в тормозе данного типа
получается минимальным, а условия охлаждения наилучшими.
Дисковый тормоз с вращающимся корпусом, спроектированный для авто-
буса, изображен на фиг. 282.
Тормозной механизм размещен внутри чугунного корпуса 1, наружная
половина которого соединена со ступицей 2. Диски 3 с фрикционными наклад-
ками 9, имеющими форму сегментов, располагаются между трущимися
поверхностями корпуса и крышки корпуса. Тормоз включается с помощью
двух рабочих цилиндров 8 гидравлического привода и восьми стальных шари-
ков 7, помещенных между дисками. Для размещения шариков на внутренней
поверхности каждого диска против фрикционных накладок сделаны наклон-
ные канавки. Диски стянуты пружинами 5.
338
Рабочие цилиндры 8, расположенные тангенциально внутри тормоза,
укреплены на поворотной цапфе 6. Поршни рабочих цилиндров действуют
на диски. При торможении поршни расходятся, поворачивая диски один
относительно другого.
Устройство дискового тормоза автомобиля Крайслер показано на
фиг. 283, а. Корпус 4 рабочего цилиндра закреплен на диске 2, а шток
цилиндра упирается в углубление на выступе диска 1. Схема шарикового
усиливающего приспособления показана на фиг. 283, б. При торможении,
когда диск 1 (фиг. 283, а) смещается относительно диска 2, шарики 3 переме-
щаются по наклонным плоскостям в более мелкую часть канавок, раздвигая
Фиг. 282. Дисковый тормоз с
вращающимся корпусом (НАМИ-ЛАЗ).
диски и заставляя их прижиматься накладками к вращающемуся корпусу.
Вследствие этого происходит усиление торможения (серводействие).
Тормоз снабжен механизмом автоматического поддержания постоянства
зазора между трущимис^ поверхностями.
В отличие от предыдущей конструкции тормоз хорошо защищен от попа-
дания воды и грязи и может быть легко герметизирован.
Чтобы дать более наглядное представление об особенностях дисковых
тормозов, приведем данные НАМИ по сравнительному расчету (табл. 19)
Таблица 19
Сравнительная характеристика колодочного и дискового тормозов
(по данным НАМИ)
Оценочный^лараметр Легковой автомобиль Грузовой автомобиль
Колодоч- ный тормоз Дисковый тормоз Колодоч- ный тормоз Дисковый тормоз
без усиления С усилением без усиления С усилением
Площадь F поверхности трения в см2 252 720 720 1263 970 970
Максимальное удельное давление ртах в кг]см“ . . . 12,7 6,9 18,6 11,2 2,3 10
Ртах : Pmin 3,8 1,0 1,0 2,8 1,0 1,0
Момент трения Му в кгм 114 205 555 885 123 940
22:-
339.
колодочного и дисковых тормозов легкового (тормоз переднего колеса авто-
мобиля М-20 «Победа») и грузового (тормоз заднего колеса автомобиля
МАЗ-200) автомобилей. При расчете наружный диаметр тормоза и приводные
силы приняты такие же, как у существующего колодочного тормоза.
В качестве оценочных параметров, кроме поверхности трения F и наиболь-
шего удельного давления <?тах, принято также отношение qm^ : gmin,
характеризующее неравномерность износа фрикционных накладок, и пол-
ный тормозной момент Л4Г, развиваемый тормозом.
Рассмотрим результаты расчета для легкового автомобиля. Дисковый
тормоз без усиления по всем оценочным параметрам лучше колодочного.
Значительная поверхность трения по-
зволяет делать фрикционные накладки
не сплошными, а в виде отдельных
круглых дисков или в последние годы
в виде сегментов (фиг. 281, б). При этом
сохраняется достаточная площадь тру-
щихся поверхностей и удается сущест-
венно улучшить вентиляцию тормоза.
Переход на дисковый тормоз с усиле-
нием дает возможность значительно
уменьшить размеры тормоза.
Тормоз затянут
Фиг. 283. Детали дискового тормоза автомобиля Крайслер с вращающимся
корпусом.

На грузовых автомобилях большой грузоподъемности целесообразно
устанавливать дисковый тормоз с усилением, как обладающий лучшими
параметрами, чем колодочный. Применение дискового тормоза без усиления
обеспечивает необходимый момент трения лишь при увеличении числа
поверхностей трения (числа дисков), что, однако, конструктивно не всегда
приемлемо.
Испытания показывают, что при дисковых тормозах благодаря более
равномерному износу и большей жесткости тормоза допустимы более высо-
кие удельные давления.
К преимуществам дисковых тормозов по сравнению с колодочными отно-
сится следующее:
1. Возможность значительного увеличения поверхностей трения фрик-
ционных накладок, а следовательно, уменьшения удельного давления на них.
2. Равномерное распределение давления по поверхности контакта и, как
следствие, равномерный износ трущихся поверхностей и более редкие регу-
лировки тормоза.
340
3. Большая поверхность охлаждения и хорошие условия для него (осо-
бенно у тормозов с вращающимся диском). Испытания показывают, что
в этом случае повышается эффективность торможения. Чтобы затормозить
легковой автомобиль весом 2000 кг с замедлением около 5 м/сек?, требовалось
приложить к педали усилие 35 кг при колодочном тормозе и 25 кг — при
дисковом. После десяти последовательных торможений со скорости 80 км/ч
до остановки автомобиля потребное усилие на педали при колодочном тор-
мозе возросло на 43%, а при дисковом тормозе, лучше охлаждаемом, усилие
увеличилось лишь на 28%.
4. Уравновешенность осевых сил, действующих на диск, и отсутствие сил,
направленных перпендикулярно оси тормоза.
5. Более благоприятный характер деформации деталей тормоза. Диски
деформируются в осевом направлении в отличие от радиальной деформации
барабана колодочного тормоза, вызывающей искажение его формы и нару-
шающей зазоры между трущимися поверхностями.
6. Возможность работы с малыми зазорами, что позволяет сократить время
срабатывания тормоза и увеличить передаточное число.
7. Независимость эффективности торможения от степени износа накладок.
8. Малая чувствительность тормоза к изменению коэффициента трения
(это относится к тормозам без серводействия).
9. Простота обеспечения одинакового тормозного момента как при перед-
нем, так и при заднем ходе автомобиля.
10. Меньший вес тормоза при одном и том же тормозном моменте. Это
преимущество относится к тормозу с вращающимся диском. Тормоз с вра-
щающимся корпусом получается, как правило, более тяжелым и дорогим.
Широкое внедрение дисковых тормозов требует решения ряда вопросов:
уменьшения нагрева жидкости в рабочих цилиндрах, правильного выбора
числа пар фрикционных подушек и др.
§ 4. ИЗНОС И НАГРЕВ ТОРМОЗОВ
Процесс торможения, особенно аварийного, предполагает переводе корот-
кое время большого количества механической энергии в тепловую.
Мощность, затрачиваемая на разгон автомобиля с ускорением ja м/сек2,
N GaioPa*
^раз и 270g ’
где б — коэффициент неравномерности вращающихся масс.
При торможении с замедлением /т м/сек2 мощность, поглощаемая тормо-
зами, приблизительно составляет
к] _____ GajTva
торы 270g '
Ускорения при разгоне невелики и для легковых автомобилей редко
достигают 1 м/сек2. Замедления при торможении могут составлять 6—
8 м/сек2. Можно показать, что мощность, поглощаемая тормозами, часто
превосходит мощность двигателя в 4—5 раз, а иногда и в 9—10 раз.
Например, для разгона легкового автомобиля весом 1800 кг до скорости
130 км/ч с ускорением 1 м/сек2 необходимо время около 39 сек и мощность
двигателя 75 л. с. Торможение до полной остановки со скорости 130 км/ч
с замедлением 6 м/сек2 потребует 5,9 сек с учетом действия сил сопротивления
движению. Средняя мощность тормозной системы должна при этом составить
250 л. с., а количество выделившегося тепла должно быть равно около
260 ккал.
При торможении грузового автомобиля весом 15 т со скорости 65 км/ч
с замедлением 6 м/сек2 тормоза должны поглотить в среднем мощность
1000 л. с., которой соответствует выделение 535 ккал тепла. Если автомобиль
341
должен двигаться на уклоне 10% со скоростью 36 км/ч, то средняя мощность
Формозов должна составлять 130 л. с., а количество выделенного тепла при
длине спуска 6 км (продолжительность движения 10 мин) достигнет
14 400 ккал.
Большое количество тепла, выделяемого при торможении, ухудшает
тормозные качества автомобиля и ускоряет износ тормозов. При нагревании
часто наблюдается уменьшение эффективности тормозов (так называемое
явление фэдинга). Оно объясняется отчасти понижением коэффициента тре-
ния некоторых материалов тормозных накладок вследствие испарения при
нагреве связующего вещества и образования на поверхности накладки как
бы смазочного слоя. Также изменяются размеры деталей тормоза из-за
их нагрева. Тепло, образующееся в месте контакта трущейся пары фрик-
ционная накладка — барабан, вызывает более сильный нагрев последнего
и увеличение его радиуса. В результате этого тормозной момент уменьшается,
так как колодка начинает прижиматься к барабану только средней частью.
Кроме того, вследствие деформации барабана возрастает перемещение педали
(примерно на 15—18% при температуре тормоза 300° С в случае гидравли-
ческого привода). Когда тормоз остывает, начальный радиус барабана вос-
станавливается, но он может оказаться меньше радиуса тормозной обшивки,
и тогда повысится износ ее концов. Изменение радиуса барабана при нагреве
не только ухудшает тормозные свойства; но и ускоряет износ трущихся
поверхностей.
К трущейся паре тормозная накладка — барабан (диск) предъявляются
следующие основные требования:
1. Обеспечение коэффициента трения в пределах 0,30—0,35. Малое изме-
нение этого коэффициента при длительном торможении и сильном нагреве,
а также при повышении скорости скольжения трущихся элементов.
Коэффициент трения не должен заметно меняться при попадании масла
или воды на трущиеся поверхности. Конструкция барабана должна быть
такой, чтобы на него не попадали грязь, вода и масло.
2. Высокая прочность и жесткость. Накладка, обладающая высокой
жесткостью и твердостью, имеет малые упругие деформации, что позволяет
увеличить передаточное число тормозного привода. Для этой же цели на тол-
щину накладки устанавливаются определенные допуски (±0,1—0,2 мм
и менее). Накладка должна также хорошо сопротивляться сжатию, не давать
трещин при креплении к колодке.
Тормозной барабан должен быть жестким, иначе вследствие наличия его
деформации будет ускоряться износ накладок. Барабан должен быть также
прочным и не давать трещин от неравномерного нагрева и других причин.
Как показывают испытания, при частых торможениях автомобиля
на больших скоростях температура на внутренней поверхности барабана
может достигать 700—800° С, а на наружной 200—250° С. Поэтому необхо-
димо, чтобы материал барабана хорошо работал в условиях неравномерного
и быстрого нагрева.
3. Медленный износ трущихся поверхностей без задиров на барабане.
Материал барабана должен быть устойчивым против коррозии, а в тормозной
накладке при нагреве не должно появляться кристаллических вкраплений,
вызывающих коррозию барабана.
4. Сохранение физических свойств накладки и барабана при нагреве.
Накладки должны выдерживать нагревание до 350—400° С без обугливания
и выкрашивания и без выплавления пропитки. Материал барабана должен
сохранять фрикционные свойства и износостойкость при повышении темпе-
ратуры до 400° С.
5. Материал тормозной накладки не должен изменять своих свойств
вследствие естественного старения.
Тормозные накладки изготовляются из различных материалов и в раз-
ной степени удовлетворяют перечисленным выше требованиям. Широкое
342
распространение имеют накладки из волокнистого асбеста с органическими
связующими элементами (синтетические смолы, минеральные и растительные
масла, каучук и т. д.). Применяется также и пластмасса из эбонита с различ-
ными компонентами. Тормозные накладки могут быть плетеными или прессо-
ванными и формованными. В последнем случае накладка обладает большей
жесткостью и лучше поддается обработке, что позволяет увеличивать переда-
точное число тормозного привода. Преимуществом плетеных накладок
является более высокий предел прочности при растяжении (200—250 кг/см2),
чем прессованных и формованных (50—140 к,г/см2}.
Испытания показывают, что при прессованных накладках с пропиткой
синтетическими смолами коэффициент трения имеет большие значения,
чем при прессованных накладках, пропитанных бутадиеновым каучуком.
Износ накладок быстро растет с увеличением температуры. Многочислен-
ными испытаниями обшивок различных типов (прессованных, тканых и др.)
при работе со стальными и чугунными барабанами (легированными и неле-
гированными) установлено, что износ накладки увеличивается в 2—5 раз
в случае повышения температуры со 100 до 300° С.
Перспективными являются тормозные накладки, изготовленные мето-
дами порошковой металлургии (металлокерамические и из прессованной
металлической окалины). Такие накладки представляют собой пористую
массу, получаемую в результате формирования под высоким давлением при
температуре свыше 500° С смеси меди, олова, свинца, графита, карбида крем-
ния, окиси алюминия, кремнезема и др. Металлокерамические накладки
и накладки из прессованной металлической окалины хорошо работают в тяже-
лых температурных условиях, не вызывают заедания, сохраняют стабиль-
ную величину коэффициента трения в различных условиях, в том числе при
попадании на трущиеся поверхности воды и грязи.
Тормозной барабан должен хорошо отводить тепло, что может быть обус-
ловлено свойствами материала, достаточной массой, развитой поверхностью
охлаждения. Наряду с этим вес тормозного барабана, входящий в непод-
рессоренные части автомобиля, должен быть возможно меньшим.
Тормозные барабаны могут быть литыми или штампованными из одного
материала (чугун, стальное литье) или биметаллическими (стальной с ободом
из чугуна или алюминиевых сплавов, алюминиевый со вставками из чугуна
и т. п.).
Наилучшими качествами обладают биметаллические барабаны (стальные
с чугунным ободом), получившие наибольшее распространение на легковых
автомобилях. Эти барабаны обладают требуемой жесткостью и хорошо отво-
дят тепло.
На грузовых автомобилях большей частью применяют литые барабаны
из серого и особенно легированного чугуна (никелевого, меднистого), обла-
дающего высокой прочностью и износостойкостью при достаточно хорошем
отводе тепла. Удовлетворительно работают барабаны из перлитного чугуна,
удельная теплоемкость которого на 50—70% выше, чем у обычного серого
чугуна, что позволяет увеличить допустимую тормозную мощность на 20—
30%.
Штампованные барабаны имеют малую жесткость и плохо отводят тепло;
их применяют для тормозов легковых автомобилей малого, веса. При штам-
пованных барабанах износ фрикционных обшивок получается наибольшим.
Рассмотрим в первом приближении, какие величины непосредственно
влияют на размеры тормозной накладки.
В полученные выше выражения для тормозного момента (см. табл. 18)
не вошла ширина (площадь) тормозной накладки, определяемая допусти-
мым износом и нагревом тормоза.
Выше было найдено, что тормозная сила
Рт = — /
т g
343
Если эту силу привести к ободу тормозного барабана, то получим
Ртб^Рт-^^-^-ir-^- (257)
Обозначая через р среднее удельное давление тормозной накладки
на барабан, можно написать:
Рте = Н 2 (X1 + X 2) = [ipF-р, (258)
где FT — площадь проекции трущихся поверхностей накладок.
Знак S в формуле (258) распространен на число тормозов автомобиля.
Приравнивая правые части выражений (257) и (258), найдем
ir = JL (259)
Ft ’ гб ' g
Знаменатель полученного выражения постоянен для данного автомобиля.
Чтобы тормозные качества автомобиля сохранились в эксплуатации доста-
точно долго, желательно, чтобы = 2,7ч-3,0, а среднее удельное давление р
при аварийном торможении не превосходило 9 kzIcm? (колодочные тормоза).
Учитывая эти данные, проверяют размеры тормоза с тем, чтобы среднее
удельное давление не выходило за рекомендуемые пределы. Очевидно, что
на основании выражения (259) можно написать:
_ Ga гк /г
Р fT ’ гб' gg
(260)
Ограничение работы тормоза при нагреве определяется допустимыми
повышениями температуры тормозной обшивки, уплотнительных манжет
рабочих цилиндров гидравлического привода и шин.
Современные тормозные накладки могут длительное время выдерживать
температуру до 350—450° С на поверхности трения. Допустимая температура
для уплотнительных манжет рабочих цилиндров находится в пределах
170—190° С. Температура шин в месте соприкосновения с ободом не должна
превышать 90—95° С.
При расчете тормоза на нагрев (длительное торможение) удобно в первом
приближении использовать параметры существующих, проверенных прак-
тикой конструкций.
Покажем, какие величины могут быть приняты в качестве таких пара-
метров.
Количество тепла, выделяемого в 1 сек при торможении,
Q = ккал!сек,
где vCK — скорость скольжения тормозной накладки по барабану;
V =
ск 3,6 гк •
Удельное количество тепла
_ __ Q _ ЩЯск
4 ~ FT ~ 427 •
Таким образом, удельное количество тепла, выделяемого при торможе-
нии, пропорционально удельной мощности при скольжении барабана по тор-
мозной накладке Из формулы (260) найдем
Ft r6 g
Тогда
__ Gq Уд jr
Р-Р^ск FT ' 3 6 • g
(261)
344
При сравнении различных автомобилей определенного класса, например
при режиме аварийного торможения, когда jT = gtp, можно считать произ*
ведение vajT = и^ф постоянным. Тогда удельная мощность при скольже-
нии тормозной накладки по барабану пропоэциональна отношению ~.
Температура тормозного барабана зависит отсоотношения между количе-
ством подводимого и отводимого тепла. С увеличением площади FT растет
и охлаждающая поверхность.
Отношение может быть принято в качестве параметра для первичной
оценки нагрева тормозов. При этом предполагается, что при создании тор-
моза условия охлаждения явля-
ются оптимальными.
На фиг. 284 приведены данные
о площадях тормозных накладок
Рт
и отношении , подсчитанные
для большого количества легко-
вых автомобилей. Обработка дан-
ных (кривые 1 и 2) указывает
на увеличение площади Fr с повы-
шением веса автомобиля.
В среднем можно считать, что
у существующих автомобилей от-
ношение -^- = 1,5 ч-2,0 кг/см2, для
Ft
Q
легковых автомобилей и =
/•г
= 2,04-4,0 кг/см2 для автобусов,
грузовых автомобилей и прице-
пов. Меньшие значения отношения
для легковых автомобилей
Гу
обусловлены большей опасностью
их нагрева вследствие: 1) более
высоких средних скоростей дви-
Фиг. 284. Площади Ft тормозных накладок и
Ft
отношения — легковых зарубежных автомо-
билей:
жения и больших замедлений; F
2) худших условий Охлаждения 1 — средняя площадь Fr; 2 — отношение (кри-
тормоза, размещенного в колесе, 1б,4\
закрытом крылом кузова. вая удовлетворяет уравнению j .
Величина >- 3 кг/см? ука- ° '
*Т L-
зывает на повышенную напряженность работы тормозной системы. Это
вполне допустимо, например, при наличии дополнительной тормозной си-
стемы, которая значительно сокращает время использования, а следова-
тельно, нагрев и износ основной тормозной системы.
Итак, износ и нагрев тормозов зависят от отношения или, если
учесть конструктивные возможности, от площади тормозных накладок FT.
Для колодочных тормозов
\FT = ЪгбЬ (фг 4- ф2),
(262)
где b — ширина тормозной обшивки, а число слагаемых под знаком суммы
равно числу тормозных механизмов;
Ф1 и ф2 — углы охвата тормозных колодок.
Из формулы (262) следует, что для увеличения площади надо увеличивать
радиус тормозного барабана, ширину тормозной накладки и углы охвата
тормозных колодок.
345
Фиг. 285. Схема износа тормозной
накладки (заштрихована изнашиваю-
щаяся часть).
Уменьшение износа тормозов
Увеличение радиуса тормозного барабана является особенно эффектив-
ным средством уменьшения износа тормоза, так как знаменатель в формуле
(260) зависит от г|. Увеличение размеров тормозного барабана ограничено
диаметром обода колеса и необходимостью наличия просвета 20—30 мм между
ободом колеса и тормозным барабаном для лучшего охлаждения тормоза.
Увеличение углов охвата тормозных обшивок целесообразно лишь
до определенных пределов. Удельное давление и, как следствие, износ распре-
деляются по длине тормозной накладки неравномерно. В средней части
накладки наблюдается наибольший износ, который уменьшается по мере
прибли ения к ее концам. На фиг. 285 часть тормозной накладки, подвер-
женная износу, заштрихована, а часть, остающаяся неизношенной, черная.
Принимать ср — 180° нецелесообразно, так как в этом случае не используется
часть объема накладки. Если уменьшить
угол охвата на одну треть, приняв ср=120°,
площадь проекции тормозной накладки со-
ставит 86,6% от площади при ср =180°;
при ср—60° площадь проекции тормозной
накладки соответственно уменьшится до
50%. Таким образом, увеличение угла
охвата сверх определенного предела мало
влияет на уменьшение износа тормозной
накладки. Лабораторные испытания по-
казали, что при чрезмерной длине тормоз-
ной накладки ухудшается вентиляция тор-
моза и повышается температура тормоз-
ного барабана. Практически у существую-
щих колодочных тормозов ср = 80ч-140о.
Увеличение площади FT может быть
достигнуто также изменением типа и кон-
струкции тормоза, например, переходом
от колодочного тормоза к дисковому, от
дискового с двумя поверхностями трения
к дисковому с несколькими поверхностями
трения,
и его последствий может быть достигнуто
также путем:
1) улучшения свойств материала тормозных накладок и барабанов;
2) герметизации тормоза;
3) автоматического поддержания постоянства зазора между трущимися
поверхностями во время эксплуатации;
4) более полного использования материала тормозных накладок.
Наряду с улучшением свойств материала тормозных накладок, у легко-
вых автомобилей высокого класса иногда хромируют трущиеся поверхности
барабана и тормозного кулака.
При герметизации тормоза, исключающей попадание песка и грязи (уве-
личивающих износ), а также воды (уменьшающей коэффициент трения)
на трущиеся поверхности, по данным испытаний срок службы тормозов уве-
личивается в 2 раза и более.
Необходимость в автоматическом поддержании во время эксплуатации
постоянства зазоров между трущимися поверхностями возникает в связи
с тем, что вследствие износа тормозов нарушаются регулировки и увеличи-
ваются затраты времени на техническое обслуживание.
Регулировки тормозного механизма делятся по назначению на эксплуа-
тационные, служащие для компенсации износов трущейся пары, и устано-
вочные, применяемые при смене колодок или тормозных накладок. По способу
выполнения регулировки могут быть ручными или автоматическими. Число
34G
точек ручной регулировки в тормозном механизме может быть от одной
до четырех.
В тормозе, изображенном на фиг. 279, а каждая колодка прижата
к эксцентрику 1 и сидит на эксцентричном пальце 2. Установочная регули-
ровка тормоза каждого колеса производится в четырех точках. В тормозе,
показанном на фиг. 278, имеются две точки регулировки — эксцентричные
опорные пальцы 2. Правильное положение нижних частей колодок, обеспе-
чивается автоматически, что описано ниже. В тормозе, приведенном
на фиг. 279, г, также имеются две регулировки. Правая колодка прижата
пружиной к эксцентрику 7, а между колодками установлена регулировочная
муфта 8. Зазоры между колодками и барабаном регулируются со стороны
правой колодки эксцентриком 7, а со стороны левой — муфтой 8.
Приспособления для автоматического поддержания постоянства зазора
могут быть фрикционными, храповыми, гребенчатыми, заклинивающими.
В тормозе автомобиля BMW (фиг. 278) наряду с эксцентричными паль-
цами 1 имеется фрикционное приспособление (фиг. 286, а), в котором палец 4
жестко связан с опорным диском. Зазор между пальцем и втулкой 7 соот-
ветствует нужной величине зазора между колодкой и барабаном. Отверстие 5
в тормозной колодке значительно больше наружного диаметра втулки 1.
Фрикционные шайбы 2 и плоская пружина 3 создают значительное трение
между втулкой 1 и барабаном.
При торможении колодка с шайбами смещается в сторону барабана
в пределах зазора Д. Если вследствие износа зазор превысит величину А,
то при тормо ьении, после того как втулка упрется в палец, колодка под
действием приводной силы сместится дальше, преодолевая силы трения.
При оттормаживании колодка с шайбами и втулкой отойдет от барабана как
одно целое, так как возвратная пружина не может преодолеть трения во фрик-
ционном приспособлении. Таким образом, несмотря на новое положение
колодки, зазор Л будет сохранен.
В храповом устройстве (фиг. 286, б), удобном в случае пневматического
тормозного привода, при торможении рычаг 6 поворачивается по часовой
стрелке. Усилие передается через собачку 8 обойме 12 и валу разжимного
кулака 7. Если обойма повернется на угол, больший а, то вместе с ней пере-
местится и храповое колесо 9. При оттормаживании обойма 12 повернется
назад на угол а, обеспечивающий необходимый зазор между колодками
и барабаном. По мере износа храповое колесо 9 будет поворачиваться на все
больший угол и фиксироваться в данном положении собачкой 10, сидящей
в неподвижной опоре 11.
При гидравлическом приводе целесообразно применение гребенчатого
приспособления (фиг. 286, в). Усилие колодке передается через штангу
с гребенкойфДлина штанги может изменяться только в сторону увеличения.
По мере износа штанга раздвигается при торможении все больше. При оттор-
маживании колодки отходят от барабана на одну и ту жу величину, опреде-
ляемую зазором Л между ушками штанги и штифтами, жестко связанными
с колодками.
В дисковом тормозе с тангенциальным перемещением дисков (фиг. 283)
применяется приспособление, изображенное на фиг. 286, г. Штифт 14 может
свободно перемещаться только в одну сторону; при движении в обратную
сторону он заклинивается шариками 15 и конической поверхностью втулки 16.
Необходимый зазор между дисками обеспечивается разностью Д расстояний
между ушками 13 и 17 и длиной штифта 14. Аналогичное устройство 4
имеется в дисковом тормозе с вращающимся корпусом (фиг. 282).
Поддержание постоянства зазора между трущимися поверхностями тор-
моза имеет большое значение для обеспечения наименьшего тормозного пути.
Обследования показали, что увеличение зазоров ме + ду колодками и бара-
баном вызывает снижение эффективности торможения на автомобилях типа
ГАЗ-51 на 20—25%, а типа ЗИЛ-150 и МАЗ-200 — на 45—50% [31 ].
347
Обычно тормозные накладки крепятся к колодкам заклепками, а у авто-
мобилей большой грузоподъемности — болтами. Допустимый износ накладки
определяется, ее рабочей толщи-4
ной, т. е. расстоянием от поверх-
ности трения до головок заклепок,,
составляющем 0,3—0,5 толщины
накладки. Поэтому накладки вы-
ходят из строя при износе менее
чем на 50%.
В связи с этим все большее
распространение получает при-
клеивание тормозных накладок,
к колодкам (дискам) специальным
термостатическим клеем с после-
дующим нагревом в печи до тем-
пературы 190—210° С. Соединение
накладок с колодками получается
более прочным при приклеивании,
чем при использовании заклепок.
Приклеенные накладки можно-
эксплуатировать до износа их почти
на полную толщину. Кроме того,
они имеют большую площадь тре-
ния (на 7—15%), та& как отсут-
ствуют отверстия под заклепки..
При плотном креплении накладок
к колодкам во время торможения
устраняются вибрация накладок
Фиг. 286. Приспособления для автоматического поддержания в эксплуатации постоянным
рабочего зазора в тормозах.
и скрип тормозов, исключаются образование трещин в накладках и их раз-
рывы. Испытания показывают, что в случае приклеенных накладок срок
службы тормозных барабанов повышается на 20—100%. Это можно объяс-
348
нить устранением очагов износа, которыми являются отверстия для заклепок,
так как в этих отверстиях скапливаются продукты износа, песок и грязь,
•создающие абразивную смесь, вызывающую ускоренный износ барабана.
Применение приклеенных накладок создает дополнительные трудности
при ремонте, особенно в условиях небольших автохозяйств.
Уменьшение нагрева тормозов, кроме мер, перечисленных выше, также
достигается:
1) увеличением поверхности охлаждения путем оребрения барабанов;
2) применением биметаллических алюминиево-чугунных барабанов;
алюминиевые барабаны, обладающие высокой удельной теплоемкостью,
делают с литыми или впрессованными чугунными облицовками; у барабанов
первого типа лучше теплопередача в месте соединения чугуна и алюминия
повыше прочность;
3) выдви/ьением тормозных механизмов из ободов колес или к главной
передаче;
4) принудительным охлаждением тормозов — воздушным или жидко-
стным. Как показали испытания, переход на водяное охлаждение тормозов
повысил их срок службы в 3 раза [35].
ГЛАВА 13
ТОРМОЗНЫЕ ПРИВОДЫ
Тормозной привод служит для передачи работы, совершаемой водителем,,
от тормозной педали к тормозным механизмам или для управления постов
ронним источником энергии, приводящим в действие тормозные мехай
низмы.
Тормозные приводы различают по двум признакам:
1) по источнику энергии, используемому для приведения в действие
тормозов: мускульная сила водителя, отдельный источник или одновременно
мускульная сила водителя и отдельный источник;
2) по способу передачи работы к тормозным механизмам: механические,-
гидравлические, пневматические, электрические, комбинированные (гидро-
механические, гидропневматические, пневмоэлектрические и др.).
Для автомобилей, имеющих полный вес до 4000—5000 кг, достаточно мус-
кульной силы водителя, чтобы создать тормозную силу, соответствующую
режиму аварийного торможения, и поэтому привод выполняется обычно
гидравлическим.
При полном весе автомобиля до 8000—10 000 кг привод делают комбини-
рованным: усилие водителя дополняется усилием, обусловленным отдельным
источником энергии. Привод выполняется чаще всего так, чтобы при нера-
ботающем двигателе усилия водителя было достаточно для торможения
автомобиля. Поэтому часть привода, увеличивающая усилие водителя,-
называется усилителем.
У автомобилей с полным весом свыше 8000—10 000 кг торможение обеспе-
чивается приводом с отдельным источником энергии, обычно пневматическим
приводом. Водитель при торможении не воздействует непосредственно
на тормозные механизмы, а лишь управляет впуском и выпуском сжатого
воздуха.
У автомобилей с полным весом до 8000—10 000 кг применяется обычно
гидравлический привод с усилителем, действующим от разре« ения во впу-
скном трубопроводе двигателя или от сжатого воздуха, подаваемого компрес-
сором.
Приводы других типов имеют значительно меньшее распространение.
Перспективными являются пневмогидравлические приводы и гидравлические
приводы с отдельным источником энергии.
§ 1. МЕХАНИЧЕСКИЙ ТОРМОЗНОЙ ПРИВОД
При механическом тормозном приводе усилие от педали передается тор-
мозным механизмам через систему тяг, тросов и рычагов.
На фиг. 287 приведен в качестве примера механический тормозной при-
вод Гирлинг, распространенный на английских легковых автомобилях.
При нажатии на педаль 1 тяги перемещаются в направлениях, указанных
стрелками. Конструкция разжимных механизмов тормозов такая же, как
350
показана на фиг. 277, б. Особенностью тормозного привода является то, что
стояночный тормоз действует через тот же привод на те же тормозные меха-
низмы; если вытянуть рукоятку 2 (фиг. 287), то затормозятся все четыре
колеса.
Механический тормозной привод, имевший ранее самое широкое распро-
странение, за последние десятилетия почти не применяется для основной
тормозной системы из-за следующих основных недостатков:
1. Трудности обеспечения одновременного торможения всех колес при
желаемом распределении тормозных усилий между передними и задними
колесами.
Вследствие неодинаковой жесткости тяг и валов, передающих тормозные
моменты, разница в величине тормозных усилий на правых и левых колесах
Фиг. 287. Схема механического тормозного привода Гирлинг.
может достигать 30—35% [9]. Для уменьшения этой разницы, например,
в приводе, изображенном на фиг. 287, кронштейны с рычагами 3 размещены
строго на продольной оси автомобиля.
2. Необходимости в частых и относительно сложных регулировках при-
вода, обусловленных, в частности, деформациями деталей привода.
3. Низкого к. п. д. привода, что объясняется в основном большим числом
шарниров, обычно не смазываемых в эксплуатации, и значительными упру-
гими деформациями привода, вследствие чего фактический ход педали пре-
вышает теоретически необходимый иногда на 25—30%.
Перечисленные выше недостатки проявляются особенно сильно у автомо-
билей с большой базой и у .многоосных автомобилей.
Для того чтобы привод обладал достаточной жесткостью, его несколько
утяжеляют, усилия стремятся передавать через тяги и тросы, избегая по воз-
можности валиков, работающих на кручение.
Механический тормозной привод является практически единственным
приводом для стояночной тормозной системы. В этом случае он может быть
выполнен компактным и простым, что устраняет большую часть отмечен-
ных выше недостатков привода.
§ 2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ТОРМОЗНОЙ ПРИВОД
При гидравлическом тормозном приводе усилие от педали к тормозным
механизмам передается через столб жидкости, заключенной в трубопроводы,
причем жидкость является практически несжимаемой.
Гидравлический тормозной привод включает следующие основные эле-
менты (фиг. 288): главный тормозной цилиндр 1, рабочие цилиндры 2, тру-
бопроводы.
351
Работа привода определяется законами гидростатики. Если нажать
на тормозную педаль, то одинаковое давление передается всем рабочим
цилиндрам, а приводные усилия будут зависеть ojr диаметров поршней.
Разные диаметры поршней в передних и задних рабочих цилиндрах обеспечи-
вают, при прочих равных условиях, различные тормозные моменты на перед-
них колесах.
Приводные усилия, которые можно создать в тормозных механизмах,
зависят от передаточного числа привода, равного произведению передаточных
чисел механической части привода (обычно педали) и гидравлической его
части. Если, например, площадь поршня рабочего цилиндра сделать вдвое
больше площади поршня главного тормозного цилиндра, то, учитывая оди-
наковое давление жидкости в системе, приводное усилие за счет гидравли-
ческого передаточного числа увеличилось бы вдвое. Однако при этом ход
поршня рабочего цилиндра уменьшился бы вдвое.
Фиг. '288. Схема гидравлического тормозного привода.
Такая зависимость между приводными усилиями, подводимыми к колод-
кам, и перемещениями последних затрудняет проектирование привода.
Привод должен удовлетворять противоречивым требованиям: с одной сто-
роны, передаточное число не должно быть слишком малым, чтобы обеспечить
передачу значительных приводных сил тормозным механизмам, с другой —
оно не должно быть слишком большим, чтобы при заданном ходе педали
колодки переместились >на нужную величину и с достаточной скоростью,
необходимой для уменьшения времени срабатывания привода.
Из-за приведенных соображений передаточное число гидравлического
привода обычного типа (фиг. 288) ограничено и определяется в основном
передаточным отношением педали, составляя в среднем 30—40 для легковых
автомобилей и до 50—60 для грузовых автомобилей грузоподъемностью
до 2—3 т.
Важной особенностью гидравлического привода является возможность
одновременного торможения всех колес. Независимо от диаметра рабочих
цилиндров, от зазоров между колодками и барабанами,.увеличение давления
жидкости станет практически возможным только тогда, когда все колодки
начнут прижиматься к барабанам. В приводах других типов обеспечить
всегда одновременное торможение всех колес с одинаковой интенсивностью
не просто. Например, при механическом приводе вводят специальные рычаж-
ные выравнивающие устройства, что значительно усложняет конструкцию.
К основным преимуществам гидравлического тормозного привода отно-
сятся следующие:
1) одновременное торможение всех колес при желаемом распределении
тормозных усилий как между колесами, так и между колодками;
2) высокий к. п. д., что обеспечивается, в частности, высокой жесткостью
привода; даже при аварийном торможении фактический ход тормозной педали
352
превосходит теоретически необходимый не более чем на 4—7%; это обстоя-
тельство позволяет увеличивать передаточное число привода;
3) работа трущихся поверхностей деталей привода без смазки;
4) возможность типизации тормозных механизмов для автомобилей
с различными параметрами;
5) простота конструкции привода при малом времени срабатывания.
К недостаткам гидравлического тормозного привода можно отнести:
1) невозможность получения большого передаточного числа; поэтому
гидравлический привод без усилителя применяется только на автомобилях
со сравнительно небольшим полным весом;
Фиг. 289. Главный тормозной цилиндр:
/—пробка; 2—отражатель наливной пробки; 3—сетка; 4—обратный клапан; 5—выпускной
клапан; 6 — пружина выпускного клапана; 7—возвратная пружина; 8—внутренняя манжета
поршня; 9 — поршень; 10 — толкатель; 11 — нерабочая полость цилиндра; 12 — основное
отверстие; 13—рабочая полость цилиндра; 14 — резервуар; 15 — компенсационное отверстие.
2) выход из строя всей системы при местном повреждении (например,
одной из гидравлических магистралей);
3) понижение к. п. д. привода при низких температурах (—30° С и ниже).
Рассмотрим конструкцию элементов, составляющих гидравлический
тормозной привод.
Наибольшее распространение имеет конструкция главного тормозного
цилиндра (фиг. 289), состоящего из двух частей: резервуара 14 с запасной
жидкостью и собственно цилиндра. Резервуар и цилиндр сообщаются двумя
отверстиями; основным 12 и компенсационным 15. Через основное отверстие
жидкость подается в рабочую полость 13 цилиндра при оттормаживании.
Компенсационное отверстие обеспечивает возвращение жидкости в резер-
вуар после торможения и, следовательно, полноту оттормаживания и сооб-
щение рабочей полости с резервуаром, необходимое при утечке жидкости
из системы или изменения объема жидкости с изменением температуры.
23 Литвинов 353
Площадь основного отверстия в несколько десятков раз превышает площадь
компенсационного.
При торможении под действием педали толкатель 10 перемещается вправо.
Поршень 9 также движется вправо, отверстие 15 закрывается, а выпускной
клапан 5 открывается и пропускает жидкость в тормозные магистрали.
При оттормаживании все части тормозной системы — педаль, поршень
главного тормозного цилиндра и тормозные колодки — возвращаются в исход-
ное положение под действием возвратных пружин. Сначала на место
становится педаль, а потом поршень 9 под действием пружины 7. При этом
жидкость под действием разрежения справа от поршня 9 переходит из поло-
сти 11 в полость 13 через несколько отверстий в поршне, отгибая манжету 8
(фиг. 290, б). Жидкость в полость 13 (фиг. 289) возвращается также из
рабочих цилиндров через открытый клапан 4, так как давление и идкости
справа от него больше, чем
в полости 13. После того,
как откроется компенсацион-
ное отверстие 15, избыток
жидкости перетечет в резер-
вуар 14.
Конструкция главного
тормозного цилиндра преду-
сматривает:
а) Быстроту торможения,
что, помимо надлежащего вы-
бора проходных сечений,
обеспечивается малой жест-
костью пружины 6 выпуск-
ного клапана, открывающе-
гося при увеличении давле-
ния на 0,02—0,03 кг/см2.
Фиг. 290. Схема работы манжеты поршня главного
тормозного цилиндра:
а — при торможении; б — при оттормаживании. Позиции
те же, что и на фиг. 289.
б) Быстроту оттормаживания, чему способствует беспрепятственное воз-
вращение поршня 9 в исходное положение благодаря перетеканию жидко-
сти из полости 11 в полость 13.
в) Исключение попадания воздуха в систему. Это достигается введением
обратного клапана 4, наличием основного отверстия 12 и жидкости в поло-
сти 11, достаточным объемом жидкости в полости 13, установкой уплотнений
и манжет. Обратный клапан 4 служит для того, чтобы прекращалось возвра-
щение жидкости в главный цилиндр, если в магистрали создается избыточное
давление. Сила пружины 7 подобрана так, что при отпущенной педали в тор-
мозной системе сохраняется избыточное давление 0,6—1,0 кг! см2. Поэтому
при незначительных неплотностях происходит утечка жидкости и ее попол-
нение из резервуара, но воздух в систему не поступает. Наличие основного
отверстия 12 также предупреждает поступление воздуха в систему. Когда
при оттормаживании в полости 13 имеется разрежение, полость 11 заполнена
я-идкостью и подсос из нее воздуха невозможен. Наконец, размеры резер-
вуара 14 должны быть такими чтобы при торможении автомобиля на воз-
можных подъемах и уклонах не обнажались отверстия 12 и 15 вследствие
изменения уровня жидкости в резервуаре. В том случае, когда уровень
жидкости в главном цилиндре падает ниже допустимого, воздух часто попа-
дает в привод через отверстие 12 при торможении автомобиля на крутых
подъемах.
г) Предупреждение утечки жидкости, что достигается благодаря доста-
точной упругости резины манжет и скошенной их форме. Чем выше давление
жидкости, тем надежнее уплотнение манжеты. Упругость манжеты рабочих
цилиндров и сила пружины 7 должны быть подобраны так, чтобы избыточное
давление жидкости при неработающей тормозной системе было достаточно
для уплотнения манжет в рабочих тормозных ципиндрах.
354
Рассмотрим конструктивные разновидности главных тормозных цилин-
дров.
В главном цилиндре (фиг. 291, а) собственно цилиндр размещается внутри
резервуара. При таком устройстве исключается попадание воздуха в цилиндр
при оттормаживании и, следовательно, отпадает необходимость в основном
отверстии. Компенсационное отверстие сохраняется. В остальном работа
главного цилиндра подобна описанному выше. За обратным 1 и выпускным 2
клапанами находится датчик 3 стоп-сигнала. Для прокачки системы, т. е.
удаления из нее воздуха, служит кран 4.
Для повышения надежности тормозной системы гидравлический привод
может иметь две магистрали, не зависящие одна от другой и обуслуживающие
одна передние тормоза, а другая— задние. В привод входят либо два глав-
ных тормозных Цилиндра, размещаемых рядом и управляемых от одной тор-
мозной педали, либо два тормозных цилиндра с осевым расположением (тан-
дем), заключенные в один корпус (фиг. 291, б). Поршень 8 служит для подачи
тормозной жидкости через клапанное устройство 6 в магистраль 1, а поршень
10 с клапанным устройством, размещенным между поршнями 10 и 8 и не пока-
занным на чертеже, пропускает жидкость в магистраль //. Резервуар раз-
делен на две части перегородкой 5, чтобы магистрали 1 и // имели отдельный
запас жидкости. Если в одной из магистралей, например в магистрали //,
появится утечка жидкости, то поршень 10 переместится вправо до соприкос-
новения стержней 9, но на работе магистрали / это не отразится. Если про-
изойдет утечка жидкости в магистрали /, то поршень 8 начнет перемещаться
вправо до тех пор, пока стержень 7 не дойдет до упора; работа магистрали 11
в это время не нарушается. Появление утечки жидкости в одной из маги-
стралей будет заметно по увеличению хода тормозной педали.
Двухступенчатый главный тормозной цилиндр изображен на фиг. 291, в.
Применение такого цилиндра обусловлено различными требованиями к при-
воду на разных стадиях торможения. В первой стадии, когда колодки пере-
мещаются до соприкосновения с барабаном, приводная сила должна быть
малой, а перемещение колодок сравнительно большим. В этом случае необ-
ходимо малое передаточное число, чтобы ускорить подход колодок к бара-
бану и уменьшить ход тормозной педали. Для второй стадии, когда происхо-
дит прижатие колодок к барабану, характерно значительное усилие на штоке
при малых перемещениях. Передаточное число на этой стадии должно быть
большим, чтобы сила прижатия колодок к барабану была достаточной.
Главный цилиндр имеет два поршня 17 и 14 соответственно большого
и малого диаметров. Поршни жестко связаны между собой и перемещаются
как одно целое. На первой стадии торможения, когда поршни перемещаются
вправо, поршень 17 вытесняет больший объем жидкости, чем поршень 14,
и жидкость частично проходит из полости 16 в полость 12 через отверстия 13
в поршне 14, отгибая его манжету. Передаточное число определяется той
площадью, которая обусловлена разностью диаметров поршней 7 и 14.
После того как колодки упрутся в барабан, давление жидкости и сила сопро-
тивления перемещению значительно возрастают. Открывается шариковый
клапан 15 и давление жидкости в полости 16 падает, так как жидкость из нее
уходит по косому каналу в поршне 17. На второй стадии торможения переда-
точное число увеличивается, так как площадь поршня 14 мала. Для включе-
ния стоп-сигнала служит включатель 11.
Применение двухступенчатого главного тормозного цилиндра позволяет
уменьшить ход тормозной педали, увеличить передаточное число и в ряде
случаев избежать установки усилителя.
К особенностям описываемого тормозного цилиндра следует отнести
отдельное выполнение резервуара с жидкостью, который размещается доста-
точно высоко и доступ к нему удобен. Жидкость самотеком поступает к шту-
церу 18. Такое раздельное расположение резервуара и цилиндра встречается
часто при различных конструкциях главного тормозного цилиндра.
23* 355
Фиг. 291. Конструкции главных тормозных цилиндров.
Главный тормозной цилиндр автомобиля Ситроен D S-19, обеспечиваю-
щий различную силу торможения при служебном и аварийном торможении,
изображен на фиг. 291, г.
Резервуар с жидкостью расположен отдельно от цилиндра и она самотеком
поступает к отверстию 23. Гидравлическая система автомобиля, обслужи-
вающая ряд механизмов (сцепление, коробку передач, подвеску и др.),
включает в себя насос и магистраль высокого давления, соединенную с отвер-
стием 20, а также основной резервуар. Резервуар с тормозной жидкостью
связан с основным резервуаром сливной трубкой, определяющей наибольший
уровень тормозной жидкости в основном резервуаре.
Главный тормозной цилиндр состоит из корпуса 24 и крышки 25 и по кон-
струкции подобен описанному выше (см. фиг. 289).
При служебном торможении жидкость из цилиндра поступает по каналу
в штоке 22 (фиг. 291, г) к выходному отверстию 19 и далее в магистраль.
В конце хода тормозной педали поршень упирается в шток 22 и перемещает его.
