/
Text
АВТОМОБИЛИ
Конструкция,
конструирование
и расчет
Системы
управления
и хоровая
часть___
Под редакцией д-ра техн, наук
проф. А. И. ГРИШКЕВИЧА
Допущено
Министерством высшего и среднего
специального образования БССР
в качестве учебного пособия
для студентов
специальности "Автомобили и тракторы"
высших технических учебных заведений
Минск
"Вышэйшая школа”
1987
ББК 39.33-04я73
А 22
УДК 629.113-235(075.8)
Авторы: А. И. Гришкевич, Д. М. Ломако, В. П. Автушко, Ю. Ю. Беленький,
В. М. Беляев, В. В. Капустин, Н. Ф. Метлюк, Л. А. Молибошко
Рецензенты: кафедра «Автомобили и двигатели» Завода-втуза при Москов-
ском автомобильном заводе имени И. А. Лихачева; д-р теки, наук проф. кафед-
ры «Автомобили» Московского автомобильно-дорожного института Я. Е. Фаро-
бии
Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Си-
А 22 стемы управления и ходовая часть: Учеб, пособие для вузов/
А. И. Гришкевич, Д. М. Ломако, В. П. Автушко и др.; Под ред.
А. И. Гришкевича.— Мн.: Выш. шк., 1987.— 200 с.: ил.
Приведены схемы, характеристики, требования к системам управления и ходо-
вой части автомобиля. Описаны конструкции отдельных узлов и агрегатов систем
управления и ходовой части. Рассмотрены вопросы выбора их основных парамег
ров. порядок расчета кинематических характеристик, пронедеиия статических и
динамических расчетов.
Дли студентов вузои специальности «Автомобили и тракторы», может быть ис-
пользовано студентами специальности «Автомобили и антомобильное хозяйство» а
также инженерами-автомобилестроителями.
а 3603030000—152 7П с-
М (304)05-87
ББК 39.33-04я73
© Издательство «Вышэйшая школа», 1987.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие............................ 4
1.
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
1.1. Общие положения ... 5
1.2. Рулевые механизмы . 6
1.3. Рулевые приводы................17
1.4. Усилители......................20
1.5. Кинематический расчет рулевого
управления..........................30
1.6. Силовой расчет рулевого управ-
ления ..............................32
1.7. Гидравлический и динамический
расчеты усилителя...................34
1.8. Выбор размеров деталей и расче-
ты на прочность . ... 36
2.
ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
2.1. Назначение и классификация . . 39
2.2. Барабанные тормозные механизмы 41
2.3. Дисковые тормозные механизмы 54
2.4. Пневматические тормозные приво-
ды .................................57
2.5. Гидравлические тормозные при-
воды ...............................84
2.6. Комбинированные тормозные при-
воды ...............................96
2.7. Стояночные и вспомогательные
тормозные системы...................100
2.8. Автоматические регуляторы тор-
мозных сил и противоблокировоч-
ные системы ........................104
3.
ПОДВЕСКА
3.1. Назначение и классификация . . 109
3.2. Металлические упругие элементы 114
3.3. Неметаллические упругие элемен-
ты .................................132
3.4. Гидравлические амортизаторы . 148
3.5. Направляющие устройства . . 152
4.
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КОЛЕСА
4.1. Общие сведения................176
4.2. Пневматические шины...........176
4.3. Колеса .......................182
4.4. Регулирование давления воздуха в
шинах............................. 188
5.
РАМЫ
5.1. Конструкции рам...............191
5.2. Расчет рам....................196
Литература............................198
Предметный указатель..................199
ПРЕДИСЛОВИЕ
В основных направлениях экономического и
социального развития СССР на 1986—1990 го-
ды и на период до 2000 года, принятых
XXVII съездом КПСС, указывается на не-
обходимость всемерного ускорения научно-
технического прогресса на основе интеграции
науки н производства, повышения качества
изделий, сокращения сроков разработки и
внедрения новой техники. Поэтому для настоя-
щего времени является особо актуальной проб-
лема обеспечения высококачественных проект-
ных работ, выполняемых в короткое время.
Применение ЭВМ позволяет ускорить про-
ектные расчеты, осуществить математическое
моделирование работы системы или агрегата
автомобиля, обеспечить оптимизацию их конст-
руктивных параметров. Внедрение системы ав-
томатизированного проектирования (САПР)
требует от конструктора не только знания ме-
тодов проектирования автомобиля, но и умения
работать иа электронно-вычислительных маши-
нах. При написании настоящего учебного посо-
бия авторы стремились максимально использо-
вать опыт применения ЭВМ при конструирова-
нии и расчетах автомобиля. Ограниченный
объем пособия не позволил привести готовые
программы расчетов, однако изложение мето-
дик дается так, чтобы читатель, имеющий навы-
ки работы с ЭВМ, мог бы при необходимости
их составить.
В настоящем учебном пособии изложены
вопросы, свизаиные с проектированием систем
управления (рулевое управление и тормозная
система) н ходовой части автомобиля (рама,
подвеска, колеса, кузов). Подробные сведения
о методах проектирования кабин и организации
рабочего места водителя приведены в четвертой
книге серии.
