/
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 та