Когда отверстия 21 совпадут с отверстием 20, начинается режим аварий-
ного торможения, так как жидкость из магистрали высокого давления посту-
пает к отверстию 19 и далее в тормозную магистраль. Некоторый избыток
жидкости, который вернется в резервуар, или пополнит количество тормоз-
ной жидкости в нем, или стечет в главный резервуар (при максимальном
уровне).
Рабочие тормозные цилиндры просты по конструкции.
В случае колодочных тормозов они имеют обычно два поршня или один
(фиг. 279, а) в случае тормоза с разнесенными опорами или при осевом пере-
мещении стержня разжимного устройства (см. фиг. 277). Рабочий цилиндр
может быть ступенчатым, т. е. иметь поршни разных диаметров (фиг. 278),
например, когда необходимо выравнивать силы, прижимающие колодку,
и удельные давления тормозных накладок. По расположению рабочие цилин-
дры могут быть внутренними, расположенными в колесе, и наружными.
Последние применяются, когда необходимы значительные приводные силы,
не позволяющие разместить цилиндр внутри колеса, или при некоторых кон-
струкциях тормозов, в которых гидравлический привод объединяется с меха-
ническим (фиг. 277).
Трубопроводы тормозной системы делятся на жесткие и гибкие. Жесткие
трубопроводы составляют основную часть магистрали. Изготовляются они
из стали, латуни или меди. Наибольшее распространение получили более
легкие и прочные- стальные трубопроводы, у которых внутренняя поверх-
ность омеднена, а|наружная имеет антикоррозионное покрытие (омеднение,
паркеризация и др’.). Гибкие трубопроводы (шланги) применяются для соеди-
нения деталей, перемещающихся одна относительно другой (например,
деталей, связанных с подрессоренными и неподрессореиными частями).
Шланг состоит из внутоенней резиновой трубки, окруженной двумя
слоями ткани из хлопчатобумажного корда с перекрестной ниткой, пропитан-
ной резиной, и наружного защитного резинового слоя. Шланг снабжается
наконечниками с антикоррозионным покрытием.
Давление жидкости в системе при служебных торможениях составляет
обычно 20—40 кг/см2, а при аварийных доходит до 60—80 кг/см2 и в отдель-
ных случаях — до 100 кг/ся2 и выше.
Тормозная жидкость должна удовлетворять следующим основным тре-
бованиям:
1) Малая вязкость и возможно меньшее ее изменение в широком интер-
вале температур (от —50 до -h70° С).
2) Хорошие смазочные свойства. На фиг. 292 приведены результаты испы-
тания тормозной жидкости, из которых следует, что с увеличением усилия
па педали к. п. д. тормозного привода увеличивается.
3) Хорошие защитные свойства. Тормозная жидкость не должна вызывать
разрушения резиновых и коррозии металлических деталей.
357
4) Жидкость должна быть однородной, стойкой, не склонной к расслаи-
ванию и пригодной для длительного хранения.
В соответствии с этими требованиями тормозная жидкость состоит
летучего растворителя и смазывающего
вещества.
В качестве растворителя применяют
спирты и ацетон, а смазывающим веще-
ством служит касторовое масло и реже
глицерин. В тех случаях, когда резино-
вые детали привода изготовляют из
маслостойкой резины, допускается при-
менение тормозных жидкостей нефтя-
ного происхождения.
При увеличении веса автомобиля или
применении тормозных механизмов с ма-
из маловязкого и сравнительно
Фиг. 292. Влияние давления в трубопро-
водах на к. п. д. гидравлического привода.
лым внутренним передаточным числом
в гидравлический привод вводят усили-
тель. Усилители бывают трех типов:
а) вакуумные, действующие от разрежения, имеющегося во впускном трубо-
проводе двигателя или создаваемого специальным насосом; б) пневматиче-
ские, действующие от сжатого воздуха, подаваемого компрессором; в) ги-
дравлические, получающие энер-
гию от гидравлического насоса.
На легковых автомобилях
наибольшее распространение
получили вакуумные механиз-
мы. В европейских странах рас-
пространен усилитель Гидро-
вак, представляющий собой от-
дельный агрегат, включенный
между главным цилиндром и
трубопроводами, идущими к ра-
бочим цилиндрам (фиг. 293, а).
Усилие па педали
в)
Фиг. 293. Вакуумный усилитель Гидровак.
Усилитель Гидровак (фиг. 293, б) состоит из воздушного силового цилин-
дра, дополнительного гидравлического цилиндра и клапанного реле. Допол-
нительное усилие, создаваемое на штоке поршня 2, обусловлено действующей
на него разностью давлений —- давления меньше атмосферного, передавае-
мого от двигателя, в полости 16 и более высокого давления (вплоть до атмо-
сферного) в полости 1. Давление воздуха в полости 16 регулируется с помощью
клапанного реле. Трубопровод от главного тормозного цилиндра подходит
к отверстию 14 дополнительного гидравлического цилиндра. Разрежение
358
от впускного трубопровода двигателя передается в полость 16 через
клапан 15.
Приведенная схема соответствует отпущенной педали. Поршень 4 клапан-
ного реле и жестко связанная с ним диафрагма 5 находятся в крайнем левом
положении. Атмосферный клапан 7 закрыт, воздух через воздухоочиститель 8
не поступает, а вакуумный клапан 6 отошел от дифрагмы 5. Поэтому разре-
жение передается из полости 16 через отверстия в средней части диафрагмы
в полость 10 и далее по трубке 3 в полость 1. Давление по обе стороны
поршня 2 будет одинаково. Поршень 12 занимает крайнее левое положение,
при котором шариковый клапан 11 открыт и полости 9 и 13 связаны между
собой. Это гарантирует полноту оттормаживания.
При нажатии на педаль давление жидкости в полости 13 и слева от порш-
ня 4 растет, ^следствие чего он с диафрагмой перемещается вправо и послед-
няя прижимается к тарелке вакуумного
клапана 6. Поэтому связь между полос-
тями 16 и 10 прекращается. Кроме того,
открывается атмосферный клапан 7 и атмо-
сферный воздух поступает по трубке 3
в полость 1, и поршень 2 со штоком пе-
ремещается вправо. При этом закрывается
клапан 11, а поршень 12 перемещается
под действием суммарного усилия, пере-
даваемого от ноги водителя и от давления,
действующего на поршень 2.
Давление в полостях 10 и 1 в извест-
ных пределах пропорционально усилию
на педали и давлению жидкости в поло-
сти 13. Если, педаль, например, переме-
щена на */3 хода и остановлена, то впуск
воздуха в полости 10 и 1 будет продол- Л
г Фиг. 294. Схема усилителя гидравли-
жаться до наступления равновесия, когда ческого типа,
сила, действующая на поршень 4 слева,
определяемая усилием на тормозной педали, будет равна силе, обусловлен-
ной разностью давлений, действующей на диафрагму 5 справа и зависящей
от количества атмосферного воздуха, поступившего в полость 10. В поло-
жении равновесия оба клапана 6 и 7 закрыты, а сила, создаваемая усили-
телем, постоянна. Наибольшее усилие, создаваемое усилителем Гидровак,
соответствует крайнему правому положению поршня 4. Клапан 7 будет
все время открыт, а в полостях 10 и 1 установится атмосферное давление.
На фиг. 293, в в качестве примера изображена зависимость замедления
автомобилей Мерседес 220 и 300 Sc от усилия на педали при работающем
(кривая /) и неработающем (кривая 2) усилителе Гидровак. При установке
вакуумного усилителя усилие на тормозной педали уменьшается вдвое.
Преимуществом описанного выше усилителя является возможность уста-
новки его как дополнительного агрегата с использованием обычных элемен-
тов гидравлического привода. К недостаткам его относятся некоторая слож-
ность и недостаточная компактность конструкции, а также наличие допол-
нительного гидравлического цилиндра.
Вакуумные усилители не могут обеспечить значительных усилий, и по-
этому при увеличении веса автомобиля пользуются усилителями, действую-
щими от сжатого воздуха. Такие усилители требуют значительной части обо-
рудования пневматического тормозного привода. Особенностью вакуумных
усилителей является также то, что они могут применяться только при уста-
новке на автомобилях с карбюраторными двигателями.
Усилители гидравлического типа (фиг. 294) отличаются повышенной
надежностью и малым временем срабатывания. В отторможенном состоянии
жидкость проходит под действием насоса 2 через зазоры в корпусе 3 усилителя
359
и сливается в резервуар 1. При торможении происходит перекрытие за-
зора и жидкость поступает в рабочие цилиндры. Достоинством усилителя
является простота конструкции, а недостатком — невозможность подклю-
чения еще какой-либо системы управления (рулевого управления и т. п.),
так как давление в приводе создается только при пользовании тормозами.
За последние годы начинают получать распространение гидравлические
приводы, работающие от отдельного источника энергии — насоса. В гидрав-
лическом приводе Локхид для автобусов (фиг. 295) насос 2 подает жидкость
в резервуар /, откуда она поступает в аккумуляторы давления 3 и 4. Води-
тель, нажимая на педаль двухмагистрального крана 7, регулирует поступ-
ление жидкости в тормозные цилиндры 5 и 6. К приводу подключены и дру-
гие потребители.
Фиг. 295. Гидравлический тормозной привод с насосом.
Принципиальное отличие описанного привода от усилителя с насосом
(фиг. 294) состоит в том, что усилие на педали значительно уменьшается при
неработающем насосе и торможение возможно только до тех пор, пока есть
давление в аккумуляторах.
Пример. Произвести проверочный расчет тормозной системы с гидравлическим приводом
и простыми тормозными механизмами, имеющими равные приводные силы. Известны:
для автомобиля
Ga — 1500 кг', Gai ~ 650 кг; Ga»= 850 кг; L = 260 см; гк — 33 см;
для тормозных механизмов:
rQ = 12 см; h = 18,5 см; а = 9,5 см; k$ = 0,83; р, = 0,3;
ширина тормозной накладки Ьн — 5 см; длина проекции тормозной накладки 1К — 21 см;
для тормозного привода:
усилие на педали Q— 50 кг; передаточное число тормозной педали i = 6; площадь поршня
главного тормозного цилиндра Fs. ц = 5 см2; ход поршня главного тормозного цилиндра Ss. ц~
= 3,6 см; площадь поршня рабочего цилиндра Fp. ц = 5 см2; к. п. д. привода т] — 0,9.
Найдем давление жидкости в трубопроводах при нажатии на педаль с усилием Q:
QtT| 50-6-0,9 ,
Ртр = тН- =------е----= 54 кг/^“-
‘г-ц °
Усилия, прижимающие первичную и вторичную колодки к барабану:
_ h - 18.0 i
Xj = РтрРр. ц _ ^Гб = 54-5 оГзз.д з — о з.! 2 *=* 1160 кг'
„ h г _ 18,5 „
Х2 Ртр^р. ц k(>a + ИГ£. 04•5 0^83^9,50,3-12 * 4 4 Кг'
360
Сила, прижимающая обе колодки:
Xi + Х2 = 1160 + 434 = 1594 кг.
Суммарная сила, прижимающая колодки всех тормозов:
Хсум = 1594-4 6400 кг.
Тормозная сила, соответствующая суммарной силе Хсум'.
Рт~ХСуМ]х-^- = 6400-0,3 -JI ^698 кг.
гк оо
Коэффициент удельной тормозной силы и максимальное замедление:
р~ 698
Y = -уг- — - 0,465; jT = yg = 0,465• 9,81 = 4,56 м/сек-.
(j а
Ход тормозной педали, соответствующий ходу 8г. ц:
S/] — iS3. ц = 6-3,6 — 21,6 см.
Ход тормозной педали, соответствующий среднему перемещению колодки (с учетом
деформации обшивки) Л — 0,9 мм, возможному увеличению диаметра тормозного бара-
бана при нагреве на — 0,5 м.м, а также увеличению объема резиновых трубок при-
вода на Av = 4 см3;
ё "е • Г/Л АЙ h а - Av 1 гГ/nno I °>05 \ 18-5 о , 4 1 ir
Sn-iSe.4^i ЦД , а 8-Г^ J -6^0,09 + —j g,5 8 , -gj -la см.
Запас хода педали, остающийся на износ тормозных обшивок в эксплуатации:
~ — 21,6 — 15 — 6,6 сл1.
Об износе и нагреве тормозов можно судить по удельному давлению тормозных
накладок первичной и вторичной колодок:
X, 1160 „ . „
?1 = тл; = 2П5=1' кг/“;
X. 434 , ,,
?! = Ж = 2П5 = 4' 4O/“’’
В среднем для всей тормозной системы
Gq _ Gq _ 1500 _
FT 8lHbH 8-21-5 ’
кг/см2;
n~G±
p FT
456
pg- ’ 12 ‘ 0,3-981
= 7,6 кг/см2',
pp = 0,3-7,6 = 2,28 кг/см2.
§ 3. ПНЕВМАТИЧЕСКИЙ ТОРМОЗНОЙ ПРИВОД
В пневматическом приводе для торможения используется энергия сжа-
того воздуха. Водитель при торможении автомобиля только регулирует
подачу или выпуск сжатого воздуха из рабочих аппаратов привода.
Типичные схемы пневматического тормозного привода изображены
на фиг. 296. Схемы различаются между собой по числу трубопроводов (одно-
и двухпроводная), связывающих автомобиль-тягач с прицепом. В остальном
между ними много общего.
Атмосферный воздух засасывается в компрессор 1 (фиг. 296, а), сжи-
мается и поступает через фильтр 2 и регулятор давления 3 в воздушные бал-
лоны (ресиверы) 4. Когда в резервуарах накапливается достаточный запас
сжатого воздуха, регулятор 3 отключает компрессор 1. Случайное повышение
давления в магистрали предупреждает предохранительный клапан 5.
Из резервуара сжатый воздух поступает к тормозному крану 11. Нажимая
361
на тормозную педаль, водитель пускает сжатый воздух в рабочие аппараты 9
действующие на разжимное устройство тормозных механизмов.
Для торможения прицепа служит тормозной кран 6 прицепа. Когда тор-
можения нет, через кран 6 и шланг с соединительной головкой 7 происходит
питание сжатым воздухом тормозной системы прицепа. При торможении
через кран 6 выпускается сжатый воздух из магистрали, соединяющей авто-
мобиль-тягач с прицепом. Вследствие падения давления в соединительной
магистрали срабатывает тормозная система прицепа. При наличии сжатого
Фиг. 296. Схемы пневматического тормозного привода:
а — однопроводная; б — двухпроводная.
воздуха можно затормозить тормоза прицепа ручным рычагом 10, действую-
щим на тормозной кран 6 прицепа. При работе без прицепа магистраль
отключается запорным краном 8.
При двухпроводной тормозной системе (фиг. 296, б) питающая часть при-
вода (компрессор 1, фильтр 2, регулятор 3, баллоны 4 и предохранительный
клапан 5) остается такой же, как и при одноприводной системе. Тормозной
кран 11 управляет как тормозами тягача, так и тормозами прицепа. Прицеп
связан с тягачом двумя шлангами. К одному из них подходит питающий
трубопровод 12, по которому постоянно подается сжатый воздух в тормоз-
ную систему прицепа; к другому шлангу подсоединен трубопровод, по кото-
рому поступает воздух, управляющий тормозами прицепа.
362
В противоположность однопроводпой системе в данном случае при тор-
можении давление в магистрали управления растет, в результате чего сра-
батывает тормозная система прицепа.
Сравнительная оценка однопроводной и двухпроводной систем позволяет
сделать следующее заключение:
1) При однопроводной системе управление давлением воздуха в тормозах
тягача и прицепа производится с помощью разных тормозных кранов, неза-
висимо от того, выполнены они отдельно, как на фиг. 296, а, или собраны
в одном корпусе. Это позволяет добиться наиболее рационального процесса
торможения автопоезда: одновременного торможения тягача и прицепа или
более раннего затормаживания прицепа, что гарантирует высокую устойчи-
вость автопоезда при торможении.
2) При двухпроводной' системе сжатый воздух в тормоза как тягача,
так и прицепа подается из общей полости тормозного крана. Поэтому даже
при установке специального ускорительного клапана воздух в тормоза при-
цепа подается всегда позднее, чем в тормоза тягача. Запаздывание действия
тормозов прицепов сказывается особенно сильно при наличии нескольких
прицепов в автопоезде.
3) Преимуществом двухпроводной системы является непрерывное попол-
нение тормозной системы прицепа сжатым воздухом, что имеет значение при
длительном и частом торможении.
4) Эксплуатационным преимуществом однопроводной системы является
наличие только одного соединительного шланга с прицепом и, как следствие,
более быстрое соединение магистралей, меньшая возможность утечки воз-
духа, простота обслуживания и др.
5) Различие в основах действия однопроводной и двухпроводной тормоз-
ных систем исключает возможность совместной работы автомобилей и тяга-
чей с прицепами, имеющими тормозные системы различных типов.
Лабораторные и дорожные испытания тормозных систем, выполненных
по обеим схемам, показали преимущества однопроводной системы перед
двухпроводной. В СССР в качестве стандартной утверждена однопроводная
система пневматического привода к тормозам прицепов (ГОСТ 4364—48).
Общими преимуществами пневматического тормозного привода являются:
1) Малая работа, затрачиваемая водителем при торможении. Это преиму-
щество является основным, определяющим выбор тормозного привода этого
типа для автомобилей большого веса.
2) Возможность управления тормозами прицепа путем подключения
тормозной системы прицеп^ к тормозной системе тягача.
Пневматический тормозной привод обеспечивает желаемую разницу
между режимами торможения прицепа и тягача, что необходимо для устой-
чивости автопоезда при торможении. Кроме того, при отрыве от тягача при-
цеп автоматически затормаживается.
3) Возможность механизации процессов управления автомобилем и удоб-
ство использования различных пневматических устройств (например, под-
вески), благодаря наличию сжатого воздуха.
К недостаткам пневматического привода следует отнести:
1) значительное число аппаратов, размещенных в различных местах
автомобиля, их большой объем и высокую стоимость;
2) наибольшее, по сравнению с приводами других типов, время срабаты-
вания (возможно применение дополнительных приборов, сокращающих
время срабатывания, что, однако, усиливает недостаток привода, указан-
ный в п. 1);
3) выход из строя всего привода при местном повреждении.
Рассмотрим подробнее основные аппараты пневматического тормозного
привода.
3(53
Компрессоры
В автомобильных тормозных системах применяется обычно поршневой
одноступенчатый компрессор производительностью ’60—250 л/мин. Принято
указывать производительность компрессора при 1250 об/мин его вала.
Давление сжатого воздуха, по которому рассчитываются рабочие аппа-
раты тормозного привода, составляет обычно 4,5—5,0 кг/смг. Чтобы запас
сжатого воздуха в резервуарах был достаточным, давление в них иногда
повышают до 8—10 кг/см?. Такое давление можно получить с помощью ком-
прессора одноступенчатого сжатия.
По числу цилиндров компрессоры бывают одно-, двух- и трехцилиндро-
вые. Одноцилиндровые компрессоры применяются на автомобилях неболь-
шой грузоподъемности (примерно до 3 т). Наибольшее распространение полу-
чили двухцилиндровые компрессоры. В частности, все отечественные авто-
мобили грузоподъемностью 4—40 т, имеющие пневматический тормозной
привод, оборудованы двухцилиндровыми компрессорами.
Производительность компрессора выбирают обычно такой, чтобы обеспе-
чилось быстрое наполнение ресиверов после пуска двигателя и поддержание
давления воздуха, близкого к расчетному, при частом торможении. Практи-
чески, в зависимости от числа потребителей и условий работы, достаточна
работа компрессора в течение 10—20% времени работы автомобиля. Жела-
тельно, чтобы остальное время компрессор работал без нагрузки и периоди-
чески разгружался, что повышает его долговечность.
Из различных способов регулирования давления воздуха в автомобиль-
ных компрессорах получили распространение следующие.
1. Регулирование давления с «мятием» воздуха. Компрессор имеет
небольшую степень сжатия и создаваемое им давление не может превысить
нормального давления, на которое рассчитана система. По мере того как
давление воздуха в ресивере приближается к нормальному, подача воздуха
компрессором сокращается. После того как давление в ресивере достигнет
нормального, подача сжатого воздуха прекращается: под действием давле-
ния воздуха, сжатого в камере 1 (фиг. 297, а), клапан 2 не может быть открыт,
так как в ресивере 3 находится сжатый воздух почти под таким же давле-
нием. Компрессор будет «мять» одну и ту же порцию воздуха, пока не нач-
нется расход воздуха в системе и падение давления в ресивере. Преимуще-
ством этого способа регулирования, применявшегося на автомобилях
ЗИЛ-150, является простота. К недостаткам его относятся постоянная
работа компрессора под нагрузкой и ограничение степени сжатия ком-
прессора.
2. Регулирование путем выпуска избытка сжатого воздуха из ресивера 3
через клапан.2 (фиг. 297, 6). В этом случае компрессор постоянно подает
сжатый воздух в ресивер и по достижении нормального давления работает
при полном противодавлении, с полной нагрузкой на детали, максимальной
затратой мощности двигателя, с неприятным звуком от выхода воздуха
в атмосферу.
Описанный способ регулирования применяется иногда в автобусах,
особенно междугородных, в которых расход воздуха меняется мало и бли-
зок к нормальной производительности компрессора.
3. Регулирование с выпуском воздуха без противодавления. Между реси-
вером и компрессором устанавливается регулятор с двумя клапанами:
разгрузочным 5 (фиг. 297, в) и обратным 6. Пока давление меньше нормаль-
ного, сжатый воздух поступает через клапан 6 в ресивер. После того как
давление воздуха в ресивере достигнет заданного предела, клапан 6 закры-
вается и воздух, подаваемый компрессором, свободно выходит в атмосферу
через разгрузочный клапан 5. Вследствие отсутствия противодавления в тру-
бопроводе 4 компрессор работает вхолостую, что является важным преиму-
ществом этого способа регулирования перед предыдущими.
364
Свежий воздух, проходящий через компрессор, способствует лучшему
его охлаждению. Вместе с тем к воздухоочистителю компрессора предъяв-
ляются повышенные требования, так как через него проходит значительное
количество воздуха.
4. Регулирование с перепуском воздуха применяется в двухцилиндровых
компрессорах. В головке цилиндров, кроме обычных, устанавливают еще
разгрузочные клапаны 7 (фиг. 297, г). Когда давление воздуха в ресивере
достигает заданной величины, регулятор 10 пропускает сжатый воздух
в полость А разгрузочной камеры, и диафрагма 9 прогибается. Вследствие
этого толкатель 8 опускается и клапаны 7 открываются, а полости цилиндров
6)
Фиг. 297. Схемы регулирования давления воздуха в ресивере,
соединяются между собой, и работа компрессора сопровождается перепуском
воздуха из одного цилиндра в другой почти без сопротивления.
Компрессор в этом случае может иметь высокую степень сжатия и боль-
шую производительность. При применении компрессора с высокой степенью
сжатия в систему вводится дополнительный предохранительный клапан.
Описанный способ регулирования, наиболее сложный, но обеспечиваю-
щий надежную разгрузку компрессора, принят в тормозных системах оте-
чественных автомобилей.
Типовая конструкция компрессора показана на фиг. 298. Коленчатый
вал 1 компрессора приводится во вращение от двигателя через ременную
передачу. Патрубок 11 связан с воздухоочистителем двигателя, что обе-
спечивает надежную очистку воздуха, важную для безотказной работы
привода. Во время такта впуска компрессора свежий воздух поступает в коль-
цевую полость 2 и далее через отверстия 6 в цилиндр. Сжатый воздух выходит
через клапаны 5 в воздушный резервуар через трубопровод 4. Сжатый воз-
дух, необходимый для разгрузки компрессора, поступает от регулятора
давления по трубопроводу 3 под диафрагму 10. Перемещение диафрагмы
вверх передается толкателю 9 и через коромысло 8 вызывает открытие пере-
пускных клапанов 7. Прекращение подачи воздуха в резервуары и вклю-
чение разгрузочного устройства наступают при давлении 7,0—7,3 к.г/см~у
а отключение разгрузочного устройства и включение компрессора соответ-
ствуют давлению 5,6—6,0 кг/с.я2.
365
Фиг. 298. Компрессор тормозного привода автомобиля ЗИЛ-164А.
Одной из задач дальнейшего развития компрессоров является полное
их отключение от двигателя при нормальном давлении в ресивере. В опытных
конструкциях подобного типа для отключения компрессора в его привод
вводилась электромагнитная муфта.
Тормозные краны
Тормозной кран обеспечивает следящее действие привода, т. е. соблюде-
ние пропорциональности давления воздуха в рабочих аппаратах привода
(приводной силы тормоза) усилию на тормозной педали.
Тормозной кран является наиболее ответственной частью пневматиче-
ского тормозного привода, так как делает удобным пользование тормозами,
обусловливает быстрое срабатывание привода, а также правильное проте-
кание процесса торможения автопоезда.
На фиг. 299 изображена схема действия тормозного крана простейшей
конструкции.
Фиг. 299. Схема действия тормозного крана со следящим механизмом.
Усилие от тормозной педали передается штоку 1 и далее через уравно-
вешивающую пружину 2 поршню 3. Пространство над поршнем всегда сооб-
щается с атмосферой. Полость А под поршнем соединена с рабочим тормоз-
ным цилиндром 10, действующим на разжимное устройство тормозного меха-
низма. Давление в полости А может быть различным — от атмосферного
до наибольшего расчетного. Полость Б, отделенная перегородкой 7 от поло-
сти Л, постоянно связана трубопроводом 6 с воздушным резервуаром.
. Рассмотрим работу крана для трех характерных случаев, когда усилие
на педали: а) отсутствует; б) растет, в) постоянно.
Когда тормозная педаль отпущена (фиг. 299,. а), уравновешивающая
пружина 2 находится в свободном состоянии, а поршень под действием пру-
жины 4 занимает верхнее положение. Выпускной клапан 5 открыт и на пор-
шень рабочего цилиндра действует атмосферное давление.
При нажатии на педаль с некоторой силой усилие Q передается от штока
на поршень, вследствие чего закрывается выпускной клапан 5 и открывается
впускной клапан 8 (фиг. 299, б), преодолевая силу пружины 9. Начинается
впуск сжатого воздуха в рабочий цилиндр. На поршень 3 действует сила,
обусловленная разностью давлений под поршнем и над ним. Сила эта растет
по мере поступления сжатого воздуха через впускной клапан. Когда силы,
действующие на поршень 3 снизу, главным образом от давления сжатого
воздуха, станут равны усилию Q, наступит равновесие. Уравновешивающая
367
пружина слегка сожмется, впускной клапан 8 закроется, а выпускной кла-
пан 5 останется закрытым (фиг. 299, в). В рабочем цилиндре установится
промежуточное давление, пропорциональное силе, приложенной к педали.
Пока не изменится нажатие на педаль, давление в тормозном цилиндре
будет постоянным, если нет утечки воздуха из системы.
Если усилие на педали возрастет, то равновесие нарушится, откроется
впускной клапан и давление в рабочих цилиндрах будет увеличиваться,
пока снова не наступит равновесие (фиг. 299, в). Так будет продолжаться
до тех пор, пока давление воздуха в рабочих цилиндрах не стент равным дав-
лению в резервуаре. Тогда сила торможения при дальнейшем нажатии
на педаль будет оставаться постоянной.
Следящее действие пневматического тормозного привода оценивается
по статической характеристике тормозного крана, представляющей собой
зависимость избыточного давления воздуха р
° в магистрали крана от усилия Q, передавае-
J мого на поршень крана от тормозной педали
2 (фиг. 300).
Нарастание давления воздуха (торможе-
ние) соответствует прямой /, а уменьшение
давления (оттормаживание) — прямой 2.
V/ Когда давление воздуха в магистрали крана
и в воздушном резервуаре уравняется, сле-
дящее действие крана прекращается (пря-
мая 3). Заштрихованная часть диаграммы
q2 q: q характеризует нечувствительность тормоз-
ного крана, которая оценивается коэффици-
Фиг. 300. Статическая характерно- ентом нечувствительности
тика одномагистрального тормоз- л _q
ного крана. = -Ь1__S*
или той разностью давлений Др, которая обусловливает работу крана.
При изменении давления воздуха в магистрали величины о и Др могут
меняться в широких пределах. Поэтому наиболее показательными являются
значения, соответствующие среднему давлению в рабочих аппаратах (около
3 кг!см2). Чувствительность современных тормозных аппаратов по падению
давления составляет в среднем 1 кг!см2. В тормозных кранах с учетом дефор-
мации пружин и трения в среднем Др = 0,5 кг!см2.
Статическая характеристика соответствует приближенно служебному
торможению автомобиля при плавном нажатии на педаль. По статической
характеристике определяют силу, необходимую для торможения, время сра-
батывания тормозной системы и выбирают размеры тормозного крана.
Окончательную проверку тормозной системы и, в частности, времени сраба-
тывания при аварийном торможении производят по динамической характе-
ристике крана [42].
Конструкции тормозных кранов многообразны и различаются по следую-
щим признакам: а) по числу обслуживаемых магистралей — одинарные,
двойные, тройные; б) по принципу действия —прямого действия, обратного,
комбинированного; в) по конструкции следящего механизма — диафрагмен-
ные, поршневые и клапанов—плоских, конических, шариковых (сферических).
Стремление повысить надежность тормозной системы привело к выделе-
нию в тормозном приводе, наряду с одной, еще двух или трех независимых
магистралей.
Тормозной привод с одномагистральным краном изображен на
фиг. 301, а. Тормозной привод с двумя магистралями для передних
и задних колес (фиг. 301, б) часто применяется на автобусах. Другая двух-
магистральная тормозная система (фиг. 301, в) включает магистраль тягача
и магистраль прицепа. В этом случае двухмагистральный кран должен обес-
368
24 Литвинов
369
печивать определенную связь между тормозными процессами в обеих маги-
стралях — обычно более раннее торможение прицепа. Трехмагистральный
кран (фиг. 301, г) управляет двумя магистралями тягача (передних и задних;
колес) и одной, магистралью прицепа.
В тормозных кранах прямого действия при торможении происходит
нарастание давления в полости крана и магистрали, ведущей к рабочим аппа
ратам. Краны прямого действия применяются обычно для торможения авто-
мобилей и иногда прицепов.
В кранах обратного действия при торможении происходят выпуск сжа-
того воздуха из магистрали и падение давления, пропорциональное усилию
на педали. Краны обратного действия используются для торможения прице-
пов при однопроводной тормозной системе.
Кран комбинированного действия представляет собой двухмагистральный
кран, в котором в одном корпусе помещаются кран прямого действия для
управления тормозами тягача и кран обратного действия для управления
тормозами прицепа.
Конструкции одномагистральных кранов показаны на фиг. 302.
Тормозной кран автомобилей ЗИЛ-150, ЗИЛ-151, ЗИЛ-164 и ЗИЛ-157
(фиг. 302, а) относится к диафрагменным с коническими клапанами кранам
прямого действия. При отсутствии усилия на педали выпускной клапан 7
открыт, а впускной клапан 3 закрыт. При нажатии на педаль толкатель опу-
скается и усилие через уравновешивающую пружину 4, металлическую
диафрагму 5 и коромысло 6 передается на клапаны. Так как пружина 2 имеет
большую жесткость, чем пружина 5, сначала закрывается клапан 7, а потом
открывается клапан 3 и начинается впуск сжатого воздуха в полость крана А
и через отверстия 1 в тормозные камеры колес. Если усилие, приложенное
к педали, постоянно, то как только в полости А установится пропорциональ-
ное ему давление, диафрагма несколько поднимается, и клапан 3 закроется.
Сила торможения будет постоянна.
Как показали испытания, металлические диафрагмы, обладая малым
прогибом, не обеспечивают требуемого подъема клапанов, в результате чего
проходные сечения получались недостаточными, а время срабатывания при-
вода было слишком большим.
Применение резиновых диафрагм позволяет увеличить проходные сече-
ния и этим уменьшить время срабатывания тормозного привода. Тормозной
кран автомобиля ЗИЛ-164А (фиг. 302, б) диафрагменный, с коническими кла-
панами, причем и диафрагма 13 и клапаны 14 и 15 изготовлены из резины.
При такой конструкции крана уменьшается время срабатывания привода
и увеличивается его чувствительность.
Положение деталей крана на фиг. 302, б соответствует отторможенному
состоянию: выпускной клапан 14 открыт и в тормозных камерах, сообщенных
с атмосферой через отверстие во втулке 12 и через клапан 18, установилось
атмосферное давление.
При торможении усилие от педали передается рычагу 9 и через стакан 11
уравновешивающей пружине 10. Втулка 12 перемещается вправо, выпускной
клапан 14 закрывается, а впускной клапан 15 открывается. Сжатый воздух
поступает в кран (по стрелке Б) и выходит в тормозные камеры (по стрелке Г).
По мере увеличения давления воздуха в тормозных камерах давление на диа-
фрагму 13 растет. Если нажатие на педаль постоянно, то при уравнивании
усилия, передающегося от педали на втулку 12 и диафрагму 13, и давления
сжатого воздуха и пружины на диафрагму, клапаны 14 и 15 будут закрыты,
и торможение будет происходить с постоянной силой. При торможении дав-
лением воздуха на диафрагму 16 замыкаются контакты 17 и включается лам-
почка стоп-сигнала.
При оттормаживании рычаг 9 освобождает уравновешивающую пружину,
впускной клапан открывается и сжатый воздух выходит из тормозных камер
через клапан 18 по стрелке В.
370
Фиг. 302. Одномагистральные тормозные краны.
Тормозной кран автомобиля МАЗ-530 (фиг. 302, в) является примером
поршневого крана с плоским клапаном 20. Особенностью крана является
то, что он сделан подпедальным — педаль непосредственно воздействует
на толкатель 19, а тяги и рычаги, служащие для передачи усилия от педали
крана, описанного выше, отсутствуют. Механическая часть привода к крану
получается предельно простой.
Наличие поршневого следящего устройства приводит к некоторому
повышению трения и ухудшению герметизации полостей с повышенным дав-
лением, но зато обеспечивает наибольшие перемещения и полное открытие
клапанов.
Плоский клапан 20 имеет ту особенность, что как впуск, так и выпуск
сжатого воздуха могут быть осуществлены одним клапаном.
Положение плоского клапана при трех характерных случаях торможе-
ния изображено на фиг. 303, выполненной в соответствии с чертежом
Фиг. 303. Схема работы плоского клапана.
на фиг. 302, в. При отсутствии усилия на педали втулка, связанная с порш-
нем, занимает верхнее положение, вследствие этого полости II и III сооб-
щаются между собой и давление в рабочих цилиндрах становится атмосфер-
ным (фиг. 303, а). Когда появляется усилие на педали, втулка перемещает
клапан так, что прекращается связь с атмосферой, а между собой сообщаются
полости I и 11 (фиг. 303, б). Сжатый воздух поступает в рабочие, цилиндры.
Положение клапана при постоянной силе торможения показано на
фиг. 303, в.
Конструкции двухмагистральных кранов изображены на фиг. 304. Кран
автомобиля ЗИЛ-164 АР (фиг. 304, а), предназначенный для работы с при-
цепами, является комбинированным краном однопроводной системы;
он имеет диафрагменный следящий механизм и конические клапаны. В ниж-
ней части крана находится цилиндр со стаканом 14 и уравновешивающей
пружиной 13, действующей на диафрагму 12 и клапаны 9 и 10, управляющие
давлением воздуха в тормозах тягача. Действие этой части крана такое же,
как и крана, изображенного на фиг. 302, б. В верхней части крана распо-
ложено следящее устройство для регулирования давления воздуха в тормозах
прицепа. В отторможенном состоянии (фиг. 302, б) сжатый воздух поступает
из баллона по стрелке В и проходит мимо открытого впускного клапана 8
(фиг. 304, а) по стрелке А в магистраль прицепа для зарядки его баллона
сжатым воздухом. Давление воздуха в магистрали прицепа зависит от силы,
уравновешивающей пружины 4. При давлении 4,8—5,3 кг!см? сила, дей-
ствующая на диафрагму 6, возрастает настолько, что пружина сжимается.
Впускной клапан 8 закрывается, и поступление сжатого воздуха в маги-
страль прицепа прекращается.
При торможении усилие передается от рычага 3 штоку 5, и выпускной
клапан 7 открывается. Сжатый воздух выходит из магистрали прицепа через
372
373
клапан выпускного отверстия 15, общего для обеих частей крана. Падение:
давления в магистрали прицепа вызывает срабатывание его тормозов. Давле-
ние справа от диафрагмы 6 будет падать до величины, пропорциональной
нажатию на педаль. По достижении указанного давления уравновешиваю-
щая пружина несколько переместит шток 5 вправо, так что клапаны 7 и 8
будут закрыты. В магистрали прицепа установится промежуточное давле-
ние, а сила торможения тормозов прицепа будет постоянной. К крану кре-
пится стоп-сигнал 11, контакты которого замыкаются при торможении.
Кран позволяет осуществить торможение прицепа с места водителя в авто-
мобиле также при пользовании стояночным тормозом. Для этого последний
связан механическим приводом с валиком 2. При пользовании стояночным
тормозом шток 5 отводится влево, что вызывает срабатывание тормозной
системы прицепа.
Фиг. 305. Характеристики двухмагистрального крана однопроводной системы.
' Эффективность торможения
<5)
Тормозные краны, изображенные на фиг. 302, б и 304, а, имеют большое
число взаимозаменяемых деталей, что свидетельствует об одном из преиму-
ществ пневматического привода, так как для семейства автомобилей, раз-
личных по грузоподъемности и назначению, аппараты привода могут содер-
жать большое число однотипных и взаимозаменяемых узлов и деталей.
Статическая характеристика крана изображена на фиг. 305, а. Измене-
ние давления в тормозной магистрали автомобиля характеризуется пря-
мыми 1 и 2, рассмотренными выше (фиг. 300). Изменение давления в тормоз-
ной магистрали управления прицепом соответствует прямым 3 и 4. Статиче-
ская характеристика должна обеспечивать разную степень нарастания
давления и его величину в рабочих аппаратах автомобиля (кривая 5,
фиг. 305, б) и прицепа (кривая 6).
Начало работы тормозных механизмов, т. е. соприкосновение колодок
с барабаном, происходит после устранения всех зазоров, преодоления сил
трения и усилия стяжных пружин и соответствует давлению воздуха в рабо-
чих аппаратах до 0,5—1,0 кг/смг. Нарастание давления в рабочих аппаратах
тормозов прицепа должно происходить несколько быстрее, чем у автомобиля,
с тем чтобы прицеп затормаживался несколько раньше.
Во многих европейских странах допускают разницу во времени достиже-
ния номинального рабочего давления в рабочих аппаратах автомобиля
и прицепа до 0,2 сек,, если сцепное устройство испытывает растяжение,
и 0,1 сек, если оно работает на сжатие. Однако тормозная сила прицепа
должна быть меньше, чем у тягача, при любой интенсивности торможения.
При расчетах максимальное давление в рабочих аппаратах автомобиля обычно
принимают равным 5,5 кг/см2, а прицепа — 4,5 кг!см.2.
374
Различные значения давлений в рабочих аппаратах тягача и в магистрали
прицепа и разные наклоны ветвей статической характеристики обусловли-
ваются в описываемом кране подбором размеров рычагов 3 (фиг. 304, а) и 1.
Можно показать, что даже при одинаковых диаметрах диафрагм 6 и 12
разница в размерах рычагов приводит к необходимому соотношению усилий,
действующих в кране на следящие механизмы автомобиля и прицепа [42].
Нужное протекание статической характеристики в тормозных кранах с одним
рычагом обеспечивается соответствующим подбором диаметров верхней
и нижней полостей крана.
Двухмагистральный подпедальный тормозной кран типа R фирмы Вестин-
гауз, изображенный на фиг!. 304, б, рассчитан на двухпроводную систему.
Кран прямого действия имеет диафрагменное следящее устройство и плоские
клапаны. При конструировании крана значительное внимание уделялось
уменьшению трения путем Щирокого использования призматических и шаро-
вых соединений и замены поршневого устройства диафрагменным. Это
обстоятельство, а также уменьшение силы пружин клапанов позволило
значительно повысить чувствительность крана, уменьшив величину Др
с 0,3 кг!см? в предыдущей модели до 0,04 кг!см1.
Если кран устанавливается для магистралей автомобиля (фиг. 301,6),
то левую секцию крана делают такой же, как правая (фиг. 304, 6). Если кран
используется для автопоезда (фиг. 301, в), то в левую секцию вводится пру-
жина 14 (фиг. 304, б), обеспечивающая запаздывание торможения автомо-
биля по отношению к прицепу или одновременное их торможение.
Рассмотрим работу левой секции, регулирующей давление воздуха
в рабочих аппаратах автомобиля-тягача.
Когда усилие на педали отсутствует, направляющая 17 удерживается
пружиной в верхнем крайнем положении. Атмосферный воздух через отвер-
стие с фильтром 19 проходит в полость крана и далее через зазор между
штоком 16 и направляющей 17 и отверстие — в магистраль к рабочим цилин-
драм автомобиля.
При нажатии на педаль усилие передается через шток 21 на коромысло 20
и на уравновешивающие пружины 18 и 22. Наличие коромысла обусловли-
вает работу одной магистрали (например, автомобиля) при выходе из строя
другой (например, прицепа). От уравновешивающей пружины усилие пере-
дается направляющей /7, торец которой открывает клапан 15. Вследствие
этого прекращается сообщение с атмосферой и сжатый воздух подается
из баллона в магистраль, т. е. через отверстия Б. Часть сжатого воздуха
поступает через отверстиепод диафрагму. При неизменном усилии на педали
после установления равновесия с помощью клапана 15 прекращается подача
сжатого воздуха, а также связь с атмосферой. На уравновешивающую
пружину 18 секции управления тормозами автомобиля снизу, кроме давле-
ния сжатого воздуха, действует сила от дополнительной пружины 14, пере-
дающаяся через шток 16. Поэтому при заданном усилии на педали давление
воздуха ра, идущего в магистраль автомобиля, будет меньше давления воз-
духа рп, поступающего в магистраль прицепа. Усилие дополнительной пру-
жины 14 регулируется пробкой. Разность давлений рп — ра обычно уста-
навливают равной 1 кг!см? с тем, чтобы волна давления быстрее шла по более
длинной магистрали прицепа, а в рабочих цилиндрах автомобиля и прицепа
установилось бы более или менее одинаковое давление.
Воздушный баллон (ресивер)
Баллон представляет собой сварной резервуар из листовой стали, покры-
тый внутри и снаружи коррозиеустойчивой краской. Обычно баллон распо-
лагается в тормозной системе на самом низком уровне. Это делается для
того, чтобы в нем скоплялась влага, выпускаемая через кран в нижней
части баллона.
375
Емкость и число баллонов зависят от расхода воздуха и производитель-
ности компрессора. Запас сжатого воздуха в баллонах должен быть доста-
точным для нескольких торможений после прекращения подачи сжатого
воздуха компрессором.
При одном торможении падение давления в резервуаре автомобиля
не должно превышать 0,5 кг/см?, а в резервуаре прицепа должно находиться
в пределах 0,3—0,5 кг1см2.
В зарубежной практике (ЧССР, фирма Пал) нижняя граница объема
резервуаров рекомендуется следующей (в л):
Автомобиль Грузоподъемность автомобиля в т
3 4.S 6.5
Без прицепа . . . — 60 80
С прицепом 40 80 120
По статистическим данным суммарный объем баллонов автомобиля пре-
вышает объем всех рабочих аппаратов в 20—25 раз, а прицепа — в 12—
15 раз.
Рабочие аппараты привода
Рабочие аппараты привода могут быть двух типов: в виде тормозной
камеры, разделенной гибкой диафрагмой, или в виде тормозного цилиндра'
с поршнем.
Тормозная камера (фиг. 306, а) отличается тем, что в ней нет трущихся
поверхностей, вследствие чего повышается чувствительность камеры к изме-
нениям давления и устраняется необходимость в смазке, а также хорошей
герметичностью.
Основными недостатками тормозных камер являются ограниченный ход
штока и зависимость передаваемого усилия от величины перемещения штока.
От диафрагмы на шток передается только часть усилия, создаваемого
сжатым воздухом. Остальное усилие передается диафрагмой на корпус
камеры.
Упругие характеристики диафрагмы, т. е. зависимость усилия на штоке
тормозной камеры от его хода, полученные опытным путем для тормозной
камеры автомобиля ЗИЛ-151, показаны на фиг. 307. В пределах рекомен-
дуемой эксплуатационной регулировки хода штока (20—40 мм) усилие на нем
может измениться на 30%. Это приводит к разным тормозным силам на пра-
вом и левом колесах автомобиля и к ухудшению его устойчивости при тор-
можении. Поэтому приходится вводить регулировку для обеспечения оди-
накового хода штоков левой и правой тормозных камер.
Чем меньше жесткость диафрагмы, тем интенсивнее она вытягивается
под действием сжатого воздуха и быстрее ложится на корпус камеры, что
приводит к значительному уменьшению ее активной площади. Поэтому при
больших давлениях (4—6 кг/см2) усилие на штоке с увеличением его переме-
щения падает.
К недостаткам тормозных камер относится возможность внезапного
.выхода из строя всей тормозной системы при прорыве диафрагмы.
Для увеличения срока службы диафрагмы стремятся, чтобы ее рабочий
ход не превышал половины максимального.
Тормозной цилиндр (фиг. 306, б) обусловливает значительные перемеще-
ния штока с постоянным на нем усилием в случае неизменного давления
воздуха. Активная площадь у тормозного цилиндра больше, чем у тормозной
камеры равного диаметра, поэтому габариты тормозного цилиндра полу-
чаются меньшими. Эксплуатационная надежность тормозных цилиндров
376
Фиг. 306. Рабочие аппараты пневматического привода.
Фиг. 307. Упругие характеристики диафрагмы тормозной камеры автомобиля ЗИЛ-151.
377
выше, чем тормозных камер, так как небольшие повреждения уплотняющей
манжеты не вызывают внезапного выхода цилиндра из строя. Недостатком
тормозных цилиндров являются наличие трущихся деталей и несколько
худшая герметизация по сравнению с тормозными камерами.