Материал настоящего пособии изложен так
же, как и во второй книге. Вначале поясняется
принцип работы системы или механизма, обос-
новываются предъявляемые к нему специфиче-
ские требования и иа примерах существующих
конструкций показывается, как обеспечивается
их выполнение, затем приводятся рекомендации
по выбору параметров, методам расчетов, ис-
пользуемым материалам и термообработкам.
При изложении требований к механизмам и
системам указываются только присущие им,
обусловленные спецификой их работы, так как
общие требования, предъявляемые к автомоби-
лю, его агрегатам и системам были приведены
во второй книге.
Исходные данные для проектирования сис-
темы или агрегата определяются техническим
заданием. Последнее составляется путем расче-
тов основных параметров агрегатов или систем
(функциональных характеристик) с учетом
назначения автомобиля и его компоновки. Ме-
тоды расчетов функциональных характеристик
в зависимости от требований к подвижности
автомобиля были приведены в первой книге
серии «Теория». Так, исходными данными для
проектирования рулевого управления являются:
назначение автомобиля, его компоновка, мак-
симальные углы поворота управляемых колес,
требуемые соотношения между углами поворота
внутреннего и наружного колес. После проек-
тирования рулевого управления необходимо
оценить устойчивость и управляемость автомо-
биля. Методы оценки этих эксплуатационных
свойств также приводились в книге «Теория».
Специфическими исходными данными при
проектировании тормозных систем являются
максимальные моменты, которые должны обес-
печиваться тормозными механизмами, а также
необходимые соотношения между тормозными
моментами иа различных мостах. При этом
должны учитываться требования к синхронно-
сти и быстродействию торможения. Оценка эф-
фективности спроектированной системы должна
проводиться по установленным оценочным кри-
териям: тормозному пути, значениям устано-
вившегося замедления и др.
Конструирование автомобиля — это сложный
процесс, включающий методы, разработанные
в учебнике «Теория» и в курсах «Конструиро-
вание и расчет автомобиля». Правильное
использование этих методов, внедрение САПР
в практику конструирования обеспечат даль-
нейшее повышение технического уровня созда-
ваемой автомобильной техники.
Заслуженный деятель науки и техники БССР
д-р техн, наук проф. А. И. Гришкевич
I РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
1.1. Общие положения
Рулевое управление — это сово-
купность устройств, обеспечивающих
поворот управляемых колес автомо-
биля при воздействии водителя на ру-
левое колесо. Оно состоит из рулевого
механизма и рулевого привода (рис.
1.1). Для облегчения поворота колес
в рулевой механизм или привод может
встраиваться усилитель. Руле-
вой механизм предназначен для
передачи усилия от водителя к руле-
вому приводу и для увеличения крутя-
щего момента, приложенного к руле-
вому колесу. Он состоит из рулевого
колеса 1, вала 9 и редуктора 8. Р у-
левой привод служит для пере-
дачи усилия от рулевого механизма
(редуктора 8) к управляемым колесам
автомобиля и для обеспечения необ-
ходимого соотношения между углами
их поворота.
На автомобилях применяется
обычно механический рулевой привод,
состоящий из системы рычагов и тяг с
шарнирами: сошки 7, продольной тяги
6, рычага 5 поворотной цапфы 4, попе-
речной тяги 3 и поворотных рычагов 2.
Рычаги 2 и поперечная тяга 3 вместе
с балкой моста образуют рулевую тра-
пецию.
Конструкция рулевого управления
должна обеспечивать:
1) легкость управления, оценива-
емую усилием на рулевом колесе. Для
легковых автомобилей без усилителя
при движении это усилие составляет
50...100 Н, а с усилителем— 10...20 Н.
Для грузовых автомобилей усилие на
рулевом колесе регламентируется
ГОСТ 21398—75 и при переходе от
прямолинейного движения к движе-
нию по окружности радиусом 12 м при
скорости 10 км/ч иа горизонтальном
участке с сухим твердым покрытием
не должно превышать: 250 Н — для
рулевого управления без усилителя на
пути не более 17 м; 120 Н — для ру-
левого управления с усилителем на пу-
ти не более 11м; 500 Н — в случае
прекращения действия усилителя на
пути не более 17 м;
2) качение управляемых колес с
минимальными боковым уводом и
скольжением при повороте автомоби-
ля. Несоблюдение этого требования
приводит к ускорению изнашивания
шин и снижению устойчивости автомо-
биля при движении;
3) стабилизацию повернутых
управляемых колес, обеспечивающую
их возвращение в положение, соответ-
ствующее прямолинейному движению,
при отпущенном рулевом колесе;
4) предотвращение передачи уда-
ров на рулевое колесо при наезде
управляемых колес на препятствия;
5) минимальные зазоры в соедине-
ниях. Оцениваются углом свободного
поворота рулевого колеса автомоби-
ля, стоящего на сухой, твердой и ров-
ной поверхности в положении, соот-
ветствующем прямолинейному движе-
нию. По ГОСТ 21398—75 этот зазор не
должен превышать 15° при наличии
5
Рис. 1.1. Конструктивней схема рулевого управления
усилителя и 5° — без усилителя руле-
вого управления;
6) отсутствие автоколебаний
управляемых колес при работе авто-
мобиля в любых условиях и на любых
режимах движения.
1.2. Рулевые механизмы
С помощью рулевых механизмов
увеличивается крутящий момент, со-
здаваемый водителем на рулевом ко-
лесе. Это увеличение пропорционально
кинематическому передаточному чи-
слу рулевого механизма им, равному
частному от деления произвольно ма-
лого угла поворота входного вала da
на соответствующий угол поворота ва-
ла сошки dtp: uM=da/d(p.