Гидропневматический привод
Этот тип комбинированного привода чаще всего применяется на грузо-
вых автомобилях средней и большой грузоподъемности. В гидропневматиче-
ском приводе сочетается малая затрата энергии водителя на управление
тормозами, что присуще пневматическому приводу, с преимуществами гид-
равлического привода —• малым временем срабатывания, высоким к. п. д.
и возможностью применять тормозные механизмы различных типов.
Гидропневматический привод состоит из аппаратов питающей части пнев-
матического привода — компрессора, фильтра, регулятора, баллонов,
а также силового воздушного цилиндра и клапанного реле, осуществляющего
следящее действие привода. Короткие трубопроводы пневматической части
привода обеспечивают малое время срабатывания.
Фиг. 308. Схема одномагистрального гидропневматического привода.
Гидравлическая часть привода включает главный и рабочие цилиндры.
Пример гидропневматического привода, рассчитанного на автомобиль
грузоподъемностью 2—5 т, показан на фиг. 308. Воздушный силовой
цилиндр, клапанное реле и главный тормозной цилиндр объединены в одном
аппарате. Компоновка перечисленных трех устройств может быть различной.
На фиг. 309, а изображены воздушный и гидравлический цилиндры фран-
цузского грузового автомобиля Сомуа. Тормозная педаль действует на кла-
панное реле, а давление сжатого воздуха, поступающего в воздушный сило-
вой цилиндр, пропорционально усилию на педали.
На фиг. 309, б изображен пневмогидравлический цилиндр фирмы Вестин-
гауз, используемый на французских грузовых автомобилях Бернар и неко-
торых тягачах. Он имеет две особенности по сравнению с цилиндром, описан-
ным выше: 1) в одном аппарате объединены все три элемента: воздушный
силовой цилиндр, клапанное реле и главный тормозной цилиндр; 2) тор-
можение автомобиля возможно и при отсутствии сжатого воздуха, за счет
усилия водителя. Таким образом, это устройство отвечает требованиям,
предъявляемым к пневматическому усилителю.
При отсутствии усилия на педали «давление воздуха по обе стороны
поршня 8 воздушного силового цилиндра равно атмосферному. В полость
справа от поршня атмосферный воздух поступает через отверстие А, а слева —
через отверстия Б, В и Г. Выпускной клапан при этом открыт.
При нажатии на педаль рычаги 4 движутся вправо вдоль оси аппарата.
Усилие через уравновешивающую пружину 5 передается поршню 2, впускной
клапан 3 открывается, а выпускной 6 закрывается. Сжатый воздух посту-
пает из баллона по стрелке Е и далее в полость слева от поршня 8. На штоке 1
цилиндра появляется усилие, действующее на поршень главного тормозного
378
цилиндра. Начинается торможение. Так как клапанное реле имеет все эле-
менты тормозного крана (уравновешивающую пружину, поршень и кла-
паны), обеспечивается следящее действие, которое осуществляется так же,
как и в тормозных кранах, рассмотренных выше.
Если сжатого воздуха нет, то при нажатии на педаль после перемещения
поршня 2 примерно на 6 мм он упирается в наконечник 7 штока 1, и усилие
водителя передается поршню главного тормозного цилиндра.
Устанавливая на автомобиле два или три описанных аппарата, можно
получать двух- и трехмагистральные тормозные системы. В этих случаях
через отверстие Д сжатый воздух поступает из одного аппарата в другой.
Распространению гидропневматического привода препятствуют недо-
статки, присущие гидравлическому приводу: понижение к. п. д. при низких
температурах, необходимость в дополнительных работах по техническому
обслуживанию, связанных с проверкой количества тормозной жидкости,
удалением воздуха из привода и т. п.
§ 4. ТОРМОЖЕНИЕ ПРИЦЕПОВ
В тормозной системе прицепа могут использоваться тормозные механизмы
и тормозные приводы тех же типов, что и в тормозной системе автомобиля-
тягача. Практическое распространение имеют колодочные тормоза и гидрав-
лический или механический приводы для прицепов малой и средней грузо-
подъемности (обычно до 7 т) и пневматический привод для прицепов большой
грузоподъемности. Для прицепов средней грузоподъемности (обычно 3—
7 т) иногда применяют усилители пневматического типа.
При. нажатии на тормозную педаль автомобиля должно происходить
возможно более быстрое включение тормозов прицепа. В тормозных при-
379
цепах малой и средней грузоподъемности это достигается с помощью автома-
тически действующих инерционных тормозов, а в прицепах большой (иногда
и средней) грузоподъёмности — с помощью пневматического тормозного,
привода, подключаемого к тормозному приводу автомобиля-тягача. На авто-
поездах с несколькими прицепами и на прицепах большой грузоподъемности
находит применение пневмоэлектрический привод, в котором торможение
осуществляется сжатым воздухом, а управление его подачей производится
электрическим током от обычной батареи автомобиля-тягача.
Тормозная система прицепа, как упоминалось выше, должна обеспечи-
вать строгое согласование торможения прицепа и автомобиля с тем, чтобы
в опорно-сцепном устройстве автопоезда не возникало ни больших усилий
сжатия, угрожающих его устойчивости, ни больших усилий растяжения,
вызывающих повышенный износ тормозных накладок и шин прицепа. Кроме
того, большие усилия в опорно-сцепном устройстве приводят, как правило,
к увеличению тормозного пути автопоезда.
Важным требованием к тормозной системе прицепа является автоматиче-
ское затормаживание при обрыве сцепного приспособления.
В инерционных тормозах для привода используется кинетическая энер-
гия затормаживаемого прицепа. При набегании прицепа на автомобиль
в сцепном приспособлении возникает реакция, которая через механический,
гидравлический или электромагнитный привод приводит в действие колес-
ные тормозные механизмы. Отрыв прицепа сопровождается падением дышла,
включающим тормоза прицепа непосредственно (при механическом приводе)
или освобождением предварительно сжатой пружины (при гидравлическом
приводе).
Инерционные тормоза с механическим приводом отличаются простотой
конструкции, но имеют существенные недостатки: необходимы частые и точ-
ные регулировки, чтобы тормозные усилия на левых и правых колесах были
одинаковы; не достигается плавное торможение автопоезда; затрудняется
своевременное торможение задних колес с нужной интенсивностью. В связи
с этим инерционные тормоза с механическим приводом применяются только
на легких прицепах малой грузоподъемности при условии присоединения
к автомобилю одного прицепа.
Лучшие результаты дает применение инерционного тормоза с гидравличе-
ским приводом, включающим обычно стандартные детали и узлы тормозной
системы автомобиля-тягача. В случае использования гидравлического при-
вода тормозные усилия равномерно распределяются между всеми колесами
пропорционально реакциям, возникающим в сцепном приспособлении,
а высокий к. п. д. привода обусловливает уменьшение усилия в сцепном
приспособлении. Высокая эффективность торможения достигается с помощью
пневматического привода.
Тормозной привод прицепа включает баллон с запасом сжатого возуха
и рабочие аппараты — тормозные камеры или цилиндры.
Если привод к тормозам прицепа однопроводный, то на прицепе обычно
рядом с баллоном устанавливается воздухораспределитель, работающий
совместно с тормозным краном прицепа, расположенным на тягаче.
Работа тормозного крана прицепа была рассмотрена выше. Воздухорас-
пределитель прицепа предназначен для того, чтобы при отсутствии усилия
на педали происходило постоянное пополнение баллона прицепа сжатым
воздухом из магистрали прицепа, а при торможении сжатый воздух посту-
пал бы из баллона прицепа в его рабочие аппараты и при этом давление воз-
духа в рабочих аппаратах было пропорционально усилию на педали, а время
срабатывания мало.
На фиг. 310 изображен воздухораспределитель с поршневым следящим
механизмом и плоским клапаном.
При отпущенной педали в магистрали, соединяющей прицеп с автомоби-
лем, находится сжатый воздух. Он поступает по стрелке Б в воздухораспре-
380
Фиг. 310. Воздухораспреде-
литель прицепа с поршневым
следящим механизмом и плос-
ким клапаном.
SZE2
Фиг. 311. Схема двухпроводной тормозной системы прицепа:
1 — тормозной кран тягача; 2 — соединительная головка; 3 — ускорительно-аварийный
клапан; 4 —тормозная камера; 5 — баллон прицепа; 6 — баллон тягача.
381
делитель, открывает шариковый клапан 5 и выходит по стрелке В для зарядки
баллона прицепа. Воздух из тормозных камер или цилиндров прицепа
(стрелка Д) выходит через отверстие в штоке 3 в атмосферу (стрелка Г).
При нажатии на педаль давление воздуха в соединительной магистрали
и, следовательно, под поршнем 4 падает, вследствие чего он вместе со што-
ком 3 опускается и открывает клапан 1. Сжатый воздух из баллона прицепа
(стрелка Л) поступает в тормоза прицепа (стрелка Д').
Следящее действие воздухораспределителя осуществляется благодаря
уравновешивающему поршню 2. При частичном торможении, когда в маги-
страли давление упадет до промежуточного значения, сила, действующая
на поршень 4, будет уравновешена давлением воздуха на поршень 2, а кла-
пан 1 займет положение, при котором давление в рабочих аппаратах при-
цепа будет постоянно и пропорционально усилию на педали. В процессе
торможения подача сжатого воздуха в баллон прицепа прекращается.
Иногда тормозная система прицепа включает режимный кран, с помощью
которого можно ограничивать максимальное давление воздуха, поступаю-
щего в рабочие аппараты прицепа. Режимный кран позволяет согласовывать
интенсивность торможения со степенью загруженности прицепа.
В прицепах с двухпроводным приводом тормозная система включает
ускорительно-аварийный клапан 3 (фиг. 311), состоящий по существу из двух
приборов: ускорительного клапана, обусловливающего быстрый впуск сжа-
того воздуха в рабочие аппараты прицепа и выпуск воздуха из них, и аварий-
ного клапана, служащего для автоматического затормаживания оторвавше-
гося прицепа.
ГЛАВА 14
СТОЯНОЧНЫЙ ТОРМОЗ И ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ
ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА
§ 1. стояночный ТОРМОЗ
После остановки автомобиль должен быть заторможен такой силой,
которая способна удержать его на наибольшем подъеме, преодолеваемом
на низшей передаче, или равном ему уклоне.
Найдем предельный уклон, на котором можно удержать заторможенный
автомобиль, когда тормоза действуют: 1) на все колеса и 2) только на задние
колеса. В первом случае принимаем, что тормозные усилия распределяются
пропорционально нормальным реакциям;
торможение автомобиля на уклоне как ме-
нее благоприятное, чем на подъеме.
Автомобиль может быть удержан на
уклоне а, если
max >Ga sin а.
Если заторможены все колеса, то
Рттах = 4>6а COS а.
Если заторможены только задние ко-
леса, то
РТ max = Ф-^2-
Учитывая силы, действующие на авто-
мобиль (см. фиг. 270), найдем, что
Х2 — jr (a cos а — hg sin а)
или
^rmax = (а cos а — hg sin а).
втором случае рассматриваем
Фиг. 312. Предельные углы наклона,
при которых можно удержать автомо-
биль стояночным тормозом:
1 — легковой автомобиль с тормозами на
задних колесах; 2 — грузовой автомобиль
с тормозами на задних колесах; 3 — авто-
мобиль высокой проходимости с тормо-
зами на всех колесах.
Учитывая полученные выражения и рассматривая предельный случай,
найдем величину наибольшего уклона а„р, на котором еще можно удержать
заторможенный автомобиль.
При всех заторможенных колесах
tg ипр = <Р- (263)
При задних заторможенных колесах
tg ^пр
а(р
L -Р
(264)
Углы алр, найденные по формулам (263) и (264), показаны на фиг. 312.
383
Приведенные данные показывают, что при торможении задних колес лег-
ковой автомобиль может быть удержан на сравнительно небольшом уклоне
(15—17°), что приемлемо лишь для автомобилей ограниченной проходимости*
типа 4x2. Для автомобилей высокой проходимости типа 4 X 4, у которых
распределение нагрузки по осям сходно с принятым у легковых автомо-
билей, торможение всех колес у неподвижного автомобиля является обяза-
тельным.
Стояночный тормоз, удовлетворяющий указанным выше условиям, может
давать значительный эффект и при движении. Если, например, предельный
подъем, преодолеваемый автомобилем, равен а = 20°, то тогда стояночная
тормозная система должна обеспечивать РТтях — Ga sin а — 0,34Са, следо-
вательно, у = 0,34 и согласно формуле (248) jT = 3,34 м/сек?.
Фиг. 313. Дисковый трансмиссионный тормоз автомобиля МАЗ-525.
По эксплуатационным нормам, действующим в СССР, стояночный тор-
моз должен обеспечивать замедление негруженного автомобиля не менее
2 м/сек? или тормозной путь не более 6 м при торможении со скорости 15 км/ч.
В ФРГ и других европейских странах при проектировании исходят
из того, что стояночный тормоз должен обеспечить остановку автомобиля
при движении со средним замедлением не менее 1,5 м/сек?, а в последнее
время — с замедлением 2,5 м/сек?.
Заслуживает внимания разновидность стояночного тормоза — так назы-
ваемый горный тормоз, который автоматически затормаживает автомобиль,
остановившийся на подъеме, препятствуя скатыванию его назад и облегчая
последующее трогание с места.
Тормозные механизмы стояночного тормоза, выполняемые как трансмис-
сионные, различают по форме трущихся деталей (дисковые, колодочные,
ленточные) и по их расположению — внутреннему, наружному и смешан-
ному.
В последнее время наблюдается стремление делать тормоза с внутренним
расположением трущихся деталей. До недавнего времени на отечественных
автомобилях трансмиссионные тормоза были, как правило, дисковыми.
На моделях последних лет выпуска наблюдается повсеместный переход
на колодочные тормоза как на грузовых, так и на легковых автомо-
билях.
Дисковый трансмиссионный тормоз автомобиля МАЗ-525 изображен
на фиг. 313. На вторичном валу коробки передач сидит диск 5. С кронштей-
нами шарнирно связаны передние 5 и задние 1 рычаги, а с рычагами — две
384
передние и две задние тормозные колодки 2. При торможении приводные
рычаги 4 отходят вперед, а колодки прижимаются к диску. Аналогичная
конструкция, но с одной парой колодок, применяется на ряде автомобиле?!
(ГАЗ-51, ЗИЛ-164 и др.). Тормоз прост по конструкции, но диск имеет срав-
нительно большой диаметр и открыт для пыли и грязи; поверхность трения
колодок относительно невелика и, кроме того, при одностороннем располо-
жении колодок на подшипники вторичного вала при торможении передаются
дополнительные радиальные нагрузки.
Весьма удачна конструкция колодочного трансмиссионного тормоза
(фиг. 314). Опорный тормозной диск 1 неподвижен, а тормозной барабан
вращается вместе с карданным валом. Колодки 2 опираются через пальцы 8
на сухарь 9, который может перемещаться относительно регулировочного
винта 7. Сверху колодки прижаты к толкателям 5 и далее к шарикам 6 раз-
жимного устройства, заключенного в корпусе 11. При торможении стержень 4
перемещается в направлении стрелки. Тормоз обладает усилением при перед-
нем ходе. Это обусловлено тем, что пружины 3 сильнее пружин 10. Поэтому
сухарь 9 смещен влево, и при торможении сила трения с левой колодки пере-
дается на правую. Преимуществами стояночного трансмиссионного колодоч-
ного тормоза перед дисковым являются: малый диаметр тормозного барабана,
увеличение поверхности трения, простой способ увеличения тормозного
эффекта путем введения серводействия и хорошая защита тормозного меха-
низма от попадания грязи и воды.
Чтобы стояночный тормоз обеспечивал затяжку тормозов, не ограничен-
ную временем, тормозной привод делают обычно механическим. У автомо-
билей с большим весом для облегчения затягивания водителем стояночного
тормоза применяются различные устройства.
Тормозной привод, показанный на фиг. 315, выполнен с большим переда-
точным числом, поэтому необходимое перемещение колодок достигается
несколькими движениями ручного рычага. При этом каждый раз храповое
устройство фиксирует достигнутое положение колодок. Растормаживание
осуществляется нажатием на скобу 1. Для управления этим тормозом тре-
буются известные навыки при трогании автомобиля на подъеме, так как
растормаживание происходит быстро.
В некоторых конструкциях сжатый воздух тормозного привода основной
системы используется для облегчения затяжки стояночного тормоза (авто-
мобили MAN). В других случаях стояночный тормоз поддерживается в затя-
нутом состоянии сильной пружиной. Сжатый воздух используется для растор-
маживания автомобиля путем взведения пружины. При выходе из строя
основной системы это приводит к автоматическому затормаживанию авто-
мобиля стояночным тормозом.
,;§ 2. ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА (ЗАМЕДЛИТЕЛИ)
Основным назначением дополнительной тормозной системы является
ограничение скорости автомобиля при длительных и частых тормо . ениях,
поэтому эта система называется также замедлителем.
Дополнительная тормозная система должна обеспечивать тормо i ение
сравнительно небольшой интенсивности (замедление до 1—2 м/сек2) в тече-
ние длительного времени.
Дополнительная тормозная система особенно полезна в горных и хол-
мистых районах, где при длительных спусках наступают недопустимый
нагрев и быстрый выход из строя тормозов основной системы. По данным
Г. В. Максапетяна, число тормо ений на 100 км пути у грузового автомо-
биля возрастает со 125 при движении по загородному шоссе до 500 при езде
по горной дороге с перевалами и плоскогорьями и даже до 960 при движении
автомобиля только по горным дорогам.
2о Литвинов 385
Фиг. 314. Колодочный трансмиссионный тормоз
автомобиля ГАЗ-69.
Фиг. 315. Привод к стояночному тормозу, обеспечивающий боль-
шое передаточное число.
Наличие дополнительной тормозной системы повышает безопасность
движения, увеличивает среднюю скорость автомобиля на спусках, умень-
шает износ основной тормозной системы, шин, иногда и двигателя, а также
сохраняет основную тормозную систему в готовности к действию.
Дополнительная тормозная система получает все большее распростране-
ние, главным образом на автобусах и грузовых автомобилях средней и боль-
шой грузоподъемности. По существующим нормам в ФРГ наличие дополни-
тельной тормозной системы обязательно на автобусах весом более 5,5 т,
автомобилях и прицепах весом более 9 пг; во Франции — на автомобилях
общественного транспорта общим весом более 8 пг и грузовых автомобилях
общим весом 16 пг, работающих в горной местности.
По конструкции замедлители делятся на механические, воздушные,
гидравлические, электродинамические.
Механические замедлители подобны тормозам основной системы и отли-
чаются от них увеличенными размерами и более эффективным охлаждением.
Фиг. 316. Механический замедлитель
Вестраль (фирма Вестингауз).
Распространенная конструкция механического замедлителя Вестраль
(фирма Вестингауз) представляет собой дисковый трансмиссионный тормоз
с водяным охлаждением (фиг. 316). Чугунный полый корпус является непо-
движным, а диски вращаются вместе с промежуточным валом 2. Тормоз
поддерживается в расторможенном состоянии пружиной 1. Внутренняя
полость тормоза заполнена водой и включена в систему охлаждения двига-
теля. Привод к тормозу механический от рычага.
Если считать, что работа тормоза ограничена производительностью
системы охлаждения двигателя, то можно показать, что описанный тормоз
будет эффективен на уклонах до 16 — 17°.
Испытания автобуса весом 12,6 гп показали, что при длительном тормо-
жении тормозом Вестраль при движении автомобиля по горизонтальной
дороге со скоростью 80 км/ч замедление составляет 0,4 м/сек2. Однако могут
быть достигнуты и замедления 1,4 м/сек21.
25* 38
Действие воздушной дополнительной тормозной системы основано
на использовании двигателя для создания тормозного момента. Из всех
замедлителей наибольшее распространение получил воздушный тормоз,^
называемый выпускным тормозом. Для осуществления торможения выпуск^
ной трубопровод двигателя перекрывают заслонкой (дроссельной или’
шиберной) с одновременным прекращением подачи топлива. В результате;
этого создается противодавление во выпускном трубопроводе, и тормозной
момент двигателя возрастает примерно вдвое по сравнению с моментом при
обычном торможении двигателем и в среднем составляет 70—80% от мо-
мента двигателя.
Схемы выпускного тормоза для карбюраторного двигателя и дизеля отли-
чаются простотой (фиг. 317). При воздействии на кнопку (рычаг) 2 заслонка
Фиг. 317. Схема размещения выпускного тормоза и привода к нему:
а — карбюраторный двигатель; б — дизель.
в корпусе 1 перекрывает выпускную трубу. Одновременно с помощью тяги 3
прекращается подача топлива при подводе атмосферного воздуха во впускной
трубопровод (фиг. 317, а) или при воздействии на топливный насос,
(фиг. 317, б).
На фиг. 318 показаны индикаторная диаграмма четырехтактного двига-
теля, работающего как тормоз-замедлитель, и схемы, соответствующие отдель-
ным процессам (номера схем соответствуют отдельным участкам индикатор-
ной диаграммы). Характерным является значительное противодавление
388
на выпуске, достигающее в среднем 2,5—3,0 кг/см?. Величина противодавле-
ния зависит от начального поджатия и характеристики пружины клапана,"
так как после чрезмерного возрастания давления воздуха между заслонкой
Ход поршня
Фиг. 318. Индикаторная диаграмма рабочего процесса в ци-
линдре двигателя с выпускным тормозом:
Л — заслонка тормоза.
и клапаном последний откроется, и сжатый воздух поступит обратно
в цилиндр. По этой причине у быстроходных двигателей, у которых пружины
выпускных клапанов рассчитаны
на большее усилие, противодавле-
ние выше и достигает 3,5—
4,5 кг! см2. Характерно также, что
вследствие перекрытия клапанов
(схема 5, фиг. 318) воздух проры-
вается через открытый выпускной
клапан во впускной трубопровод
и далее через воздухоочиститель
в атмосферу. Это приводит к вы-
брасыванию масла из воздухоочи-
стителя, с чем приходится счи-
таться у двигателей с малым чис-
лом цилиндров.
Характеристики замедления
при торможении двигателем без
выпускного тормоза (штриховые
линии) и с выпускным тормозом
(сплошные линии) на различных
передачах изображены нафиг. 319.
Кривые получены при испытании
Фиг. 319. Характеристики замедления при ТЬр-
можении автомобиля на различных передачах:
/—V — передачи.
автобуса весом 13,6 tn на горизонтальном
участке шоссе. Из кривых видно, что тормозной эффект на различных
передачах получается разным. Считается, что выпускной тормоз работает
389
нормально, если он увеличивает замедление по крайней мере на одну
треть.
К преимуществам, характерным для выпускного тормоза, можно отнести
следующие:
1) простота конструкции при достаточной эффективности, возрастающей
с увеличением числа, оборотов двигателя;
2) увеличение скорости автомобиля на уклонах, так как безопасность
движения обеспечивается при передачах, на 1—2 ступени более высоких,
чем при тормо/гении двигателем;
3) уменьшение износа двигателя, работающего с меньшим числом оборо-
тов (на более высокой передаче) и без переохлаждения стенок цилиндров,
появляющегося при торможении двигателем, вследствие работы его вхоло-
стую и с большим числом оборотов;
4) уменьшение расхода топлива вследствие прекращения его подачи
на время торможения;
5) уменьшение расхода масла, так как отсутствует разрежение в цилин-
драх, вызывающее подсос масла в камеру сгорания.
К недостаткам выпускного тормоза можно отнести:
1) недостаточную эффективность при торможении автомобиля, движуще-
гося на высших передачах;
2) выбрасывание масла из воздухоочистителя двигателей с малым числом
цилиндров.
Управление выпускным тормозом производится вручную (фиг. 317) или
автоматически. Практика показывает, что выпускной тормоз эффективен
только при автоматическом управлении.
Принципиальная схема автоматического управления замедлителем, раз-
работанная в Институте машиностроения АН ГССР, показана на фиг. 320.
Схема выполнена так, чтобы сохранить обычную технику вождения авто-
мобиля [201. Электрический привод состоит из соленоида 1, воздействующего
на иглу карбюратора, которая позволяет отключить подачу топлива в устрой-
ство для холостого хода и соленоидов 2 и 3, служащих для открывания
и закрывания шиберной заслонки через тягу 4. Управление соленоидами
осуществляется замыканием и размыканием контактов 6 у педали основного
тормоза, контактов 7 у педали управления дроссельной заслонкой, контак-
тов 8 у педали сцепления и контактов 9 у коробки передач.
После включения замка зажигания 5 и нажатия на педаль тормоза в пре-
делах ее свободного хода замедлитель начинает работать: закрывается шибер-
ная заслонка и прекращается подача топлива. Замедлитель автоматически
выключается при выключении сцепления (размыкаются контакты 5), нажа-
тии на педаль управления дроссельной заслонкой (размыкаются контакты 7)
и нейтральном положении в коробке передач (размыкаются контакты 9).
Последнее обеспечивает работу двигателя на холостом ходу.
Испытания автомобиля ГАЗ-51, оборудованного описанным выше устрой-
ством, дали следующие результаты:
1) средняя техническая скорость автомобиля возросла при двпнении
по гористой местности на 32,5%, в городе — на 7,7%, по горизонтальному
участку шоссе — на 1,9%;
2) число оборотов коленчатого вала двигателя на 1 км пути при движении
автомобиля по гористой местности уменьшилось вдвое, а в городе и на гори-
зонтальном участке шоссе осталось без изменения;
„ 3) экономия топлива составила при движении автомобиля по гористой
местности 12,7%, в городе— 17,1% и на горизонтальном участке
шоссе — 7,5%;
4) число включений основной тормозной системы при езде за городом
сократилось в 4 раза, а в городе — в 2,5 раза.
Таким образом, выпускной тормоз оказывается достаточно эффективным
не только в горных, но и в равнинных условиях.
390
Фиг. 320. Схема выпускного тормоза с автоматизированным электрическим приводом.
Дополнительная тормозная система гидравлического типа представляет
собой обычно гидромуфту (насос), приводимую во вращение от одного
из валов, связанных с колесами автомобиля. Кинетическая энергия преоб-
разуется в гидромуфте в тепловую, вследствие чего жидкость нагревается^
Гидромуфту включают обычно в систему охлаждения двигателя, принтом'
Фиг. 321. Характеристики замедлителей:
1 и 2 — электродинамические замедлители;
3 — гидравлический-замедлитель.
гидравлического
показана на-
устраняется переохлаждение двигателя
при движении автомобиля на длинных
спусках.
Характеристика
тормоза-замедлителя
фиг. 321 (кривая 3). Тормозной мо-
мент М, создаваемый муфтой, меняется
в зависимости не только от числа обо-
ротов пг насоса, но и от количества
жидкости, подаваемой в муфту. При ма-
лых скоростях автомобиля гидравличе-
ские замедлители мало эффективны.
Другим их недостатком является боль-
шой вес.
Электродинамические замедлители
представляют собой индукционные
муфты, работа которых основана на воз-
никновении вихревых токов. Если проводник, например стальной диск,
вращать в магнитном поле, то вследствие появления вихровых токов возни-
кает сопротивление вращению проводника.
Электродинамические замедлители по распространению занимают второе
место после выпускных тормозов. Электродинамические замедлители уста-
навливают за коробкой передач, что приводит к некоторому увеличению
размеров и веса тормоза, так
как в этом случае нельзя ис-
пользовать низшие передачи для
усиления тормозного эффекта и
тормоз приходится рассчиты-
вать на больший тормозной мо-
мент, чем, например, выпуск-
ной тормоз.
Электродинамические замед-
лители, получившие распро-
странение, бывают двух типов:
с колоколообразным якорем
фирмы Уорнер (США) и диско-
вым якорем фирмы Тельма
(Франция).
Тормоз с дисковым якорем
показан на фиг. 322. В непо-
движном корпусе установлены
электромагниты 1. Якорь со-
стоит из двух дисков 2 с ребрами
на наружной поверхности для
Фиг. 322. Детали электродинамического замедли-
теля Тельма с дисковым якорем:
1 — электромагниты; 2 — диски якоря.
лучшего охлаждения. Чем меньше зазор
между якорем и полюсами электромагнитов, тем больше тормозной момент.
Величина зазора 1,5—2,0 мм ограничивается опасностью задира поверхно-
стей полюсов электромагнитов вследствие расширения дисков при нагреве.
Характеристика тормоза может меняться в широких пределах (кривые 1 и*2
на фиг. 321). Для городских автобусов целесообразно применять замедли-
тели, имеющие характеристику 1, что обеспечивает максимальный тормозной
момент при малом числе оборотов (500 в минуту и менее), т. е. эффективное
торможение автобуса перед остановкой. На автомобилях, эксплуатируемых
392
в горной местности, следует устанавливать замедлители с характеристи-
кой 2, так как в этом случае возможно более эффективное торможение,
чем при гидравлическом замедлителе, в широком диапазоне чисел обо-
ротов.
Основным преимуществом электродинамического замедлителя является
высокий тормозной эффект (замедление до 2 м/сек2) при плавном торможении
и без опасности блокировки колес. Управление тормозом является легким
и может быть автоматизировано.
Недостатками электродинамического замедлителя являются относительно
большой вес и стоимость, а также необходимость дополнительного расхода
электрической энергии при торможении (ток 40—100 а при 12-вольтовой
батарее).
РАЗДЕЛ ЧЕТВЕРТЫЙ
ПОДВЕСКА И КОЛЕСА АВТОМОБИЛЯ
ГЛАВА 15
ПОДВЕСКА
§ 1. УСЛОВИЯ ПЛАВНОСТИ ХОДА АВТОМОБИЛЯ
И ТРЕБОВАНИЯ К ПОДВЕСКЕ
При движении автомобиля по дороге с неровной поверхностью его кузов
и колеса совершают колебания. Эти колебания влияют на эксплуатационно-
технические качества автомобиля, в первую очередь на плавность хода,
тяговые качества, устойчивость, управляемость, прочность и долговечность.
Для того чтобы передать силы, действующие на колеса, раме и кузову,
смягчить динамические нагрузки и придать колебаниям желаемый характер,
служит подвеска, представляющая собой совокупность деталей, связываю-
щих колеса и раму (или кузов) автомобиля.
В теории подвески установлены необходимые условия, при которых,
несмотря на колебания автомобиля, его плавность хода будет оставаться
хорошей [67].
1. Низкие собственные частоты должны быть малыми. При хорошем
качестве подвески их значения составляют для легковых автомобилей
50—70 кол/мин, а для грузовых автомобилей и автобусов — 70—90 кол!мин.
Как показывают исследования, при движении по дороге с неровной
поверхностью кузов автомобиля испытывает колебания с собственными часто-
тами. Если собственные частоты лежат в указанных выше пределах, челове-
ческий организм хорошо переносит колебания. Кроме того, чем меньше
частоты, тем меньше вероятность появления неприятных резонансных колеба^
ний кузова.
Низкие собственные частоты зависят от статического прогиба подвески
и шин. Приближенно
Q == j/jL \1сек или п = кол/лшн, (265)
где / =-- fp -h fM — суммарный статический прогиб подвески fp и шин
в см.
2. Затухание колебаний должно быть достаточным с тем, чтобы за один
период свободных колебаний кузова их размах уменьшился в 3—8 раз.
Меньшее затухание может привести к раскачиванию кузова и колес при
движении автомобиля по дороге с неровностями, следующими одна за дру-
гой. Более сильное затухание неприятно тем, что увеличиваются динамиче-
ские нагрузки, которые передаются кузову через амортизаторы.
3. Величина (амплитуда) перемещения кузова должна быть как можно
меньшей, иначе возможны явления укачивания у пассажиров даже при
малых значениях низких частот.
4. Ускорения кузова при колебаниях должны быть возможно меньше.
В настоящее время именно ускорения принимаются за основной измеритель
при оценке плавности хода. Ускорения кузова зависят от величины затуха-
394
ния и амплитуд и, главное, от собственных частот, т. е. от выполнения усло-
вий, предусмотренных в пп. 1—3.
Подвеска автомобиля состоит из трех устройств: упругого, гасящего
и направляющего.. Упругое устройство уменьшает действие вертикальных
динамических нагрузок. Наличие упругого устройства вызывает колебания
кузова и колес автомобиля. Эти колебания должны происходить при опре-
деленных силах сопротивления (затухании), которые обеспечиваются гася-
щим устройством подвески. Горизонтальные силы от колес кузову должны
передаваться через направляющее устройство подвесок, определяющее
также характер перемещения колес относительно кузова и опорной поверх-
ности.
Основные требования, которым должна удовлетворять подвеска, сле-
дующие:
1) надлежащая упругая характеристика, обусловливающая высокую
плавность хода автомобиля, малые поперечные крены, отсутствие ударов
в ограничители хода, хорошая устойчивость;
2) необходимая величина и характеристика затухания;
3) надлежащая кинематическая характеристика, что необходимо для
уменьшения износа шин, стабилизации управляемых колес, создания пра-
вильной кинематики рулевого привода и улучшения «держания» дороги
автомобилем;
4) надежная передача от колеса кузову горизонтальных сил и их мо-
ментов;
5) удобство компоновки автомобиля и размещения подвески;
6) достаточные прочность и долговечность деталей подвески, в частности,
упругих элементов, относящихся обычно к числу наиболее напряженных
деталей автомобиля;
7) минимальный вес подвески, в частности, ее неподрессоренных
частей.
Выполнение этих требований зависит от типа и конструкции направ-
ляющего устройства (в основном пп. 3—5 и 7), упругого устройства (в основ-
ном пп. 1 и 5—7), гасящего устройства (в основном пп. 2 и 6).
§ 2. НАПРАВЛЯЮЩЕЕ УСТРОЙСТВО ПОДВЕСКИ
Классификация направляющих устройств и требования к ним
Направляющее устройство подвески: а) определяет характер движения
'(кинематику) колеса относительно опорной поверхности и кузова и б) уча-
ствует в передаче сил и моментов между колесом и кузовом.
Различные силы взаимодействия колеса и дороги можно свести к трем
составляющим (реакциям): вертикальной Z, продольной X, поперечной или
боковой Y (фиг. 323, а). Передача этих сил и их моментов Мх, Му, М.г
(фиг. 323, б) происходит через детали подвески, причем вообще силы
и моменты, действующие на левое и правое колеса, не равны между собой:
Z, Zn, Мл, =т= Мпх и т. д.
Неровности дороги обусловливают появление вертикальных сил Z
и моментов Мх, носящих ярко выраженный динамический характер. Эти силы
и моменты передаются кузову с помощью упругого устройства подвески.
В некоторых случаях через него могут передаваться и другие составляющие
сил взаимодействия колеса и дороги.
Продольные и поперечные составляющие X и Y и моменты Му, Мг пере-
даются через направляющее устройство подвески. Чаще всего значительной
величины достигают силы X (тяговые и тормозные усилия) и моменты M;J
(реактивные).
По типу направляющего устройства подвески делят на зависимые и неза-
висимые.
395
Особенностью зависимой подвески колес является наличие жесткой
балки, связывающей левое и правое колеса, вследствие чего перемещение,
одного колеса в поперечной плоскости передается другому.
При независимой подвеске колеса отсутствует непосредственная связь
его с другим колесом. В зависимости от того, в какой плоскости перемещается
колесо при его подъеме, различают независимые подвески с перемещением
колеса в поперечной (фиг. 324, а и б), продольной (фиг. 324, в и г) или одно-
временно в продольной и поперечной плоскостях (фиг. 324, д). В независи-
мых подвесках каждого из этих трех типов колесо может быть связано с рамой
одним (фиг. ’324, а, в и д) или двумя (фиг. 324, биг) рычагами.
При подвеске на двух рычагах прямые, соединяющие центры шарниров
верхнего и нижнего рычагов, образуют разносторонний четырехугольник.
Фиг. 323, Силы, действующие на колесо в плоскости контакта с опорной
поверхностью:
а — составляющие реакции, действующей на колесо со стороны дороги: б — силы и
моменты, передающиеся от колес кузову.
Если две стороны четырехугольника под статической нагрузкой параллельны,
то подвеску называют трапециевидной. Если верхний и нижний рычаги
одинаковы по длине и параллельны, подвеска называется параллелограммной
(фиг. 324, биг).
Кроме того, независимая подвеска может быть свечной или телескопиче-
ской, когда колесо перемещается вдоль направляющей (фиг. 324, е). Если
направляющая вертикальна, то подъем колеса не сопровождается переме-
щением колеса ни в поперечной, ни в продольной плоскости.
В связи с наличием направляющих устройств и упругих элементов под-
вески необходимо отметить следующее:
1) Направляющие устройства независимой подвески могут быть весьма
различными по свойствам. Общими являются только меньший, чем при
зависимой подвеске, вес неподрессоренных частей, необходимость в жесткой
(обычно более тяжелой), раме в местах крепления рычагов и изменение дорож-
ного просвета при изменении статической нагрузки или колебаниях.
2) Тип направляющего устройства и тип упругого элемента не зависят
вообще один от другого. Например, зависимая подвеска может быть рессор-
ной, пру инной, торсионной, пневматической. Наоборот, торсионная под-
веска может быть зависимой и независимой. Однако некоторые сочетания
396
направляющих устройств и упругих элементов могут иметь преимущества
перед другими.
При направляющем устройстве любого типа (зависимом или независимом)
подвеска колес называется блокированной, если перемещения двух или
нескольких колес разных осей связаны между собой. В частном случае
балансирной подвески двух колес их вертикальные перемещения, равные
по величине и противоположные по знаку, не вызывают деформации упру-
гих элементов подвески.
Направляющее устройство подвески определяет возможные смещения
колеса, сопровождающие его вертикальные перемещения. Оно оценивается
Фиг. 324. Основные типы независимых подвесок колеса.
с помощью кинематической характеристики, которая в соответствии с обо-
значениями, приведенными на фиг. 323, сводится к зависимостям:
Ук = Ф1 (г«); х* = Ф2 (z,); ак = Ф3 (zj; = Ф4 (zj;
Y* = Ф5 (2л-)-
Кинематическая характеристика подвески может быть получена графи-
ческим или расчетным путем. Чаще всего пользуются графическим
способом, полагая колесо жестким и изображая в крупном масштабе
(1:1, иногда 1 : 2) рычаги подвески и колесо при различном его вертикаль-
ном перемещении. Построение кинематической характеристики расчетным
путем, особенно при ограниченном числе допущений, связано с громоздкими
вычислениями. Поэтому в последнее время подобные расчеты начали про-
водить с использованием электронно-вычислительных машин.
В качестве примера на фиг. 325 показана кинематическая характеристика
однорычажной независимой подвески с осью качания колеса, расположенной
под углом <р = 60° к продольной оси автомобиля (фиг. 324, д), и с рычагом,
длина 7? которого равна половине радиуса колеса. В рассматриваемом доста-
точно общем случае колесо перемещается так, что его положение характери-
зуется тремя линейными и тремя угловыми перемещениями.
В частных случаях, если, например, принять <р = 0, колесо при подъеме
будет перемещаться только в поперечной плоскости и - 0 и ак -= 0.
397
Если затем от однорычачной подвески перейти к двухрычажной параллело-
граммной, то — 0. Изменив размеры верхнего и ни?{ него рычагов подвески,,
т. е. заменив параллелограмм трапецией, можно добиться, чтобы при тех
вертикальных перемещениях, которые возникают чаще всего, практичен;
ски ук 0 и 0. Полученное направляющее устройство — двухрычаж-
ная трапециевидная подвеска с перемещением колеса в поперечной пло-
скости — наиболее распространено среди независимых подвесок современ-
ных автомобилей.
В настоящее время на легковых автомобилях применяют независимую
подвеску для передних колес и зависимую — для задних. На грузовых
автомобилях и автобусах распространена зависимая подвеска. Некоторые
легковые и специальные автомо-
били имеют независимую под-
веску всех колес.
Направляющее устройство
подвески должно удовлетворять
следующим основным требова-
ниям:
1. Надлежащая кинематика
колес. Желательно, чтобы при
вертикальном перемещении ко-
леса величины, входящие в ки-
нематическую характеристику
подвески, оставались неизмен-
ными. Перемещения ук нежела-
тельны, так как вызывают из-
менение колеи, что приводит к
увеличению износа шин и со-
противления движению автомо-
биля на мягких грунтах. Пере-
мещения хк имеют второстепен-
ное значение, затрудняя иногда
осуществление правильной ки-
нематики рулевого привода.
Изменение угла (развала)
наиболее нежелательно при
управляемых колесах, потому
Фиг. 325. Кинематическая характеристика одно-
рычажной подвески,, изображенной на фиг. 324, д.
что оно сопровождается появлением гироскопического момента, вызываю-
щего виляние колеса (явление шимми). Кроме того, качение колеса с разг
валом увеличивает износ шины и, вызывая появление боковой силы, может
ухудшать «держание» дороги автомобилем.
Изменение угла ак нежелательно для управляемых колес, так как озна-
чает изменение угла наклона шкворня назад, что ухудшает стабилизацию
колес. Когда при вертикальном перемещении колеса меняется угол
то это ведет к изменению траектории автомобиля, вследствие чего ухуд-
шается держание» дороги автомобилем.
Для получения надлежащей упругой характеристики подвески переме-
щение колеса от верхнего крайнего положения до нижнего должно быть
иногда значительным, что затрудняет подбор характеристики направляю-^
щего устройства.
Упругое устройство подвески влияет и на направляющее устройство;
если ввести регулировку постоянства высоты кузова при различных нагруз-
ках, то уменьшаются наибольшие перемещения колеса и соответственно
улучшается кинематическая характеристика подвески.
2. Надежная передача от колес раме горизонтальных сил X, Y и их
моментов Мх, Му, без заметных деформаций или смещений деталей под-,
вески.
398
3. Возможность правильной кинематики рулевого привода. Кинема-
тика рулевого привода считается правильной, если вертикальное переме-
щение колеса и поворот его вокруг шкворня не зависят один от другого.
Если центр колеса при вертикальных перемещениях описывает дугу
окружности (кривую), то ее радиус зависит от размеров направляющего
устройства. Поместив шарнир рулевой тяги в центр окружности, можно
получить рулевой привод без кинематических ошибок.
4. Малый поперечный крен кузова. Направляющее устройство оказы-
вает двоякое влияние на поперечный крен: а) допускает большее или мень-
Фиг. 326. Примеры подвесок передних и задних колес,
выполненных в виде отдельных агрегатов.
шее расстояние между упругими элементами — так называемую рессорную
колею; б) влияет на положение центров крена. Прямая, соединяющая
центры кренов передней и задней подвесок или ось крена, позволяет найти
длину перпендикуляра, опущенного из центра тяжести кузова на ось
крена, а следовательно, и момент боковой силы, вызывающей крен кузова.
5. Удобство компоновки автомобиля и подвески. Направляющее устрой-
ство не должно мешать выносу двигателя вперед, чтобы можно было лучше
использовать пространство внутри базы автомобиля, а также повысить
плавность хода путем лучшего распределения подрессоренных частей (уве-
личения момента инерции относительно поперечной оси, проходящей через
центр тяжести подрессоренной массы).
От типа направляющего устройства зависят также перемещения основ-
ного карданного вала относительно пола кузова и ширина кузова между
колесными кожухами.
399
Фиг. 327. Влияние типа направляю-
щего устройства на число карданов
в приводе к неуправляемым колесам.
В компоновке автомобилей, особенно легковых, наблюдается стремление
свести все механизмы автомобиля к трем-четырем отдельным агрегатам^
например, передней подвеске с рулевым приводом, задней подвеске с главй
ной передачей, двигателю и трансмиссии. Так, в автомобиле Мерседес-;
Бенц. 220 передняя подвеска собрана на подрамнике 2 (фиг. 326, а), который
крепится и лонжерону кузова 3 на резиновых подушках /. По той же схеме
выполнена подвеска задних колес (фиг. 326, б).
6. Простота конструкции и эксплуатации. Выполнение этого требова-
ния зависит в первую очередь от числа шарниров подвески и их конструк-
ции, определяющей число точек смазки, и от числа карданов (для ведущих
колес). На фиг. 327 в качестве примера
показаны три схемы направляющих
устройств для неуправляемых ведущих
колес. Если подвеска параллелограммная
с перемещением колеса в поперечной плос-
кости, то карданов должно быть четыре на
ось (фиг. 327, а); при разрезных осях и
перемещении колес в поперечной плоско-
сти— только два (фиг. 327, б) и для одно-
рычажной подвески с перемещением ко-
леса в продольной и поперечной плоско-
стях может быть оставлен один кардан
(фиг. 327, в).
7. Минимальный вес направляющего
устройства и, в частности, его неподрес-
соренной части. На фиг. 328 приведено
несколько схем подвесок, поясняющих су-
щественное влияние типа и конструкции
направляющего устройства на вес непод-
рессоренных частей.
Уменьшение веса неподрессоренных ча-
стей достигается переходом от зависимой
подвески к независимой. На фиг. 328, а
показана типичная схема зависимой под-
вески управляемых колес. Зачернены не-
подрессоренные части (колеса и шины, вес
которых во всех случаях относится к не-
подрессоренным частям, здесь и далее не
выделены, чтобы не затемнять схемы). На
фиг. 328, б изобра i ена схема независимой подвески с направляющим устрой-
ством наиболее распространенного типа — рыча-гной трапециевидной под-
веской с торсионом в качестве упругого элемента. Вес неподрессоренных
частей при такой схеме уменьшился примерно на 20%, в частности, из-за
того, что балка моста, являвшаяся в предыдущей схеме целиком неподрес-
соренной, заменена более легкими рычагами, вес которых относится к не-
подрессоренным частям только частично.
Если колеса являются ведущими, то при надлежащем сочетании типов
направляющего устройства подвески, упругого элемента и главной пере-
дачи можно добиться значительного уменьшения веса неподрессоренных
частей.
На фиг. 328, в показана зависимая подвеска ведущих колес, имеющая
самое широкое распространение. Составляющими веса неподрессоренных
частей являются вес главной передачи и дифференциала, картера моста,
вес тормозов с тормозными барабанами и часть веса листовых рессор.
Можно, сохранив зависимую подвеску колес, уменьшить вес неподрессо-
ренных частей, если главную передачу и дифференциал укрепить на раме
и заменить рессоры пружинами (фиг. 328, г). Дальнейшего уменьшения
400
веса неподрессоренных частей можно достигнуть, если перенести тормоза
к главной передаче (фиг. 328, д).