Передаточное число может быть
постоянным или переменным и зави-
сит от конструкции рулевого механиз-
ма. Хотя рулевые механизмы с пере-
менным передаточным числом не
сложнее, чем с постоянным, однако
менее технологичны и поэтому дороже
в производстве.
Для рулевых управлений с усили-
телем особых требований к характеру
изменения передаточного числа не
предъявляется, и оно обычно постоян-
но. При отсутствии усилителя счи-
тают, что при углах поворота рулевого
колеса от его нейтрального положения
в пределах ±90° передаточное число
должно быть увеличено для повыше-
ния точности управления автомобилем
и снижения усилия на рулевом колесе.
Это связано с тем, что в основном
углы поворота рулевого колеса нахо-
дятся в этом диапазоне. При других
углах поворота рулевого колеса для
обеспечения повышенной скорости по-
ворота автомобиля желательно умень-
шать передаточное число. Рекоменду-
емое изменение его показано на
рис. 1.2. Средние передаточные числа
рулевых механизмов легковых автомо-
билей tzM=16...19, грузовых — им=
=20,5...23,5.
Рулевой механизм должен:
1) быть обратимым, чтобы не пре-
пятствовать стабилизации управля-
емых колес;
2) иметь высокий КПД для облег-
чения управления. При этом целесооб-
разно иметь КПД в прямом направле-
нии (от рулевого вала к валу сошки)
6
Рис. 1.2. Рекомендуемое изменение передаточ-
ного числа рулевого механизма
Рис. 1.3. Изменение зазора Д3 в рулевом ме-
ханизме:
/ — нового; 2—бывшего в эксплуатации; 3 — бывшего
в эксплуатации после регулировки зазора в нейтраль-
ном положении
не менее 70 % при моменте на валу
сошки, составляющем 20 % от макси-
мального, и несколько меньший в
обратном направлении. КПД
ч}м—Мс/ (Л4вим) ,
где Мв, Мс —• моменты соответственно
на входном валу и валу сошки;
3) иметь минимальное число регу-
лировок;
4) обеспечивать минимальный за-
зор в среднем положении вала сошки,
соответствующем прямолинейному
движению автомобиля. В этом поло-
жении рабочие поверхности деталей
рулевого механизма подвержены наи-
более интенсивному изнашиванию, т. е.
люфт рулевого колеса в среднем поло-
жении увеличивается быстрее, чем в
крайних. Чтобы при регулировке за-
зоров не происходило заклинивания в
крайних положениях, зацепление ру-
левого механизма выполняется с уве-
личенным зазором в крайних положе-
ниях (рис. 1.3), что достигается кон-
структивными и технологическими
мероприятиями. В процессе эксплуа-
тации разница в зазорах зацепления в
среднем и крайних положениях умень-
шается;
5) обеспечивать необходимый ха-
рактер изменения передаточного чи-
сла.
По типу передачи различают сле-
дующие рулевые механизмы: чер-
вяк — ролик, червяк — шестерня, чер-
вяк — сектор, винт — кривошип,
винт — рейка — шестерня, шестер-
ня — рейка. В свою очередь они имеют
ряд модификаций.
Червячные рулевые меха-
низмы являются одними из наибо-
лее распространенных и имеют следу-
ющие разновидности зацепления: ци-
линдрический червяк — центральный
сектор, цилиндрический червяк—бо-
ковой сектор, глобоидный червяк —
двухгребневый ролик, глобоидный
червяк —трехгребневый ролик.
Механический КПД зацепления
червячных механизмов в прямом на-
правлении
i]np=tgYi/tg(Ti+p); (1.1)
в обратном
tlo6p=tg(y1-p)/tgv„ (1.2)
где у1 — угол подъема винтовой линии
червяка; р — угол трения.
Рулевые механизмы цилиндриче-
ский червяк — центральный сектор
обладают сравнительно большими га-
баритами и массой, характеризуются
сложностью регулировки, низким
КПД. Переменный зазор в зацеплении
обеспечивается за счет разных радиу-
сов образующей.червяка и начальной
окружности сектора. В одноосных тя-
гачах данный рулевой механизм
(рис. 1.4) служит только для управле-
ния работой распределителя и поэто-
му зацепление мало нагружено. След-
7
Рис. 1.4. Рулевой механизм цилиндрический червяк — центральный сектор (МоАЗ-546П):
/ — подшипник; 2 — червяк; 3 — сектор; 4 — картер
ствием этого является незначительное
изнашивание деталей рулевого меха-
низма и отсутствие необходимости в
регулировке зацепления. Передаточ-
ное число рулевого механизма посто-
янно:
HM = Z2/Zt,
где 2] — число заходов червяка; 22 —
число зубьев червячного колеса, ча-
стью которого является сектор руле-
вого механизма.
В рулевых механизмах цилиндри-
ческий червяк — боковой сектор при
сравнительно небольших габаритах и
массе зацепление также мало нагру-
жено (рис. 1.5). Они устанавливались
на большегрузных автомобилях КрАЗ
и Урал. Основным их недостатком
является низкий КПД.