г- Для еще большего уменьшения веса неподрессоренных частей нужно
устранить балку, связывающую колеса, т. е. перейти к независимой под-
веске, и заменить пружины торсионами (фиг. 328, е).
Примерное соотношение веса неподрессоренных частей для рассмотрен-
ных четырех схем подвесок задних колес легкового автомобиля весом 1800 кг
составит (в относительных величинах): 1 : 0,75 : 0,60 : 0,50.
Фиг. 328. Схемы подвесок, обеспечивающие различный вес неподрессоренных частей.
Конструкции направляющих устройств
Зависимые подвески. Наиболее простой является подвеска на двух полу-
эллиптических рессорах (фи*. 329, а). Характер перемещений моста отно-
сительно кузова зависит от параметров рессоры, т. е. рессора является
не только упругим элементом, но и составляющей частью направляющего
устройства. Число шарниров здесь равно шести — по три на каждую рес-
сору. Продольные силы X и реактивный момент Му в рессорных подвесках
могут передаваться, помимо рессоры, через рычаги (штанги) или карданную
трубу (для ведущих колес). Последний способ почти вышел из употребления
из-за увеличения веса неподрессоренных частей.
Если оба конца рессоры связать с рамой серьгами 1 (фиг. 329, б), а с шей-
кой 2 оси соединить шарнирно, то тормозная сила X и момент Му (реактив-
ный или тормозной) будут передаваться через штангу 3, а рессора от них
будет разгружена. Конструкция подвески, однако, в этом случае усложни-
лась: число шарниров увеличилось до 10. В подвеске автобуса Бриджмастер
пневматический упругий элемент 4 (фиг. 329, в) может передавать только
вертикальные нагрузки. Поэтому передача продольной силы и ее момента
происходит через штангу 6, жестко связанную с балкой 7 оси и шарнирно
с рамой. Боковые силы передаются штангой 8, левый конец которой шарнирно
26 Литвинов 401
402
Фиг. 329. Зависимые подвески.
связан с рамой. Пневматический упругий элемент работает с незначительным
трением, и поэтому в подвеску введен амортизатор 5. По числу шарниров
конструкция упростилась — их осталось четыре.
В подвеске автомобиля BMW (фиг. 329, г) упругими элементами
являются торсионы 12 — стержни длиной 2 м и диаметром 22 мм. Направ-
ляющим устройством служат Л-образный рычаг 11 и поперечные рычаги 14.
Рычаг 11 связан с картером моста через резиновую подушку, а с поперечиной
рамы — через резиновые втулки. Рычаг 14 наружным концом соединен
через серьгу 15 с мостом; внутренний конец рычага 14 сидит в опоре 13,
связанной с рамой, причем торсион 12 и амортизатор 10 соединяются с рыча-
гом. Такая конструкция обеспечивает как вертикальные, так и поперечные
угловые перемещения моста или кузова, которые ограничиваются при ходе
сжатия упором 9 и при ходе отдачи лентой 16. Усилия X, Y и момент Му
передаются через рычаг 11.
Подвеска автобуса Мерседес-Бенц 0321Н выполнена в виде отдельного
агрегата, крепящегося к кузову на резиновых подушках 18 (фиг. 329, д)
и кронштейне 25. Упругими элементами являются пружина 21 и резиновый
буфер 20, упирающийся в кронштейны поперечины 17, в которой имеются
колпаки 19 для крепления амортизаторов 22. Усилия X и момент Му
26* 403
передаются через обращенные вперед распорные штанги 24, связанные жестка
с осью 26 и шарнирно (резиновыми втулками) с кронштейном 25. Боковые
силы Y передаются через штангу 23. В этой конструкции число шарниров
минимальное и равно трем.
Основными преимуществами зависимой подвески наиболее распростри
ненного типа (фиг. 329, а) являются простота конструкции и малая стой*
мосты листовые рессоры могут выполнять одновременно функции направ-
ляющего устройства, упругого элемента и гасящего устройства. Зависимая
подвеска сравнительно проста в обслуживании, тем проще, чем меньше
число шарниров и чем шире используется для них резина, исключающая"
необходимость в смазке. При движении автомобиля на поворотах шины изна-
шиваются меньше, так как крен испытывает кузов, но не ось.
Фиг. 330. Влияние зависимой подвески на линейные и угло-
вые перемещения колес.
Зависимая подвеска имеет ряд недостатков. При одностороннем верти-
кальном перемещении колеса меняется колея (АВ на фиг. 330) и возни-
кают боковые силы, ухудшающие «держание» дороги автомобилем.
Недостатком зависимой подвески, особенно ведущих колес, является
повышенный вес неподрессоренных частей. Для уменьшения этого недо-
статка главную передачу 5 (фиг. 331) подвешивают к раме, а тяжелый мост
заменяют легкой трубчатой поперечиной 7. Если к тому же перенести тор-
моза 3 от колес к главной передаче, то вес неподрессоренных частей стано-
вится совсем малым. Направляющим устройством являются здесь А-образ-
ный рычаг 6 и верхние рычаги 1. Они же служат одновременно рычагами
амортизаторов 4 и стабилизатора 2. Стабилизатор представляет собой стер-
жень, который не деформируется при одинаковых поворотах рычагов 1
и работает как торсион при кренах, сопровождающихся поворотом рычагов 1
на разные углы. Недостатком описываемой подвески является наличие двух
сравнительно коротких карданных валов с четырьмя шарнирами. Чтобы
увеличить длину карданных валов и облегчить доступ к наружным шарни-
рам, последние размещены в ступицах колес.
При использовании зависимой подвески для управляемых колес появ-
ляется дополнительно ряд недостатков, которые сказываются тем сильнее,
чем мягче подвеска и больше возможные перемещения колес.
Главным недостатком является изменение наклона обоих колес при
вертикальном перемещении одного из них (угол 0* на фиг. 330).
Эти наклоны вызывают гироскопические моменты, связывающие угловые
перемещения моста (подпрыгивание) и управляемых колес вокруг шкворней
(виляние). При мягкой подвеске в этом случае возникают опасные колебания
колес (явление шимми) в пределах эксплуатационных скоростей движения.
404
Надежное устранение шимми достигается уничтожением или резким ослабле-
нием такой гироскопической связи, т. е. отказом от зависимой подвески
управляемых колес.
Кроме того, при одностороннем перемещении колеса меняется также
наклон шкворня вбок, а при торможении, если установлена подвеска, изобра-
женная на фиг. 329, а, меняется и наклон шкворня назад.
Фиг. 331. Зависимая подвеска ведущих колес с подрессоренной главной
передачей.
Неточности в кинематике рулевого привода проявляются в непроизволь-
ных поворотах колес при проезде неровностей. При прямолинейном движе-
нии эти неточности устра-
нимы. На фиг. 332, а конец
продольной рулевой тяги А
и точка оси В движутся при
вертикальных Колебаниях
колес по дугам и В jB2.
Обеспечивая малую разницу
между дугами, устраняют
ошибки в кинематике руле-
вого привода. Схеме, изобра-
женной на фиг. 332, а, соот-
ветствует, например, руле-
вой привод автомобиля
ГАЗ-51. Если рулевой меха-
Фиг. 332. Неточности в кинематике рулевого привода
при зависимой подвеске:
а — при прямолинейном движении автомобиля; б — при
повороте автомобиля.
низм расположен у заднего
конца рессоры, то ее серьгу
переносят вперед (см. фиг.
329, а). Несмотря на отсут-
ствие ошибок в кинематике
рулевого привода при прямолинейном движении автомобиля, они могут
возникать при его поворотах, когда продольная тяга смещается и траекто-
рии точек A v В становятся разными (фиг. 332, б). Аналогичное явление
возможно при торможении вследствие изгиба рессоры.
К недостаткам зависимой подвески относится также затруднение компо-
новки автомобиля, так как балка оси мешает выносу двигателя вперед.
405
Таким образом, применение зависимой подвески целесообразно для
неуправляемых колес. От зависимой подвески для управляемых коле|
отказываются, как правило, в легковых автомобилях из-за высоких требсй
ваний к плавности хода и компоновочных соображений и иногда в автомф
билях высокой проходимости, если необходим значительный ход колеей
Независимые однорычажные подвески. Как направляющее устройство
однорычажная подвеска характерна тем, что вертикальное перемещение
колеса сопровождается его наклоном в плоскости качания рычага, а также
смещением вдоль ее оси. Преимуществами однорычажных независимых
подвесок по сравнению с двухрычажными являются большая простота кон-
струкции, меньший вес и меньшее число шарниров. Другие их качества
зависят от расположения оси качания рычага и плоскости, в которой он пере-
мещается .
Схема подвески ведущих колес на поперечно расположенных рычагах
или с разрезным мостом изображена на фиг. 333, а, а конструкция под-
вески — на фиг. 333, б. К поперечине. 1 рамы крепится картер 2 главной
передачи. От главной передачи крутящий момент передается через карданы
полуосям, проходящим через кожухи 5. Ось качания 6 кожухов проходит
через центр кардана. Упругими элементами являются пружины — основная
наружная 3 и дополнительная внутренняя 4, более жесткая и короткая.
При такой конструкции продольные и боковые силы и их моменты передаются
через ось 6 кожухов. Конструкция направляющего устройства значительно
упрощается и число шарниров уменьшается до двух, но нагрузки на подшип-
ники в шарнирах 6 достигают большой величины. Для их разгрузки уста-
навливают вильчатые рычаги или вводят дополнительные, косо расположен-
ные рычаги (см. фиг. 326, б).
Кинематическим недостатком разрезных осей является
их малая длина, из-за которой изменение колеи ДВ и угла наклона дости-
гает особенно большого значения (фиг. 333, а). Высокое расположение центра
крена О существенно уменьшает поперечный крен кузова. Однако для зад-
ней подвески такое положение центра крена иногда является нежелательным,
так как большая часть момента, вызывающего крен, начинает действовать
на задние колеса, что ухудшает управляемость и устойчивость автомобиля
против бокового увода [56], [67].
Недостатки направляющих устройств с поперечно расположенными рыча-
гами должны особенно сильно проявляться при управляемых колесах.
Поэтому в течение многих лет направляющее устройство этого типа было
в передней подвеске редкостью. В последнее время оно применяется в перед-
ней подвеске автобуса Магирус «Сатурн II», причем кинематические свойства
направляющего устройства улучшены: рычаги 9 имеют значительную длину
(фиг. 333, в), а пневматические упругие элементы 7 позволяют поддержи-
вать положение колес неизменным при всех статических нагрузках (регули-
рование постоянства высоты кузова); кроме того, уменьшены вертикальные
перемещения колес благодаря благоприятной упругой характеристике
пневматической подвески. Все это позволило ограничить изменение колеи
и наклонов колес (гироскопические моменты, изменение угла наклона
шкворня вбок) допустимыми пределами. Предельные перемещения колес
ограничены упорами 11. К направляющему устройству относятся также
штанги 10, расположенные под углом к продольной оси автобуса, и разгру-
жающие рычаги 9. Достаточно высокое расположение центра крена О
является преимуществом для передней подвески. Следует также отметить
удобное размещение резервуара 8 со сжатым воздухом.
Дальнейшим развитием направляющего устройства (фиг. 333, а) явились
разрезные оси со смещенным вниз центром крена (фиг. 334, а), примененные
на автомобиле Мерседес-Бенц 220. При такой схеме достигается желаемое
распределение кренящего момента между передней и задней осями; умень-
шаются износ шин и изменение колеи, так как растет плечо R (см. фиг. 333, а);
406
Фиг. 333. Однорычажные независимые подвески.
407
число карданов уменьшается до одного (фиг. 334, б). Для разгрузки шарни-
ров у главной передачи введены рычаги, соединяющие кожухи полуосей
с кузовом (см. фиг. 326, б).
Фиг. 334. Однорычажная независимая подвеска с разрезными
осями и смещенным вниз центром крена.
Фиг. 335. Влияние расположения рычагов под-
вески передних колес на «клевки» кузова при
торможении.
Независимая подвеска с продольным расположением рычагов автомо-
биля Рено—Фрегат (1957 г.) изображена на фиг. 333, г. Штампованные
рычаги обладают достаточной жест-
костью. Чтобы улучшить передачу
боковых сил и их моментов, рас-
стояние между опорами рычагов
выбрано значительным. Подобные
подвески отличаются простотой
конструкции, небольшим весом не-
подрессоренных частей и постоян-
ством колеи. В случае применения
этого направляющего устройства
для подвески передних колес по-
являются еще преимущества: от-
сутствуют гироскопические мо-
менты при вертикальных переме-
щениях колеса, постоянен наклон
шкворня вбок, сравнительно точна
кинематика рулевого привода и
возможно смещение двигателя вперед. Кроме того, рычаги могут быть рас-
положены так, что «клевки» кузова при торможении, ограничивающие
иногда снижение жесткости подвески, будут уменьшаться.
На фиг. 335 изображены автомобили с однорычажной подвеской всех
колес. На фиг. 335, а рычаги направлены назад и «клевок» кузова вперед
408
значителен; на фиг. 335, б направление передних рычагов изменено на обрат-
ное, что позволяет ослабить «клевок» кузова даже при весьма мягкой под-
веске. Однако при переднем расположении рычагов несколько увеличивается
передача нагрузок от- колес кузову.
К недостаткам продольно расположенных рычагов относятся: располо-
жение центра крена у опорной поверхности, а следовательно, значительный
наклон шин при поворотах (равный крену кузова); трудность обеспечения
жесткости рычага при передаче сил Y и моментов Мх и Му, а для управляе-
мых колес, кроме того, изменение наклона шкворня назад.
Фиг. 336. Однорычажная независимая подвеска итальянского легкового автомобиля Лянчия-
Аурелия с перемещением колеса как в поперечной, так и в продольной плоскостях.
Естествениым способом устранения перечисленных недостатков явился
переход к однорычажным подвескам, у которых ось качания рычагов рас-
положена под углом к продольной оси автомобиля, вследствие чего колеса
могут перемещаться как в поперечной, так и в продольной плоскостях.
Направляющим устройством подвески задних ведущих колес автомо-
биля Лянчиа-Аурелия является вильчатый рычаг 1 с резиновыми втулками
в качестве шарниров (фиг. 336). Упругими элементами служат пружина 2
и мягкий резиновый буфер 3, а гасящим устройством является амортизатор 5.
Тормоз 6 перенесен от колеса к главной передаче. Карданный вал имеет два
шарнира, причем для увеличения длины вала и облегчения доступа к наруж-
ному кардану 4 он размещен в ступице колеса. Подобное направляющее
устройство выполнено в задней подвеске автомобиля ЗАЗ-965 «Запорожец».
Однорычажная подвеска всех колес легкового автомобиля показана
на фиг. 337, а. Оси рычагов составляют угол ср = 50° с продольной осью
автомобиля. Передние рычаги направлены вперед, а задние — назад для
уменьшения «клевков» при торможении (так же, как на фиг. 335, б). Упругие
элементы 1 (фиг. 337, а) резиновые, работающие на кручение (торсионы).
409
Упругое устройство включает систему, обеспечивающую постоянство высоты
кузова при различной статической нагрузке. Если статическая нагрузка
изменилась, например увеличилась, расстояние от рычага до кузова умень-
шится. При этом датчик, не показанный на схеме, действует на включатель 5,
приводящий в движение электродвигатель с гидравлическим насосом 2:
Фиг. 337. Однорычажные независимые
подвески с перемещением колеса как
в поперечной, так и в продольной
плоскостях.
Произойдет подкачка жидкости в силовые цилиндры 5, укрепленные на раме.
гШток силового цилиндра, выдвигаясь, будет действовать на рычаг 6, закру-
чивая торсион до тех пор, пока не восстановится высота кузова. Запас жидко-
сти под давлением находится в резервуаре 4.
Однорычажная торсионная подвеска (фиг. 337, б является примером
конструкции с минимально возможным весом неподрессоренных частей
(см. фиг. 328, е); направляющим устройством служит вильчатый рычаг 10,
а упругим элементом — торсион 5; усилие к последнему передается от колеса
410
через серьгу и рычаг 11. Ось качания рычага, на которой лежит центр кар-
дана, образует с продольной осью угол q>. Для того чтобы уменьшить нагрузку
на шарниры 7 и 9, они разнесены на значительное расстояние. Вследствие
этого упростилась компоновка подвески и автомобиля, так как шарнир 7
находится у лонжерона рамы, а шарнир 9 — у ее поперечины.
Однорычажная подвеска с колесом, перемещающимся как в продольной,
так и в поперечной плоскостях, занимает промежуточное положение между
подвесками с поперечными или продольными рычагами. Качественно новым
является поворот колеса при его вертикальном перемещении, т. е. изменение
угла ук (см. фиг. 323). Чтобы это пояснить, на фиг. 327, в показано условно
Фиг. 338. Влияние длины поперечных рычагов на схему направ-
ляющего устройства.
штрихпунктирными лййиями положение, которое заняло бы колесо при
повороте рычага вокруг^оси качания на 180°. В действительности при подъеме
колеса рычаг поворачивается на малый угол и поэтому происходит лишь
небольшой поворот колеса наружу.
Все увеличивающееся распространение подвесок с перемещением колеса
в продольной и поперечной плоскостях указывает на то, что при правильном
расчете этого направляющего устройства в нем удается сочетать преимуще-
ства направляющих устройств с продольным или поперечным расположе-
нием рычагов.
Независимые двухрычажные подвески. Отличительной особенностью
направляющих устройств этой группы является то, что горизонтальное
перемещение колеса и угол его поворота в плоскости качания рычагов могут
быть сделаны малыми. Свойства направляющего устройства зависят от раз-
меров рычагов и их расположения, а также плоскости, в которой
они качаются.
Двухрычажная трапециевидная подвеска с поперечным расположением
рычагов является наиболее распространенным типом независимой подвески.
Подвеска с верхним коротким рычагом и длинным нижним (фиг. 338, а)
появилась первоначально как вынужденное решение. Действительно, если
411
нижний рычаг сделать таким же коротким, как верхний (фиг. 338, б), полу-
чится параллелограммная подвеска, обусловливающая значительное изме-.
нение колеи при вертикальных перемещениях колеса. Если верхний рычап
был бы таким же длинным, как нижний (фиг. 338, в), то кинематика направ-^
ляющего устройства улучшилась бы, колесо оставалось бы вертикальным^
при малом изменении колеи (Д' «< Д). Однако вынесенный вперед двигатель^
размеры кузова или другие компоновочные соображения не позволяют
делать верхний рычаг большой длины. Если уменьшить его длину до нуля£
то четырехзвенник превратится в трехзвенник, и для вертикального пере-,
мещения колеса придется одну из сторон, например вертикальную стойку,-;
сделать составной переменной длины (фиг. 338, г). Подобное направляющее*
устройство применяется для подвески передних колес автомобиля Форд*
европейского производства. К недостаткам такого направляющего устрой-
Фиг. 339. Схема трапециевидной подвески.
ства следует отнести то, что кинематика колеса определяется длиной нижнего
рычага, как в однорычажной подвеске. Таким образом, остается принять
первый вариант — трапециевидную подвеску.
Анализ показывает, что разная длина верхнего и нижнего рычагов дает
возможность получить вполне удовлетворительную кинематическую харак-
теристику подвески, хотя при вертикальном перемещении теоретически
должны меняться как колея колес, так и их поперечный наклон.
Из схемы трапециевидной подвески (фиг. 339) следует, что обычно при
вертикальном перемещении колеса колея В почти не меняется (ДВ 0),
а колесо получает небольшие наклоны внутрь.
Направляющее устройство подвески передних колес автомобиля М-21
«Волга» (фиг. 340, а) включает рычаги 1 и 5, шарнирно связанные со стой-
кой 6, на шкворне 7 которой установлена поворотная цапфа колеса. Вслед-
ствие вильчатой формы рычагов уменьшаются усилия, действующие на шар-
ниры, при передаче горизонтальных сил и их моментов. Шарниры рычагов
имеют резьбовые пальцы, способствующие удержанию смазки и препятствую-
щие попаданию грязи на трущиеся поверхности. На некоторых автомобилях
смазка к шарнирам подвески и втулкам шкворней подается централизованно
по трубкам 3.
Осью качания верхнего рычага является валик гидравлического амор-
тизатора 2 рычажного типа.
Подвеска собрана на поперечине 4, которая крепится на болтах к балкам
подмоторной рамы основания кузова.
Направляющее устройство передних колес автомобиля «Москвич-407»
(фиг. 340,6) однотипно с описанным выше. Подвеска выполнена бесшкворневой.
412
Фиг. 340. Независимая подвеска передних колес:
а — автомобиль М-21 «Волга»; б — автомобиль «Москвич-407».
413
414

Шкворень заменен двумя шарнирами, так что поворотная цапфа и стойка 10
поворачиваются вокруг верхнего шарового шарнира 9 и нижнего пальца 11.
Бесшкворневая подвеска получила широкое распространение благодаря
следующим основным преимуществам перед шкворневой с шарнирами
на резьбовых пальцах:
1) Уменьшению числа деталей, шарниров и точек смазки (в данной кон-
струкции на внешних концах рычагов число точек смазки равно четырем
против 10 при шкворневой подвеске).
2) Уменьшению нагрузки на шарниры, так как расстояние между ними
в 2—3 раза больше, чем между втулками шкворня у шкворневой подвески.
Нижний, более нагруженный шарнир должен работать с минимальным
трением. В верхнем шарнире должно быть определенное трение, противо-
действующее виляниям колеса. Необходимая величина трения обеспечи-
вается сильной конической пружиной, прижимающей шаровую головку
пальца к поверхности вкладыша.
3) Возможностью некоторого увеличения длины рычагов подвески, так
как нижний и верхний шарниры располагаются непосредственно на оси
поворота стойки.
Рычаги подвески крепятся к жесткой поперечине 13 коробчатого сечения
(фиг. 340, б). Для защиты кузова от вибраций и шума служат резиновые
подушки, расположенные под верхним концом пружины, у верхнего конца
телескопического амортизатора 12 и по обе стороны лонжерона рамы 8,
к которому крепится поперечина 13. Такая виброизоляция типична для
подвесок легковых автомобилей.
Другие конструкции подвесок показаны на фиг. 341. Подвеска передних
колес автомобиля Фиат 1100 (фиг. 341, а) отличается тем, что нижние рычаги
заменены упругим элементом — поперечной рессорой. Опора 2 выполнена
с резиновыми элементами. При вертикальном перемещении колеса жесткость
подвески малая, а после упора в буфер 1 жесткость рессоры и самой подвески
увеличивается. В подвеске передних ведущих колес автомобиля DKW
(фиг. 341, б) также применена поперечная листовая рессора, но взамен верх-
них рычагов. В подобных рычажно-рессорных подвесках поломка упругого
элемента может привести к аварии. Поэтому коренной лист рессоры обычно
усиливается или разгружается дополнительными листами. Для уменьшения
ошибок в кинематике рулевого привода поперечную рулевую тягу делают
разрезной, поэтому внутренний шарнир при обычных углах поворота колеса
остается вблизи той точки средней части рессоры, относительно которой
перемещается ушко при вертикальном перемещении колеса.
На фиг. 341, в показана конструкция направляющего устройства при
ведущем управляемом колесе легкового автомобиля Остин-Чемп типа 4x4.
Привод к колесу включает карданную передачу с двумя кулачковыми кар-
данами. Связанный с поворотной цапфой корпус создает полость для кар-
дана. Колесо и цапфа поворачиваются вокруг шкворневых пальцев, изго-
товленных как одно целое с частями корпуса поворотной цапфы. Основным
упругим элементом является торсион 2, конец которого связан с осью ниж-
него рычага. Дополнительный упругий элемент — резиновый буфер 1 —
упирается в верхний рычаг и рано вступает в работу, увеличивая жесткость
подвески. Применение таких упругих элементов упростило компоновку
подвески.
В трапециевидной подвеске с пневматическим упругим элементом компо-
новка получается весьма удобной, если элемент удается разместить между
рычагами (фиг. 341, г). Поршневой элемент 5 опирается на поперечину
нижнего рычага, а резервуар 3 связан с поперечиной 6 (кузовом). Диафрагма 4
герметизирует полость резервуара. Пустотелый поршень представляет собой
дополнительный объем для воздуха.
В двухрычажных подвесках нижний, а часто и верхний рычаги делают
вильчатыми для уменьшения нагрузки на шарниры. Число шарниров в связи
416
с этим достигает 10—12 на пару колес. Чтобы облегчить техническое обслу-
живание, иногда вводят централизованную смазку всех шарниров или
используют для них резиновые втулки.
Для обеспечения хорошей кинематики (длинного верхнего рычага) раму
автомобиля делают сравнительно узкой или вводят жесткую поперечину
(подрамник), к которой крепят рычаги подвески (см. фиг. 326, а).
При горизонтальных верхнем и нижнем рычагах центр крена лежит
у плоскости дороги и наклоны колес равны кренам кузова. Если рычаги
имеют наклон, то положение меняется. В этом случае наклоны колес можно
определять графически, и их величину приходится учитывать при кон-
струировании подвески й выборе размеров и положения рычагов направляю-
щего устройства. В качестве примера на фиг. 342, а показано положение
колес при крене у легкового автомобиля Нэш более старой модели, у кото-
Фиг. 342. Положение кузова и передних колес автомобиля Нэш
при поперечном крене.
рого углы наклона колес были чрезмерными, что отражалось не только
на устойчивости автомобиля, но и на износе шин. На фиг. 342, б показано
положение колес автомобиля более поздней модели при движении в сопоста-
вимых условиях. Полученные углы наклона колес оказались удовлетвори-
тельными. Центр крена поднят выше плоскости дороги путем изменения
положения верхнего рычага подвески (точка 1 смещена вниз).
При продольном расположении рычагов двухрычажной подвески отпа-
дает необходимость в различной длине верхнего и нижнего рычагов, поэтому
подвеску делают параЛлелограммной, вследствие чего при управляемом
колесе наклон шкворня назад не изменяется. Наличие двух рычагов позволяет
повысить жесткость направляющего устройства и облегчает передачу
на кузов горизонтальных сил и их моментов. Остальные преимущества двух-
рычажного направляющего устройства те же, что и однорычажного.
Примером направляющего устройства рассматриваемого типа является
подвеска передних колес автомобиля ЗАЗ-965 «Запорожец» (фиг. 343).
Колесо подвешено на двух рычагах 4, связанных стойкой, служащей также
шкворнем, на котором сидцт поворотная цапфа. Каждый из рычагов 4 может
качаться в опорах — пластмассовых втулках, запрессованных в трубы 2,
связанные между собой и образующие подобие балки передней оси. Упругими
элементами являются два пластинчатых торсиона 3, расположенных внутри
труб 2 и закрепленных в их середине в специальных сухарях с квадратными
отверстиями. Торсион представляет собой пакет из семи пластин, имеющих
прямоугольное сечение 2,85 X 19,5 мм. Каждая пластина подвергается
дробеструйной обработке. Подвеска получается компактной, но трудность
компоновки обусловлена поперечным расположением торсионов — малой
их длиной. Чтобы несколько снизить жесткость подвески, вместо торсионов
сплошного сечения пришлось использовать пластинчатые. Перемещение
колеса ограничено буфером 1.
Литвинов 417
815'
При двухрычажной подвеске оси качания рычагов также могут распо-
лагаться под углом к продольной оси автомобиля.
Подвеска передних колес автомобилей ЗИЛ-110 и ЗИЛ-111, различаю-
щаяся лишь в деталях, по типу направляющего устройства — независимая,
двухрычажная, трапециевидная, с перемещением колеса в продольной
и поперечной плоскостях. Ось качания рычагов составляет около 25° с про-
дольной осью автомобиля.
К направляющему устройству (фиг. 344) относятся верхний вильчатый
рычаг 4, стойка 3 и двойной нижний рычаг, состоящий из попереч-
ного рычага 1 и продольно!) штанги, связанных между собой. Наружный
конец рычага 1 имеет шарнйр с игольчатыми радиальными подшипниками
и шариковым упорным. Остальные шарниры имеют резиновые элементы.
Упругое устройство включает пружину — основной упругий элемент
и дополнительно мягкий резиновый буфер, размещенный внутри пружины.
Стойки 2 связывают нижние рычаги со стабилизатором 6, закрепленным
на раме в опорах в резиновых втулках.
Гасящим устройством является рычажный амортизатор 5.
Независимые свечные подвески. Это направляющее устройство обеспечи-
вает такое перемещение колеса, при котором углы наклона колеса ак, рк, у,,
не меняются. Небольшое изменение колеи может быть компенсировано попе-
речным наклоном направляющей. Вес неподрессоренных частей при свечной
подвеске весьма мал.
К недостаткам свечной подвески надо отнести следующее:
1) в случае компактной ее конструкции горизонтальные силы и их мо-
менты, достигающие значительной величины, воспринимаются сравнительно
малыми поверхностями;
2) малое трение и надежное уплотнение должны быть обеспечены в усло-
виях возвратно-поступательного перемещения со значительными ходами:
3) компоновка подвески, в частности, размещение «свечи», затруднено
при большом ходе колеса, особенно если упругим элементом является пру-
жина, увеличивающая длину свечи;
4) расположение центра крена на поверхности дороги и наклоны колес
при поворотах, равные крену кузова.
Пример торсионной свечной подвески управляемых колес автомобиля
Инвикта показан на фиг. 345. Направляющая — труба 1 жестко связана
с рамой: нижним концом с кронштейном 6, а верхним через колпак с крон-
штейном 2. Вдоль направляющей может перемещаться подвижная труба 10
с поворотной цапфой 7. На Наружной поверхности трубы 10 имеются шлицы,
на которых сидит поворотный рычаг 11. При вертикальных перемещениях
колеса труба 10 движется относительно поворотного рычага 11. При пере-
мещении поперечной рулевой тяги рычаг 11, труба 10 и цапфа 7 поворачи-
ваются вокруг направляющей 1, что обеспечивает точность кинематики
рулевого привода.
Упругим элементом служит торсион 3, который через рычаг 5 и серьги 8
связан с наружным кольцом подшипника 9. Внутреннее кольцо подшипника
соединено с цапфой 7, поэтому повороты колеса не влияют на положение
серег 8. Гасящим устройством является амортизатор 4, у которого ось
кулака совпадает с осью качания рычага 5. Максимальный ход колеса
равен 125 мм и ограничивается верхним и нижним упорами на концах
трубы 1.
Балансирные подвески. В трехосных автомобилях вторая и третья оси.
как правило, располагаются близко одна к другой.Подвеска их выполняется
балансирной, что обеспечивает равенство вертикальных нагрузок, прихо-
дящихся на среднее и заднее колеса левой или правой стороны автомобиля.
Аналогичные подвески иногда применяются на четырехосных автомобилях
и многоосных прицепах. При этом подвески могут быть зависимыми или
независимыми описанных выше типов.
27*
410
420
Фиг. 345. Свечная торсионная подвеска передних колес
автомобиля Инвикта.
2

Фиг. 346. Балансирные подвески.
Балансирная зависимая пневмо-резиновая подвеска показана на
фиг. 346, а. Мосты крепятся через опоры 5 к концам балансиров 6. Ось
качания балансира расположена в кронштейне 7. Так как балансир симме-
тричен, вертикальные нагрузки, действующие на средние и задние колеса
какой-либо стороны, уравниваются. От кронштейна балансира вертикаль^
ные усилия передаются через основной — пневматический упругий элемент
в виде удлиненного одинарного баллона 1 на кронштейны 3, связанные
с рамой. Часть вертикальных усилий, а также горизонтальные силы пере-
даются через резино-металлические шарниры 4, допускающие значительные
осевые перемещения и минимальные радиальные. К направляющему устрой-
ству относятся также реактивные штанги 2 по одной на мост. Имеются балан-
сирные подвески с резиновыми упругими элементами, работающими на сжа-
тие и заменяющими удлиненный баллон (автомобиль А. Е. С. Маршалл
типа 6X6).
Балансирная пневматическая подвеска колес тележки прицепа’;
(фиг. 346, б) является независимой однорычажной. Каждое из колес под-
вешено к раме на продольном рычаге 10. Между собой колеса связаны бал-
кой — балансиром 11 и упругим элементом 9 баллонного типа, общим для,
обоих колес. Гасящим устройством является телескопический амортиза-’;
тор 8, расположенный рядом с баллоном с внутренней стороны. Наличие
балансира 11 обеспечивает уравнивание вертикальных нагрузок, действую-
щих на оба колеса.
Во многих случаях, в частности, на всех трехосных автомобилях оте-
чественного производства, подвеску делают рессорной. Тогда целесообразно
ограничиться одной рессорой для двух колес, используя ее в качестве балан-
сира. Примеры таких подвесок показаны на фиг. 347.
В подвеске автомобилей ЯАЗ-210 (фиг. 347, а) концы рессоры соединены
с картерами 1 ведущих мостов при помощи резиновых подушек, а середина ее
крепится стремянками к ступице 3. Ступица качается на оси 4, жестко
соединенной с рамой автомобиля. К направляющему устройству, кроме
рессоры, относятся реактивные штанги 2, связывающие шаровыми шарни-
рами каждый мост с рамой.
В более поздней конструкции подвески (автомобили ЯАЗ-214 и ЯАЗ-219)
рессора также является балансиром и упругим элементом, но разгружена
ют продольных сил и реактивных моментов (фиг. 347, б). Это достигается
введением штанг по три на мост: двух нижних 6 и одной верхней 5. Харак-
тер перемещений колес в продольной плоскости определяется четырех-
звенником, образованным Центрами шарниров.
Разница между обеими подвесками заключается еще в следующем. В ран-
нем варианте подвески (фиг. 347, а) центр колеса располагался значительно
выше оси качания башмака: гк — г0 = 240 мм. Mowhq показать, что в этом
случае тяговое или тормозное усилия вызывают перераспределение вер-
тикальных реакций, так что йх равенство нарушается [81 ]. Это отрицательно
влияет на проходимость и долговечность шин и механизмов трансмиссии.
Равенство вертикальных реакций восстанавливается при гк = г0. В позд-
нейшем варианте подвески (фиг. 347, б) это условие практически реализо-
вано, так как гк — г0 = 25 мм.
Иногда, например, в случае слишком большой базы тележки, при нали-
чии в производстве рессор ограниченной длины, каждое колесо подвеши-
вается на отдельной рессоре, но между ними вводится рычажная связь,
превращающая подвеску в балансирную. В примере, приведенном на
фиг. 348, а, наличие рычагов 1 и 3, а также штанги 2 приводит к тому,
что, как и при жестком балансире, подъем одного колеса сопровождается
опусканием другого. Существенным отличием этой подвески от предыдущих
является то, что реактивные моменты, действующие на колеса, взаимно
уравновешиваются. Это уменьшает перемещения мостов под действием
реактивных моментов.
422
Описанная подвеска предназначена для дорог с твердым покрытием,
с ограниченной высотой неровностей.
Подвеска на резиновых дисках, работающих на сжатие, изображена
схематически на фиг. 348, б. Подвеска независимая: каждое из колес под-
вешено на продольном рычаге 4. Оба колеса связаны через упругие эле-
Фиг. 347. Балансирные рессорные подвески.
менты 5, представляющие пакет резиновых дисков, и балансир 6. Эта связь
обусловливает подъем одного колеса при опускании другого, а кроме того,
обеспечивает уравновешивание реактивных моментов, действующих на каж-
дое из колес.
Рассмотрим особенности упругой характеристики балансирной подвески.
Характеристика представляет собой зависимость нагрузки от деформаций,
423
измеренных по оси балансира (фиг. 349). Протекание характеристик
(фиг. 349, а) зависит от того, каковы неровности, проезжаемые колесами,
Рассмотрим типовые случаи.
Если оба колеса испытывают одинаковые вертикальные перемещения, нап-
ример, наезжают на неровности одинаковой высоты (фиг. 349, а), то упругая
характеристика выражает-^
ся прямой 1 (фиг. 349, г).
Если при наезде на неров-
ность в дополнение к ста-
тической нагрузкеG будет
передаваться еще сила Z,
то ей будет соответство-
вать подъем колес и оси
балансира, равный Да.
Таким же будет перемеще-
ние и упругая характерис-
тика в случае колебаний
кузова и соответственно
действия силы Z в обрат-
ном направлении от балан-
сира к колесам.
Если вертикальное пе-
ремещение испытывает
одно из колес, например,
наезжая на неровность
(фиг. 349, б), то ось балан-
сира поднимается на мень-
Az
шую величину, т. е. на -у .
Фиг. 348. Балансирные подвески, обеспечивающие урав-
новешивание реактивных моментов.
Az
Дополнительной силе Z будет соответствовать уже перемещение -у (кри-
вая 2). Подвеска становится как бы вдвое жестче.
Фиг. 349. Схема движения колес с балансирной подвеской по неровностям
и ее упругая характеристика.
Предположим, что колеса получают одинаковые по величине, но противо-
положные по знаку перемещения. Например, одно колесо наезжает
на выступ, а другое въезжает во впадину (фиг. 349, в). Тогда балансир
поворачивается беспрепятственно, центр его не перемещается, а подвеска
имеет как бы нулевую жесткость, соответствующую кривой 3. Если высота
424
(глубина) неровностей значительная, то балансир будет поворачиваться
в. пределах динамического хода. Затем произойдет удар в ограничители.
Учитывая «нулевую жесткость» балансирной подвески в этом случае, сле-
дует обеспечивать достаточную величину динамического хода.
Итак, преимуществом балансирной подвески является вдвое меньшее
перемещение кузова при перемещении одного колеса относительно другого,
т. е. подвеска становится как бы вдвое жестче. К недостаткам этой подвески
следует отнести то, что она при одинаковых по величине и разных по знаку
перемещениях колес не оказывает сопротивления перемещению, т. е. воз-
можны удары в 'ограничители хода.
Фиг. 350. Направляющее устройство балансирной подвески:
1 — траектория точек рессоры; 2 — траектория точек балки моста.
В рессорных балансирных подвесках к кинематике направляющего
устройства предъявляются дополнительные требования. Они сводятся
к тому, чтобы ограничить до минимума:
1. Горизонтальные перемещения рессоры относительно балки моста &х'рм
и &хРм (фиг. 350), влияющие на износ трущихся поверхностей рессора —
мост. Трение и.износ могут быть весьма значительными из-за высоких удель-
ных давлений и работы трущихся поверхностей в среде абразивной дорож-
ной пыли.
Представление о размерах, определяющих кинематику направляющего
устройства, а т£юре о величинах Дх и Ду некоторых трехосных автомоби-
лей дает табл. 20 * Из приведенных данных видно, что в подвеске автомо-
биля ЯАЗ-219 после изменения размеров шарнирного четырехзвенника
удалось уменьшить относительные перемещения &хрм с 2,0—3,6 см на сто-
рону до 0,2—0,4 см при незначительном увеличении Ду.
2. Угловые перемещения Ду, влияющие на износ и долговечность кар-
данных передач. Для обеспечения равномерного ’ вращения карданных
валов привода мостов вертикальное перемещение моста не должно сопро-
вождаться его поворотом на угол Ду. В противном случае нарушится усло-
вие равномерного вращения ведомого вала карданной передачи, т. е. вала
ведущей шестерни главной передачи (см. гл. 6). Выполнение этого требо-
вания особенно важно для обеспечения долговечности короткого промежу-
точного карданного вала, подводящего момент к третьему мосту. Неравно-
мерность вращения карданных валов становится особенно нежелательной,
если главные передачи червячные.
♦Артеменко А. П., Развитие конструкций задней подвески трехосных автомо-
билей ЯАЗ-КрАЗ. Труды семинара по подвескам автомобилей. 1961 (НАМИ. Вып. 4).
4 25
Таблица 20
Размеры в см и характеристика направляющего устройства балансирной подвески трехосных
автомобилей по данным конструкторского отдела КрАЗ
(обозначения см. фиг. 350) fde — 11 CAt, fdn ~ 14 см
Автомобиль L 1г «2 h Й1 ht *хрм Ду
*хрм Ду' Ду"
ЗИЛ-151 56 49 11 49,5 6 33 22 20 1,7 2,8 0°26' 0
Уайт ЯАЗ-219 (средний 65 66 6 64,5 7,5 42,5 25 34 3,7 2,2 1°09' —
мост) 70 47 11 53 17 50 35 41 2,1' 3,6 0 Г35'
ЯАЗ-219 (задний мост) 70 71 И 53 17 50 35 41 2,3 2,0 0°43' 0°26'
ЯАЗ-219 (модерни- зированный) .... 70 59 11 53 17 50 41,5 30,5 0,2 0,4 1° Г43'
Минимальные значения Дхрл1, и Ду зависят от выбора сторон четы-
рехзвенника ABCD (фиг. 350, а), образуемого шарнирами рычагов напра-
вляющего устройства.
Обозначим через О точку контакта конца рессорного листа с подклад-
кой балки моста при статической нагрузке. При перемещении моста на fde
вверх и на fdH вниз точка рессоры движется по дуге ОРОР, а точка моста —
по дуге ОмОм (фиг. 350, б). Кинематические неточности характеризуются
относительными перемещениями Лхрм, Ахрм, влияющими на износ рессоры
и балки моста, и абсолютным перемещением Ахм, влияющим на износ шли-
цев карданного вала.
Следует отметить, что выравнивание вертикальных нагрузок может про-
исходить между левым и правым колесами одной оси. Балансирная подвеска
представляет собой частный случай блокированной подвески, у которой
выравнивание вертикальных нагрузок происходит между различными или
всеми колесами автомобиля. Такие подвески пока не получают распростра-
нения.
§ 3. УПРУГОЕ УСТРОЙСТВО подвески
Упругое устройство подвески включает один или несколько упругих:
элементов, которые делятся на металлические и неметаллические.
Металлические упругие элементы выполняются обычно в виде листовых
рессор, спиральных пружин и торсионов (стержней). При зависимых под-
весках наибольшее распространение имеют листовые рессоры, , а при неза-
висимых — пружины или торсионы.
К неметаллическим упругим элементам относятся резиновые и пневма-
тические элементы, имеющие значительно меньшее распространение, чём
металлические упругие элементы. Ведутся работы по созданию гидравлик
ческих упругих элементов, т. е. таких, в которых упругие свойства подвески
обусловливаются сжатием жидкости.
Ввиду высоких требований, предъявляемых к подвеске, и преимуществ,
которыми обладают упругие элементы каждого типа, широкое распростра-
нение получают комбинированные упругие устройства, включающие два
и более упругих элемента того или иного типа.
Упругая характеристика подвески
Упругое устройство подвески оценивается с помощью упругой характе-
ристики, представляющей собой зависимость вертикальной нагрузки Z
на колесо от деформации подвески г, измеренной непосредственно над осью
колеса.
426
Примерный вид упругой характеристики подвески показан на фиг. 351.
Параметрами, характеризующими упругое устройство подвески, являются:
статический прогиб fp, динамические ходы (прогибы) до верхнего и нижнего
ограничителей fdg и fdH, жесткость подвески ср, коэффициент динамичности kd
и силы трения 2F. Кривые нагрузки и разгрузки не совпадают из-за трения
в подвеске. За характеристику подвески условно принимают среднюю
линию (штриховую), а наличие трения учитывается по силе F.
При расчетах на плавность хода (колебания) необходимая собственная
частота п колебаний обеспечивается эффективным статическим прогибом
подвески fp. Связь между этими величинами определяется формулой (265)
или графиком (фиг. 352). Эффек-
тивный статический прогиб fp
Фиг. 351. Упругая характеристика подвески.
Фиг. 352. Зависимость собственной час-
тоты колебаний подрессоренной массы от
эффективного статического прогиба.
отличается вообще по величине от динамического хода до нижнего огра-
ничителя fdH. Чтобы определить эффективный статический прогиб, следует
провести касательную к упругой характеристике в точке, соответствую-
щей статической нагрузке, как это сделано на фиг. 351.
Желательно, |чтобы эффективный статический прогиб составлял не менее
13—25 см для легковых автомобилей и автобусов (п = 60-^85 кол/мин)
и был бы не ниже 9—14 см (п = 80-г-100 кол/мин) для грузовых автомоби-
лей.
Жесткость подвески равна тангенсу угла наклона касательной к средней
линии характеристики подвески (штриховая линия) ср = tg а. В общем слу-
чае характеристика подвески не является прямой и жесткость подвески пере-
менная ср — ~. При первичной оценке учитывают обычно жесткость под-
вески при статической нагрузке:
Из последнего выражения видно, что жесткость и статический прогиб
являются величинами, однозначно связанными одна с другой. Статический
прогиб дает более полное представление о качестве подвески, чем жесткость,
так как учитывает нагрузку, приходящуюся на подвеску.
427
Коэффициент динамичности равен отношению наибольшей нагрузки Z
которая может передаваться через подвеску, к статической нагрузке: *
у ______________________________^тах
Rd~ G '
Фиг. 353. Различные виды упру-
гих характеристик подвески.
При малых значениях коэффициента динамичности наблюдаются частые:
удары в ограничители, и подвеска пробивается. При слишком больших
коэффициентах kd подвеска в случае колебаний с большой амплитудой и огра-!
ниченных значениях fd будет очень жесткой. Практикой установлено, что
при движении автомобиля по неровной поверхности динамические нагрузки*,
передаваемые через подвеску, будут вызывать редкие удары в ограничители'
при kd = 2-ьЗ у автомобилей ограниченной проходимости 1 и при kd = 3-ь4
и более у автомобилей повышенной прохо-
димости.
Опасность пробивания подвески и вели-
чина kd связаны с динамическими ходами.
Чем больше динамический ход/а, тем легче
сочетать хорошую плавность хода автомо-
биля со значительным коэффициентом дина-
мичности и легче обеспечить постоянный
контакт колес с опорной поверхностью.
Однако при этом растут перемещения кузова
относительно колес, что снижает устойчи-
вость автомобиля, повышает требования
к направляющему устройству подвески,
усложняет условия работы рулевого привода
передних колес и увеличивает пределы изме-
нения дорожного просвета при независимой
подвеске колес. Для автомобилей ограни*
жесткость подвески меняется мало, fde =
ченной проходимости, когда
= 7-ь-14 см, а для автомобилей повышенной проходимости= 12ч-16 см.