Зубья сектора выполнены спираль-
ными. Линия контакта зубьев в заце-
плении при повороте червяка переме-
щается по всей длине зуба сектора, что
приводит к меньшему их изнашиванию
по сравнению с другим расположением
зубьев. Зацепление чувствительно к
изменению расстояния между осями
червяка и сектора, поэтому основные
детали выполняются с повышенной
точностью. Регулировка зацепления
сводится к подбору требуемой толщи-
ны бронзовой шайбы, устанавлива-
емой между опорной поверхностью
сектора и боковой крышкой картера.
При регулировке вал сошки вместе с
сектором перемещается в осевом на-
правлении. Осевой зазор в зацеплении
при повороте вала сошки из среднего
положения в крайнее изменяется от
0,03 до 0,5 мм.
Червяк нарезается с постоянным
шагом t, передаточное число данного
рулевого механизма
нм=2л/?м/(/2]) -cosy2/cosу1,
где Rw ~ радиус начальной окружно-
сти сектора; Zi — число заходов червя-
8
Рис. 1.5. Рулевой механизм цилиндрический червяк - боковой сектор (УРАЛ-375):
/ — подшипник; 2 — червяк; 3 — сектор; 4 картер
Рис. 1.6. Рулевой механизм глобоидный червяк — двухгребневый ролик (ВАЗ)
ка; у! и у2— углы наклона винтовой
линии червяка и зубьев сектора.
Рулевые механизмы глобоидный
червяк — ролик широко применяются
на легковых и грузовых автомобилях,
а также автобусах. По сравнению с
другими червячными механизмами
этот механизм более компактен и
имеет более высокий КПД, так как
контактирующие поверхности зацеп-
ления обкатываются друг по другу,
а не скользят, как в рассмотренных
выше рулевых механизмах. Данные
механизмы выполняются с двух- или
трехгребневым роликом. Первый тип
(рис. 1.6) используют для установки
иа легковых автомобилях, а второй —
в основном на грузовых и автобусах.
Червяк 5 напрессован на вал, уста-
новленный в двух радиально-упорных
подшипниках, регулируемых проклад-
ками 6. Для обеспечения регулировки
зацепления ось 8 ролика 7 смещена на
5...7 мм по отношению к вертикальной
оси червяка. Регулировка зацепления
осуществляется винтом 4, ввернутым
снаружи рулевого механизма в верх-
нюю крышку картера 3. Головка вин-
та с регулировочной шайбой 2 входит
в паз головки вала 1 сошки. Осевой
зазор между головкой винта и па-
зом вала должен быть не более
0,05 мм.
Переменный зазор в зацеплении
обеспечивается смещением оси, враще-
ния О2 вала сошки на х=2,5...5 мм
10
сти червяка; Zi—число заходов чер-
вяка.
Винтовые рулевые меха-
низмы различаются способом пре-
образования поступательного переме-
щения гайки в угловое перемещение
сошки. Имеются следующие типы вин-
товых механизмов: винт — гайка —
рычаг, качающийся винт — гайка,
винт—поворачивающаяся гайка,
винт — гайка — рейка — сектор. Такие
механизмы устанавливаются как на
легковых, так и на грузовых автомо-
билях. Основу винтовой передачи со-
ставляют винт, приводимый во враще-
ние валом рулевого колеса, и гайка,
перемещающаяся вдоль винта при его
вращении. Во всех разновидностях
винтовых рулевых механизмов зазор
в винтовой передаче ие регулируется
и в случае достижения предельного
износа винтовая пара заменяется.
КПД винтовой передачи определяется
по формулам (1.1), (1.2).
Рулевые механизмы винт — гай-
ка— рычаг (рис. 1.7) имеют перемен-
ное передаточное число, увеличива-
ющееся при перемещении гайки из
среднего положения в крайнее:
относительно центра начальной обра-
зующей червяка О\:
Дз = 2Дя tg б,
где Дн — приращение радиуса; б — по-
ловина угла при вершине гребня ролика.
Для улучшения зацепления ось
вращения ролика разворачивают на
угол до 7° по отношению к оси враще-
ния червяка. Угол подъема винтовой
линии червяка yi выполняют умень-
шающимся от центра к периферии
(Vimm=5... 10°), что приводит к умень-
шению передаточного числа на 5...7 %
в крайних положениях вала сошки.
Для среднего его положения
uM=2nRwl (tzi),
где Rw — радиус начальной окружно-
им=^nRI (t cos2«p),
где R — расстояние между осями
вращения винта и рычага; t—шаг
винта; <р — угол поворота рычага
(сошки).
Зазор в зацеплении выполняется
постоянным, КПД рулевого механиз-
ма низкий из-за треиия скольжения
между винтом и гайкой и в соедине-
нии гайки с рычагом.
Рулевой механизм качающийся
винт — гайка (рис. 1.8) имеет одну
верхнюю опору. При повороте руле-
вого колеса гайка вместе с кривоши-
пом перемещается по радиусу R. Пе-
редаточное число механизма умень-
шается при перемещении гайки из
среднего положения в крайнее и за-
11
Рис. 1.8. Рулевой механизм качающийся винт — гайка (МАЗ-525):
/ — вал сошки; 2 —гайка вала; 3 — картер; 4 — рулевой вал; 5 — труба; 6 — шарикоподшипник
Рис. 1.9. Рулевой механизм
винт — поворачивающаяся гай-
ка:
/ — виит; 2 — гайка; 3 —рычаг
висит от поворота рулевого колеса
вправо ( + ) или влево (—):
_ 2л?? sin (у + q>)
t sin у + cos 7 sin ф
где 7 — угол подъема винтовой линии
гайки.
Данный рулевой механизм мало
отличается от предыдущего, кроме ру-
левой колонки, габариты которой не-
сколько больше в связи с тем, что ру-
левой вал качается. Регулировка осе-
вого зазора рулевого вала отсутст-
вует. Такой рулевой механизм в на-
стоящее время не используется.
Рулевой механизм винт — повора-
чивающаяся гайка (рис. 1.9) обладает
небольшими габаритами и массой и
может устанавливаться на легковых
автомобилях. Зазор между винтом и
гайкой не регулируется. Низкий КПД
не имеет существенного значения с
точки зрения усилия иа рулевом коле-
се при установке механизма на мало-
литражные легковые автомобили.
Этот механизм, как и рассмотренный
выше, имеет переменное передаточное
число
им = (2л7? cos <р) Д =F (nJ? sin <р) /[п2 +
+ ((?cosqj —fe)2].
Более совершенен рулевой меха-
низм виит — гайка (шариковая) —
рейка — сектор, нашедший широкое
применение в грузовых автомобилях.
В винтовой паре этих рулевых меха-
низмов имеет место не трение сколь-
жения, а трение качения — между
винтом 6 и гайкой 5 размещены 90...
120 шариков диаметром 7...Э мм (рис.
1.10, а). Входные и выходные концы
нарезки гайки замыкаются двумя на-
правляющими трубками 4, заполнен-
ными шариками. В результате полу-
чается два замкнутых «ручья», в ко-
торых циркулируют шарики при вра-
щении винта. Поступательное переме-
щение гайки преобразуется в угловое
перемещение сошки с помощью рейки,
конструктивно объединенной с гайкой,
и вала сектора 1 с закрепленной на
нем сошкой.
Высокая работоспособность и ма-
лый износ в течение всего срока
эксплуатации такого рулевого меха-
низма достигаются конструктивными
и технологическими мероприятиями:
высокими точностью изготовления,
твердостью и чистотой обработки ра-
бочих поверхностей, применением вы-
соколегированных сталей. Соответст-
вующий профиль сопрягаемых дета-
лей обеспечивает пятно контакта ша-
риков на дуге не менее 40...50°. Раз-
меры шариков отличаются по диамет-
ру не более чем на 2 мкм, а зазор в
передаче не превышает 0,02...0,03 мм,
что достигается селективной сборкой
деталей. Для получения беззазорного
соединения в среднем положении гай-
ки и снижения обратных ударов глу-
бина нареэки винта может выполнять-
ся увеличивающейся от середины к
13
a
Рис. 1.10. Рулевой механизм
винт — рейка — шестерня:
а — МАЗ-500А, б - МАЗ-6422
Рис. 1.11. Кривошипный рулевой механизм
периферии. Например, в рулевом ме-
ханизме автомобиля МАЗ-500 на
среднем участке винта длиной 40 мм
глубина нарезки на 0,025 мм меньше,
чем на крайних участках. Глубина на-
резки постепенно увеличивается в обе
стороны на длине 55 мм.
Соединение винт — гайка выполня-
ется нерегулируемым, что вполне до-
пустимо вследствие незначительного
изнашивания сопрягаемых деталей в
процессе эксплуатации. Возможность
регулировки зацепления рейка — сек-
тор обеспечивается нарезанием зубьев
сектора под углом 6...8° к оси враще-
ния, что обусловливает разную толщи-
ну зуба по его длине. Кроме того, ось
нарезки зубьев сектора смещают на
0,5...2 мм по отношению к оси враще-
ния вала сектора, в результате чего
толщина зубьев постепенно уменьша-
ется от среднего к крайним. Этим до-
стигается необходимое изменение за-
зора в механизме при повороте руле-
вого колеса. Регулируется данное за-
цепление вращением винта 2, сфери-
ческая головка которого упирается в
шайбу 3. При этом вал 1 сошки сме-
щается влево и зазор в зацеплении
уменьшается.
В некоторых конструкциях регули-
ровка зацепления рейка — сектор про-
изводится приближением вала сошки
к рейке с помощью втулок 7, в кото-
рых располагаются подшипники вала
(рис. 1.10, б). Для этой цели центр
окружности, на которой располага-
ются болты 8 крепления крышек 9 к
картеру рулевого механизма, смещен
относительно оси вращения вала сош-
ки. Для изменения расстояния между
рейкой и сектором достаточно, отвер-
нув болты крепления, повернуть
крышки вместе с втулками до очеред-
ного совпадения их отверстий с резь-
бовыми отверстиями в картере и снова
завернуть болты. В этом случае не
требуется нарезать зубья сектора под
углом к оси вращения вала.
Передаточное число механизма по-
стоянно:
где Rw — радиус начальной окружно-
сти зубьев сектора.
В кривошипных рулевых
механизмах передача усилия осу-
ществляется с помощью цилиндриче-
ского червяка 2 и кривошипа 3 с
15
одним или двумя скользящими или
вращающимися пальцами 1, располо-
женными в винтовой канавке червяка
(рис. 1.11). В данном механизме пере-
даточное число может быть перемен-
ным и зависит от нарезания червяка.