Чем выше неровности дороги и больше скорость автомобиля, тем больше
должен быть динамический ход подвески.
Иногда о способности подвески работать без ударов в ограничители хода
судят по так называемой динамической емкости подвески. В частности,
на фиг. 351 штриховкой выделена площадь, соответствующая наибольшей
потенциальной энергии, запасаемой подвеской, или ее динамической
емкости.
Рассмотрим, какой должна быть желаемая упругая характеристика
подвески.
Для обеспечения заданной плавности хода упругая характеристика под-
вески должна проходить через точки А и В (фиг. 353), чтобы величины ста-
тического прогиба fp и коэффициента динамичности kd были равны заданным.
Выполнить эти условия можно только при нелинейной характеристике под-
вески. Действительно, при линейной характеристике / коэффициент дина-
мичности будет иметь нужное значение, но в точке A fp<zfPn плавность
хода будет неудовлетворительной. При характеристике 2 статический про-
гиб равен заданному, но подвеску будет часто пробивать, так как точке В'
соответствует < kd. Нелинейная характеристика, например 3, прохо-
дит через точки А и В, удовлетворяя поставленным требованиям.
При заданных значениях kd, fde, fdH, т. е. при фиксированных точках А
и В (фиг. 354), можно провести бесконечное множество нелинейных упругих
характеристик. Характеристика / соответствует подвеске, у которой при
больших прогибах упругих элементов жесткость уменьшается, что обусло-
1 В зарубежной практике при расчете подвесок принимают kd — 1,7ч-1,8. Подробнее
см. § 1 гл. 1.
428
вливает значительную динамическую емкость подвески. Характеристика
будет неудовлетворительной в отношении плавности хода автомобиля, так
как эффективный статический прогиб слишком мал. В случае характери-
стики 2, при которой эффективный статический прогиб равен динамическому
ходу вниз, улучшается плавность хода автомобиля. Однако уже при неболь-
ших колебаниях колеса относительно кузова жесткость подвески значительно
возрастает. Характеристике 4 соответствует бесконечно малая жесткость
вблизи статического положения и /4 -> со. Плавность хода автомобиля
будет неудовлетворительной: достаточно небольшого увеличения нагрузки
сверх статической, чтобы произошел удар в ограничители. Колебания будут
все время, совершаться со значительным размахом, близким к fdH + fdg.
Наилучшие результаты дает характеристика 3, при которой обеспечи-
вается прогиб /з, соответствующий хорошей плавности хода автомобиля.
Фиг. 354. Нелинейные упругие характе-
ристики подвески при заданной статиче-
ской нагрузке.
Фиг. 355. Упругие характеристики
подвески при изменении статической
нагрузки на AG.
Вблизи статической нагрузки (z <Zfd)> т- е- при наиболее распространенных
прогибах жесткость подвески постоянна, так что плавность хода автомо-
биля не изменяется. При значительных прогибах жесткость прогрессивно
нарастает. Какой должна быть величина fd, окончательно не установлено,
но при проектировании целесообразно принимать~fd = 7,04-8,0 см. При
увеличении или уменьшении полезной нагрузки статический прогиб
подвески изменяется. Вес подрессоренной части, определяющей величину
статического прогиба, меняется при полной разгрузке — нагрузке авто-
мобиля для передних подвесок в среднем на 10—30%, а для задних —
на 45—60% у легковых автомобилей, на 200—250% у автобусов и на 250—
400% у грузовых автомобилей.
Значительное изменение веса подрессоренной части должно оказывать
большое влияние на упругую характеристику подвески. Изменение веса
подрессоренной части на ДО вызовет изменение статического прогиба
на величину А/', значительную при мягкой задней подвеске у автобусов
и грузовых автомобилей (характеристика 1—/2, фиг. 355). Чтобы умень-
шить изменение статических прогибов, часто вводят дополнительный упру-
гий элемент (подрессорник). Если дополнительный упругий элемент жест-
костью сп включается при нагрузке G', то жесткость подвески увеличи-
вается с ср до ср + сп, а изменение статического прогиба уменьшается с Д/'
до Д/" (характеристика 1 — /2). При этом коэффициент динамичности, есте-
ственно, увеличивается. Однако эффективный статический прогиб после
включения дополнительного упругого элемента уменьшается, что ухудшает
429
плавность хода (до/' </0, фиг. 355). Это значительно ограничивает уве-
личение жесткости сп.
Более действенный результат, чем применение дополнительного упру-,
гого элемента, дало бы изменение жесткости подвески. Выбрав жесткость
для негруженого ' автомобиля и
Фиг. 356. Желаемая упругая характе-
ристика подвески.
„ - 7>
ср для автомобиля с полной нагрузкой,
получим характеристики 2Х и 22, которые
обусловливают неизменный статический
прогиб /2 и Д/ = О при заданной вели-
чине kd. Теперь можно установить, какой
вид должна иметь упругая характеристика
подвески. При данной статической на-
грузке желательна характеристика 3,
изображенная на фиг. 354, а при различ-
ных статических нагрузках необходимо
семейство таких характеристик, которые
обеспечивают одинаковый эффективный
статический прогиб (фиг. 356).
Существует ряд способов получения
нелинейной упругой характеристики же-
лаемого вида. Рассмотрим некоторые из
них.
Подвески с дополнительным упругим
элементом имеют самое широкое распро-
странение. Дополнительный упругий эле-
мент может применяться для увеличения коэффициента динамичности или
для ограничения пределов изменения статического прогиба у автомобилей
со значительной нагрузкой.
Дополнительные упругие элементы могут быть самыми разнообразными.
На фиг. 357 изображены примеры с рессорой в качестве упругого элемента.
Конструкция, показанная на
фиг. 357, а, наиболее распро-
странена в задних подвесках
грузовых автомобилей и авто-
бусов. Дополнительная рес-
сора 1 (подрессорник) всту-
пает в работу при опреде-
ленной нагрузке, т. е. вне-
запно,
статком такого подрессорни-
ка. Рессора задней подвески
автомобиля «Москвич-407»
имеет два нижних утолщен-
ных листа с радиусами кри-
визны, значительно боль-
шими, чем у верхних листов.
Нижние листы играют роль
подрессорника, обеспечивая
более плавное увеличение
жесткости при полной статической нагрузке, чем в предыдущей конструкции.
В подвеске, показанной на фиг. 357, б, имеются два дополнительных
упругих элемента — пружина 3 меньшей жесткости и резиновый элемент 2
значительной жесткости, работающий на сжатие.
На фиг. 358 приведены характеристики подвески с дополнительным упру-
гим элементом, предназначенным для увеличения коэффициента динамич-
ности. Дополнительный упругий элемент включается при относительных
перемещениях, происходящих сравнительно редко; поэтому жесткость
Фиг. 357. Рессорные подвески с дополнительными
упругими элементами.
что является недо-
430
дополнительного упругого элемента значительно превосходит жесткость ср,
особенно при мягкой подвеске.
Имеем
7 1
k.-> = ПГ = 7Г[С + с" ~
так как 6 = cpfp, получим
1--^ + -^—Ь-- (266)
Ip ср 1р
Пользуясь этим выражением, можно найти kd для данной подвески
или определить сп, задавшись желаемой величиной kd.
Другому граничному случаю перемещения дополнительного упругого
элемента соответствует характеристика, изображенная на фиг. 358, б.
Фиг. 358. Упругие характеристики подвесок с дополнительными
упругими элементами.
Дополнительный упругий элемент включается в интервале AG статических
нагрузок, вследствие чего жесткость сп не должна быть значительной, чтобы
статический прогиб поцле включения дополнительного упругого элемента
был бы равен или больше чем /2- На фиг. 358, б приведены характеристики,
соответствующие трем различным нагрузкам Gi, Gi и G3 (характери-
стики 1—3), при которых включаются упругие элементы, но при одинако-
вых эффективных статических прогибах f0. Во всех случаях перемеще-
ние А/, соответствующее характеристике А одного основного упругого эле-
мента, уменьшается. Чем раньше включается дополнительный упругий
элемент, тем меньше должна быть его жесткость, тем заметнее станет умень-
шение величины А/, но тем меньше возрастет коэффициент kd. При вклю-
чении дополнительного упругого элемента в интервале нагрузок AG или
вблизи статического положения редко удается сочетать высокий коэффи-
циент динамичности с хорошей плавностью хода автомобиля.
Дополнительный упругий элемент необходим, если
AG > СдД/
или
G _ G0 + AG .
Go Go Ч" fp ‘
Из последнего выражения можно, в частности, найти ту величину А/,
при которой характеристика подвески может быть линейной.
431
По условию плавности хода необходимо, чтобы /* > или
Qp Ч~ Cp&f' Go
Ср -f- сп Ср
Учитывая, что Go ~ CpfQ, окончательно получим следующее выражение
для жесткости дополнительного упругого элемента:
сп < ср fp
(267)
Деформация
Фиг. 359. Упругие характеристики допол-
нительного резинового элемента, работаю-
щего на сжатие.
Следует подчеркнуть, что в формуле (267) А/' — перемещение от стати;
ческого положения при нагруженном состоянии до момента включения
дополнительного упругого элемента.
Если подвеска должна быть мягкой;
а вес подрессоренной части меняется
значительно, то для получения желае-
мой упругой характеристики необхо-
димо, кроме основного упругого эле-
мента, иметь по крайней мере два до-:
полнительных с линейной характерис-
тикой.
При использовании неметалличес-
ких дополнительных упругих элемен-
тов подвеска может быть улучшена еще
больше.
Начинает применяться резиновый
упругий элемент, работающий на сжа-
тие. Придавая ему различную форму
(грушевидную, бочкообразную или
двойную), можно при деформациях
40—70 мм получить жесткость, соизме-
римую с жесткостью основного упру-
гого элемента, а при дальнейшем уве-
личении деформации — значительное
увеличение жесткости, как у обычного
резинового буфера.
На фиг.. 359 в. качестве примера
приведены характеристики грушевид-
ных элементов, разработанных НАМИ для легковых автомобилей. Кри-
вые 1 и 2 соответствуют жесткости элементов на начальных участках 50
и 20 кг!см.
Упругие характеристики можно менять в широких пределах не только
путем изменения формы и размеров элемента, но и подбором различных
смесей резины. Так, для элемента, которому соответствует кривая 2, в одной
пресс-форме получались образцы, имевшие жесткость на начальном, участке
характеристики в пределах 20—85 кг!см.
Резиновые элементы 1 (фиг. 360, а), работающие на сжатие, на ряде
легковых и грузовых автомобилей применяются в качестве дополнительных
элементов, а на некоторых прицепах — как основные упругие элементы.
Применение резиновых элементов, работающих на сжатие, позволяет
увеличить срок службы основного упругого элемента, а также уменьшить его
жесткость и вес (до 15%).
Определенные преимущества в качестве дополнительного упругого эле-
мента имеет пневматическая подушка. В полости, образованной стальным
кожухом 5 и резиновой диафрагмой 4 (фиг. 360, б), давление воздуха при
отсутствии нагрузки равно атмосферному. По мере перемещения поршне-
вого элемента 3 жесткость подушки возрастает вначале незначительно,
а потом, после подхода диафрагмы к кожуху*, жесткость подушки резко
432
возрастает. Из характеристики подвески (фиг. 360, в) видно, что она вклю-
чена на всем интервале изменения статической нагрузки. Это позволяет
снизить жесткость основного упругого элемента и ограничить динамический
ход подвески. Перемещение колеса вниз (величина fdH) определяется поло-
жением ленты 2 (фиг. 260, б).
Упругая характеристика III (фиг. 360, в) подвески обеспечивается
совместной работой пружины (характеристика I) и пневматической подушки
(характеристика II).
Введение пневматических подушек в заднюю подвеску автомобиля Рено
«Дофин» дало возможность поставить более мягкую пружину и увеличить
эффективный статический прогиб подвески на 80%.
Подвеска с корректирующими пружинами включает наряду с основным
упругим элементом 1 (фиг. 361) одну или две корректирующие пружины 2.
Характеристика подвески с корректирующими пружинами может иметь
различный вид в зависимости от того, что испытывают пружины при пере-
мещении колеса — растяжение или сжатие.
Рассмотрим два случая, когда корректирующие пружины горизонтальны
в положении статического равновесия и испытывают или растяжение
(фиг. 361, б), или сжатие (фиг. 361, а).
28 Литвинов 433
При горизонтальном положении пружин их сила натяжения не дает
вертикальной составляющей, поэтому это положение называется нейтралу
ным. В случае перемещения колеса, например вверх на z, у пружин, pa6pw
тающих на растяжение, появляются составляющие ZK, совпадающее
по направлению с усилием Zp от основного упругого элемента. Корректи-
рующее усилие ZK, которое зависит от растяжения пружин и их угла пово-
рота а, меняется по нелинейному закону. На фиг. 361, б прямая I соответ-
ствует основному упругому элементу, а кривая II — корректирующим пру-
жинам. Результирующая характеристика III имеет нелинейный характер.
Фиг. 361. Схемы подвесок с корректирующими пружинами и их упругие характеристики.
Упругая характеристика получается другой, если корректирующие
пружины сжаты в нейтральном положении. Тогда усилие ZK от корректи-
рующих пружин направлено в сторону, противоположную направлению
усилия Zp, что приводит к уменьшению жесткости подвески (фиг. 361, а).
С увеличением перемещения пружины распрямляются. Допустим, что
в крайних положениях корректирующие пружины полностью распря-
мились. Тогда характеристика корректирующих пружин представится
кривой II, которая, суммируясь с характеристикой I основного упругого
элемента, обеспечит нелинейную характеристику III подвески.
Сравнение характеристик на фиг. 361, а и б позволяет установить их
особенности. Если корректирующие пружины работают на растяжение,
то условный статический прогиб определяется жесткостью ср основного
упругого элемента, а коэффициент динамичности зависит от суммарного
усилия (Zp 4- основного упругого элемента и корректирующих пру-
жин. Когда корректирующие пружины работают на сжатие, то условный
статический прогиб определяется разностью жесткостей основной и коррек-
тирующих пружин. Это позволяет увеличить условный статический про-
гиб с fp до ?р и при жестком основном упругом элементе сделать подвеску
434
вблизи нейтрального положения сколь угодно мягкой. Однако коэффициент
динамичности зависит только от основного упругого элемента.
Усилие, создаваемое корректирующими пружинами (фиг. 361, а),
ZK = ZKsina = cn — a — sin а,
где А/л — деформация корректирующей пружины в нейтральном поло-
жении;
сп — жесткость корректирующей пружины.
Выражая sin а и cos а' через а и z, получим
Z, = c„z( 1---
* \ Ка2 -I- г2
Это выражение позволяет подсчитать усилие, создаваемое корректирую-
щими пружинами как при их растяжении, так и при их сжатии. В послед-
нем случае знак у А/л должен быть отрицательным.
Чтобы получить жесткость подвески ск, создаваемую корректирующей
пружиной, дифференцируем выражение (268):
__ dz* _ z, Г1 _ (а ± ДАО q2 1
dz (a2 + d2)3/2]-
(268)
(269)
пружине, работающей
= 0 имеем
предварительного натяга
В этом выражении знак плюс соответствует
на растяжение. В нейтральном положении при z
г0 — -U г
Ск ±Сп а
Из этого выражения следует, что при наличии
у пружины, работающей на растяжение, жесткость подвески при статиче-
ском положении и коэффициент динамичности увеличиваются.
Исследования показывают \ что, меняя величины a, &fncn, можно зна-
чительно влиять на упругую характеристику подвески [12].
На фиг. 362 приведена часть характеристики корректирующих пружин,
соответствующая перемещению колеса от нейтрального положения вверх.
Создавая различную начальную деформацию пружин (фиг. 362, а), рабо-
тающих на сжатие, или меняя их жесткость (фиг. 362, б), можно добиться
желаемой упругой характеристики.
Подвеска с корректирующими пружинами наиболее удобна в тех слу-
чаях, когда вес подрессоренной части меняется в малых пределах.
На фиг. 363, а в качестве примера приведено изменение жесткости под-
вески (кривая /) и эффективного статического прогиба (кривая 2) задней
подвески автобуса ЛАЗ-695. На значительной части хода жесткость под-
вески меняется так, что эффективный статический прогиб остается постоян-
ным.
Упругая характеристика подвески, обеспечивающая автобусу хорошую
плавность хода, показана на фиг. 363, б.
Конструктивное выполнение подвесок с корректирующими пружинами
может быть различным. Подвеска с одной корректирующей пружиной
(фиг. 364, а), применяемая на легковых автомобилях, в частности, на авто-
мобилях Гочкисс-Анжу и Рено 4CV, является наиболее простой. Ее недо-
статок— дополнительный изгиб рессоры моментом от деформированной
корректирующей пружины. Подобная подвеска пригодна для легковых
автомобилей при таком размещении пружины, когда указанный изгибаю-
щий момент сводится к минимуму. Подвеска с двумя корректирующими пру-
жинами, связанными с качающейся серьгой (фиг. 364, б), не вызывает
1 Певзнер Я. М. Автомобильные подвески с корректирующими пружинами. — «Авто-
мобильная и тракторная промышленность», № 12, 1956.
28*
435
дополнительного изгиба рессоры. Недостатком подвески является усложнен
ние ее конструкции (пять шарниров). По этой схеме выполнена задняя под-
веска автобусов ЛАЗ-695, А. Е. С. и др.
Фиг. 362. Влияние различных параметров на характеристику корректирую-
щих пружин. '
Подвеска автомобиля Фиат 1400 включает упругие элементы трех видов:.
рессору, пружину и стержень 1 (фиг. 364, в). Жесткие четвертные рессоры
являются частью направляющего устройства подвески, а необходимая мяг-
кость ее обеспечивается последовательным включением пружин. Стержень 1
играет роль корректирующих пружин. При сборке создается начальная
деформация стержня и он работает подобно сжатой корректирующей пру-.
436
жине (фиг. 361, а). В торсионно-пружинной подвеске (фиг. 364, г) основ-
ным упругим элементом является торсион 3, а необходимое изменение жест-
кости обусловливается корректирующей пружиной 2.
Нелинейная упругая характеристика подвески может быть также полу-
чена с помощью резиновых или пневматических упругих элементов. Эти
разновидности подвесок будут рассмотрены ниже.
Приведем примеры построения желаемых упругих характеристик для
легкового и грузового автомобилей.
Фиг. 364. Конструкции подвесок с корректирующими пружинами.
Пример 1. Построить желаемую упругую характеристику подвески легкового автомо-
биля, полагая, что основной и дополнительный упругие элементы имеют постоянную
жесткость. Весовые данные автомобиля следующие (в кг):
Общий вес автомобиля без нагрузки, но с учетом веса водителя . . . 1360
в том числе вес подрессоренных частей:
спереди G01................................................... 650
сзади Со2..................................................... 510
Вес автомобиля с полной нагрузкой ................................. 1800
в том числе вес подрессоренных частей:
спереди Gx.................................................... 750
сзади G2...................................................... 800
Проведем расчет для передней подвески.
Чтобы найти жесткость основного упругого элемента, зададимся для автомобиля
с водителем п — 75 кол)мин, для чего необходим эффективный статический прогиб
/0-- 16 см (см. фиг. 352). Жесткость основных упругих элементов подвески
650 ,
cD — —гтг- 40 кг!см.
И I п
При полной нагрузче автомобиля условный статический прогиб
, 750 _ _
/р — 18,8 см,
что соответствует собственной частоте 69,4 кол/мин. Изменение высоты автомобиля с изме-
нением статической нагрузки
А/ = fp — /о = 2,8 см.
Задаваясь kg ~ 3, найдем максимальную нагрузку, передаваемую через подвеску:
Zmax = k^Gx = 2250 кг.
437
Если бы характеристика подвески была линейной, то эта максимальная нагрузи
вызвала бы деформацию основного упругого элемента:
/max = 56 СМ,
СР
что неприемлемо.
Зададимся динамическим ходом вверх fge = 13 см и введем дополнительный упругий
элемент. Найдем его жесткость. Считая, что жесткость подвески не должна меняться при
прогибах до 8 см сверх fp, получим fn~5 см- Пользуясь формулой (266), найдем
сп — Ср •&( kg---— А = 197 кг/см.
1п\ ip /
Жесткость подвески на этом участке будет равна ср 4- сп = 237 кг/см.
Зададимся динамическим ходом вниз fda — П см> отсчитывая его от точки, соответ-
ствующей прогибу /0, и построим характеристику (фиг. 365, а). Наибольший ход колеса
от нижнего упора до верхнего
!дн 4- Д/ 4- fde = 26,8 см.
Пример 2. Построить желаемую упругую характеристику подвески грузового автомо-
мобиля грузоподъемностью 2,5 т, имеющего следующие весовые данные (в‘ кг):
Общий вес автомобиля без груза................................. 2660
в том числе вес подрессоренных частей:
спереди 601..................................................1000
Сзади (?02 ................................................. 800
Вес автомобиля с полной нагрузкой.................................5160
в том числе вес подрессоренных частей:
спереди G............ . .'....................•..............1300
сзади Gs.................................................... 3000
Ограничимся более трудным случаем — рассмотрением задней подвески. Для автомо-
биля без груза, пользуясь данными на фиг. 352, зададимся fQ— 10 см. Этому прогибу соот-
ветствует п — 95 кол/мин, что меньше верхнего предела, допустимого для грузовых автомо-
билей.
Жесткость основных упругих элементов
800 оп ,
Срг = То ~ 80 кг!сл-
Если бы подвеска была с линейной характеристикой, то наибольшая деформация состав-
ляла бы
fmaJ = V!S = -^-=112.5«,
Ср1 СР1
что неприемлемо. Поэтому необходим дополнительный упругий элемент, ограничивающий
динамический ход вверх. Кроме того, вес подрессоренной части меняется в больших предел
лах 62:б?02 = 3,75. Это приводит к изменению деформации при изменении статической на-
грузки на
Af = = 27,5 см,
cpi
что недопустимо. Чтобы уменьшить эту величину, необходим еще один дополнительный
упругий элемент. Найдем его жесткость, полагая, что он включается при нагрузке G' —
= Go 4~ g-°-2 — 1900 кг, когда f' — 23,7 см, a Af = 13,7 см. Пользуясь форму-
лой (267), найдем с^ = ПО кг!см.
Таким образом, жесткость подвески на этом участке ср^ = с4- сп — 190 кг/см, сле-
довательно, Af=19,5 см, т. е. меньше на 8 см. Теперь статический прогиб под полной
нагрузкой
* G
fn — -------7 & 16 СМ,
1 с 4- с
р • п
что соответствует п = 75 кол/мин, т. е. очень хорошей плавности хода автомобиля.
Зададимся динамическим ходом fga = 12 см; в пределах деформации упругого элемента до
7,5 см жесткость ср 4- с'п = const, в дальнейшем, после включения второго дополнитель-
ного упругого элемента kg — 3. Найдем его жесткость по формуле (266):
сп = (ср + с«) ~— 1) = 950 кг/см-
438
Нагрузка
Фиг. 365. Примеры упругих характеристик подвесок автомобилей.
Итак, на третьем участке упругой характеристики жесткость подвески
сРз = СР1 + сп + сп = 1140 к^см-
Наибольшее перемещение колеса из нижнего крайнего положения вверх др упора
fm!a = /0 Д/4- /дв — 41,5 см. Упругая характеристика подвески показана на фиг. 365,6.
Пример конструкции подвески с двумя дополнительными упругими эле-
ментами был приведен выше (см. фиг. 357, б).
В заключение рассмотрим вопрос об упругой характеристике в связи
с поперечным креном автомобиля.
Уменьшение жесткости подвески ограничивается поперечным креном
кузова, особенно значительным при высоком расположении центра тяжести
(автобусы, грузовые автомобили). Вследствие этого приходится учитывать
величину угловой жесткости или
Фиг. 366. Схема поперечного крена автомо-
биля при зависимой подвеске.
(270)
жесткости подвески при поперечном
крене автомобиля, зависящей от
упругой характеристики подвески.
Жесткость подвески при попереч-
ном крене на угол 0
где Л4р — момент, вызывающий крен
кузова.
Найдем выражение для ср, счи-
тая, что крен вызван боковой силой
Y — pG (фиг. 366) и углы крена
малы [56], [57].
Пренебрегая упругостью шин,
несколько увеличивающей крен, и
учитывая момент Мст от стабили-
затора, напишем уравнение моментов
сил, действующих на кузов, относи-
тельно центра крена О:
Мр — (ZpA + Zpn)np — Мст = 0.
Момент, вызывающий крен,
Мр = Yh + Gftp = Gh (р + 0),
где
(271)
(272)

Далее
^рд ^рп 2 Мст ^стР’
(273)
где 2пр — рессорная колея;
сст — угловая жесткость стабилизатора.
Подставляя значение Мр из выражения (271) в формулу (270) и учиты-
вая формулы (273), получим
с$ = ерпр “Ь Сст- (274)
Угол крена кузова найдем из выражений (271) и (272) с учетом вели-
чины ср:
6 (275)
н са — Gh v '
Р
Угол 0 должен быть ограничен. Для легковых автомобилей с мягкой
подвеской считается допустимым 0 < 6-т-7° при р — 0,4.
440
Из формулы (275) следует, что уменьшение поперечного крена может
быть достигнуто повышением центра крена путем выбора надлежащего
направляющего устройства (уменьшением h, фиг. 366) и увеличением угло-
вой жесткости подвески ср.
Для увеличения угловой жесткости подвески при заданной величине ср
необходимо согласно формуле (275) увеличение рессорной колеи и введение
стабилизатора х.
С увеличением рессорной колеи крен кузова уменьшается особенно зна-
чительно.
При независимой подвеске рессорная колея равна колее колес 2пк.
При зависимой подвеске на продольных полуэллитических рессорах пр —
0,5 пк для передних колес и пр ----- 0,75 пк для задних, и только при попе-
речном расположении рессор пр < 0,85пк.
Фиг. 367. Влияние конструктивной схемы направляющего устройства зависимой
пневматической подвески на рессорную колею 2пр.
Рессорная колея может быть увеличена и путем изменения конструкции
направляющего устройства. Приведем следующий пример пневматической
зависимой подвески задних колес (фиг. 367).
В подвеске (фиг. 367, а) направляющим устройством служат распорный
треугольник 1 и поперечная штанга 3. Упругие элементы 2 расположены
между колесами, и рессорная колея получается тем меньше, чем больше диа-
метр упругих элементов и ширина шин. При схеме, показанной
на фиг. 367, б, направляющим устройством служат штанги 4 и 5. Упругие
элементы 6 установлены на балках 7, что увеличивает вес неподрессоренных
частей и может ухудшить проходимость, но зато увеличивает рессорную
колею. В подвеске (фиг. 367, в), осуществленной в НАМИ, при таком же,
что и на фиг. 367, а направляющем устройстве, расположение упругих
элементов другое. Отношение плеч а : b приводит к рессорной колее 2пр
большей; чем в предыдущих случаях, несмотря на небольшое фактическое
расстояние 2пр между упругими элементами [26].
Увеличение угловой жесткости путем введения стабилизатора ограни-
чено теми- дополнительными нагрузками, которые передаются через стаби-
лизатор на кузов при одностороннем перемещении одного из колес. Обычно
стабилизатор уменьшает крен кузова на 20—40%.
Подвеска с нелинейной упругой характеристикой (см. фиг. 356), огра-
ничивая перемещения, уменьшает также поперечный крен кузова.
По приведенным выше формулам можно определить угловые жесткости
подвесок передних ср1 и задних ср2 колес. Их отношение определяет распре-
деление по осям момента, вызывающего крен кузова.
1 При поперечном крене у рессорных подвесок происходит скручивание рессор, как бы
повышающее жесткость подвески. Увеличение поперечной жесткости вследствие этого
может достигать 10—15%.
441
Боковая сила Y распределяется по осям обратно пропорционально рас-
стояниям а и b от осей до центра тяжести подрессоренной части:
Момент боковой силы, вызывающий крен кузова, распределяется по осям
пропорционально жесткостям подвесок:
Мв — Мв—; Мв =MR~.
₽1 Р + ₽2 ₽ СР14--С02
Чем больше момент, действующий на ось, тем больше перераспределение
реакций, вероятность заноса и сильнее увод колес. Таким образом, пара-
метры подвески влияют на вертикальные реакции, действующие на колеса
при поперечном крене.
Распределение угловых жесткостей желательно иметь таким, чтобы
Mpi >Л1₽2- Тогда улучшается управляемость автомобиля, так как усили-
вается склонность его к цедостаточной поворачиваемости. Необходимое
увеличение жесткости ср1 по сравнению с достигается введением стабили-
затора в подвеску только передних колес, что типично для современных
легковых автомобилей.
Металлические упругие элементы
Листовые рессоры. Эти рессоры обладают тем основным преимуществом
что они могут выполнять назначение всех устройств подвески: упругого,
направляющего и гасящего. Поэтому при продольных листовых рессорах
в сочетании с неразрезной осью конструкция подвески получается простой,
надежной и недорогой. Листовые рессоры, кроме того, просты в изготовле-
нии и доступны для ремонта в условиях автохозяйства.
Укажем основные недостатки листовых рессор и меры устранения этих
недостатков.
1. Повышенный вес. Листовая рессора является наиболее тяжелым
из всех упругих элементов.
Можно показать, что удельная потенциальная энергия, т. е. энергия,
запасаемая упругим элементом при его деформации, отнесенная к единице;'
1 It2
объема, Ауд = для листовой рессоры и Ауд = —^-для пружины
или торсиона (где о и х — соответственно нормальное и касательное напри-?;
жения; Е и G — модули упругости). Чем меньше энергия АУэ, тем больше;
должны быть объем и вес упругого элемента.
Пружина и торсион, представляющие собой тела разного сопротивлении
кручению, могут быть значительно легче листовой рессоры, представляющей
тело равного сопротивления изгибу. 1
Если принять обычное соотношение между модулями упругости <? —
— 0,385Е, то при а ~ х энергия, запасаемая единицей объема упругого
элемента, будет в случае пружины или торсиона в 4 раза больше, чем в слу^
чае рессоры, а если принять, что х = 0,8о, то разница будет в 2,6 раза.
Рассматриваемый недостаток листовой рессоры усугубляется тем, что
в применяемых обычно продольных полуэллиптических рессорах больший
часть веса рессоры относится к неподрессоренной части.
Из приведенных выше формул следует, что вес упругого элемента зави-
- сит от квадрата допустимого напряжения. Поэтому применение всех извё?
стных способов упрочнения упругих элементов, позволяющих повысит#
Допустимые напряжения, ведет к повышению срока службы упругих элемент
тов и к уменьшению веса.
2. Недостаточная долговечность, обусловленная начальными напряже-
ниями, сложным напряженным состоянием, динамическим и повторяю?
щимся воздействием ряда сил.
442
Упругие элементы других типов работают в более благоприятных усло-
виях. Поэтому еще в 40-х годах испытаниями было установлено, что уста-
лостная прочность листовой рессоры может оказаться в 4 раза меньше, чем
торсиона. В настоящее время при эксплуатации в хороших дорожных усло-
виях (междугородные автобусы) долговечность рессор составляет 100—
150 тыс. км пробега, но в плохих дорожных условиях (автомобили для
грунтовых дорог, самосвалы) при рессорах, изготовленных ремонтными
предприятиями, долговечность падает до 10—15 тыс. км.
Листы рессоры имеют в свободном состоянии различную кривизну
и поэтому при сборке в ни^ появляются начальные напряжения (наиболь-
шие в самых коротких листах). Рессора, являющаяся упругим и напра-
вляющим устройством, испытывает изгиб в вертикальной плоскости от ста-
тической нагрузки, вертикальных сил, продольных сил и их моментов и осе-
вое сжатие от продольных сил, а также изгиб в горизонтальной плоскости
от боковых сил и кручение от их моментов.
Наиболее напряженным является коренной лист. Поэтому его делают
или толще остальных, или для усиления ставят два-три коренных
листа.
Для увеличения долговечности рессор применяются:
а) Разгрузка рессоры от некоторых действующих сил. Для того чтобы
уменьшить скручивание рессоры, концы ее заделывают в резиновые опор-
ные подушки 1 (фиг. 368, а), а введением дополнительного упора 2 ограни-
чивают изгибающий момент, действующий на рессору при торможении.
На фиг. 368, б показана передняя подвеска автомобиля-самосвала M.A3-530,
в которой рессоры не входят в направляющее устройство и, следовательно,
полностью разгружены от всех видов нагрузок, кроме вертикальных. Под-
веска включает две поперечные штанги рессоры 6, шарнирно связанные
с рамой и свободно опирающиеся через подушки на балку оси. Усилия
и моменты, действующие в продольной плоскости, передаются на раму двумя
нижними штангами и одной верхней, связанными с кронштейнами 3. Через
рессоры могут передаваться только вертикальные нагрузки.
б) Уменьшение напряжений в рессоре. Это достигается ограничением
средних амплитуд колебаний колеса относительно кузова путем введения
дополнительных упругих элементов (например, резиновых, работающих
на сжатие) и достаточного увеличения сопротивления амортизаторов.
Напряжения могут быть уменьшены также изменением формы поперечного
сечения листов, что вызывает перераспределение нормальных напряжений.
В нагруженной рессоре верхняя часть сечения работает на растяжение,
нижняя — на сжатие. При''прямоугольном сечении рессоры (фиг. 369, а)
расстояние от нейтральной линии до наиболее удаленных точек (верхних
и нижних) одинаково. Поэтому одинаковы и наибольшие рабочие напряже-
ния — растягивающие и сжимающие. Поломки рессор чаще всего бывают
усталостного происхождения. При переменных напряжениях пределы вынос-
ливости стали становятся различными: меньшими при растяжении и боль-
шими при сжатии. В связи с этим были предложены сечения листов, при
которых наибольшие напряжения растяжения меньше, чем наибольшие
напряжения сжатия.
Если сечение имеет кромки (фиг. 369, б) или одну канавку (фиг. 369, в),
то нейтральная линия смещается вверх, расстояние до наиболее удаленных
точек сечения уменьшается и соответственно падают напряжения растяже-
ния. Кроме того, если сечение имеет форму, показанную на фиг. 369, б,
то уменьшается концентрация напряжений в углах сечения.
Рессоры подобного сечения применяются на легковых автомобилях
Горьковского автомобильного завода. Стендовые испытания рессор автомо-
биля М.-20 «Победа» различных сечений (фиг. 369, а и б) показали, что
в‘последнем случае долговечность в среднем возрастает на 26% при умень-
шении веса рессоры примерно на 13% [55].
443
в) Упрочнение рессоры. Усталостные разрушения рессорного, листа
начинаются обычно с появления очагов разрушения на поверхности листа,-
испытывающей растягивающие напряжения, или чаще в углах сечения;
В связи с этим широкое распространение получило поверхностное упрочне-
ние дробеструйной обработкой часто одного коренного листа со стороны*
испытывающей растяжение. Эффект от обдувки дробью значительно повы--
шается при применении межлистовых прокладок. Межлистовое трение при-
водит к появлению зон с высокими контактными напряжениями, что в усло-
Фиг. 368. Конструкции рессор:
а — передняя подвеска автомобиля ЗИЛ-164А; б — передняя подвеска самосвала МАЗ-530; 1 и 8 —
опорные подушки; 2 — дополнительный упор; 3 — кронштейн продольной штанги; 4 — кронштейн
поперечной штангн; 5—рессора; 6—поперечная штанга; 7—ограничительный трос; 9—балка моста.
виях колебаний вызывает задиры на поверхности листов, а в конечном
счете, появление очагов общего разрушения. Это явление контактной уста-
лости в значительной степени ослабляется при наличии межлистовых про-
кладок. Эффект, который дает поверхностное упрочнение, в условиях
эксплуатации значительно ослабляется из-за коррозии. Рессоры легковых
автомобилей для предохранения от коррозии заключают в чехлы.
Срок службы рессорной подвески ограничивается в большой степени
износом шарниров. При гладких рессорных пальцах, применяемых в рессо-
рах’грузовых автомобилей, пару палец — рессорная втулка необходимо
часто смазывать и срок службы этой пары в 2—4 раза меньше, чем самой
444
рессоры. В связи с этим бронзовые втулки стремятся заменить пластмас-
совыми, не требующими смазки, а в легковых автомобилях применяют
шарниры с резиновыми втулками (фиг. 370). На палец надевают две
втулки 3, которые в свободном состоянии имеют длину, на 5 мм большую,
чем в собранном виде. При сборке втулки сжимают настолько, что при пово-
роте ушка рессоры 1 относительно пальца происходит деформация резины
без проскальзывания втулок. Иногда в узел вводят упругие шайбы 5, спо-
собствующие плотной посадке втулок на пальце и пальца в кронштейне.
В рессорах грузовых автомобилей и автобусов крепление концов в резине
производится так, как этр показано на фиг. 368, а.
3. Линейная характеристика рессоры. Как указывалось выше, характе-
ристика упругого устройства должна быть нелинейной, между тем как сама
Фиг. 369. Форма сечений рессор-
ных листов.
Фиг. 370. Схема рессорного пальца
с резиновыми втулками:
1—ушко рессоры; 2—стальная втулка;
3 — резиновая втулка; 4 — кронштейн;
5 — упругие шайбы.
рессора обладает практически постоянной жесткостью. Некоторое изменение
жесткости рессоры может быть достигнуто надлежащей установкой серьги.
При наклоне серьги появляется составляющая, вызывающая сжатие корен-
ного листа, что уменьшает жесткость рессоры, или растяжение коренного
листа. Соответственно уменьшается или увеличивается собственная частота
колебаний. Однако влияние наклона серьги сравнительно невелико [55].
Оно практически используется лишь при изменении веса подрессоренной
части в малых пределах. Изменение жесткости рессоры может быть также
достигнуто уменьшением или увеличением ее рабочей длины. В конструк-
ции, изображенной на фиг. 371, концы рессоры свободно опираются
на опоры 2, а продольные усилия передаются через лист 1. Опоры имеют
профилированную форКту, и поэтому рабочая длина рессоры меняется
с изменением статической нагрузки. Это позволяет иметь /0 > I, т. е. мень-
шую жесткость при меньшей нагрузке.
4. Трение в рессоре. Трение в рессоре, прежде всего межлистовое, позво-
ляет иметь подвеску без амортизаторов, что и используется в тех случаях,
когда требования простоты конструкции и малой стоимости важнее всех
остальных. Для обеспечения высокой плавности хода необходимо всемерное
уменьшение трения в рессоре по двум основным причинам: из-за неблаго-
приятного закона изменения трения и нестабильности его величины в экс-
плуатации. Сила трения в рессоре при данных условиях или постоянна,
или несколько увеличивается с ростом деформации. Такой характер изме-
нения силы трения приводит к тому, что при малых толчках, когда сила,
передающаяся через рессору, меньше силы межлистового трения, рессора
выключается (блокируется). Автомобиль колеблется только на шинах,
а его плавность хода ухудшается. Те же силы трения при колебаниях боль-
шой амплитуды не обусловливают достаточного их затухания. У рессор,
445
работающих без смазки, сила трения может достигать 20—25% от упруго^
силы рессоры. Для обеспечения хорошей плавности хода автомобиля сила
трения не должна превышать 5—8%. В грузовых автомобилях с высокой!
посадкой водителя силы межлистового трения обусловливают неприятный
колебания головы водителя вдоль продольной оси автомобиля [67].
Уменьшение межлистового трения достигается:
а) уменьшением числа листов; у грузовых автомобилей рессоры состоя^
из 12—16 листов, а у легковых — из 5—7, и имеется тенденция к дальней^
шему уменьшению числа листов;
Фиг. 371. Рессора переменной жесткости:
а — ненагруженный автомобиль; б — автомобиль с полной нагрузкой.
б) надлежащим расчетом радиусов листов в свободном состоянии с тем,
чтобы у собранной рессоры не было значительного местного давления
в местах соприкосновения листов;
в) отгибанием и полировкой концов листов, а также оттяжкой их, что
улучшает распределение давления и уменьшает трение вследствие большей
гибкости листа;
г) введением смазки между листами и чехлов, удерживающих эту смазку;
испытания показывают, что в этом случае сила трения в рессоре уменьшается
примерно вдвое;
д) применением межлистовых прокладок и вставок, не только умень-
шающих коэффициент трения, но и улучшающих закон изменения силы тре-
ния. Межлистовые прокладки и вставки делают из фанеры, фибры, резины,
пластмассы, пористой бронзы и антифрикционных сплавов. Главным обра-
зом их применяют в рессорах легковых автомобилей. Одна из трудностей
состоит в том, чтобы обеспечить высокий срок.службы вставок при высоких
удельных давлениях между листами.
Для защиты кузова от высокочастотных колебаний и вибраций, пере-
дающихся у легковых автомобилей через рессоры их крепят к балке моста
с резиновыми прокладками.
446
5. Неудобство компоновки. Для обеспечения большого статического
и динамического прогибов длину рессоры приходится увеличивать. Разме-
щение рессоры большой длины, особенно в передней подвеске, вызывает
значительные трудности, поэтому рессору делают несимметричной
(см. фиг. 368, где а < Ь).
6. Необходимость в уходе. Основное неудобство связано со смазкой
рессорных шарниров (три точки на рессору), которая должна производиться
ел едневно или через 500 км пробега. Упрощение ухода достигается приме-
нением центральной смазки или шарниров (опор) на резине.
Перечисленные недостатки листовых рессор относительны и зависят
от того, насколько их удается преодолеть при конструировании. В послед-
нее время на легковых автомобилях Шевроле вводятся рессоры, состоящие
из одного листа переменной толщины и ширины. Это позволяет устранить
трение в рессоре, повысить ее срок службы, упростить конструкцию и про-
изводство.
Расчет листовых .рессор ведется по приближенным формулам (табл. 21),
отражающим наиболее существенные зависимости.
Таблица 21
Справочные формулы для расчета рессор подвески автомобиля
Различают: а) проверочный расчет, при котором определяют напряже-
ния в рессоре и ее прогиб при всех известных размерах; б) проектирование,
когда надо обеспечить заданные значения прогиба и напряжения, например,
подбором числа листов и их толщины, при прочих заданных парамет-
рах [55].
Допустимое напряжение при наибольшем прогибе не должно превышать
8000—9000 кг!смг, а при статическом прогибе 5000—6000 кг!смг.
Рессоры изготовляют обычно из стали 50ХГА, реже — из стали 55С2,
и, как правило, подвергают поверхностному упрочнению.
447
При проектировании, пользуясь формулами, приведенными в табл. 19э1
находят th2 и 5й3 + 0,55/г3. В последней сумме второе слагаемое учи-
тывает увеличение жесткости рессоры путем усиления коренного листа
сквозными листами равной с ним длины. Поэтому знак S учитывает число:
таких сквозных листов, включая коренной. Число листов и их толщину
подбирают так, чтобы приведенные выше суммы равнялись заданным при
соблюдении следующих требований: 1) толщины листов должны соответ-
ствовать нормированному сортаменту рессорных сталей; 2) число групп
листов (включая коренной), различных по толщине, не должно превышать
трех и 3) разница между толщинами листов должна быть минимальной:
лучше, если это будут соседние значения в ряде нормированных толщин.
Пример. Рассчитать симметричную полуэллиптическую рессору, чтобы fp + fde — 30 см
и отах — 9000 кг/см2. Дано: I — 120 см; b = 5 см; Р = k$G = 660 кГ. Толщина коренного
листа hx = 6 мм и он должен быть усилен еще одним сквозным листом той же длины.
Пользуясь формулами табл. 21, находим:
IZh? — 2,64 см3; Xha+ 0,5 2Л3 = 1,31 смя.]
Этим условиям с погрешностями в пределах 3% отвечает рессора, имеющая 1 лист тол-
щиной 6 мм (коренной), 3 листа по 5 мм (включая один усиливающий сквозной) и 9 листов
по 4 мм.
Пружины и торсионы. Пружины и торсионы по сравнению с листовыми
рессорами имеют следующие преимущества: большая удельная энерго-
емкость и, следовательно, меньший вес; большая долговечность; практи-
чески отсутствует трение в упругих элементах; более простое изготовление;
нет необходимости в уходе.
Торсионы по сравнению с пружинами несколько сложнее в изготовле-
нии, менее удобны по компоновке и обладают меньшей долговечностью.
Преимуществами торсиона являются: минимальный вес неподрессоренных
частей, потому что торсион относится к подрессоренной части; более благо-
приятное распределение нагрузок на раму (при продольном расположении
торсиона), так как вертикальные нагрузки передаются не у нагруженной
поперечины — места крепления рычагов, а через противоположный конец
торсиона.
Основным недостатком пружин и торсионов является то, что при их при-
менении необходимы отдельно выполненные направляющее и гасящее
устройства подвески. Поэтому, несмотря на простоту самих упругих элемен-
тов, подвески в целом получаются более сложными и по конструкции *и
и в эксплуатации, чем рессорные. Кроме того, и пружины и торсионы имеют
линейные упругие характеристики.
Пружины подвески изготовляют, как правило, спиральными из прута
круглого сечения. В однорычажных и двухрычажных направляющих
устройствах пружина опирается обычно на нижний рычаг. Редко встре-
чается верхнее или горизонтальное расположение пружины. Пружины
используются, как правило, в качестве основного упругого элемента. Воз-
можны и дополнительные упругие элементы в виде пружины (см. фиг. 357, б).
Торсионы различают прежде всего по расположению — продольные или
поперечные. Чтобы подвеска имела малую жесткость, торсион должен иметь
большую длину. Этого можно достичь при направляющем устройстве, допу-
скающем продольное размещение торсиона (зависимые подвески, см. фиг 329, г
и независимые с поперечным расположением рычагов, см. фиг. 341, в).
В направляющем устройстве с продольными рычагами торсионы разме-
щают поперек. В передних подвесках автомобиля ЗАЗ-965 «Запорожец»
(см. фиг. 343), некоторых немецких легковых автомобилей конструкции
Порше устанавливают два торсиона с рабочей длиной для каждого колеса,
меньшей половины колеи автомобиля.
Для уменьшения жесткости и упрощения технологии торсионы делают
пластинчатыми. Замена круглого торсиона пластинчатым позволяет умень-
шить жесткость в среднем на 15—20% при некотором увеличении веса тор-
448
еиона. Другое преимущество пластинчатого торсиона — поломка одного
листа не выводит внезапно, из строя весь упругий элемент.
Торсионы круглого сечения являются наиболее распространенными.
Реже применяют торсионы другой формы, в частности, пластинчатые или
составные, из трубы со вставленными в нее стержнями, обладающие мень-
шей жесткостью при заданной ддине трубы и стержня.
Недостатком торсионов является также то, что затрудняется компо-
новка подвески в виде единого независимого агрегата, о котором упомина-
лось выше. Крепление конца торсиона к раме не должно допускать изгиба
торсиона. В последнее время с этой целью для передачи крутящего момента
от рычага к торсиону применяют резино-металлическую втулку (автобусы
Лейланд).
Таблица 22
Справочные формулы для расчета пружин и торсионов
подвески автомобиля
Gb*h
31 Х
м
0,2d3n
= 4-Л1 +
, t . 12£А
’ + • • •) ф Н-р—
4- л2/?2 + . ..) sin<р кгсм
Стержень
!6Af
T1 ndf
Труба
__ XQMd^ff
я [d2H ~
32М
_—1г' —\ раб,
d2H ~ ^2В /
Примечание. В таблице приняты следующие обозначения:
f — осадка пружины; ф — угол закручивания торсиона: М — момент, действующий на тор-
сион; = б (1,2п + 1,5) — высота пружины; п — число рабочих витков пружины или число
листов (прутков) торсиона; я,. пг — число прутков в ряду для пруткового торсиона; .......—
расстояние от оси прутка до оси симметрии пучка; Jр, Jг — полярный и осевой моменты инерции
прутка; G — модуль упругости при сдвиге.
29 Л« '.ТВИНОВ
449
Расчет пружин и торсионов ведется по обычным формулам (табл. 22)
Часто площадка на рычаге, к которой крепится пружина, движется по дуг£*
что вызывает поперечный изгиб (выпучивание) пружины. Чтобы уменьшит^
дополнительные напряжения, пружину следует крепить так, чтобы прй
наибольшей осадке не было поперечного изгиба.
Для пружин, стабилизаторов и торсионов используют сталь типа 60С2Д;
• и, как правило, применяют поверхностное упрочнение. Допустимые напря-
жения при наибольшей деформации достигают 6000—7000 кг1см? для пруч
жин и 7000—9000 кг/см? для торсионов.
Неметаллические упругие элементы
Пневматические упругие элементы. Эти элементы известны давно. Однако
использование упругости сжатого воздуха долгое время не давало ощути-
мых преимуществ. Успешное развитие и распространение пневматических
упругих элементов началось около 5 лет назад. В пневматической подвеске
упругие элементы составляют лишь часть упругого устройства подвески.
Фиг. 372. Схема пневматического упругого устройства.
Рассмотрим схему пневматического упругого устройства (фиг. 372).
Компрессор 1 подает сжатый воздух через фильтр-водомаслоотделитель 10
и регулятор 9 в резервуар (ресивер) 8. Отсюда сжатый воздух- поступает
в регулятор 3 постоянства высоты кузова. Для защиты регулятора от пыли,
служат воздухоочистители 2 и 7. Упругим элементом является баллон 5
с гибкой и упругой оболочкой, связанный с дополнительным резервуаром 6.
Сжатый воздух, находящийся в баллоне и дополнительном резервуаре,
обеспечивает необходимую упругость подвески.
Регулятор 3 поддерживает при любой полезной нагрузке постоянное
расстояние между мостом и кузовом, т. е. постоянные значения fde и fSH.
Если автомобиль нагружают, кузов опускается, и стойка 4 перемещается
вверх. Поршень регулятора опускается, и открывается доступ сжатого воз-
духа из резервуара 8 в упругий элемент. Давление в резервуаре всегда выше,
чем в упругом элементе, поэтому давление в последнем возрастает. Вслед-
ствие подкачки воздуха в упругий элемент расстояние между мостом и кузо-
вом восстанавливается до прежней величины, и подача воздуха прекра-
щается. При разгрузке кузова расстояние до моста сохраняется вследствие
450
выпуска (стравливания) избытка сжатого воздуха в атмосферу. Регулятор
снабжается устройством, замедляющим его срабатывание на несколько
секунд. Поэтому он реагирует на изменение статической нагрузки и не дей-
ствует при колебаниях автомобиля, обусловленных неровностями дороги.
Воздухоочиститель 2 объединен с обратным клапаном, предупреждающим
утечку воздуха из подвески при неисправном компрессоре или падении давле-
ния в резервуаре 8.
Существующие пневматические устройства, различные по схеме и кон-
струкции, делятся на две группы — открытые и закрытые. В открытых
устройствах при разгрузке автомобиля сжатый воздух выпускается в атмо-
сферу, а при закрытых — поступает снова в компрессор, что обеспечивает
с
Фиг. 373. Пневматическое упругое устройство открытого типа автобуса Хеншель
HS160USL:
1 — распорный треугольник; 2 — упругий элемент баллонного типа с дополнительным
резервуаром; 3 — регулятор постоянства высоты кузова; 4 — компрессор; 5 — воздушный
резервуар; 6 — рессора; 7 — балка; 8 — водо-маслоотделитель; 9 — регулятор давления.
большую чистоту воздуха; кроме того, в этом случае требуется меньшая
производительность компрессора, но при этом усложняется конструкция
упругого устройства.
На фиг. 373 в качестве примера изображена схема пневматического
упругого устройства открытого типа автобуса Хеншель HS160 USL, подоб-
ная схеме, показанной на фиг. 372. На передние и задние колеса приходится
различный вес подрессоренной части, поэтому спереди установлено два
упругих элемента (баллона) 2, а сзади — четыре. Для увеличения угловой
жесткости подвески задние баллоны широко расставлены в результате
введения поперечных балок 7. Каждая пара баллонов имеет один резер-
вуар 5. Постоянство высоты кузова обеспечивается пятью регуляторами 3\
одним в передней подвеске и четырьмя в задней. Так как пневматические
баллоны, подобно пружинам и торсионам, воспринимают только вертикаль-
ные нагрузки, направляющие устройства выполнены отдельно. Подвеска
является зависимой и для передних колес включает в себя распорный тре-
угольник 7, а для задних — рессоры 6.
Пневматические упругие устройства состоят из систем сжатого воздуха
и регулирования упругой характеристики, а также упругих элементов
и вспомогательных приборов.
Приборы, связанные с подачей воздуха, рассмотрены в § 3 гл. 13.
К преимуществам пневматических упругих устройств относятся сле-
дующие:
1. Высокая плавность хода, обусловленная прежде всего тем, что воз-
можна малая жесткость подвески вблизи положения статического равно-
весия, и благоприятным характером изменения упругой характеристики.
29* 451
Пневматические подвески легковых автомобилей обеспечивают собствен?
ные частоты до 40—50 кол/мин. В случае применения, например, спиральный
пружин пришлось бы давать им осадку (приведенную к колее колес) 55-—-
36 см, что невозможно. При пневматической подвеске низкие частоты полу-
чаются путем подбора давления воздуха, формы и размеров элемента, что
обусловливает соответствующий наклон упругой характеристики.
Характеристика пневматической подвески может быть близкой к изо-
хронной, т. е. к такой, при которой любой нагрузке соответствует одна
и та же собственная частота (период).
2. Возможность регулировки в широких пределах жесткости подвески
подачей или выпуском сжатого воздуха. Кроме того, надлежащим выбором
типа и конструкции упругого элемента можно придавать различный вид
упругой характеристике, в том числе близкий к требуемому. Все это позво-
ляет менять жесткость подвески исходя из ряда требований: плавности
хода автомобиля, уменьшения «клевков» при его торможении, поперечных
кренов и т. д.
Пневматическое упругое устройство является пока единственным, допу-
скающим регулирование жесткости подвески в широких пределах.
3. Поддержание постоянства высоты кузова при всех значениях стати-
ческих нагрузок. В этом случае: а) динамические ходы fdH и fde остаются
постоянными, тогда как у обычной подвески расстояние до ограничителя
хода вверх уменьшается с увеличением нагрузки, а опасность пробивания
подвески возрастает; б) увеличивается устойчивость автомобиля, так как
уменьшается возможное перемещение кузова при колебаниях (от одного
упора до другого); в) улучшаются условия работы направляющего устрой-
ства и, следовательно, уменьшается износ шин, а кинематика рулевого при-
вода может быть сделана более точной; г) у грузового автомобиля высота
платформы остается постоянной, что облегчает нагрузку и разгрузку авто-
мобиля; д) у автопоезда высота опорно-сцепного устройства тягача и при-
цепа остается неизменной; е) у автобуса высота подножки сохраняется
постоянной, минимально возможной; ж) при одностороннем размещении
груза кузов остается горизонтальным и не испытывает продольных или попе-
речных кренов; з) постоянное положение фар улучшает освещение дороги
и повышает безопасность движения; и) у автомобилей с независимой под-
веской колес дорожный просвет при различной нагрузке сохраняется
постоянным.
4. Возможность изменения высоты кузова, в частности, увеличения
дорожного просвета автомобиля при независимой подвеске, что может ока-
заться полезным при движении по грязи и снегу.
5. Увеличение срока службы упругого элемента. Отдельные испытания
позволяют считать, что пневматический упругий элемент по долговечности
может превосходить рессору в 4—5 раз.
6. Увеличение срока службы автомобиля или уменьшение его собствен-
ного веса при сохранении долговечности по следующим, основным причи-
нам: а) жесткость подвески меньше, лучше защита шасси и кузова от дина-
мических нагрузок; б) подвеска частично груженого автомобиля остается
по плавности хода такой же, как и полностью груженого; у грузового авто-
мобиля или автобуса с частичной нагрузкой при обычной подвеске резко
возрастают динамические нагрузки, передающиеся шасси к кузову; в) высо-
кочастотные колебания и вибрации поглощаются упругими элементами.
7. Высокая чувствительность подвески к небольшим неровностям, так
как отсутствует трение в упругих элементах.
8. Малый вес неподрессоренной части упругих элементов.
К недостаткам пневматического упругого устройства следует отнести
следующее:
1) необходимость отдельных направляющего и гасящего устройств под-
вески (см. фиг. 329, в);
452
2) высокая стоимость, сложность конструкции, большой объем, зани-
маемый приборами упругого устройства, иногда больший его вес по сравне-
нию с упругими устройствами других типов;
3) при большой долговечности упругих элементов ограниченная долго-
вечность упругого устройства в целом, определяемая сроком службы ком-
прессора, регуляторов и т. д.
Пневматическое упругое устройство целесообразно применять в двух
случаях: когда вес подрессоренной части при нагрузке и разгрузке автомо-
биля меняется в широких пределах (задние подвески грузовых автомобилей
и автобусов, подвески прицепов) и когда к плавности хода предъявляются
особые требования, для выполнения которых необходимо регулирование
упругой характеристики подвески.
в)
Грузовые автомобили и автобусы часто имеют пневматический тормоз-
ной привод и, следовательно, приборы для подачи сжатого воздуха, что
упрощает введение пневматического упругого устройства в подвеску.
Если вес подрессоренной части меняется мало, то применение пневмати-
ческого упругого устройства нецелесообразно, а хорошая плавность хода
автомобиля может быть получена и с металлическими упругими элементами.
Поэтому увлечение пневматической подвеской для легковых автомобилей,
наблюдавшееся в США в 1957—1958 гг., быстро прошло.
Преимущества пневматической подвески в большой степени зависят
от типа и конструкции упругого элемента.
Пневматические упругие элементы могут быть поршневые, баллонные,
диафрагменные и комбинированные (баллонно-диафрагменные).
Поршневые элементы применяются редко, что объясняется их неблаго-
приятной упругой характеристикой, наличием значительного трения в эле-
ментах и трудностью обеспечения уплотнения.
Баллонный упругий элемент может быть круглым или удлиненным
и состоять из одной, двух или нескольких секций. На фиг. 374, а показан
наиболее распространенный двойной (двухсекционный) круглый баллон,
а на фиг. 374, б — тройной баллон. Удлиненный двойной баллон изобра-
жен на фиг. 374, в.
Основной частью баллона является резинокордовая, обычно двухслойная
оболочка, изготовляемая с использованием высокопрочных синтетических
материалов (капрон, нейлон). Внутренняя поверхность оболочки покрыта
воздухонепроницаемым каучуком (бутил-каучук, натуральный каучук),
453
а наружная — масло- и бензостойкой резиной. Секции разделены опоясьг*
вающими кольцами 1 (фиг. 374, а). В прижимные кольца 2 входят болты
крепления баллона. Для упрочнения бортов баллона в них заложена метал-?
лическая проволочная бортовка <3, подобно тому как это сделано в покрышк^
Имеются конструкции, в которых оболочка держится без прижимных колец^
а уплотнение осуществляется с помощью давления воздуха, как в бескамер-
ных шинах.
Распространены круглые двойные баллоны грузоподъемностью до 2—
3 tn при давлении в пределах 3—5 кг/см?.
Удлиненный баллон состоит из одной секции (см. фиг. 346, а) или двух,
привулканизированных одна к другой (фиг. 374, в). Воздух подводится
через отверстие 6. Баллон крепится с помощью стальных накладок 5, при-
вулканизированных к его верхней и нижней поверхностям.
Удлиненные баллоны могут быть длиной свыше 1,5 м при грузоподъ-
емности до 9—10 т и внутреннем давлении 2—4 кг/см\
Переходя к оценке баллонных элементов, следует отметить, что чем
больше секций в баллоне, тем больше максимальный ход и меньше жест-
кость упругого элемента. Так, тройные баллоны фирмы Файерстон по срав-
нению с двойными обеспечивают увеличение максимального хода на 30—35%
и уменьшение собственной частоты примерно на 15%. Однако с увеличе-
нием числа секций более двух устойчивость баллона ухудшается — появ-
ляется опасность выпучивания его вбок.
Преимуществами круглых баллонов являются удобная при массовом
изготовлении форма, хорошее использование площади, высокая грузоподъ-
емность и легкая герметизация.
Удлиненные баллоны отличаются более высокой грузоподъемностью,
меньшей шириной и высотой, что часто облегчает их установку взамен
листовых рессор. Нагрузка от баллонов на раму распределяется более
равномерно, чем при упругих элементах других типов. Однако изготовле-
ние баллона этого типа сложнее.
Общим недостатком, баллонных упругих элементов является относительно
большая жесткость, вследствие чего собственная частота колебаний соста-
вляет обычно не менее чем 80—85 кол/мин. Поэтому баллонные упругие
элементы применяются на грузовых автомобилях, автобусах и прицепах.
Кроме того, упругая характеристика баллона отличается от желаемой
(см. фиг. 356) [4], [63].
Нагрузка, которую может выдержать баллон, или его грузоподъемность
(фиг. 374, а)
Z = (р — 1) F Н- Т sin а, (276)
где р — абсолютное давление воздуха в баллоне;
F — площадь у опоры; г ~ —;
Т — сумма элементарных растягивающих усилий, . действующих на
стенки баллона около фланца по его периметру, под углом а.
Давление сжатого воздуха и его объем связаны следующий образом:
pvk = pcvk = const или р = рс (277)
где р и v — текущие значения давления и объема сжатого воздуха;
рс и ос — давление и объем сжатого воздуха при статическом положении
элементов.
Если нагрузку к баллону прикладывать статически, то его деформация
совершается при неизменной температуре (изотермический процесс).
При быстрых колебаниях, когда теплообмен отсутствует, процесс;
является адиабатическим и k = 1,41. В действительных условиях наиболее
вероятны значения k = 1,30-н1,38. Из этих данных также следует, что упру-
гие характеристики пневматических элементов, полученные при статических
454
и динамических условиях, могут быть различными. Эта разница наиболее
значительна для элементов диафрагменного типа.
Подставляя выражение (277) в формулу (276), получим
2= [л (v)*-1] f + Tsina- (278)
При сжатии баллона давление р растет, объем v уменьшается, а пло-
щадь F почти не меняется. Упругая характеристика соответствует кривой 1
(фиг. 375, а) и отличается быстрым увеличением жесткости. Из выраже-
ния (278) видно, что, увеличивая объем vL. сжатого воздуха при статическом
положении, можно добиться более медленного увеличения нагрузки Z,
т. е. меньшей жесткости. Действительно, если к упругому элементу при-
соединить дополнительный объем, то отношение будет приближаться
Объем дополнительного
резервуара
1 О
100% объема баллона
3 3(Ю% » »
4 500% » »
5 Бесконечно большой
Фиг. 375. Упругие характеристики баллонных элементов:
а — при различном объеме дополнительного резервуара; б — при различных начальных
давлениях воздуха (указаны цифрами на кривых):
к единице и рост нагрузки Z уменьшится. На фиг. 375, а показаны упругие
характеристики, соответствующие различным дополнительным объемам.
Кривая 5 соответствует бесконечному объему дополнительного резервуара,
т. е. является кривой постоянного давления — изобарой. Несмотря на
постоянное давление воздуха в баллоне, величина Z растет с его деформа-
цией из-за влияния слагаемого Т sin а в выражениях (276) и (278).
Более детальное исследование показывает, что:
1) целесообразен объем дополнительного резервуара, превышающий
объем самого баллона не более чем в 3 раза;
2) конструкция прижимных колец и форма баллона значительно влияют
на упругую характеристику элемента. Небольшое изменение размеров,
например уменьшение диаметра и ширины прижимного кольца, вызывает
значительное уменьшение жесткости упругого элемента.
Упругие характеристики элемента с дополнительным резервуаром пока-
заны на фиг. 375, б. При изменении статической нагрузки в пределах
1000—2500 кг мол но, меняя давление в элементе от 2 до 5 кг!см.-,
455
сохранить высоту элемента и положение кузова неизменными. Жесткости,,
соответствующие различным характеристикам, различны, а эффективный
статический прогиб для характеристики 1 (фиг. 375, а) составляет около'
144 мм а для характеристики 2— около 162 мм.
Диафрагменные упругие элементы были первоначально разработаны
для подвесок легковых автомобилей и позволили уменьшить собственные
частоты автомобиля примерно вдвое по сравнению с теми величинами, кото-
рые обусловливали баллонные упругие элементы.
На фиг. 376 показаны диафрагменные упругие элементы основных типов.
В элементе с ограничителем (фиг. 376, а) с подрессоренной частью связан
кожух 4, а с неподрессоренной — поршень 1. Между кожухом и поршнем
находится дифрагма 3,
сжатый воздух заключен в пространстве между
кожухом и диафрагмой. Края диафрагмы
армированы стальными кольцами и уплотня-
ются подобно тому, как это сделано в беска-
мерных шинах. Поэтому давление воздуха
внутри элемента не должно падать ниже
2,5—3,0 кг/см? при рабочем давлении 5,0—
7,0 кг!см\ Для предотвращения расширения
диафрагмы служит ограничитель 2.
a
a)
Фиг. 376. Упругие диафрагменные
5)
элементы.
П1
Ограничитель препятствует значительным перекосам поршня, если точка
крепления поршня к подрессоренной части движется по дуге. При переме-
щении поршня диафрагма его охватывает, меняя свою конфигурацию
в соответствии с формой поршня. Поэтому диафрагменный упругий элемент
называют иногда баллонным с обкатывающимся поршнем.
В рукавном элементе (фиг. 376, б) ограничитель вообще отсутствует,
а в качестве дополнительного объема использована полость поршня. Рукав-
ный элемент допускает наибольшие перемещения, но к механическим свой-
ствам его оболочки предъявляются высокие требования.
В диафрагменном элементе без ограничителя (фиг. 376, в) в отличие^
от рукавного элемента имеется обойма, предупреждающая расширение
оболочки в стороны. Этот элемент допускает некоторый перекос поршня,
что следует из фиг. 376, в, на которой приведены три положения элемента:
/ — под статической нагрузкой, // — крайние положения при ходах сжа-
тия и III — при отдаче. То, что поршень может перемещаться по дуге,
является преимуществом упругого элемента, так как позволяет крепить
шток, связанный с поршнем, к рычагу подвески жестко (без шарнира).
В этом элементе полость поршня также использована для обеспечения необ-
ходимого объема воздуха.
Основной особенностью упругих элементов диафрагменного типа
является то, что эффективная площадь Рэфф, соответствующая диаметрам Л,
456
В и С (фиг. 376, а), может меняться в широких пределах и по различным
законам. Это позволяет менять жесткость и упругую характеристику эле-
мента также в широких пределах.
Грузоподъемность элемента Z = рРЭфф. Жесткость элемента
г__ __ р I ^Рэфф /970\
С ~ dz dz dz Р- (27У)
При ходе сжатия давление растет. В зависимости от формы поршня
эффективная площадь может при этом меняться по-разному — медленно
расти, не расти или уменьшаться. Поэтому жесткость не будет увеличи-
ваться, как у баллонного элемента, а может меняться по желаемому закону.
Так, при использовании поршней с сужением в середине (фиг. 376, бив)
площадь РЭфф и величина умень-
шаются вблизи статического положения,
что обусловливает понижение жесткости
элемента. Поэтому применение дополни-
тельного резервуара больших размеров
становится необязательным.
На фиг. 377 изображен пример упру-
гой характеристики диафрагменного упру-
гого элемента, достаточно близкой к тре-
буемой. Эффективный статический прогиб
составляет около 58 см (п = 39,5 кол/мин}
при коэффициенте динамичности 2,5.
На упругую характеристику, помимо
формы поршня, влияют форма ограничи-
теля и размеры диафрагмы в месте крепле-
ния к поршню и воздушному резервуару.
Возможности изменения этих величин
ограничиваются напряжениями, возни-
Фиг. 377. Упругая характеристика
диафрагменного элемента.
кающими в диафрагме.
Преимуществами упругих элементов
диафрагменного типа являются:
1) низкая частота собственных колебаний вблизи статического поло-
жения (до 40—45 кол/мин в существующих образцах);
2) возможность получения желаемой упругой характеристики;
3) малые размеры дополнительного резервуара или его отсутствие.
К основным недостаткам диафрагменных элементов относятся:
1) меньшая грузоподъемность при давлении воздуха и габаритных
размерах, одинаковых с баллонным упругим элементом;
2) значительные деформации и меньшая долговечность оболочки по срав-
нению с баллонным упругим элементом и, как следствие более высокие
требования к механическим качествам оболочки;
3) значительное увеличение жесткости при динамическом нагружении
по сравнению со статическим.
Стремление соединить преимущества баллонных и диафрагменных эле-
ментов привело к появлению комбинированного элемента (фиг. 378, а),
где диафрагменный элемент и одинарный баллон включены как бы последо-
вательно. Вблизи статического положения упругая характеристика имеет
малый наклон (фиг. 378, б). С увеличением нагрузки поршень подходит
к ограничителю и роль упругого элемента играет в основном баллонная
часть — своеобразный «пневматический подрессорник». На упругой харак-
теристике появляется более круто поднимающийся участок.
Из регуляторов пневматического упругого устройства наибольшее
распространение получил регулятор постоянства высоты кузова, служа-
щий для поддержания постоянного расстояния между подрессоренной
457
и неподрессоренными частями (постоянной величины fde и fgM) при различной
чает, как правило, впускной и выпускной клапаны и замедлитель, вследствие
чего регулятор начинает действовать через 5—10 сек после изменения нагрузки
Фиг. 379. Регулятор постоянства высоты кузова авто-
буса GMC.
на упругий элемент.
Рассмотрим схему регу-
лятора автобуса GMC
(фиг. 379). К кузову кре-
пятся корпус 1 регулятора
и дополнительный резер-
вуар 8 баллонов 9, а к
оси — кронштейн 10 с опи-
рающимися на него балло-
нами. Кронштейн 10 связан
стойкой 11с рычагом 14.
На оси рычага 14 сидит Kyi
лак 7, к которому прижаты
пружинами поршни 6, на-
ходящиеся в коромысле 15.
Последнее связано через
шатуны с поршнями 13
гидравлического замедли-
теля. Все пространство от
сальников 5 и 16 и ниже
заполнено жидкостью.
При такой конструкции
медленное покачивание ры-
чага 14 вызывает одновре-
менное покачивание’коро-
мысла 15 и попеременное
открытие то впускного клапана 17, пропускающего сжатый воздух из реси-
вера через трубку 18 и обратный клапан 2 в баллоны, то выпуск воздуха
из баллонов через выпускной клапан 3 и фильтр 4 в атмосферу.
458
В работе регулятора есть следующие характерные режимы: кузов нахо-
дится на заданном уровне — нет ни впуска сжатого воздуха в баллоны,
ни выпуска из них; статическая нагрузка увеличилась, кузов опустился —
рычаг 14 повертывается по часовой стрелке, открывается выпускной кла-
пан 17 и происходит подкачивание воздуха в баллоны до возвращения
кузова в заданное положение; статическая нагрузка уменьшилась, кузов
поднялся — рычаг 14 повертывается против часовой стрелки и через выпуск-
ной клапан 3 из баллонов выпускается сжатый воздух.
При колебаниях автомобиля рычаг 14 и кулак 7 быстро перемещаются,
а коромысло 15 остается в покое, так как жидкость не успевает перетекать
из пространств под поршнями 13 по каналам и калиброванному проходу
у винта 12. Чем больше завернут винт, тем больше сопротивление протека-
нию жидкости, тем дольше запаздывание в срабатывании регулятора.
Наличие замедлителя сокращает расход воздуха и повышает срок
службы деталей регулятора, отключенных при движении автомобиля.
На автомобиле обычно ограничиваются применением трех регуляторов,
из которых два ставят чаще на колеса более нагруженной оси, а один —
на менее нагруженную ось. При этом последний связан с серединой оси,
чтобы угловые колебания кузова и оси меньше отражались на его работе.
Резиновые элементы. Резина и аналогичные ей синтетические материалы
используются в двух целях: для защиты автомобиля и пассажиров от высоко-
частотных колебаний и вибраций и для изготовления упругих элементов
подвески.
Наиболее широкое распространение получила резина в качестве вибро-
защитного материала. На фиг. 380 показана схема размещения резиновых
элементов в независимых подвесках передних колес. Другие примеры были
приведены выше (см. фиг. 340). Резиновые втулки, шарниры и прокладки
эффективно гасят высокочастотные колебания и вибрации и позволяют
уменьшить число точек смазки.
Резиновые упругие элементы подвески применяются значительно реже,
преимущественно в виде дополнительных упругих элементов. Резиновые
подвески с основным упругим элементом из резины устанавливаются па
отдельных автомобилях серийного производства и на опытных образцах.
Однако резина, как упругий материал, вызывает интерес в силу следую-
щих ее преимуществ:
1) малый вес упругого элемента из-за высокой удельной энергоемкости
резины, обусловленной ее способностью к значительным деформациям;
2) нелинейная упругая характеристика, которой может быть придан
желаемый вид;
3) благоприятный характер внутреннего трения, близкий к вязкому,
создаваемому гидравлическими амортизаторами; по величине трение, однако,
недостаточно для обеспечения необходимого затухания;
4) простота конструкции подвески, обусловленная тем, что число точек
смазки резко сокращается или смазка не нужна совсем, а упругий элемент
не чувствителен к воздействию пыли, грязи и воды;
5) долговечность, особенно значительная по сравнению с листовыми
рессорами.
К основным недостаткам резиновой подвески относятся:
1) появление остаточной деформации (осадки) под действием продолжи-
тельной нагрузки, особенно переменной;
2) изменение упругих свойств с изменением температуры, в частности,
повышение жесткости при низких температурах;
3) необходимость установки амортизаторов и, как правило, отдельного
направляющего устройства.
Преимущества и недостатки резиновой подвески зависят в большой сте-
пени от свойств резины и от того, насколько технология изготовления может
обеспечить желаемые качества резины.
459
3 a)
Фиг. 380. Схема размещения резиновых элементов в независимых подвесках:
а — подвеска передних колес; б — подвеска задних колес; 1 — опоры двигателя; 2 — втулки амор-
тизатора; 3 — опора подрамника; 4 — упор (дополнительный упругий элемент); 5 — резиио-металли-
ческий шарнир; 6 — втулка стабилизатора; 7 — опора стабилизатора; 8 — втулка заднего шарнира
толкающей штанги; 9 — подушка; 10 — втулка крепления картера главной передачи; 11 — втулка
переднего шарнира толкающей штанги.
460
Фиг. 381. Жгутовая подвеска и ее ха-
рактеристики (цифры у кривых пока-
зывают твердость резины по Шору).
Резиновые элементы в подвеске могут- работать на растяжение, сжатие,
сдвиг и кручение.
Элементы, работающие на сжатие, различны по конструкции. Полые
буфера, были описаны выше (см. фиг. 359). Схема так называемой жгутовой
подвески приведена на фиг. 381. Она удобна при направляющем устройстве,
когда на конце рычага сидит колесо, а на
оси качания рычага — профилированный
кулак 3. Корпус 1 связан с кузовом,
а упругими элементами являются цилин-
дрические резиновые жгуты 2. Упругие
характеристики резины с различной твер-
достью нелинейны и в большой степени
зависят от качества резины. Сжатие жгута
при статической нагрузке составляет
20—25% от его размеров в свободном со-
стоянии. Крутящий момент подвески при-
мерно пропорционален диаметру жгута
в квадрате и длине в первой степени. Ку-
лак и корпус могут иметь различную
форму — треугольную, квадратную или
шестигранную.
Жгутовая подвеска проста по кон-
струкции и является единственной, не
требующей привулканизированной сталь-
ной арматуры. Резина в этом случае имеет
большую долговечность чем в других эле-
ментах, работающих на сжатие.
Упругие элементы, изображенные на
фиг. 382, комбинированные. В резино-
пружинном элементе Элиго (фиг. 382, а) резиновая оболочка воспринимает
около 80% общей нагрузки, а спиральная пружина придает элементу устой-
чивость против выпучивания вбок. В элементе Элипресс французской фирмы
Фиг. 382. Комбинированные упругие элементы.
Польстра (фиг. 382, б) внутренняя полость герметизирована и содержит
сжатый воздух. В таком резино-пружинно-пневматическом элементе ста-
тическая нагрузка нагруженного автомобиля воспринимается резиновой
оболочкой и пружиной, а сжатый воздух позволяет регулировать жест-
кость подвески и усиливать нелинейность ее упругой характеристики.
461
Подобные элементы итальянской фирмы Пирелли-Cara устанавливались
на автобусах Фиат.
Резиновый элемент, работающий на сдвиг и сжатие, установлен в неза-
висимой подвеске передних и задних колес легкового автомобиля Остин-850.
В подвеске передних колес (фиг. 383, а) направляющим устройством
Фиг. 383. Резиновая подвеска автомобиля Остин-850 с элементами, работаю-
щими на сдвиг и сжатие.
являются рычаги /, 2 и 6. К рычагу 2
ренней обоймой упругого элемента 5.
мещение середины колеса в 5 раз
крепится стойка 3, связанная с внут-
Передаточное число равно 5 — пере-
превышает перемещение стойки 3.
На фиг. 383, б резиновый элемент по-
казан в трех положениях: / — свобод-
ное, II — под статической нагрузкой и
/// — под полной нагрузкой. Круговой
резиновый элемент 5 диаметром 132 мм
привулканизирован к внутренней 7 и
наружной 8 обоймам. Форму резинового
элемента и профиль обойм подбирают
так, чтобы места соединения резины
Фиг. 384. Схема резинового элемента, с металлом испытывали возможно мень-
работающего на кручение. ший сдвиг и чтобы упругая характе-
ристика (фиг. 383, в) была близка к же-
лаемой. Амортизатор 4 (фиг. 383, а) включен параллельно упругому элементу.
Резиновый элемент, работающий на кручение (круговой сдвиг), состоит
из внутреннего вала I (фиг. 384) и наружной обоймы 3, к которым при-
вулканизирован резиновый кольцевой слой 2. Наружная обойма разрезная,
что позволяет стянуть ее половины, придав резине предварительное сжатие,
повышающее долговечность упругого элемента. Работает элемент подобно
462
торсиону — обойма и вал поворачиваются одна относительно другого. Схема
подвески с резиновыми торсионами была описана раньше (см. фиг. 337, а).
Устройство для поддержания постоянства высоты кузова действует при
изменении не только числа пассажиров в автомобиле, но и жесткости под-
вески, компенсируя недостатки резиновой подвески — влияние длительных
нагрузок и температуры воздуха на упругие свойства резины.
Установка регулятора постоянства высоты кузова не является обяза-
тельной при резиновой подвеске. Эксплуатация резиновых торсионных
подвесок показывает, что осадка от переменных нагрузок наблюдается
лишь в начальный период эксплуатации; поэтому эту осадку можно компен-
сировать одной-двумя регулировками.
Согласно испытаниям торсионные резиновые элементы имеют линейную
характеристику, но при статическом прогибе, одинаковом со стальным
элементом, собственная частота резинового элемента оказывается примерно
на 25% выше.
К преимуществам резинового торсионного элемента относятся работа
без смазки и использование резины также в качестве направляющего
устройства.
Расчет резиновых упругих элементов предусматривает определение
нагрузок, напряжений и деформаций [92], [99]. Расчетные формулы приве-
дены в табл. 23.
Таблица 23
Справочные формулы для расчета резиновых упругих элементов
Тип упругого элемента Схема Нагрузка в кг или кг-с.н Напряжение в кг/см2 Пределы применимости формулы
1
1
5 к
Осевого сдвига о - г 2*hG In _ Р Т " ndxh <0,35 S
4 41 1 Г
Кругового сдвига (торсион) .. л/G Л,=Т J 1_ 4 4 2М т ~ <р < 40°
Сжатия •с J fest Г FE Р ° - F 4- <°.2 Л
7/ ’7777Л^77 7777.
Примечание. F площадь сжатия.
463
§ 4. АМОРТИЗАТОРЫ
Классификация амортизаторов и требования к ним.
Характеристика амортизатора
В современных подвесках для получения хорошей плавности хода стрё>
мятся основой гасящего устройства подвески сделать амортизаторы с тем,
чтобы прочие источники затухания колебаний имели небольшое значение!
Амортизатор предназначен для гашения колебаний кузова и колес авто-
мобиля путем перевода механической энергии колебаний в тепловую. Авто:
мобильные амортизаторы являются гидравлическими (фиг. 385, а), т. е. зату-
хание создается за счет жидкостного трения.
Корпус амортизатора 1, заполненный амортизаторной жидкостью, кре-
пится к раме. В корпусе находится кулак 3, ось которого связана рычагом
Фиг. 385. Гидравлический амортизатор.
и стойкой с колесом. При колебаниях кулак 3 качается, заставляя поршни 2
совершать возвратно-поступательное движение. В работе амортизатора
различают ход сжатия и ход отдачи. При ходе сжатия жидкость вытесняется
из полости 4 в полость 5, а при ходе отдачи перетекает в обратном направле-
нии. При этом жидкость проходит через калиброванные отверстия и клапаны,
чем и обеспечивается необходимая величина жидкостного трения.
К амортизатору предъявляются следующие основные требования:
1) Обеспечение надлежащего затухания колебаний по величине и харак-
теру изменения. В частности: а) увеличение затухания с увеличением ско-
рости колебаний во избежание раскачивания кузова или колес последова-
тельно расположенными неровностями; б) малое затухание колебаний при
движении автомобиля по неровностям малых размеров; в) ограничение^
нагрузок, передающихся через амортизатор на кузов.
2) Стабильность действия при движении автомобиля в различных усло-
виях и при разной температуре воздуха.
3) Высокая долговечность.
4) Малые вес и габаритные размеры, хорошая технологичность конструк-
ции и малая стоимость, возможность удобного размещения в подвеске.
Усилие Za, создаваемое амортизатором, пропорционально скорости zomH
колебаний кузова относительно колес:
Za --= kzloniH. (280)
Характеристикой амортизатора называется график Za — Ф (гоОТН).
В зависимости от степени i характеристика амортизатора может быть
(фиг/ 385, б): линейной — прямая 1 (i ~ 1), прогрессивной — кривая 2
464
Фиг. 386. Несимметричная характеристика амортизатора
двустороннего действия с разгрузочными клапанами.
(i > 1), регрессивной — кривая 3 (i < 1). Тот или иной вид характеристики
зависит от размеров калиброванных отверстий, вязкости жидкости и кон-
струкции клапанов.
Для характеристик, изображенных на фиг: 385, б, одинаковы наиболь-
шее значение относительной скорости и поглощаемая мощность, пропор-
циональная площади под характеристикой.
Преимуществом амортизатора с прогрессивной характеристикой
являются малые усилия при медленных перемещениях (малая скорость
движения автомобиля, длинные неровности плавных очертаний) и быстрое
нарастание усилия при раскачивании автомобиля. Преимущество аморти-
затора с регрессивной характеристикой заключается в меньшем усилии Z3
при большой скорости колебаний и передача меньшего усилия кузову.
Амортизаторы разли-
чают по двум признакам:
по соотношению между
коэффициентами сопротив-
ления на ходах сжатия kc
и отдачи kQ\ по наличию
или отсутствию разгрузоч-
ных клапанов. По пер-
вому признаку амортиза-
торы бывают двусторон-
него действия с симметрич-
ной (kc = k0) и несиммет-
ричной (kc <С ka) характе-
ристиками и односторон-
него действия (kc 0).
Наибольшее распро-
странение имеют амортиза-
торы двустороннего дей-
ствия с несимметричной
характеристикой и разгру-
зочными клапанами (фиг. 386). В этом случае сила сопротивления аморти-
затора во время хода сжатия растет медленнее, чем при ходе отдачи.
У существующих амортизаторов --= (2-4-5) kc. Чем больше на дороге,
по которой движется автомобиль, коротких неровностей, выступов и выбоин,
тем больше должна быть разница между коэффициентами kc и kQ. Если
колесо проезжает выступ 6 (фиг. 385, а), то скорость неподрессоренной
массы будет велика, и через амортизатор передается значительная сила,
помимо упругого элемента. Ее можно уменьшить, снизив коэффициент kc.
При проезде впадины 7 толчок, сообщаемый колесу, меньше, чем при проезде
выступа. На дорогах с длинными неровностями плавных очертаний большая
разница в коэффициентах kc и кл нецелесообразна: при проезде впадин
может теряться контакт колеса с дорогой, так как горизонтальная состав-
ляющая скорости колеса (скорость автомобиля) во много раз больше верти-
кальной составляющей (скорости колебаний). Колесо, отрываясь от дороги,
будет пролетать значительную часть неровности, тем большую, чем больше
коэффициент k0, т. е. чем сильнее заторможено движущееся вниз колесо.
Стремление освободить упругий элемент подвески от тормозящего дей-
ствия амортизатора в момент проезда автомобилем выступающей неров-
ности привело к появлению амортизаторов одностороннего действия. Они
не получили, однако, широкого распространения, так как при ограниченной
величине коэффициента kn не обеспечивают за период поглощения доста-
точного количества энергии.
Когда относительная скорость колебаний на ходе сжатия zc и на ходе
отдачи zo7nH становится значительной, открываются разгрузочные клапаны
30 Литвинов
465
(точки 1 и 2, фиг. 386), вследствие чего увеличиваются проходные сечения для
жидкости, иначе усилие нарастало бы, как показано штриховой линией^
Клапаны должны быть сделаны так, чтобы при дальнейшем увеличении!
скорости сила сопротивления амортизатора возрастала медленно. Таким
образом, разгрузочные клапаны ограничивают нагрузки, передаваемые через
амортизатор на кузов, что необходимо при резких толчках и при движении
автомобиля зимой с непрогретой загустевшей амортизаторной жидкостью.
У современных автомобилей скорости zc и z0 лежат в пределах 30 —!
50 см!сек.. В случае эксплуатации автомобиля в условиях мягкого климата,,
если вязкость жидкости мало меняется с понижением температуры, то раз-
грузочные клапаны не ставят для упрощения конструкции амортизатора."
Характерной величиной являются также максимальные усилия Zcmax
и ZOmax, условно соответствующие некоторой скорости z' (например, при
испытаниях z = 52 см.1сек). При этом силы Zcmax, ZOmax, а также силы 7,с
и Zo не должны вызывать ускорений кузова, нежелательных в отношении
плавности хода.
Характеристика амортизатора (фиг. 386) позволяет сочетать преиму-
щества. прогрессивной и регрессивной характеристик: например, если при
малых скоростях колебаний в случае zomH<Z z0 сделать характеристику
прогрессивной (практически 1 < i < 2), а при скоростях z0 ограни-
чить силу амортизатора включением разгрузочного клапана.
Недостатком существующих амортизаторов является то, что сила сопро-
тивления [формула (280)] не зависит от перемещения.
Между тем желательно, чтобы в случае малых перемещений (до 5—6 мм),
т. е. при движении автомобиля по дороге с неровностями небольшой глу-
бины, которые не могут вызвать раскачивания кузова, а возбуждают лишь
высокочастотные колебания, работал только упругий элемент с малым тре-
нием. При значительных перемещениях, когда амплитуда ZomH fde, жела-
тельно, чтобы избежать пробивания подвески, увеличение сопротивления
амортизатора. При нелинейной упругой характеристике подвески сопро-
тивление амортизатора тоже должно было бы изменяться вместе с жест-
костью подвески, т. е. также в зависимости от перемещения.
Выполнение остальных требований (пп. 2—4) зависит от конструкции
амортизатора.
Конструкции амортизаторов
По конструктивным признакам амортизаторы делятся на рычажные
и телескопические.
Схема рычажного амортизатора была приведена на фиг. 385, а. Усилие,
действующее от кулака на поршни, больше усилия, передающегося от колеса,
в -у раз. Поэтому рычажный амортизатор работает со значительными уси-
лиями на поршнях и максимальными давлениями жидкости, достигающими
при ходе отдачи 250—400 кг/см?. Это является недостатком рычажного
амортизатора и отражается на его весе. С другой стороны объем жидкости,
„ Ь
проходящей через клапаны рычажного амортизатора, в — раз меньше, чем
у телескопического, поэтому легче обеспечить высокую долговечность кла-
панов рычажного амортизатора.
В телескопическом амортизаторе цилиндр и поршень связаны непосред-
ственно с подрессоренной и неподрессоренной частями автомобиля. Поэтому
телескопический амортизатор работает при максимальных давлениях жид-
кости, не превышающих обычно 60—80 кг/см2.
Телескопические амортизаторы легче рычажных (примерно вдвое), проще
в изготовлении и обладают достаточно высокой долговечностью. В подвесках
легковых автомобилей ставятся, как правило, телескопические амортиза-
466
торы. Их все шире применяют в подвесках автобусов и грузовых автомоби-
лей. Конструкцию телескопических амортизаторов можно легко сделать
однотипной. В частности, в СССР разработано семейство трех амортизато-
ров МКЗ, предназначенных для автомобилей весом от 1290 («Москвич-407»)
до 14 200 кг (ЗИЛ-129).
Рассмотрим типовую конструкцию телескопического амортизатора МКЗ
(фиг. 387).
Амортизатор состоит из трех основных узлов: направляющей 2 с уплотне-
ниями, поршня 3 с клапанами, днища 5 рабочего цилиндра с клапанами.
С подрессоренной частью автомобиля связана
проушина 1 со штоком 8 и поршнем 3 на его
Фиг. 387. Телескопиче-
ский амортизатор МКЗ.
конце. К неподрессоренной части крепится про-
ушина 4 с наружной трубой 6, внутри которой
закреплен рабочий цилиндр 7. Пространство
между трубой 6 и рабочим цилиндром 7 назы-
вается компенсационной камерой. Ее наличие
является особенностью телескопического амор-
тизатора. Все пространство внутри рабочего
цилиндра заполнено жидкостью. При ходе сжа-
тия, когда шток входит в рабочий цилиндр,
объем, занимаемый штоком, растет. Поэтому
часть жидкости, равная по объему вводимой
в цилиндр части штока, выпускается в ком-
пенсационную камеру, часть которой заполнена
Фиг. 388. Уплотнение телескопического амор-
тизатора МКЗ. Позиции те же, что и на фиг. 387.
воздухом под давлением (несколько большим атмосферного). При работе
амортизатора объем жидкости вследствие ее нагрева заметно увеличивается,
что компенсируется повышением давления воздуха.
От уплотнения направляющей штока зависит долговечность амортиза-
тора. Оно работает в тяжелых условиях при значительных перемещениях
штока, достигающих 200—270 мм, и возможности попадания пыли и грязи
на шток. Уплотнение представляет собой гребенчатый сальник 10 (фиг. 388)
из бензо-маслостойкой резины, помещенный в обойме 11 и поджатый пру-
жиной 12. При движении штока вверх нижние части гребешков сальника
снимают жидкость с его поверхности и она скапливается в карманах А.
Эти карманы способствуют последовательному снижению давления жид-
кости и воздуха. При ходе вниз шток увлекает жидкость за собой обратно
30* 467
в резервуар. Если сальник перевернуть, то жидкость будет выкачиваться
из амортизатора. В сальнике имеются три гребешка (твердость резины
равна 60—80 по ТМ-2, что типично для современных амортизаторов). Про-
странство над направляющей 2 связано с компенсационной камерой, где
давление воздуха близко к атмосферному, поэтому сальник 10 разгружен
от действия высокого рабочего давления жидкости. Жидкость, проникшая
через направляющую, стекает через отверстия 13 в компенсационную
камеру. Сальник 10 защищен от попадания песка и пыли извне войлочным
сальником 9, а также трубчатым кожухом 14.
Для уменьшения трения и износа поверхность штока шлифуется и поли-
руется до высокой степени чистоты, а в направляющую вставляется втулка
из бронзы или изготовленная методами порошковой металлургии.
Путь жидкости и действие клапанов при работе амортизатора рассмотрим
применительно к основным режимам, которых в соответствии с диаграммой
(фиг. 386) должно быть четыре: плавное (zom < гс) или резкое (zomn > zc)
сжатие с открытием разгрузочного клапана и плавная (zom < z0) или рез-
кая (zom > z0) отдача с открытием соответствующего разгрузочного клапана^
При плавном сжатии шток с поршнем 3 (фиг. 389, а) входит в рабочий
цилиндр. Перепускной клапан сжатия 15, прижатый слабой пружиной;
легко открывается и почти беспрепятственно пропускает жидкость из про-
странства под поршнем в пространство над ним. Однако вся жидкость посту-
пить сюда не может, так как в рабочий цилиндр вводится шток. Поэтому
часть жидкости перетекает через калиброванные отверстия 16 перепускного
клапана в компенсационную камеру, несколько увеличивая давление
находящегося в ней воздуха. Калиброванные отверстия 16 создают для
жидкости сопротивление, пропорциональное квадрату скорости ее истечения.