Это является достоинством этого типа
рулевых механизмов, но из-за прису-
щих им недостатков (сложности изго-
товления, недостаточной долговечно-
сти, низкого КПД) на современных
автомобилях они применяются редко.
Рулевые механизмы с ше-
стеренчатой передачей
представляют собой конический или
цилиндрический редуктор планетар-
ного или иепланетарного типа и ино-
гда устанавливаются на машинах спе-
циального назначения. Они компакт-
ны, долговечны, имеют высокий КПД
и постоянное передаточное число. Ше-
стеренчатые передачи могут приме-
няться в комбинации с другими типа-
ми передач для изменения направле-
ния передачи усилия от рулевого ко-
леса к управляемым колесам и для
преобразования поступательного пере-
мещения гайки в угловое перемещение
сошки. В первом случае применяют
пару конических шестерен (КамАЗ,
МАЗ-7310), во втором — используют
рассмотренное выше зацепление рей-
ка — сектор.
В рулевом механизме шестерня —
рейка (рис. 1.12) усилие к колесам
передается с помощью прямозубой
или косозубой шестерни, установлен-
ной в подшипниках, и рейки, переме-
щающейся в направляющих втулках.
Для обеспечения беззазорного зацеп-
ления рейка прижимается к шестерне
пружинами. Шестерня рулевого ме-
ханизма соединяется валом с рулевым
колесом, а рейка — с двумя попереч-
ными тягами, которые могут крепить-
ся в середине или по концам рейки.
Данные механизмы имеют меньшее
передаточное число по сравнению с
рулевыми механизмами, описанными
выше, что дает возможность быстро
поворачивать управляемые колеса в
требуемое положение. Это обуслови-
ло нх широкое применение на спор-
тивных и гоночных автомобилях, а
также на микро- и малолитражных
легковых автомобилях. Полный по-
ворот управляемых колес из одного
крайнего положения в другое осуще-
ствляется за 1,75...2,5 оборота рулево-
го колеса.
Средние значения прямого (числи-
тель) и обратного (знаменатель) КПД
рулевых механизмов различных ти-
пов равны: глобоидный червяк — ро-
лик— 0,8/0,7; цилиндрический чер-
вяк — сектор — 0,7/0,55; червяк —
кривошип с вращающимся пальцем —
0,75/0,65; червяк — кривошип со
скользящим пальцем — 0,55/0,32;
винт — гайка (скользящая) —
0,65/0,25; винт (с шариковой гайкой) —
рейка — шестерня — 0,87/0,82.
Для изготовления рулевых меха-
низмов используются черные металлы
и цветные сплавы. Рулевые валы из-
готовляют из сталей 10, 20, 35, 40, 45.
Заготовкой служат бесшовные трубы
и стальной прокат круглого сечения.
Глобоидные червяки отковывают из
сталей 35Х, 40Х, 20ХНМ с последую-
щим цианированием на глубину 0,25...
0,5 мм и закалкой до 45...52 HRC8. Ро-
лики отковывают из сталей 12ХНЗА и
20Х2Н4А, их поверхность цементиру-
ется и калится до 52...56 HRC3. Чер-
вяки и ролики изготовляют также из
легированных свинецсодержащих ста-
лей АС30ХМ и АС40ХГНМ, обладаю-
щих повышенной обрабатываемостью
резанием. Винты, гайки, рейки, валы
сошки отковывают из сталей 25ХГТ,
12Х2Н4А, 20Х2Н4А, 20ХНЗА, ЗОХ,
35Х, 30ХМ. Их рабочие поверхности
цементируют и калят до Б6...62 HRC3.
Для изготовления шариков использу-
ются стали 25ХГТ, 12Х2Н4А, ШХ-9.
Материалами для картеров и крышек
служат ковкий чугун КЧ 35-10, КЧ
37-12, стальное литье 08кп, 40л, 45л и
цветные сплавы АК9, АЛ4, АЛ9В.
16
Рис. 1.12. Рулевой механизм шестерня — рейка:
1 — рейка; 2 — шестерня
1.3. Рулевые приводы
В рулевой привод входят все дета-
ли, передающие усилие от рулевого
механизма к управляемым колесам.
Конструкции рулевых приводов отли-
чаются разнообразием и определяют-
ся типом автомобиля, схемой поворо-
та и условиями компоновки.
Рулевой привод оценивается пере-
даточными числами и КПД.
Кинематическое переда-
точное число Ип.к равно отно-
шению элементарного угла поворота
сошки dtp к полусумме элементарных
углов поворота цапф управляемых ко-
лес. Для автомобиля с двумя управ-
ляемыми колесами
Цц.к=2dtpl (<^0л+<^0п),
где 6Л> 0п — углы поворота соответ-
ственно левой и правой цапф.
Силовое передаточное чис-
л о «п.с определяется как отношение
суммарного момента Л1Е иа поворотных
цапфах всех управляемых колес к мо-
менту Мс на сошке. Для автомобиля
с двумя управляемыми колесами
Мп.с = М Е/Л4
Передаточные числа привода — пе-
ременные вследствие изменения соот-
ношения плеч рычагов. Кроме того,
из-за несимметричности привода эти
числа могут быть различными при
повороте автомобиля вправо и влево.
Следовательно, будет переменным и
усилие иа рулевом колесе в процессе
поворота.