Так как давление жидкости рс над поршнем 3 и под ним практически одина-
ковое, сила сопротивления сжатию Zac рсРш (где Рш — площадь штока).
При резком сжатии жидкость не успевает перетекать через калиброван-
ные отверстия 16, давление в рабочем цилиндре возрастает и открывается
разгрузочный клапан сжатия 17 (фиг. 389, б). Для жидкости открывается
большое дополнительное проходное сечение, и дальнейшее увеличение
силы сопротивления амортизатора происходит в несколько раз медленнее,
чем при плавном сжатии.
При отдаче шток с поршнем перемещается вверх, клапан 15 закрывается
и давление жидкости над поршнем растет. Если отдача плавная, то жидкость
перетекает в пространство под поршнем через внутренние отверстия
в поршне и калиброванные отверстия у диска 18 (фиг. 389, в). Объем, осво-
бождающийся под поршнем, больше объема вытесняемой сверху жидкости,
так как часть штока выводится из рабочего цилиндра. Недостаток жидкости
в пространстве под поршнем пополняется из компенсационной камеры..
Несколько сжатый воздух способствует перетеканию жидкости в простран-
ство под поршнем через перепускной клапан отдачи, открывающийся при
незначительном перепаде давления (0,1—0,2 кг/см*). Поэтому давление
жидкости в компенсационной камере и в пространстве под поршнем практи-
чески одинаково.
Значительная разница в давлениях над поршнем и под ним приводит
к дополнительной утечке жидкости через зазор между поршнем и цилиндром.
Эта утечка существенно влияет на характеристику амортизатора при его
нагреве (уменьшение вязкости жидкости) и износе трущихся деталей.
Испытания, проведенные на Московском карбюраторном заводе (МКЗ),
показали, что утечка жидкости через зазор поршень-цилиндр может умень-
шать количество энергии, поглощаемой амортизатором в холодном состоя-
нии, до 10%, а при нагревании —до 30%.
Сила сопротивления отдаче, если учитывать давление р0 над поршнем,
становится равной Za9 — р9 (Fn — Fj), (где Fn — площадь поршня).
468
Фиг. 389. Положение деталей амортизатора при основных режимах. Позиции те же, что и на фиг. 387 и 388.
При резкой отдаче давление жидкости преодолевает силу пружины 19
(фиг. 389, г) разгрузочного клапана отдачи. Диски 18 клапана отходят
от седла, и образующаяся щель значительно увеличивает проходное сечение
для жидкости.
У амортизатора Телафло (фиг. 390) компенсационная камера 1 имеет
осевое расположение, что несколько увеличивает длину амортизатора,
но улучшает его охлаждение. Особенностью этого амортизатора является
изоляция жидкости от соприкосновения с воздухом при помощи резиновой
оболочки 7. Это позволяет амортизатору работать, в частности, с любым
наклоном и даже в перевернутом виде.
При ходе сжатия жидкость из полости под
Фиг. 390. Гидравлический
амортизатор Телафло с
осевым расположением
компенсационной камеры.
в пространство над ним
через перепускной кла-
пан 4, а кроме того, в ком-
пенсационную камеру 1
через конические каналы
и кольцевую калиброван-
ную щель у диска 2.
Фиг. 391. Гидравлический амортизатор
Карбон релаксационной подвески:
а — схема амортизатора; б — схема релакса-
ционной подвески; А—дополнительный упру-
гий элемент, связывающий амортизатор с ку-
зовом (соответствует упругой подушке /).
При ходе отдачи жидкость из верхней части рабочего цилиндра пере-
текает в нижнюю через оба круглых отверстия в перепускном клапане 4
и кольцевую щель у диска 3 разгрузочного клапана отдачи. При резкой
отдаче давлением жидкости диск 3 отжимается и открывается широкий коль-
цевой проход для жидкости. При ходе отдачи появляется разность давле-
ний в пространстве под поршнем и в компенсационной камере. Под дей-
ствием этой разности давлений приподнимается перепускной клапан отдачи 6
й открывается кольцевой проход для жидкости из компенсационной камеры.
У французского амортизатора Карбон (в ФРГ — Бильштейн, в США —
Колумбус) в отличие от остальных амортизаторов поршень 3 (фиг. 391, а)
со штоком связан с неподрессоренной частью, а цилиндр — с подрессорен-
ной. Основной особенностью является наличие упругой подушки 1. В верх-
ней части рабочего цилиндра находится плавающий поршень 2, отделяющий
жидкость от газа (воздуха), сжатого до 20—25 кг/см?. Таким образом, в под-
470
веске появляется дополнительный упругий элемент, связывающий аморти-
затор с кузовом, и она приближается к релаксационной (фиг. 391, б), что
дает следующие преимущества: 1) не нужен вообще (изредка включается)
разгрузочный клапан сжатия, так как резкие толчки смягчаются пневма-
тической подушкой; 2) не нужна компенсационная камера и связанные
с ней клапаны. Например, при ходе сжатия необходимая компенсация
уменьшения объема происходит вследствие сжатия воздуха и подъема пла-
вающего поршня 2 (фиг. 391, а). Дисковые клапаны сжатия и отдачи раз-
мещены в поршне 3.
Однако объемы жидкости, проходящей через одни и те же калиброван-
ные отверстия, при! ходах сжатия и отдачи одинаковы, что ограничивает
возможности изменения характеристики амортизатора.
Амортизаторы, изображенные на фиг. 390 и 391, называют иногда одно-
трубными в отличие от двухтрубного амортизатора (см. фиг. 387) с концентри-
ческим расположснйем компенсационной камеры.
Амортизаторная жидкость должна удовлетворять ряду требований,
в частности, мало менять свою вязкость с изменением температуры, быть
стойкой к образованию эмульсии, обладать удовлетворительными смазоч-
ными качествами и не давать осадков (шлама) при длительной эксплуата-
ции. В качестве амортизаторной жидкости имеют распространение вере-
тенное масло и смесь из 40% трансформаторного масла и 60% турбинного.
Амортизаторы располагают в подвеске по-разному: рычажные крепятся
к лонжерону рамы (фиг. 329, а), к оси рычага (фиг. 345) или к поперечине
между опорами рычага (фиг. 340, «). Последнее расположение компактно,
но затрудняет смену амортизатора и ведет к дополнительной нагрузке на его
детали от части сил, передающихся через направляющее устройство.
Телескопические амортизаторы иногда размещают внутри пружины
(фиг. 340, б). Наклонное положение амортизаторов (фиг. 329, г) обусловлено
обычно компоновочными соображениями. Кроме того, амортизаторы при
этом частично воспринимают горизонтальные силы. Для того чтобы аморти-
затор с заданной характеристикой обеспечивал бы наиболее эффективное
затухание колебаний, амортизаторы устанавливают возможно ближе
к колесам (см. фиг. 326, б).
Рассмотрим пути выполнения требований, предъявляемых к амортиза-
тору.
Стабильность действия амортизатора может нарушаться вследствие
эмульсирования жидкости, нагрева амортизатора, ухудшения качества
жидкости с течением времени и износа деталей.
Испытания показывают, что высокочастотные колебания колес спо-
собствуют эмульсированию (вспениванию) жидкости, которое ведет
к уменьшению затухания колебаний, так как через калиброванные отверстия
идет эмульсия вместо жидкости, и к ухудшению плавности хода. Соприкос-
новение воздуха и жидкости в компенсационной камере и быстрое возвратно-
поступательное движение цилиндра и поршня способствуют вспениванию
жидкости. Особенно сильно эмульсирование жидкости проявляется у рычаж-
ных амортизаторов, у которых истечение жидкости происходит при более
высоких скоростях.
Для устранения эмульсирования жидкости применяют следующие меры.
Так как рабочий цилиндр и компенсационная камера, связанные с колесом,
встряхиваются от толчка с ускорениями до 100 м/сек,- и более, то в компенса-
ционной камере делают различные перегородки, чтобы жидкость не плеска-
лась. Жидкость, поступающая из сальника, стекает по трубке или через
щели ниже уровня жидкости (амортизатор Гирлинг). Цилиндр связывают
с кузовом, испытывающим малые ускорения, а в цилиндре отделяют воздух
от жидкости плавающим поршнем (амортизатор Карбон). Наиболее эффек-
тивным является отделение воздуха от жидкости герметичной оболочкой
(фиг. 390). Это возможно и при концентричном расположении компенса-
-171
ционной камеры. Тогда в ней отсутствует воздух, а имеются' герметизиро-
ванные оболочки, заполненные газом. Наилучшим оказался фреон, остаю-'
щийся в газовой фазе при всех эксплуатационных температурах, но значи-
тельно более вязкий, чем воздух или азот. Газ в оболочке находится, под
малым давлением, что компенсирует небольшие утечки амортизаторной
жидкости. Наконец, уменьшение эмульсирования может быть достигнуто
надлежащим выбором состава жидкости. Ведутся опыты по применению
густых патокообразных жидкостей, а также силиконовых жидкостей, не под-
верженных эмульсированию.
При нагреве амортизатора может уменьшиться его сопротивление вслед-
ствие снижения вязкости и появления утечек жидкости через зазоры. Темпе-
ратура жидкости в случае нагрева амортизатора не превышает обычно
100° С. При этом, как показывают испытания, в лучших конструкциях
количество энергии, поглощаемой за цикл при нагреве амортизатора с 20
до 100° С, уменьшается на 10—15%, а вообще даже на 30—35% и более.
Стабильность действия амортизатора при работе в тяжелых условиях
достигается прежде всего уменьшением его нагрева путем надлежащего
выбора размеров амортизатора и количества жидкости; достаточным охлаж-
дением (обдувом встречным воздухом — телескопические амортизаторы —
или с помощью теплоотдачи в раму — рычажные амортизаторы) и осевым
размещением компенсационной камеры. Данные испытаний позволяют счи-
тать, что двойные стенки компенсационной камеры и столб жидкости в ней
повышают температуру внутри рабочего цилиндра примерно на 15°. Выбо-
ром надлежащего состава рабочей жидкости, а также уменьшением зазоров
между сопряженными деталями стремятся компенсировать уменьшение
вязкости жидкости при нагреве. Так как уменьшение зазоров технологи-
ческим путем повышает стоимость амортизатора, то в некоторых конструк-
циях (амортизаторы Гирлйнг и Армстронг) применяют поршневые кольца
или изготовляют поршень (амортизатор Аленкан) из цинкового сплава.
В последнем случае поршень при нагреве расширяется сильнее, чем цилиндр,
и зазор между ними уменьшается на 0,10—0,04 мм.
Долговечность амортизаторов достигает в среднем 30—35 тыс. км про-
бега. Амортизатор может быть выполнен неразборным, не требующим ухода
в эксплуатации. Повышение долговечности обеспечивается: уменьшением
трения и повышением стойкости трущихся поверхностей — шлифованием
и полировкой штока (Крайслер, Армстронг, Телафло), применением поршне-
вых колец, защитой штока — хромированием или установкой защитного
кожуха (позиция 4 на фиг. 391, а), надлежащей конструкцией уплотнения
(см. фиг. 388), ограничением напряжений в пружинах амортизатора, раз-
грузкой амортизатора от дополнительных усилий: поперечных у телескопи-
ческого амортизатора — разгрузка с помощью упругих резиновых поду-,
шек 5 (фиг. 390) и втулок 8, — различных сил и моментов, передающихся:
через направляющее устройство и частично нагружающих детали рычаж-
ного амортизатора при расположении его так, как показано на фиг. 340, а*.
Расчет амортизатора включает построение характеристики амортиза-
тора, определение его конструктивных размеров, параметров калиброван-,
ных отверстий и клапанов.
Характеристика собственного амортизатора отличается от его характе-
ристики, приведенной к колее (характеристики гасящего устройства под-
вески). Это отличие обусловлено типом направляющего устройства подвески
и местом установки амортизатора (соотношением плеч, а для телескопи-
ческого амортизатора и его наклоном).
Основным конструктивным размером является внутренний диаметр
рабочего цилиндра — диаметр поршня dn. Он должен быть таким, чтобы
наибольшее давление жидкости, соответствующее максимальному усилию,
передающемуся через амортизатор, не выходило бы за рекомендуемые пре-
делы, а нагрев амортизатора был бы в пределах допустимого [21 ].
472
Например, для телескопического амортизатора площади поршня Fn
и штока Ful на основании приведенных выше выражений будут равны:
F — F
1 п л IU
max . р __ Zc max
Ро max ’ ш Pc max
(281)
Принимают диаметр штока dM = (0,44-0,5) dn, а затем уточняют при
проектировании. .Диаметр dM определяет максимальное давление во время
хода сжатия, размер компенсационной камеры, а также влияет на наруж-
ный диаметр и вес амортизатора.
Практически на легковых автомобилях малого и среднего литража ста-
вятся телескопические амортизаторы с диаметром рабочего цилиндра 25,4 мм
(преимущественно зарубежные’автомобили) и 30 мм (отечественные авто-
мобили). ,
Объем компенсационной камеры зависит от диаметра штока и должен
превышать его объем в 2—4 раза. Чем меньше ход поршня, тем больше
должно быть это соотношение. Исходя из этого, при концентричном распо-
ложении компенсационной камеры и длине ее, равной длине рабочего
цилиндра, имеем для диаметра наружной трубы [541:
dH /(2-4)4-!-^ ,
где dti — диаметр рабочего цилиндра, превышающий диаметр поршня
на удвоенную толщину стенок трубы, равную 1,5—2,5 мм.
Конструктивная длина амортизатора зависит от длины его основных
узлов. В существующих конструкциях 1а — (34-5) dlIi. К конструктивной
длине добавляется полная величина хода поршня 1п. Она зависит от динами-
ческих ходов подвески, места установки амортизатора (передаточного числа
рычагов) и углов его наклона.
Секундный расход жидкости, вытесняемой поршнем амортизатора,
Qn — FnzomH. Секундный расход этой жидкости через калиброванное отвер-
стие
смя/сек.
где ц0 — коэффициент расхода; р0 — 0,64-0,75;
[кл — площадь калиброванного отверстия в см2;
р — давление жидкости в кг!см2;
у — плотность жидкости в г/см2.
Так как Qn = QKl, имеем
F z -ixf 1/2‘1Q3gp
1 л^оп&— го/ кл У у
откуда
F2 у
р _____±1--- Z1
Р 2-10^1,
Сила сопротивления амортизатора
2 — F р —_____Y_____ %2
2.10Я№2^
(282)
(283)
(284)
Полученное уравнение является характеристикой амортизатора, приве-
денной к колее колеса. Ее вид зависит от характера изменения коэффи-
циента расхода и площади калиброванного сечения. Если — const
и u0 — const, то характеристика будет иметь вид параболы:
Za = Azom. (285)
473
Чтобы сделать характеристику прямолинейной, можно менять; напри^
мер, сечение калиброванного отверстия. Учитывая левую часть выраже-
ния (284), можно написать:
kzom = F пр, О
где k — коэффициент сопротивления.
Деля почленно равенство (282) на выражение (286), получим
Рп _ РоМ 1/2-103£р
k Fn \ у ’
откуда
1кл k{jL0 V 2-103g р •
Фиг. 392. Влияние площади калиброванного отверстия на характе-
ристику амортизатора.
По такому закону должно меняться калиброванное отверстие в зави-
симости от давления жидкости, чтобы обеспечить линейную характеристику
амортизатора.
Приведенные выше формулы справедливы для рычажного амортизатора.
При ходе отдачи в телескопическом амортизаторе Qn = (Fn — Рш) zomH,\
и поэтому вместо Fn в формулы следует подставлять Fn — Рш, а при ходе'
сжатия Fm. .
Рассмотрим простейший случай — параболическую характеристику амор-
тизатора. Площадь должна быть выбрана так, чтобы прямая (задан-
ная характеристика) и парабола (расчетная характеристика) отличались
одна от другой возможно меньше.
На фиг. 392 в качестве примера приведены различные расчетные характе-
ристики 1—4 и заданная 5. Степень совпадения характеристик зависит
от положения точек пересечения аъ. . а4. Разгрузочный клапан должен
включаться в интервале скоростей 30—40 см/сек. У характеристик 3 и 4
точки пересечения а3 и а4 лежат на границах указанного интервала; однако
эти характеристики сильно отличаются от характеристики 5 при zom <
< 30 см/сек,. Чем меньше площадь fKA, тем ближе к оси ординат распола-
гается характеристика амортизатора. Характеристику 1 следует также
474
признать неудовлетворительной, так как в этом случае разгрузочный кла-
пан, который должен открываться при силе, меньшей Za тах, будет всту-
пать в работу рано и, следовательно, слишком часто. Приемлемой является
характеристика 2. Если разгрузочный клапан будет включаться при zom —
— 30 см/сек, (точка Ь), то это обеспечит допустимую разницу между характе-
ристиками 2 и 5. Из этого примера следует, что при правильном выборе
исходных величин k и Zmax точка пересечения а2 должна лежать левее ско-
рости, при которой открывается разгрузочный клапан1.
Точке а пересечения характеристик соответствует следующее условие:
kzotn = Az2om.
Отсюда найдем величину fKJ, удовлетворяющую этому условию.
Подставив значение А, получим
2-103gp5«
(287)
Пример. Рассчитать амортизатор и построить его характеристику, если известны: k -~
2,8 кг-сек/см, М — 0,41 кг’секЧсм (на одно колесо); р,0 = 0,6; у — 9- 10ч г! см?.
Зададимся максимальными усилиями, передающимися через амортизатор по аналогии
с существующими конструкциями, или примем, что ускорение кузова, которое может быть
вызвано наибольшей силой амортизатора, не нарушает плавности хода автомобиля. У авто-
мобилей, например, рассчитанных на эксплуатацию по шоссе среднего качества, zc = 100-е-
150 см/сек? и Zq = 250^-300 см/сек2. Исходя из худших дорожных условий, примем гс —
-- 175 см/сек* при сжатии и z0 < 400 см/сек2 при отдаче. Тогда
Zc max — Mzc < 72 кг; Zo max < 164 кг.
1 Условие эквивалентности коэффициентов сопротивления линейной и квадратичной
характеристик было предложено А. Д. Дербаремдикером. См. «Автомобильная промыш-
ленность», 1958, № 8 и 1960, № 2.
475
На основании статистических данных зададимся dn = 3,0 см; <1Ш = 1,2 см. .-Проверим
эти значения по формулам (281):
Prmax = < 64 кг/см2; pQ max = Z° та^- < 27,6 кг/см2.
Сщ Г П С UI
Заменим заданную симметричную характеристику несимметричной.
Пользуясь опытными рекомендациями, приводившимися выше, будем считать:
k0 = 3kc; k0 -J- kc = 2k.
Следовательно, kc — 1,4 кг-сек/см, /г0 = 4,2 кг-сек!см. Проведем расчет для хода сжа-
тия. Задаваясь точкой пересечения заданной и искомой характеристик zom = 20 см/сек*
находим для клапана круглого сечения:
/•кл = 0,0025 см2; dKA == 0,56 мм; А = 7-10~«.
Уравнение характеристики амортизатора при ходе сжатия
%ОС — ‘ 16 4(Zfl;n г) •
Проводя аналогичный расчет для хода отдачи и принимая, что характеристики пере-
секаются при скорости 26 см/сек, получим
}кл — 0,00129 см2; — 0,40 мм; Za(i — 16-Ю-4 (zom 0)2.
На фиг. 393 изображена симметричная (заданная) 1 и несимметричная 2 характе-
ристики. Нарастание усилия (характеристика 3) ограничено разгрузочными клапанами.
Во время хода сжатия клапан включается при zc — 30 см!сек и должен ограничить рост
усилия так, чтобы при 50 см/сек Zcmax<72 кг. При ходе отдачи разгрузочный клапан
включается при г0 — 30 см/сек с тем, чтобы ограничить усилие до Zomax< 164 кг.
Окончательная проверка характеристики производится при испытаниях амортизатора
и автомобиля, на котором он установлен.
ГЛАВА 16
КОЛЕСА
§ 1. КЛАССИФИКАЦИЯ КОЛЕС И ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Автомобильные колеса выполняют ряд функций, а именно:
1) функцию движителя, обеспечивающего возникновение внешних сил,
вызывающих движение автомобиля;
2) являются поддерживающим элементом, через который передаются
вертикальные нагрузки от автомобиля на дорогу;
3) служат в качестве направляющего элемента, вызывающего возникно-
вение внешних сил, которые изменяют прямолинейное направление движе-
ния автомобиля па криволинейное;
4) функцию одного из упругих элементов подвески.
В соответствии с основным назначением, выполняемым колесом, разли-
чают:
1) ведущее колесо, являющееся поддерживающим элементом и движи-
телем;
2) направляющее (управляемое) колесо, служащее поддерживающим
и направляющим элементами;
3) поддерживающее колесо, выполняющее только функцию поддержи-
вающего элемента;
4) комбинированное колесо, являющееся движителем, а также поддер-
живающим и направляющим элементами.
Требования, предъявляемые к конструкции колеса, целесообразнее
всего рассмотреть в соответствии с выполняемыми им различными функциями.
Колесо как движитель и поддерживающий элемент
Одно из основных требований, предъявляемых к колесу как и поддер-
живающему элементу и движителю, — минимальная затрата энергии
на перекатывание.
Потери на перекатывание как для ведущего, так и для ведомого колеса
могут быть охарактеризованы моментом сопротивления качению Mf -~
= Rfrd (где R — нормальная реакция, f — коэффициент сопротивления
качению и rd — динамический радиус колеса).
Однако момент сопротивления качению лишь частично характеризует
потери мощности, подводимой к ведущему колесу. Другая часть потери
мощности обусловлена уменьшением скорости движения центра колеса
при неизменной угловой скорости, вызываемым касательными реакциями,
действующими в месте контакта колеса с дорогой.
Скорость движения центра колеса
у - гкак. (288)
Коэффициент гк, называемый радиусом качения колеса, является неко-
торым кинематическим параметром, связанным со многими факторами,
Л 77
действующими на колесо (с нормальной и касательной реакциями дороги,
скоростью движения, упругими свойствами шины и др.). Изменение радиуса
качения под действием сил, приложенных к колесу, происходит частично
вследствие деформации, частично вследствие проскальзывания элементов
шины, находящихся в контакте колеса с дорогой.
Зависимость между радиусом качения гк и касательной реакцией Т
может быть выражена уравнением
гк - /'о - КХТ, (289)
где г0 — радиус качения при Т - 0 (радиус свободного качения колеса);
Кх — коэффициент, зависящий от размеров и формы контактной пло-
щадки, упругих свойств шины (связанных как с конструкцией шины, так
и давлением воздуха в ней) и сил, действующих на колесо. Увеличение
Фиг. 394. Зависимость радиуса качения гк от касательной реакции Т.
нормальной нагрузки вызывает вначале уменьшение коэффициента Дд.,
а затем, после достижения некоторого минимального значения, увеличе-
ние его.
Если Т < £/?<р, то коэффициент Кх практически не зависит от каса-
тельной реакции.
При с увеличением касательной реакции коэффициент Кх
уменьшается.
Если через обозначить значение коэффициента Дх при Т < £/?<р,
то при Т >
К — /?2ф“ /90ГП
Коэффициент | зависит от формы контактной площадки. Для эллипти-
ческой контактной площадки
В = 0,425
1—0,53 (--Г
\ rd ) .
vjig. b — половина длины контактной площадки.
Зависимость радиуса качения гк от касательной реакции Т при раз-
личных нагрузках GK на колесо, полученная опытным путем для шины
9.00—20", показана на фиг. 394.
478
Потеря мощности, подводимой к колесу при учете изменения радиуса
качения колеса, может быть найдена из следующих соображений. Мощность,
подводимая от трансмиссии к колесу,
NK = МА. (291)
Мощность, используемая для движения автомобиля,
N'K - Pv, (292)
откуда потери мощности
(293)
Изменение радиуса качения заметно
при больших значениях касательной
момента Mf. В большин-
стве случаев потери мощ-
ности в основном зависят
от момента сопротивления
качению. Величина этого
момента определяется
сдвигом с равнодействую-
щей Р нормальных реак-
ций, приложенных в месте
контакта колеса с дорогой.
Сдвиг равнодействую-
щей Р относительно оси
вращения колеса обуслов-
влияет на потери мощности только
реакции Т и малых значениях
Фиг. 395. График, характеризующий смещение равнодей-
ствующей нормальных реакций дороги.
ливается двумя причинами:
1. Несимметричностью
относительно оси вращения
колеса элементарных нормальных реакций, действующих в каждой точке
контактной площадки. Элементарные нормальные реакции в передней (не-
сбегающей) части контактной площадки больше, чем в задней (сбегающей).
Указанная несимметричность обусловливается гистерезисными поте-
рями, в результате которых при одинаковой величине деформации элемен-
тарные деформирующие силы в зоне увеличения деформации больше, чем
в зоне ее уменьшения.
2. Несимметричностью контактной площадки относительно оси враще-
ния колеса, вызванной касательными смещениями элементов шины, нахо-
дящихся в контакте с дорогой, в результате действия на них касательных
реакций. Вследствие этих смещений поперечная ось симметрии контактной
площадки смещается относительно оси вращения колеса вперед у ведущего
колеса и назад — у ведомого и тормозного колес.
Акад. Е. А. Чудаков опытным путем нашел влияние указанных каса-
тельных смещений на величину плеча с равнодействующей Р (фиг. 395).
В связи с изменением плеча с при увеличении абсолютного значения
касательной реакции у ведущего колеса коэффициент сопротивления увели-
чивается, а у тормозного уменьшается.
Коэффициент сопротивления качению зависит от скорости качения
колеса. Однако увеличение этого коэффициента невелико при повышении
скорости движения колеса до 130—150 км/ч. При скорости автомобиля
130—150 км/ч на выходе из контакта возникают интенсивные колебания
беговой дорожки шины, которые усиливаются с повышением скорости дви-
жения. Эти колебания вызывают резкое увеличение сопротивления каче-
нию (фиг. 396).
Коэффициент сопротивления качению в значительной степени зависит
от давления воздуха в шине (фиг. 397).
479
С уменьшением давления воздуха в шине увеличивается также влияние
на коэффициент сопротивления качению скорости движения автомобиля.
Для определения сопротивления качению колеса по сильно деформи-
руемой дороге имеется ряд эмпирических формул.
О
Фиг. 396. Зависимость коэффициента сопротив-
ления качению f от скорости автомобиля
0,024
0,022
0,020
0,018
0,016
397. Зависимость коэффициента со-
Фиг.
противления качению f от давления воз-
духа pw в шинах при движении автомо-
биля по дороге с твердым покрытием.
0,5 1,0 1,5 2,0 pwk?/cm?
Ниже приводится одна из таких формул, полученная А. Е. Омельяно-
вым:
(294)
где С и Сг — постоянные коэффициенты, зависящие в основном от кон-
струкции и материала шины и определяемые опытным путем;
в среднем С — 0,065 и Сг — 0,425;
pw — внутреннее давление воздуха в шине в кг1смг“,
D — диаметр шины в см',
q0 — коэффициент объемной деформации грунта в кг/см3.

Фиг. 398. Зависимость коэффициента со-
противления качению f от давления воз-
духа pw в шинах при движении автомо-
биля по сильно деформируемой дороге:
1 — влажный песок; 2 — переувлажненный
суглинок.
Величина qQ зависит от вида и со-
стояния грунта.
Из формулы (294) видно, что на
величину сопротивления качению при
движении автомобиля по сильно де-
формируемой дороге влияют размеры
шины, нормальная нагрузка на колесо,
давление воздуха в шине и механиче-
ские свойства грунта.
С увеличением диаметра колеса
сопротивление качению уменьшается.,
а с повышением нормальной нагрузки
возрастает.
Уменьшение давления воздуха в
шине увеличивает потери на деформа-
цию шины, но уменьшает потери на
деформацию грунта. Поэтому в зави-
механических свойств грунта изменение
симости от конструкции ШИНЫ И
давления воздуха в шинах по-разному изменяет сопротивление движению.
С уменьшением давления до некоторой оптимальной величины сопро-
тивление качению колеса понижается. При дальнейшем уменьшении давле-
ния сопротивление качению возрастает (фиг. 398).
480
Вторым важным требованием, предъявляемым к колесу как движителю,
является обеспечение максимально возможной силы тяги по сцеплению.
Максимально возможная величина силы тяги Р при движении автомо-
биля как по недеформируемой, так и по деформируемой дороге определяется
формулой
Р /?<р,
где <р — коэффициент сцепления.
Физическая сущность коэффициента различна для недеформируемых
и деформируемых дорог.
На недеформируемых дорогах коэффициент сцепления представляет
собой коэффициент трения между поверхностями шины и дороги. На сильно
деформируемых дорогах величина коэффи-
циента сцепления зависит как от трения
между колесом и дорогой, так и от сопротив-
ления срезу участков грунтовой поверхности,
расположенных между грунтозацепами бего-
вой дорожки, вдавленными в поверхность
дороги.
Величина коэффициента сцепления в об-
щем случае зависит от типа и состояния
дороги, от рисунка беговой дорожки, от дав-
ления воздуха в шинах, от величины нор-
мальной реакции и от скорости скольжения
контактной площадки.
Изменение давления воздуха в шинах
почти не влияет на коэффициент сцепления
при качении колеса по сухой недеформируе-
мой дороге. При движении по влажным не-
деформируемым дорогам, дорогам, покрытым
I — влажный песок; 2 — переувлаж-
ненный суглинок.
тонким слоем песка, или по размокшим
грунтовым дорогам с твердым подслоем уменьшение давления воздуха
в шинах приводит к уменьшению коэффициента сцепления. В большинстве
случаев на сильно деформируемых дорогах уменьшение давления воздуха
в шинах приводит к значительному увеличению коэффициента сцепления
(фиг. 399).
На сильно переувлажненных грунтовых дорогах коэффициент сцепления
мало зависит от давления воздуха в шине.
При буксовании ведущего или скольжении тормозного колеса коэффи-
циент сцепления значительно снижается с увеличением скорости смещения
контактной площадки относительно поверхности дороги. На недеформи-
руемых сухих дорогах это происходит в результате перекатывания про-
дуктов износа шины и опорной поверхности. На влажных дорогах при пере-
мещении контактной площадки шины относительно дороги создается жид-
костный клин, уменьшающий коэффициент трения. На деформируемых
дорогах происходит разрушение верхнего дорожного слоя.
Колесо как направляющий элемент
Основным требованием, предъявляемым к колесу как. направляющему
элементу, является наилучшее обеспечение направления движения авто-
мобиля, задаваемого водителем поворотом управляемых колес.
В результате поворота управляемых колес автомобиля создаются силы,
изменяющие прямолинейное движение автомобиля на криволинейное. Одно-
временно с этим силы инерции препятствуют изменению прямолинейного
движения. Эти силы, когда они больше сил сцепления колес с дорогой,
вызывают боковое скольжение колес, а когда они меньше сил сцепления —
явление увода.
31 Литвинов 481
Сущность явления увода колеса, снабженного упругой шиной,, заклю-
чается в том, что при приложении любой по величине силы Рб, действующей
вдоль оси вращения колеса (боковой силы), траектории всех точек колеса
отклоняются от направления, перпендикулярного к оси вращения, на неко-
торый угол 6, называемый углом увода. Угол б тем больше, чем больше
боковая сила, и может быть подсчитан по уравнению
Рб = (295)
где Ку — коэффициент сопротивления уводу в кг/рад или кг/град.
На фиг. 400 показана характерная зависимость между углами увода,
и боковыми силами.
Явление увода, так же как и явление изменения радиуса качения колеса?
Фиг. 400. Зависимость между боковыми силами Р& и
углами увода д (шина 9,75—18").
со скольжением элементов
шины, находящихся в кон-
такте колеса с дорогой.
В результате действия
боковой силы на колесо
в каждой точке контакт?
ной площадки возникают
элементарные реакции, па-
раллельные оси его враще-
ния. Если колесо катится?
то указанные элементар^
ные реакции получаются
неодинаковыми в различ-
ных точках контактной
площадки.
Процессы, происходя-
щие в этом случае, могут
быть приближенно пред-
ставлены следующим об-
разом.
На элементы беговой
дорожки, расположенные
на границе входа в сопри-
косновение с дорогой, не
действуют никакие внешние силы. Поэтому на переднем крае контактной
площадки элементарные касательные реакции равны нулю. После входа
в соприкосновение с дорогой элементы беговой дорожки шины остаются
неподвижными до тех пор, пока между ними и дорогой не возникают силы,
преодолевающие сцепление с дорогой. Между тем обод колеса в результате
боковой деформации шины смещается относительно дороги и стремится сме-
щать в том же направлении все элементы шины (в том числе элементы,
соприкасающиеся с дорогой). В результате этого между дорогой и элемен-
тами контактной площадки возникают силы, величина которых тем4 больше,
чем дальше расположен элемент контактной площадки от ее переднего края.
Если боковая сила постоянна по величине, то элементарные боковые
реакции пропорциональны расстоянию от переднего края контактной пло-
щадки, т. е. эпюрой элементарных боковых реакций в каждом сечении шины
является треугольник с вершиной на переднем крае контактной площадки.
Увеличение элементарных, боковых реакций по мере удаления от перед-
него края контактной площадки возможно лишь до тех пор, пока величина
этих реакций не достигнет сил сцепления с дорогой. В области, где элемен-
тарные боковые реакции достигают сил сцепления с дорогой, величина этих
реакций в каждой точке контактной площадки пропорциональна элементар-
ным нормальным реакциям, и эпюра распределения боковых реакций
подобна эпюре распределения удельных давлений колеса на дорогу.
482
В крайних зойах контактной площадки элементарные нормальные реак-
ции постепенно уменьшаются до нуля, поэтому при наличии боковой
силы Рб в задней части контактной площадки всегда возникает скольжение.
Однако до тех пор, пока величина боковой силы не превзойдет некоторой
предельной величины Р6пред, зона скольжения мала и мало увеличивается
с увеличением силы Рб.
Указанная предельная боковая сила
пред ~
(296)
где — коэффициент, зависящий от формы контактной площадки. Если
контактная площадка имеет форму эллипса, то = 0.425; для контактной
площадки прямоугольной формы = 0,5.
Если боковая сила меньше предельной, то коэффициент K!t К!)0 прак-
тически не зависит от угла увода.
Величина зависит от многих параметров.
При увеличении размеров шины коэффициент сопротивления уводу
в общем случае возрастает (фиг. 401, а). Сопротивление уводу увеличивается
также с уменьшением отношения высоты Н профиля шины к ширине В про-
филя (фиг. 401, б) и с уменьшением угла наклона нитей корда, причем
в последнем случае увеличение тем заметнее, чем больше нормальная нагрузка
на колесо и чем меньше давление воздуха в шине.
С увеличением нормальной нагрузки на колесо коэффициент сопро-
тивления уводу вначале возрастает, достигает максимального значения
и затем уменьшается до некоторой постоянной величины (фиг. 402).
При увеличении давления воздуха в шине сопротивление уводу также
увеличивается, достигая максимума при некотором давлении, обычно боль-
шем номинального для данной шины (фиг. 403). Давление, соответствующее
максимальному сопротивлению уводу, тем больше, чем больше нормальная
нагрузка на колесо.
При износе протектора шины коэффициент сопротивления уводу
несколько увеличивается. Так, по данным Гаусса и Вольфа после пробега
около 12 000 км коэффициент сопротивления уводу шины 5,60—15 увели-
чился на 10%.
Коэффициент сопротивления уводу мало зависит от скорости движения.
31* 483
Если боковая сила Р6 > Рбпред, то с ее увеличением коэффициент
сопротивления уводу уменьшается. В этом случае коэффициент сопротив-
ления уводу
К — Рб№4~ Рб) к
,у Г(1-П(Я<р)а
(297)
Если боковая сила действует на ведущее или тормозное колесо, то коэф-
фициент сопротивления уводу начинает изменяться заметным образом при
Фиг. 402. Зависимость коэффициента сопротивления
уводу Ки от нормальной нагрузки GK (шина
6,00—16").
выполнении неравенства
/Т* + Р? > (293)
При этом коэффициент со-*
противления уводу
Ку — ® AyQ,
а — цзгина области сколь-
жения контактной пло-
щадки;
2Ь — длина контактной пло-
щадки;
Рф
GK,,otg6)2
(299)
=3 1 — ?
• 2b s
В случае выполнения неравенства (298) изменяется также и коэффи-
циент Кх, который определяет изменение радиусов качения колеса и может
быть подсчитан по формуле
Кх = . (300)
§ 2. КОНСТРУКЦИИ колес
Автомобильное колесо
состоит из шины, обода,
ступицы и деталей, соеди-
няющих ступицу с ободом.
Шины
гтт Фиг. 403. Зависимость сопротивления уводу от давления
Шины классифициру- воздуха.
ются по ряду признаков.
По способу герметизации внутренней полости шины различают камерные
и бескамерные конструкции.
По форме профиля шины могут быть:
а) тороидные (обочные шины), у которых форма профиля близка к окруж-
ности (отношение высоты профиля к ширине — 0,95-И,15);
б) широкопрофильные шины, имеющие профиль овальной формы =
- 0,5-0,7);
484
в) арочные (грунтовые, или липсоидные, шины), имеющие профиль;
выполненный в виде арки = 0,3-ь0,4^;
г) пневмокатки (роллигоны), у которых профиль имеет П-образную форму
=0,2ч-0,з).
\ о /
По способности работать с переменным давлением воздуха различают
шины с нерегулируемым давлением воздуха и шины с регулируемым давле-
нием воздуха.
Тороидные камерные шины. Эти шины состоят из камеры, покрышки
и ободной ленты. Камера представляет собой тонкостенную резиновую обо-
лочку в виде замкнутой трубки и служит для удержания сжатого воздуха
внутри шины. Для накачивания воздуха в шину имеется специальный кла-
пан — вентиль, автоматически закрывающий выход воздуха из камеры.
Покрышка воспринимает усилия сжатого воздуха, предохраняет камеру
от повреждений и обеспечивает сцепление между колесом и дорогой.
Каркас покрышки делается из нескольких слоев специальной прорези-
ненной ткани — корда. Прочность покрышки в основном определяется
прочностью корда.
В зависимости от типа и назначения шины корд может изготовляться
из различных материалов. Наиболее дешевым является корд из хлопчато-
бумажных нитей. Однако такой корд обладает наименьшей прочностью,
которая к тому же значительно уменьшается при нагревании (при нагре-
вании до 120° С прочность хлопчатобумажного корда уменьшается па 30—
35%) [30] и плохо выдерживает знакопеременные нагрузки, возникающие
при работе шины.
В связи с недостаточной прочностью материала корда увеличивают
число его слоев, что приводит к повышению веса шины (вес корда составляет
около 30—35% общего веса покрышки) и сопротивления качению.
Вискозный корд имеет более высокие физико-механические свойства.
Примерно одинаковая прочность хлопчатобумажного и вискозного корда
обеспечивается при меньшем на 25% калибре (толщине) нитей последнего.
Вискозные нити более однородны и меньше теряют прочность с повышением
температуры (при нагревании до 120° С прочность вискозного корда умень-
шается на 10—12%). Применение вискозного корда обеспечивает уменьшение
гистерезисных потерь в каркасе (на потери в каркасе приходится около 70%
энергии, расходуемой при качении колеса).
В результате лучшей сопротивляемости вискозного корда многократным
деформациям применение его значительно (на 60—70%) повышает долго-
вечность шин по сравнению с шинами, изготовленными из хлопчатобумаж-
ного корда.
К недостаткам вискозного корда относятся: большая гигроскопичность
и значительное снижение прочности при повышенной влажности, большие,
чем у хлопчатобумажного корда, остаточные удлинения, худшая сцепляе-
мость с резиной.
Стоимость вискозного корда выше, чем хлопчатобумажного.
Наиболее прочным из неметаллических материалов является корд из поли-
амидных волокон (капрон, перлон и нейлон).
При значительно меньшем, чем у хлопчатобумажных нитей, калибре
(примерно на 40) прочность капронового корда получается приблизительно
в 2 раза большей. Еще большей прочностью обладают нити перлона и ней-
лона. Корд из полиамидных смол обладает также повышенной теплостой-
костью, небольшой потерей прочности при нагревании, значительно меньшей
гигроскопичностью (влагопоглощаемость приблизительно вЗ раза меньше, чем
у хлопчатобумажного корда) и меньшей потерей прочности при увлажнении.
Металлический (стальной) корд изготовляется из высококачественной
стальной проволоки диаметром 0,15 мм. Из этой проволоки скручиваются
485
нити калибром 0,86—0,88 мм. Прочность на разрыв такой нити равна при-
близительно 80 кг (т. е. более чем в 10 раз прочнее нити хлопчатобумажного
корда). Иногда применяются также нити с большим калибром (до 1,15 мм}
и разрывной прочностью 155 кг.
Кроме высокой прочности, металлический корд обладает высокой тепло-
проводностью и теплостойкостью. Прочность нитей не снижается при повы-
шении температуры и увлажнении их.
Высокая прочность металлического корда позволяет изготовлять шины
с небольшим числом слоев корда (от одного до четырех). Это приводит к зна-
чительному уменьшению толщины каркаса и, следовательно, меньшему рас-
ходу резины на него. Уменьшение толщины каркаса дает возможность умень-
шить вес шины и потери на ка-
чение.
Фиг. 404. Шина Мишлен D-20. Фиг. 405. Шина с каркасом, усиленным
металлическим кордом.
При одинаковых размерах и давлении воздуха шины с металлическим
кордом допускают нагрузку на 20—30% большую, чем шины с неметалли-
ческим кордом, а при одинаковых нагрузках могут работать со значительно
меньшим внутренним давлением воздуха.
Ввиду малого относительного удлинения металлического корда резина
протектора почти не растягивается, что увеличивает срок ее службы.
Долговечность шин из металлического корда примерно в 2 раза больше
долговечности шин с хлопчатобумажным кордом.
Каркас шины может изготовляться или полностью из металлического
корда, или частично из него, а частично из неметаллического корда. Шины
Мишлен D-20 (фиг. 404) имеют четыре слоя металлического корда. Под пер-
вым слоем и между слоями каркаса прокладывается мягкая прослоечная
резина толщиной 0,8 мм. Неметаллический корд у этой шины отсутствует.
На фиг. 405 показана шина, изготовленная из неметаллического корда,
усиленного тремя слоями металлического корда, из которых два верхних,
расположены не по всему контуру профиля шины.
Число слоев корда зависит от размера шины и материала, из которого
выполнен корд.
Каркас должен выдерживать значительные разрывающие силы, вызы-
ваемые давлением воздуха, заключенного в шине. Эти силы стремятся разор-
вать шину как по экваториальному, так и по меридиональным сечениям.
Сила, стремящаяся разорвать покрышку, может быть весьма значительной.
Так, для шины 12,00—18 при давлении воздуха в ней ‘&кг/смг разрывающая
сила составляет приблизительно 20 000 кг, или около 45 кг на 1 см эквато-
риального сечения и 65 кг на 1 см меридионального.
< При качении колеса возникают дополнительные напряжения, которые
б одних элементах шины складываются с напряжениями, вызываемыми
давлением воздуха, а в других вычитаются.
486
С увеличением размера шины разрывающие силы, вызываемые давлением
воздуха, возрастают приблизительно пропорционально произведению сред-
него радиуса шины на ширину ее профиля, в то время как периметры эква-
ториального и меридионального сечений возрастают приблизительно про-
порционально среднему радиусу шины. В связи с этим разрывающая сила,
приходящаяся на единицу длины периметра, с увеличением размера шины
возрастает приблизительно пропорционально увеличению профиля шины,
и для обеспечения соответствующей прочности шины при неизменном мате-
риале корда необходимо увеличивать число его слоев.
Если бы при возрастании размеров шины давление воздуха в ней оста-
валось неизменным, то число слоев корда также увеличивалось бы прибли-
зительно пропорционально изменению профиля. Однако при большем числе
слоев корда возрастает жесткость каркаса, что требует увеличения внутрен-
него давления воздуха. В результате этого число слоев корда обычно изме-
няется быстрее, чем изменяется профиль шины.
Увеличение числа слоев корда и связанное с ним увеличение внутреннего
давления отрицательно влияют на ряд качеств шины — растет радиальная
жесткость, увеличивается вес шины и др. Особенно нежелательным является
увеличение внутреннего давления воздуха в шинах автомобилей высокой
проходимости, так как повышение удельного давления, связанное как с воз-
растанием жесткости каркаса, так и с ростом внутреннего давления, ухудшает
проходимость автомобиля в некоторых условиях эксплуатации.
Создание шин больших размеров с относительно малым числом слоев
корда возможно при использовании для каркаса материалов, обладающих
высокой прочностью (вискозы, полиамидных материалов, металлического
корда). Особенно перспективным в этом отношении является применение
металлического корда. Высокая прочность стального корда позволяет изго-
товлять шины больших размеров (например, для грузовых автомобилей
большой грузоподъемности и автомобилей высокой проходимости) с двумя-
четырьмя слоями вместо 10—14 слоев у шин с неметаллическим кордом.
Нити корда располагаются под определенным углом р к плоскости, про-
веденной через ось колеса. Угол Р имеет разную величину в различных точ-
ках профиля шины. Обычно указывается угол р по короне (слой каркаса
по окружности) шины. Величина этого угла оказывает большое влияние
на свойства шины. Увеличение угла Р приводит к возрастанию боковой,
радиальной и тангенциальной жесткости шины.
Увеличение боковой жесткости шины улучшает устойчивость и управляе-
мость автомобиля, уменьшает потери мощности на качение колес при его
криволинейном движении. Однако повышение радиальной жесткости шины,
связанное с увеличением угла р, является нежелательным. Кроме того,
с увеличением этого угла повышаются потери в шине при прямолинейном
движении автомобиля.
У обычных шин угол Р приблизительно равен 52°, у арочных шин и пнев-
мокатков он увеличивается до 56—58°. В некоторых шинах специальных
конструкций нити корда располагаются в меридиональном направлении
(р = 0). Так, например, фирма Гудиир выпустила однослойную шину с ме-
таллическим кордом, нити которого расположены под углом р = 0. У шины,
показанной на фиг. 405, нижний слой металлокорда имеет меридиональное
расположение нитей, а в двух верхних слоях нити расположены под углом
р = 75°.
Шины, имеющие меридиональное расположение нитей, выпускаются
и с неметаллическим кордом. Отечественные шинные заводы выпускают
такие шины под маркой Р. По данным зарубежных фирм грузоподъемность
таких шин при прочих равных условиях больше грузоподъемности шин
с обычным расположением нитей корда на 15—20%. При одинаковой грузо-
подъемности шина может работать с меньшим давлением воздуха, в резуль-
тате чего радиальная жесткость шины получается меньшей на 30—35%.
487
Фиг. 406. Рисунок протектора универсальных
шин.
Шины с меридиональным расположением корда имеют при прочих равных
условиях меньшую радиальную жесткость и меньший (приблизительно
на 10%) коэффициент сопротивления качению.
Протектор изготовляется из прочной, твердой, хорошо сопротивляющейся,
истиранию резины. Он состоит из расчлененной части — рисунка и подка-
навочного слоя, который составляет обычно 20—40% толщины протектора.
Толщина протектора у обычных шин для легковых автомобилей изменяется
в пределах 11,0—17,5 мм, для грузовых автомобилей — в пределах 14,5—
32,0 мм. У арочных шин толщина протектора может быть увеличена до 40—
60 мм.
Одним из основных требований, предъявляемых к рисунку протектора,
является обеспечение хорошего сцепления колеса с дорогой как в продоль-
ном, так и в поперечном направле-
нии. Для обеспечения хорошего
сцепления на дорогах с твердым
покрытием при высоких скоростях
движения рисунок протектора де-
лают обычно состоящим из мелких
элементов с большим количеством
тонких (ножевых) прорезей.
С целью уменьшения шума высту-
пающие части рисунка часто имеют
разные размеры и форму.
У шин, предназначенных для
универсального использования,
рисунок протектора делают более
крупным (фиг. 406), что необхо-
димо для хорошего сцепления ко-
лес с дорогой на грунтовых доро-
гах, а также на мокрых, грязных
и заснеженных дорогах с твердым
покрытием. Выступающие части
рисунка должны обусловливать
достаточное удельное давление на
дорогу для разрушения пленки
влаги и грязи, а канавки должны
иметь достаточную ширину, чтобы влага и грязь могли свободно выдавли-
ваться из-под колеса.
Шины, предназначенные для автомобилей высокой проходимости, имеют
крупный рисунок (фиг. 407) с высокими грунтозацепами и сравнительно
большими расстояниями между ними. При такой форме рисунка сцепление
колеса с дорогой при движении по сильно деформирующимся дорогам опре-
деляется не столько трением между поверхностью протектора и дорожным
покрытием, сколько сопротивлением срезу грунтовой поверхности, защем-
ленной между грунтозацепами. Чем больше площадь среза, тем лучше сцеп-
ление колеса с дорогой.
Форма рисунка должна быть такой, чтобы сцепление колес с дорогой
было хорошим как в продольном, так и в поперечном направлениях, обеспе-
чивалась «самоочищаемость» шины от грязи и снега, защемляемых между
грунтозацепами, по возможности устранялись вибрации колеса при движе-
нии по твердому грунту и4 чтобы при больших скоростях сопротивление дви-
жению и шум были небольшими.
В настоящее время в связи с улучшением кордных материалов и увели-
чением скоростей движения автомобиля большинство шин (более 60%)
выходит из строя в результате износа протектора. Для увеличения долго-
вечности шины ряд зарубежных фирм, а также отечественные шинные заводы
выпустили шины со съемным протектором (фиг. 408).
488
Протектор сделан в виде трех съемных колец, которые монтируются
в специальных гназдах каркаса. Кольца изготовляются из протекторной
резины, усиленной по окружности стальными тросами. Диаметр кольца
несколько меньше диаметра каркаса. Каркас шины имеет меридиональное
расположение нитей корда и специальную форму, что обеспечивает увели-
чение диаметра шины при накачивании ее воздухом. В результате этого
кольца протектора, надетые на каркас, прочно удерживаются от про-
ворачивания. Боковому смещению колец препятствуют не только силы
трения, но и кольцевые буртики на наружной поверхности каркаса.
Демонтаж и монтаж протектора могут быть осуществлены за короткое
время без применения каких-либо особых
Фиг. 407. Рисунок протектора шин высокой
проходимости.
приспособлений.
Применение шин со съемным
протектором не только увеличи-
вает их долговечность, но и дает
возможность изменять рисунок
протектора в различных усло-
виях эксплуатации (например,
при эксплуатации летом и зимой
и т. п.).
Фиг. 408. Шина со съемным
протектором.
Брекер (подушечный слой) располагается между протектором и карка-
сом и служит для осуществления хорошей связи протектора с каркасом,
смягчения динамических нагрузок и равномерного распределения продоль-
ных и поперечных сил, передаваемых от дороги через протектор на каркас.
Брекер состоит из разреженного обрезиненного корда. Толщина резино-
вого слоя обычно значительно больше, чем у каркасного корда. Число слоев
брекера зависит от типа шин и характера работы, для которой они пред-
назначены. Шины легковых автомобилей, эксплуатируемых по дорогам
с твердым покрытием, иногда не имеют брекера. Наибольшее число слоев
брекера имеют шины автомобилей высокой проходимости.
У шин с металлическим кордом в каркасе используется и металлический
корд в брекере. У шин с меридиональным расположением корда в каркасе
применяется брекер с нитями, расположенными под большим'углом, причем
металлический корд в брекере может использоваться в сочетании с нейло-
новым кордом в каркасе.
Тороидные бескамерные шины. Эти шины (фиг. 409, а) отличаются от рас-
смотренных выше камерных в основном тем, что они не имеют камеры и обод-
ной ленты.
Бескамерная шина по конструкции близка к покрышке камерной шины.
Для герметизации внутренней полости шины к внутренней поверхности
489
каркаса привулканизирован слой специальней воздухонепройицаемой
резины — герметизирующий слой.
Материал покрышки камерной шины обладает сравнительно; высокой
воздухопроницаемостью. Воздух, проникая между слоями корда, вызывает
дополнительные напряжения, которые могут привести к быстрому расслаи-
ванию каркаса. У камерных шин воздух заключен в камеру, изготовляемую
из резины, обладающей повышенной воздухонепроницаемостью. Воздух,
проникающий через камеру, попадает между камерой и внутренним слоем
каркаса покрышки и может свободно выйти через вентильное отверстие,
а также через неплотности у бортов, и не может проникнуть в каркас в таких
количествах, чтобы вызвать опасные для прочности шины дополнительные
напряжения.
Фиг. 409. Бескамерная шина.
Герметизирующий слой бескамерных шин должен обладать лучшей
воздухонепроницаемостью, чем материал камеры, так как проходящий
через этот слой воздух может выходить наружу только через каркас.
Толщина герметизирующего слоя составляет 1,5—3 мм.
Материал каркаса бескамерных шин также должен обладать большей
воздухонепроницаемостью, чем материал каркаса камерных шин. Поэтому
для бескамерных шин, как правило, используется вискозный, капроновый
или нейлоновый корд, воздухонепроницаемость которого в 5—6 раз больше,
чем у обычного хлопчатобумажного корда.
Для вывода воздуха, попавшего все-таки в каркас, несмотря на меро-
приятия, улучшающие воздухонепроницаемость шины, у бортовой части
шины или на ее боковинах иногда делают дренажные каналы 1 (фиг. 409, б),
доходящие до каркаса.
Для надежного удержания воздуха во внутренней полости у бескамерных
шин должны быть также хорошо герметизированы стыки бортов шины и обода
колеса. Для этого герметизирующий слой распространяется также на борто-
вую часть шины. Резина, идущая на изготовление бортового слоя бескамер-
ных шин, должна обладать повышенной теплостойкостью, прочностью и эла-
стичностью. Обод колеса в ряде случаев нагревается (например, при длитель-
ном торможении автомобиля) до температур, при которых недостаточно
теплостойкие резины осмоляются и теряют эластичность, необходимую для
обеспечения герметичности.
Форму носков бортов шины делают такой, чтобы посадка шины на обод
была плотной. Герметичность посадки шины на обод обеспечивается также
конструкцией обода, о чем будет сказано ниже.
490
Основным, достоинством бескамерных шин по сравнению с камерными
является значительно меньшая чувствительность к проколам и другим повре-
ждениям. Камера, находящаяся в шине в растянутом состоянии, при проколе
не охватывает прокалывающий предмет. Воздух через образовавшееся
отверстие попадает между камерой и покрышкой и свободно выходит через
неплотности между бортами шины и обода колеса. Герметизирующий слой
бескамерной шины находится в сжатом состоянии и при проколах плотно
охватывает прокалывающий предмет. Воздух, проходящий между гермети-
зирующим слоем и прокалывающим предметом, может выходить наружу
только через отверстие в каркасе, который также охватывает прокалываю-
щий предмет и затрудняет выход воздуха. Поэтому выход воздуха при
проколах бескамерных шин происходит значительно медленнее, чем при
проколах камерных шин. Это имеет очень большое значение для безопас-
ности движения автомобилей. В ряде случаев, когда проколовший предмет
остался в шине, воздух вообще не выходит и движение автомобиля может
продолжаться.
Другим важным преимуществом бескамерных шин является значительное
уменьшение простоев автомобиля для путевого ремонта. Большинство повре-
ждений бескамерной шины может быть устранено без ее демонтажа с колеса
при помощи починочной пасты, вводимой специальным шприцем в отверстие
прокола, или уплотнительных пробок, вводимых в отверстие прокола с по-
мощью специальной иглы.
Преимуществом бескамерных шин является также более благоприятный
тепловой режим. Меньший нагрев этих шин объясняется хорошим отводом
тепла от шины через обод, который не закрыт камерой, как у обычных шин,
а также тем, что отсутствует трение между камерой и покрышкой.
Улучшение теплового режима бескамерных шин является одной из при-
чин их большей долговечности. Как показывает опыт эксплуатации беска-
мерных шин, срок службы их при прочих равных условиях больше срока
службы камерных шин на 10—20%.
К недостаткам бескамерных шин относятся более высокие требования,
предъявляемые к сохранности ободов колес, и большая стоимость шин, что
объясняется как необходимостью применения более качественных материа-
лов, так и некоторым усложнением технологии.
Бескамерными шинами снабжено большинство легковых автомобилей.
Для грузовых и специальных автомобилей бескамерные шины приме-
няются реже. Однако уже в 1958 г. в США бескамерными шинами было снаб-
жено около 4,5 млн. грузовых автомобилей. Одной из причин, замедляющих
перевод на бескамерные шины грузовых и специальных автомобилей, является
необходимость применения для этих автомобилей специальных ободов. У лег-
ковых автомобилей бескамерные шины могут монтироваться на глубоких
ободах, предназначенных для камерных шин.
Шины с регулируемым давлением. Такие шины применяются на авто-
мобилях высокой проходимости.
Возможность регулировать в широких пределах давление воздуха
во время движения автомобиля позволяет водителю выбирать его таким обра-
зом, чтобы обеспечить оптимальное сочетание сопротивления движению
и силы тяги. В результате этого весьма значительно повышается проходи-
мость автомобилей. Опыт эксплуатации автомобилей, снабженных шинами
с регулируемым давлением воздуха, показывает, что проходимость их прибли-
жается к проходимости гусеничных машин.
Шины с регулируемым давлением воздуха могут быть как камерными
(фиг. 410, п), так и бескамерными (фиг. 410, б).
Конструкция шин с регулируемым давлением воздуха подобна конструк-
ции обычных камерных или бескамерных шин. Возможность работы шин
с низкими внутренними давлениями (до 0,5—0,7 ати) обусловливается сле-
дующими конструктивными особенностями:
491
Фиг. 410. Шины с регулируемым давлением
воздуха.
1. Уменьшением числа слоев корда в каркасе (в 1,5—2 раза по сравнению
с шинами, работающими при постоянном давлении воздуха) с применением
мягких резиновых прослоек между слоями корда. Достаточная прочность
каркаса при движении с нормальным давлением (3,0—3,5 ати) достигается
применением корда из материалов повышенной прочности.
2. Применением специального рисунка протектора, допускающего боль-
шие деформации короны шины и протектора без возникновения значительных
напряжений в них. Рисунок протектора при этом должен удовлетворять?
всем указанным выше требованиям к шинам автомобилей высокой проходи-
мости.
3. Размер шин с регулируемым
давлением выбирается при прочих
равных условиях большим, чем
у шин с постоянным давлением
(ширина профиля увеличивается
на 25—40%).
Широкопрофильные шины. Не-
которые свойства шин улучшаются
с уменьшением отношения высоты
профиля к ширине. Так, при умень-
шении этого отношения увеличи-
вается сопротивление шин уводу,
в результате чего улучшаются
устойчивость и управляемость ав-
томобилей, уменьшается износ шин
в случае движения на закругле-
ниях и уменьшается неприятный
шум при повороте автомобиля
с большой скоростью.
По данным Гульсвита шина
15 х 8,6 в результате уменьшения
Н
отношения -д- и угла наклона ни-
тей корда с 38 до 34° имеет коэф-
фициент сопротивления уводу на
30% больший, чем обычная шина
8,00—15". Указывается также, что
у шин с увеличенной шириной профиля при прочих равных условиях
меньше потери мощности на качение, особенно при больших скоростях
движения. Последнее объясняется тем, что при уменьшении высоты профиля
уменьшается опасность образования волнообразных деформаций шины,
являющихся одной из основных причин резкого увеличения сопротивления
качению с повышением скорости движения автомобиля. Поэтому шины
с увеличенной шириной профиля (—-<0,85) в последнее время получили
значительное распространение на легковых автомобилях.
Увеличение ширины профиля позволяет также повысить грузоподъем-
ность шины и улучшать проходимость автомобиля.
На фиг. 411, а показана широкопрофильная шина —0,7^, разрабо-
танная Научно-исследовательским институтом шинной промышленности
(НИИШП), для замены двускатных шин ведущих колес автомобиля ЗИЛ-164.
Протектор шины имеет две выпуклые беговые дорожки, разделенные по про-
филю широкой канавкой. Шина предназначена для автомобилей, эксплуати-
руемых в различных условиях (по грунтовым дорогам и дорогам с твердым
покрытием).
492
На фиг. 411, б изображена широкопрофильная шина с регулируемым
внутренним давлением воздуха, предназначенная для автомобилей высокой
проходимости, а на фиг. 412 — широкопрофильная шина с металлическим
кордом в каркасе.
Фиг. 411. Широкопрофильные шины.
Нормальное внутреннее давление воздуха у широкопрофильных шин
значительно (приблизительно в 1,5 раза) ниже, чем у обычных. Это благо-
приятно влияет на проходи-
мость автомобилей.
Арочные шины. Эти шины
применяются с целью повыше-
ния проходимости автомобилей.
Профиль арочной шины
имеет вид арки (фиг. 413), у ко-
торой = 0,3^- 0,4. При оди-
наковом диаметре обода про-
филь арочной шины в 2,5—3,5
раза шире профиля обычных
шин. Ширину профиля арочной
Фиг. 412. Широкопрофильная шина с каркасом
из металлокорда.
шины принято выбирать равной
0,5—0,65 ее диаметра. Отноше-
ние ширины беговой дорожки
к общей ширине профиля
у арочных шин достигает
0,95—0,98 вместо 0,72—0,81
у обычных шин.
Особая форма профиля позво-
ляет арочным шинам работать
с относительно низким давле-
нием воздуха (0,5—1,5 ати) и
большими радиальными дефор-
мациями (до 25—30% от высоты
Фиг. 413. Арочная шина.
профиля), вдвое превышающими
радиальные деформации обычных шин (12—15% от высоты профиля). Это
обеспечивает большую площадь соприкосновения шины с дорогой, малые
удельные давления и сопротивление качению и большую силу тяги на сильно
деформирующихся дорожных поверхностях.
Для увеличения сцепления колес с грунтовой поверхностью рисунок
протектора выполнен с высокими грунтозацепами высотой до 60 мм. Арочные
шины делают бескамерными. Для каркаса применяется высокопрочное
капроновое волокно. Число слоев корда равно 4—10. Брекер чаще всего
493
изготовляют чисто резиновым, хотя в некоторых случаях применяется также
резинокордный брекер. Подканавочный слой протектора имеет толщину 6—
15 мм.
Срок службы арочных шин в настоящее время несколько меньше срока
службы обычных шин, особенно при эксплуатации на дорогах с твердым
покрытием. Причиной выхода из строя арочных шин чаще всего бывает
износ протектора. Стоимость арочных шин выше стоимости обычных.
Пневмокатки (роллигоны). Пневмокатки (фиг. 414) применяются для
автомобилей, работающих в особо тяжелых условиях (снегоходные, болото-
ходные автомобили и т. п.).
Пневмокаток представляет собой эластичную оболочку бочкообразной
формы. Особенностями конструкции пневмокатков являются:
а) большее отношение ширины про-
Фиг. 415. Двухсекционная шина.
Фиг. 414. Пневмокаток.
б) большое отношение наружного диаметра D к внутреннему (посадоч-
ному) диаметру d — 4 вместо 2 у обычных и арочных шин);
в) высокая эластичность, что дает возможность работать при очень низком
внутреннем давлении воздуха (0,1—0,5 кг/см*) и с большими радиальными
прогибами (до 35% от высоты профиля).
Малое внутреннее давление воздуха и высокая эластичность шины обес-
печивают весьма низкие удельные давления на грунт (0,2—0,7 кг/см2) и хоро-
шую приспосабливаемое^ шин к дорожным неровностям. Это и позволяет
использовать пневмокатки для автомобилей особо высокой проходимости.
Высокая эластичность и малое внутреннее давление обусловливают также
хорошую сопротивляемость проколам. Опыт эксплуатации таких шин за ру-
бежом показал, что пробоины каркаса отмечаются весьма редко, а при нали-
чии прокола воздух выходит из шины очень медленно из-за малого внутрен-
него давления.
Каркас пневмокатков обычно имеет два-четыре слоя тонкого прочного
полиамидного корда (нейлон, капрон или перлон). Угол наклона нитей
у короны составляет 56—58°. Брекер обычно отсутствует. Протекторный
слой делают тонким, с невысокими редко расположенными грунтозацепами.
Пневмокатки изготовляют бескамерными. На внутренней поверхности
каркаса наносится герметизирующий слой. Борта шины имеют металличес-
кие сердечники, как и у обычных шин.
Шины повышенной надежности. Стремление повысить безопасность дви-
жения и отказаться от запасного колеса привело к созданию шин, получив-
ших название шины повышенной надежности. Повышение надежности шин
494
является одним из основных направлений их развития. История развития
автомобилестроения показывает, что примерно 50 лет назад на автомобилях
устанавливалось до трех запасных колес. Лишь в последние два десятилетия
прочно установилась практика применения одного запасного колеса. Исполь-
зование бескамерных шин уменьшило необходимость применения запасного
колеса. Однако у большинства автомобилей запасное колесо применяется
и при установке бескамерных шин. В настоящее время рядом зарубежных
фирм выпущены шины повышенной надежности, позволяющие не только
повысить безопасность движения еще в большей степени, чем бескамерные
шины, но и отказаться от применения запасного колеса.
На фиг. 415 показана двухсекционная шина фирмы Гудиир, состоящая
из двух секций 1 и 2, которые разделены эластичной оболочкой из двух
слоев нейлонового корда, усиленных двумя слоями металлического корда.
Дополнительно к обычному вентилю 4 имеется игольчатый клапан 3 для
накачивания воздуха в секцию 1. При повреждении наружной оболочки
шины воздух, находящийся во внутренней ее оболочке, ограничивает прогиб
шины таким образом, что автомобиль может без выхода шины из строя дви-
гаться со скоростью до 80 км/ч на расстоянии до 160 км.
Ободы
В зависимости от конструкции и размеров шины применяются ободы
следующих типов:
1) глубокие (фиг. 416) для шин небольших размеров легковых автомоби-
лей, грузовых автомобилей небольшой грузоподъемности и специальных
автомобилей небольшого веса;
2) плоские (фиг. 417) для
большинства грузовых авто-
мобилей;
3) разборные для шин с ре-
гулируемым давлением воз-
духа, арочных и других спе-
циальных шин, а также шин
больших размеров, предна-
значенных для грузовых ав-
томобилей большой грузо-
подъемности.
Отличительной особенно-
стью глубокого обода явля-
ется наличие выемки в сред-
ней его части, необходимой
для монтажа шины на ободе.
Выемка может располагаться как симметрично, так и несимметрично отно-
сительно бортов обода. Полки обода, расположенные по обе стороны от
выемки, выполнены коническими. У ободов, применяемых для легковых авто-
мобилей, угол конуса равен 5° + 1°. Больший диаметр конуса приблизи-
тельно равен номинальному внутреннему посадочному диаметру шины.
В настоящее время выпускаются глубокие ободы для легковых автомо-
билей с посадочными диаметрами 8—16 дюймов.
Для бескамерных шин грузовых автомобилей применяются глубокие
ободы (фиг. 418, а) с очень низким бортом и большим углом конуса (15°)
полок. Конструкция глубоких ободов отличается большой жесткостью,
поэтому они имеют малый вес, а изготовление их проще, чем ободов осталь-
ных типов. Однако на глубоких ободах с высоким бортом, обычно применяе-
мых для легковых автомобилей, можно монтировать только шины сравни-
тельно небольших размеров, имеющих относительно небольшую жесткость
бортовой части.
495
Фиг. 419. Разборный обод для арочных шин.
196
Глубокие ободы, применяемые для бескамерных шин грузовых автомо-
билей и имеющие широкие полки с большим углом конуса, можно изготов-
лять ,с низкими бортами, так как шина удерживается на ободе полкой.
На таКих ободах можно монтировать шины больших размеров (до шин раз-
мером 11.00—20" включительно).
На фиг. 417 показаны профили некоторых плоских ободов. Ободы с одним
пружинящим кольцом (фиг. 417, а) применяются для грузовых автомобилей,
имеющих шины небольших размеров.
Наиболее часто для камерных шин грузовых автомобилей используются
ободы с одним неразрезным бортовым кольцом и одним пружинящим разрез-
ным кольцом (фиг. 417, в). Иногда бортовое кольцо соединяется с замоч-
ными заклепками (фиг. 417, г).
Ободы, показанные на фиг. 417, а, в и г, имеют у несъемного борта кони-
ческую полку.
Применялись также плоские ободы с двумя съемными бортовыми коль-
цами (фиг. 417, б).
Для бескамерных шин грузовых автомобилей могут применяться обычные
плоские ободы. Герметизация стыков бортов шины и обода при этом обеспе-
чивается специальными резиновыми кольцами (фиг. 418, б). Опыт эксплуа-
тации грузовых автомобилей с бескамерными шинами, смонтированными
на таком ободе, показал их недостаточную герметичность. Хорошая герме-
тичность достигается при монтаже бескамерных шин на специальном плос-
ком ободе, предложенном фирмой Гудиир (фиг. 418, в). Обод имеет конические
полки с углом 5° как у несъемного борта, так и у съемного. Стык между обо-
дом и съемным бортом уплотняется резиновым шнуром.
Разъемные и разборные ободы применяются в основном для шин больших
размеров, для шин с регулируемым давлением воздуха, а также для спе-
циальных шин некоторых типов (арочные и широкопрофильные).
Разборный обод обеспечивает надежное крепление шины независимо
от величины внутреннего давления воздуха.
Разборные ободы, применяемые для камерных шин с регулируемым
давлением, показаны на фиг. 410, а, а для бескамерных — на фиг. 410, б.
Борта шины при свертывании обода плотно зажимаются между его бортами
и разрезным распорным кольцом. У ободов для бескамерных шин между
его наружной и внутренней частями устанавливается уплотнительное рези-
новое кольцо.
На фиг. 419 показаны конструкции разборных ободов для арочных шин,
а на фиг. 420 изображен разъемный обод, состоящий из трех сегментов.
32 Ли Г:.И НОВ
ЛИТЕРАТУРА
1. Автоматические коробки передач. Пер. с англ. М., Машгиз, 1958.
2, Анохин В. И. Отечественные автомобили. М., Машгиз, 1960.
3. АрмадеровР. Г. иСеменовВ. М. Снижение динамических нагрузок в транс-
миссии грузового автомобиля.—«Автомобильная промышленность», 1960, №9.
4. БидерманВ.Л. иБухинБ.Л. Расчет резино-кордных пневматических амор-
тизаторов. — Расчет на прочность. Вып. 5- М., Машгиз, 1960.
5. Брыкин А. С., Любушкин В. В. и Розанов В. Г. Тормозные системы
зарубежных автобусов. ЦИНТИ. 1961.
6. Б у х а р и н Н. А. Тормозные системы автомобилей. М., Машгиз, 1950.
7. Б у х а р и н Н. А. Анализ и перспективы развития конструкции тормозных систем
автомобилей. — Развитие конструкций автомобилей. Вып. 10. М., Машгиз, 1952.
8. Бухарин Н. А. и Прозоров В. С. Экспериментальное исследование нагру-
зок многоосных автомобилей. — «Автомобильная промышленность», 1959, № 7.
9. Бюссиен Р. Автомобильный справочник. Пер. с нем. М., Машгиз, 1959.
10. В о щ и н и и А. И. О предохранении механизмов от перегрузки при помощи гидро-
муфты. Труды семинара по теории машин и механизмов. Вып. 51. Изд-во АН СССР, 1953.
11. Г а в р и л е н к о Б. А. и М и н и н В. А. Гидродинамические муфты. М., Оборон-
гиз, 1959.
12. Г в и н е р и я К. И. Определение конструктивных параметров подвески с коррек-
тирующими пружинами. — «Автомобильная промышленность», 1958, № 2.
13. ГельфгатД. В. иОшноковВ. А- Рамы грузовых автомобилей. М., Машгиз,
1959.
14. Г инзбург Л. Л. Выбор усилителя механизма рулевого управления. — «Авто-
мобильная промышленность», 1959, № 2.
15- Г и н з б у р г Л. Л. Расчет и выбор параметров гидравлической системы усилителя
рулевого управления. — «Автомобильная промышленность», 1960, № 1.
16. ' Г о л ь д Б. В. Проектирование автомобилей. Машгиз, 1956.
17. Г о л ь д Б. В. и Ф а л ь к е в и ч Б. С. Теория, конструирование и расчет авто-
мобилей. М., Машгиз, 1957.
18. Г о н и к б е р г Е. М. Гидроусилители рулевого управления автомобилей ЗИЛ. —
«Автомобильная промышленность», 1961, № 10.
19. Г о р е л и к А. М. Подвески автобусов. ЦИНТИ, 1960.
20. Д в а л и Р. Р. Исследования по теории автомобиля. Ч. 1. Изд. АН ГССР, 1961.
21. Дербаремдикер А. Д. Определение габаритных размеров телескопических
амортизаторов.'—«Автомобильная промышленность», 1958, № 8.
22. Д е х т я р Б. А. Расчет гипоидных передач.—«Автомобильная промышленность»,
1960, № 2 и 3.
23. Д ы м ш и ц И. И. Коробки передач. М.-,' Машгиз, 1960.
24. Д ы ш м а н Б. М. Расчет основных параметров рессор с учетом металлоемкости. —
«Автомобильная промышленность», 1959, № 1.
25. Е г о р о в Л. А. и Е р м о л а е в А. И. Испытание и усовершенствование автомо-
бильных шарниров постоянной угловой скорости. — «Автомобильная и тракторная промыш-
ленность», 1957, № 12.
26. Елисеев Б. М. Возможности длинноходной подвески.—«Автомобильная про-
мышленность», 1961, № 4.
27. 3 и м е л е в Г. В. Теория автомобиля. М., Машгиз, 1959.
498
28. Илларионов В. А. Углы установки и стабилизация управляемых колес авто-
мобиля. Автотрансиздат, 1958.
29. Исследование нагрузочных режимов в силовых передачах автомобилей (Сборник ста-
тей). М., Машгиз, 1960 (Труды НАМИ. Вып. 24).
30. К н о р о з В. И. Работа автомобильной шины. М., Автотрансиздат, 1960.
31. КлинковштейнГ. И. Исследование тормозных качеств автомобилей в эксплуа-
тации. М.» Автотрансиздат, 1961.
32. Колесников К- С. Автоколебания управляемых колес автомобиля. М., Гостех-
издат, 1956.
33. К о м и с с а р и к С. Ф. и Ивановский Н. А. Исследование гидрообъемной
трансмиссии.—«Автомобильная промышленность», 1960, № 1.
34. К о р о т о н о ш к о Н. И. Автомобили высокой проходимости. М., Машгиз, 1957.
35. Ку гель Р. В. Долговечность автомобилей. М., Машгиз, 1961.
36. Лапидус В. И. и Петров В. А. Гидромеханические передачи автомобилей.
М., Машгиз, 1961.
37. ЛипгартА. А. иЛапидусВ. И. О путях развития автоматических силовых
передач автомобилей. — «Вестник машиностроения», 1956, № 3.
38. Л и т в и н о в А. С. Особенности неустановнвшегося поворота автомобилей. —- «Авто-
мобильная промышленность», 1960, № 6.
39. Л у к и н П. П. Динамические нагрузки в трансмиссии автомобиля. — «Автомобиль-
ная промышленность», 1956, № 3.
40. Л у к и н П. П. Влияние демпферов сцепления на нагрузочные режимы в трансмиссии
автомобиля «Москвич». — «Автомобильная промышленность», 1961, № 9.
41. Л у нев И. С., Сили и А. А. и С е м е н о в В. М. Динамические нагрузки сило-
вой передачи автомобиля «Москвич». — «Автомобильная промышленность», 1955, № 4.
42. Любушкин В. В. и Розанов В. Г. Расчет пневматического привода к тор-
мозам автомобилей и автопоездов. НАМИ, 1960.
43. Лысов М. И. Механизмы рулевого управления автомобилей. М., Машгиз, 1950.
44. Лысов М. И. Основы расчета и выбора типа усилителей рулевого управления.
«Автомобильная промышленность», 1958, № 12.
45. Лысов М. И. Расчет рулевых механизмов с переменным передаточным отноше-
нием.— «Автомобильная промышленность», 1961, № 5.
46. Л у ж а н о в с к и й Н. А. О затратах мощности и нагрузках в трансмиссии при
повороте трехосных автомобилей. — «Автомобильная промышленность», 1959, № 6.
47. Л ысых Т. А. Исследование работы дисковых тормозов с усилением и метод их рас-
чета. М., Машгиз, 1959.
48. М а л а х о в с к и й Я- Э. и Л а п и и А. А. Сцепления. М., Машгиз, 1960.
49. М и х а й л о в с к и й Е. и Цимбал ин В. 5. Теория трактора и автомобиля.
М., Сельхозгиз, 1960.
50. Митин В. Е. Новые методы расчета элементов и исследования кинематики руле-
вой трапеции автомобиля. Минск, Госиздат, 1952 (Сборник научных работ ВИИ).
51. М и р о н о в В. А. и Л и с и ц ы н В. С. Новый пневматический усилитель рулевого
управления. — «Автомобильная промышленность», 1960, № 6.
52. Н а р б у т А. Н. К- п. д. планетарного механизма двух- и трехступенчатых коробок
передач легковых автомобилей. — «Автомобильная промышленность», 1960, № 8.
53. Новопольский В. И. Сопротивление автомобильных шин качению при высо-
ких скоростях. — «Автомобильная промышленность», 1960, № 10.
54. П а нфи л о в В. Т. и Д ер б а р е м ди кер А. Д. Телескопические амортизаторы
для автомобилей отечественного производства. — «Автомобилестроение», 1961, № 2.
55- Пархиловский И. Г. Автомобильные листовые рессоры. М., Машгиз, 1954.
56. Певзнер Я- М. и Горелик А. М. Боковой крен автомобиля. 1953 (Труды
НАМИ. Вып. 71).
57. Певзнер Я. М. Теория устойчивости автомобиля. М., Машгиз, 1947.
58. Певзнер Я. М. и Г о р е л и к А. М. Пневматические и гидропневматические
подвески. М., Машгиз, 1963.
59. П е т р о в В. А. Основы теории автоматического управления трансмиссией авто-
мобилей. Изд-во АН СССР, 1957.
60. Петров В. А. Автоматические сцепления автомобилей. М., Машгиз, 1961.
61. ПетрушевВ. А. Многодисковые фрикционные трансформаторы. «Автомобиль-
ная промышленность», 1959, № 10.
62. Прокофьев В. Н. Гидравлические передачи колесных и гусеничных машин,
М., Машгиз, 1960.
499
32*
63. Равкин Г. О. Пневматические подвески автомобилей. М., Машгиз, 1961.
64. Р о д и о н о в В. Ф. Ступенчатые коробки передач легковых автомобилей. М., Маш-
гиз, 1953 (Труды НАМИ. Вып. 11).
65. Р о з а н о в В. Г. Пневматическое оборудование автомобилей, тягачей и. прицепов.
М., Машгиз, 1950.
66. Р о з а н о в В. Г. и Б р ы к и н А. С. Тормоза-замедлители на автобусах, грузовых
автомобилях и прицепах. — «Автомобильная промышленность», 1958, № 4.
67. Р о т е н б е р г Р. В. Подвеска автомобиля и его колебания. М., Машгиз, 1960.
68. С е р е н с е н С. В. и др. Несущая способность и расчеты деталей машин. М., Маш-
гиз, 1954.
69. С к и н д е р И. Б. Конструкции современных телескопических амортизаторов.—
«Автомобильная промышленность», 1961, № 8.
70. Степанова Е. А. и Л е ф а р о в А. X. Блокирующиеся дифференциалы грузо-
вых автомобилей. Машгиз, 1960.
71. Т а бо р е к Я- Механика движения автомобиля. М., Машгиз, 1958.
72. Т р у с о в С. М. Исследование автомобильных одноступенчатых трансформаторов.
М., Машгиз, 1959.
73. Т к а ч е н к о В. А. Проектирование многосателлитных планетарных передач. Изд-во
Харьковского университета, 1961.
74. Ф а р о б и н Я- Е. Фрикционные передачи автомобилей и тракторов. М., Машгиз,
1962.
75. Ф и т т е р м а н Б. М. Микроавтомобили. М., Машгиз, 1961.
76. X е л ь д т П. М. Автомобильные сцепления и коробки передач. М., Машгиз, 1960.
77. Ц и т о в и ч И. С. Расчеты по предельным состояниям валов, шестерен и подшипни-
ков автомобилей. Издание БПИ, Минск, 1960.
78. Цукерберг С. М., Захарове. П., Н е н а х о в Б. В. и др. Шины, повышаю-
щие проходимость автомобиля. М., Автотрансиздат, 1959.
79. Ч е р е д н и ч е н к о Ю. И. Влияние характеристики гидротрансформатора и веса
автомобиля на топливную экономичность — «Автомобильная промышленность», 1960, № 4.
80. Ч у д а к о в Е. А. Расчет автомобиля. М., Машгиз, 1947.
81. Чудаков Е. А. Теория автомобиля. М., Машгиз, 1950.
82. Ш а р к е в и ч П. А. Разработка и совершенствование конструкции арочных шин. —
«Автомобилестроение», 1961, № 4.
83. Я г а н т А. И. и Ч ж у а н Ц з и - Д е. Нагрузочные режимы трансмиссии авто-
мобиля с гидротрансформатором. — «Автомобильная промышленность», 1959, № 10.
84. Я нте А. Механика движения автомобиля. М., Машгиз, 1958.
85. Automobile engineer's reference book. Newnes, 1959.
86. В as t о w D. Independent rear suspension. — «Proc, of the Inst, of Meeh. Engineers»,
1951/52, p. 11.
87. В e k k e г M. G. Theory of land locomotion. The University of Michigan, 1956.
88. Bloch P. and Schneider R. C. Hydrodynamic split torque transmission.—
«SAE Annual Meet». 1959, N 92 V.
89. Bowers E. H. Hydrostatic Transmissions. — «SAE Annual Meet», 1959, N 92V.
90. Bradbury F. J. Disk brakes for motor vehicles. — «Proc, of the Inst, of Meeh.
Engineers», 1955/56.
91. Chapman Gh. S. and G о r s k у R. I. The new Buick Special automatic transmis-
sion.— «SAE Journal», 1961, N 4.
92. Dean-Avernes R. Automobile chassis design. Iliffe, 1954.
93. Edwards A. Automobile impact studies some aspects the engineering problems
involved in designing for safety. — «Automobile Engineer», 1956, N 6.
94. Endres W. Untersuchung uber die Talfahrtbremsen schwerer Strafienfahrzeuge. —
«ATZ», 1956, N 6.
95- F о г k e 1 D., Ein Beitrag zur Auslegung von Fahrzeuglenkungen. — «Deutsche Kraft-
fahrforschung und Strassenverkehrstechnik», 1961, N 145.
96. Forster G. Automatische Fahrzeugkupplungen. — «ATZ», 1959, NN 3, 4.
97. G a r r e t T. K- and Meeh A. M. Automobile dynamic loads. — «Automobile Engi-
neer», 1953, v. 43, N 563.
98. G a u s s F. und W о 1 f f H. Uber die Seitenfiikrungskraft von Personenwagen rei-
fen, 1959, N 133.
99. Gobel E. F. Berechnung und Gestaltung von Gummifedern. Springer, 1955.
500
100. Hoffmann H. J., Wirksamkeit von Stofldarnpfern am Fahrzehig. — «ATZ», 1958,
N 10.
101. J a n t e A. und Jahn M. Bremsen berechnung. — «Kraftfahrzeugtechnik», 1961,
N 3, 4.
102. J ul ien M. Etat actuel des problemes de suspension, d’arnortissement et de tenue
de route. Proceedings of the 8-th International Automobile Techn. Congress, 1960.
103. К о e В 1 e r P. Berechnung von Innenbacken — Bremsen fur Kraftfahrzeuge. Franc’sche
Verlag, 1957.
104. Maier A. Hydromechanische Antriebe fur Kraftfahrzeuge. — «ATZ», 1960, N 3.
105. M i t s c h к e M. Der Reifen in seiner Wirking auf Fahrzeug und Fahrbahn. — «ATZ»,
1960, N 5.
106. M о 1 e a n H. J. and V i t t H. Electric drives are practical for off-highway vehic-
les. — «SAE Journal», 1959, N 10.
107. Newton K. and Steeds W. The motor vehicle. Iliffe, 1956.
108. P e г г о t H., E r p e 1 d i n g N. L. et P e г г о t P. 11. Le freinage de vehicules
automobiles sur route. Eyrolles, 1956.
109. P 1 a t t M. Automobile brakes and brake testing. Pitman, 1958.
110. Pleines A. Kraftfahrzeugbremsen. Berliner-union, 1951.
111. Reichenbach er H. Gestaltung von Fahrzeuggetriebc. Springer, 1955-
112. R e i ne с к e W. Konstruktionsrichtlinien fur die Au.slegung von Gelenkwellen antrie-
ben. — «MTZ», 1958, N 10, 12.
113. R i x m a n n W. Eutwicklungstendenzen im Personenwagenbau. — «ATZ». 1959,
Nil, 12.
114. Steeds W., Mechanics of road vehicles. Iliffe, 1960.
115. Tout sur I'hydraulique de la Citroen DS-19. — «Revue Technique Automobile», 1960,
N 168.
116. W e b b C. R., A comparative analysis of various methods of engine braking. — «Proc,
of the Inst, of Meeh. Engineers», 1955, N 156.
117. Z о e p r i t z H. P. Reifen und Fahrbahn in ihrer Wechselwirkung. — «ATZ», 1960, N 2.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие..................................................................... 3
ВВЕДЕНИЕ
Глава 1. Условия работы механизмов и деталей автомобилей....................... 5
§ 1. Динамические нагрузки............................................... 5
§ 2. Циклические нагрузки................................................ 9
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ. МЕХАНИЗМЫ ТРАНСМИССИИ
2. Сцепления .........................................................
§ 1. Классификация сцеплений..........................................
§ 2. Требования к сцеплениям и конструктивные меры их обеспечения . . .
§ 3. Расчёт сцепления.................................................
3. Ступенчатые коробки передач .......................................
§ 1. Требования к коробкам передач и их классификация.................
§ 2. Коробки передач с неподвижными осями валов.......................
§ 3. Планетарные ступенчатые коробки передач..........................
§ 4. Расчет на прочность деталей коробок передач......................
4. Бесступенчатые передачи............................................
§ 1. Требования к бесступенчатым передачам и их классификация.........
§ 2. Гидромеханические коробки передач ..............................
§ 3. Управление механической частью гидромеханических коробок передач
§ 4. Гидрообъемные передачи..........................................
§ 5. Механические бесступенчатые коробки передач.....................
§ 6. Электромеханические трансмиссии..................................
§ 7. Элементы расчета бесступенчатых коробок передач.................
Глава 5. Дополнительные коробки передач ....................................
§ 1. Требования к раздаточным коробкам й их классификация.............
§ 2. Конструкции раздаточных коробок с блокированным приводом........
§ 3. Конструкции раздаточных коробок с дифференциальным приводом . , .
§ 4. Особенности расчета шестерен раздаточных коробок.................
Глава 6. Карданные передачи.................................................
§ 1. Требования к карданным передачам и их классификация..............
§ 2. Карданные шарниры (карданы).................' . .'...............
§ 3. Карданные валы...................................................
Глава 7. Главные передачи ..................................................
§ 1. Требования к главным передачам и их классификация................
§ 2. Конструкции одинарных главных передач............................
§ 3. Конструкции двойных и сложных главных передач ...................
§ 4. Расчет деталей главных передач...................................
Глава 8. Дифференциалы......................................................
§ 1. Требования к дифференциалам и их классификация...................
§2. Конструкции межколесных дифференциалов. .........................
§ 3. Конструкции межосевых дифференциалов.............................
§ 4. Расчет деталей конических дифференциалов.......................
Глава
Глава
Глава
17
17
18
48
55
56
93
100
111
111
112
138
144
146
151
155
159
159
164
170
178
182
182
183
190
196
196
197
215
223
230
230
236
255
257
502
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Глава 9. Компоновочные данные и оценочные параметры рулевых управлений . / . 258
§ 1. Поворот двухосных автомобилей.................................. 258
§ 2. Поворот многоосных автомобилей...........................’ * * 262
§ 3. Подбор параметров рулевой трапеции.......................... ’ 268
§ 4. Стабилизация управляемых колес ..............................’ 271
Глава 10. Конструкции рулевых управлений.................................. 276
§ 1. Требования к рулевым управлениям и их классификация............ 276
§ 2. Передаточные числа рулевого управления......................... 277
§ 3. Конструкции рулевых механизмов................................. 278
§ 4. Конструкции рулевых приводов .................................. 292
§ 5. Усилители рулевых приводов .................................... 294
§ 6. Определение нагрузок на детали рулевого управления и основы расчета 314
РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ. ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
Глава 11. Процесс торможения. Требования к тормозным системам............. 318
§ 1. Торможение автомобиля.......................................... 318
§ 2. Требования к тормозным системам................................ 322
Глава 12. Основная тормозная система ........................................ 324
§ I. Режимы торможения. Классификация тормозов......................... 324
§ 2. Колодочные тормоза................................................ 329
§ 3. Дисковые тормоза.................................................. 338
§ 4. Износ и нагрев тормозов......................................... 341
Глава 13. Тормозные приводы.................................................. 350
§ 1. Механический тормозной привод..................................... 350
§ 2. Гидравлический тормозной привод .................................. 351
§ 3. Пневматический тормозной привод................................... 361
§ 4. Торможение прицепов............................................... 379
Глава 14. Стояночный тормоз и дополнительная тормозная система............... 383
§ 1. Стояночный тормоз ................................................ 383
§ 2. Дополнительная тормозная система (замедлители).................... 385
РАЗДЕЛ ЧЕТВЕРТЫЙ. ПОДВЕСКА И КОЛЕСА АВТОМОБИЛЯ
Глава 15. Подвеска....................................................... 394
§ 1. Условия плавности хода автомобиля и требования к подвеске...... 394
§ 2. Направляющее устройство подвески .............................. 395
§ 3. Упругое устройство подвески.................................... 426
§ 4. Амортизаторы................................................... 464
Глава 16. Колеса............................................................ 477
§ 1. Классификация колес и требования к ним .......................... 477
§ 2. Конструкции колес ............................................... 484
Литература............................................................ 498
Редактор издательства Л. И. Егоркина
Технический редактор Б. И. Модель
Корректоры: И. Борейша, В. Полонский
Переплет художника Е. В. Бекетова
Сдано в производство 6/11 1963 г.
Подписано к печати 23/V 1963 г. Т-07158
Тираж 8500 экз. Печ. л. 43,16 Бум. л. 15,75
Уч.-изд. л. 41,5 Формат 70xl08Vi«
Цена 2 р. 08 к. Заказ 1316
Типография № 6 УЦБ и ПП Ленсовнархоза,
Ленинград, ул. Моисеенко, 10
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр. Строка Напечатано Должно быть
6 Таблица 1, графы 3-я, 5-я, 7-я и 9-я 202 155 178 197 2,02 1,55 1,78 1,97
12 14-я сверху ^2^ц2 = Р-^расч, Р2 равно №ц2 = фМрасч,
12 15-я » з^цз ~ yNрасч Р3 равно Мцз = уМрасч
72 13-я снизу переключатель переключать
126 2-я » передней задней
135 11-я сверху заднем переднем
146 14-я снизу схемы схемы для
178 15-я » в положение, показанное влево от положения,
показанного
191 1-я и 2-я сверху увеличением снижением
262 7-я сверху д2 6з
272 2-я > к центру и от центра
323 15-я » на грузовых На грузовых
328 18-я снизу 4,4. 0,44.
328 19-я > 2,65, 0,26,
504 3-я > 2 р. 08 к. 2 р. 28 к.
Литвинов А. С. Заказ 1316.