Отношение силового передаточно-
го числа к кинематическому соответ-
ствует КПД привода
Ип.с/^п.к.
Общий КПД рулевого управления
определяется потерями в рулевом ме-
ханизме и приводе: т) = т)мТ]пте0,70...
0,85. Для общетранспортных автомо-
билей потери на трение составляют:
в шкворнях — 40...50 %> в шарнирах
привода — 10...15, в рулевом механиз-
ме — 35...50 % от общих потерь.
Рулевая трапеция являет-
ся частью рулевого привода и обеспе-
чивает требуемую зависимость между
углами поворота управляемых колес.
Рулевые трапеции классифицируют
по расположению относительно оси
вращения колес (передние и задние)
и по конструкции (неразрезные и раз-
резные). Рулевую трапецию чаще рас-
полагают сзади управляемых колес.
17
Рис. 1.13. Рулевое управление автомобиля с независимой подвеской:
1 — поворотные рычаги; 2— боковые тяги; 3 — сошка; 4 — средняя поперечная тяга; 5 — маятниковый рычаг
В этом случае она хорошо защищена
поперечиной подвески или балкой мо-
ста от повреждений.
Автомобили с зависимой подвеской
имеют неразрезную поперечную тягу
3 (см. рис. 1.1). При независимой
подвеске эта тяга выполняется раз-
резной (рис. 1.13), состоящей из двух
или трех звеньев, что обеспечивает
возможность независимого перемеще-
ния управляемых колес. Для регули-
рования схождения колес тягн имеют
резьбовые наконечники. Целесообраз-
но выполнять один наконечник с пра-
вой резьбой, другой — с левой. Тогда
регулировка схождения производится
простым вращением тяги 2.
Рулевой привод должен быть
жестким, обеспечивать правильную
кинематику поворота управляемых
колес и отсутствие зазоров в шарнир-
ных соединениях. Недостаточная
жесткость привода приводит к нару-
шению схождения управляемых колес
и увеличению их склонности к авто-
колебаниям. Следствием этого явля-
ется интенсивное изнашивание шин и
повышенный расход топлива, ухудше-
ние устойчивости движения автомо-
биля. Жесткость рулевого привода
автомобилей с зависимой подвеской
примерно в 1,5...2 раза выше, чем у
аналогичных по классу автомобилей
с независимой подвеской. Правиль-
ная кинематика поворота управляе-
мых колес обеспечивается соответ-
ствующим выбором параметров руле-
вой трапеции, а отсутствие зазоров в
приводе — использованием шарниров
с автоматическим устранением за-
зоров.
Шарниры рулевого привода по спо-
собу устранения зазора выполняют
саморегулируемыми, с периодической
регулировкой и нерегулируемыми.
Саморегулируемые шар-
ниры (рис. 1.14, а...ж) не требуют
регулировки в процессе эксплуатации
автомобиля. Зазор в шарнирах авто-
матически выбирается перемещением
сухарей 3 или пальцев 2 по конусным
направляющим поверхностям нако-
нечника под действием поджимной
пружины 1. Ее предварительный на-
тяг составляет 250...500 Н и должен
быть больше максимальной инерци-
онной силы, возникающей при дей-
ствии на тягу вертикальных ускоре-
ний во время движения автомобиля
по неровной дороге. Такие шарниры
18
Рис. 1.14. Шарниры рулевого управления
устанавливаются обычно на попереч-
ных рулевых тягах.
В шарнирах с периодиче-
ской регулировкой (рис.
1.14, з, и) зазор, появляющийся вслед-
ствие изнашивания трущихся поверх-
ностей, устраняется заворачиванием
пробки 4 до упора и отпусканием ее
до ближайшего положения, в котором
ее можно зашплинтовать. Конструк-
ция (рис. 1.14, и) не совсем удобна в
эксплуатации, так как для регулиров-
ки требуется разборка шарнира. Шар-
ниры с периодической регулировкой
обычно используются в продольных
рулевых тягах.
Нерегулируемые шарни-
р ы (рис. 1.14, к) применяют на ав-
томобилях, в которых колеса повора-
чиваются вокруг вертикальной оси.
Они проще и дешевле в изготовлении,
чем регулируемые и саморегулируе-
мые шарниры, но имеют меньшую
долговечность. В случае предельного
износа трущихся поверхностей нере-
гулируемый шарнир заменяется
Пальцы 2 рассмотренных шар-
ниров выполняют шаровыми полно-
сферными (рис. 1.14, д...и) или двух-
сферными (рис. 1,14, а. б), конически-
ми (рис. 1.14, в, г) или цилиндриче-
скими (рис. 1.14, к). В двухсферных
пальцах полусфера большего радиуса
является рабочей, а меньшего — на-
19
правляющей. Размеры пальцев с ша-
ровыми головками выполняются в со-
ответствии с ОСТ 37.001.233 — 80.
По кинематике шарниры могут
быть простыми и сложными. В пер-
вом случае палец поворачивается в
наконечнике за счет скольжения сфе-
ры пальца относительно поверхностей
сухарей 3. Во втором случае при по-
вороте пальца 2 вокруг своей оси его
сфера скользит в сухарях, а при угло-
вых колебаниях пальца сухари сколь-
зят по направляющим головки нако-
нечника.
Детали рулевого привода изготов-
ляют из углеродистой качественной
конструкционной и легированной ста-
лей, тяги привода — из сталей марок
20, 30, 35. Для пальцев шарниров
применяют легированные стали
12ХНЗА, 18ХГТ и 15ХН с цементацией
шаровой головки и конического хво-
стовика на глубину 1.5...3 мм и после-
дующей закалкой до 56...63 HRC8.
Галтели пальцев упрочняют накаткой
для исключения образования трещин.
Напыление поверхности пальцев и су-
харей различными сплавами способ-
ствует повышению износостойкости
поверхностей трения в 2...3 раза. На-
конечники тяг, рычаги и сошка отко-
вываются из сталей 35, 40, 45, ЗОХ,
35Х, 40Х, 38ХГМ, 40ХНМА.
1.4. Усилители
Усилители предназначены для
снижения усилия на рулевом колесе
при его повороте и для повышения
безопасности движения автомобиля,
так как цилиндр усилителя помогает
водителю удерживать управляемые
колеса в заданном положении при
действии со стороны дороги неуравно-
вешенных сил, стремящихся повер-
нуть эти колеса в одном направлении.
Такие силы появляются при различии
сопротивления качению правого и ле-
вого колес из-за их попадания на по-
верхности дороги с различными коэф-
фициентами сопротивления качению
(например, одно колесо движется по
песку, второе — по асфальту) или в
случае прокола одного колеса.
Конструкция усилителя должна
удовлетворять ряду требований:
1) обладать следящим действием.
Различают кинематическое и силовое
слежение. Кинематическое слежение
заключается в повороте управляемых
колес в соответствии с поворотом ру-
левого колеса и его направлением.
Силовое слежение обеспечивает про-
порциональность усилия иа рулевом
колесе усилию, необходимому для по-
ворота управляемых колес, что спо-
собствует более уверенному управле-
нию автомобилем, особенно по скольз-
ким дорогам;
2) обеспечивать возможность
управления автомобилем в случае вы-
хода усилителя из строя;
3) ие допускать включения усили-
теля от случайных воздействий со сто-
роны дороги при прямолинейном дви-
жении автомобиля;
4) иметь высокую чувствитель-
ность, которая оценивается углом по-
ворота рулевого колеса, соответству-
ющим повышению давления в системе
до максимального;
5) обладать достаточным запасом
динамической устойчивости, который
выражается в отсутствии автоколеба-
ний управляемых колес.
В зависимости от вида используе-
мого источника энергии усилители ру-
левого управления бывают гидрав-
лическими и пневматиче-
скими. Они состоят из блока пита-
ния, распределителя, исполнительного
механизма и соединительных трубо-
проводов и шлангов. Блок питания
включает гидронасос с баком для ги-
дроусилителя или компрессор с реси-
верами для пневмоусилителя. В неко-
торых конструкциях гидроусилителей
дополнительно имеются аккумуляторы
энергии. С помощью распределителя
осуществляется подвод энергии к ис-
20
Рис. 1.15. Схема рулевого управления с уси-
лителем
полиительному механизму, который
представляет собой один или несколь-
ко силовых цилиндров. В них энергия
сжатого воздуха или жидкости пре-
образуется в усилие на штоке, пере-
дающееся на управляемые колеса ав-
томобиля.
В настоящее время применяются
исключительно гидравлические усили-
тели. Поскольку принцип работы ги-
дравлических и пневматических уси-
лителей одинаков, ниже рассмотрены
только гидравлические усилители.
Схема рулевого управления с уси-
лителем показана на рис. 1.15. При
повороте рулевого колеса 13, напри-
мер вправо, сошка 12 рулевого меха-
низма 14 повернется по часовой стрел-
ке и сместит золотник 9 распредели-
теля 8 назад по отношению к
принятому направлению движения ав-
томобиля. В результате жидкость от
иасоса 2 подается через распредели-
тель в полость А и силовой цилиндр 7
начинает поворачивать управляемые
колеса 4 вправо. Полость Б в это вре-
мя соединяется также через распреде-
литель со сливной магистралью 1.
После прекращения поворота ру-
левого колеса управляемые колеса
вследствие давления рабочей жидко-
сти на поршень цилиндра продолжа-
ют поворачиваться вправо. При этом
с помощью рычага 5 и тяги 3 корпус
распределителя смещается назад и пе-
рекрывает поступление жидкости в
полость А цилиндра усилителя, в ре-
зультате чего прекращается поворот
управляемых колес. Таким образом,
управляемые колеса поворачиваются
в соответствии с поворотом рулевого
колеса. Кинематическое следящее дей-
ствие усилителю придает обратная
связь (рычаг 5 и тяга 5), которой со-
единяются управляемые колеса с кор-
пусом распределителя.
Силовое следящее действие дости-
гается введением реактивных элемен-
тов: камер или плунжеров. Большин-
ство усилителей, установленных на
современных автомобилях, обладает
не только кинематическим, но и сило-
вым слежением. На рис. 1.15 силовое
слежение достигнуто с помощью ре-
активных камер 6 и 10, в которые че-
рез калиброванные отверстия поступа-
ет жидкость из нагнетательной маги-
страли и воздействует на правый или
левый торец золотника 9 в зависимо-
сти от направления поворота автомо-
биля. В результате усилие, необходи-
мое для смещения золотника, оказы-
вается зависящим от давления в на-
гнетательной магистрали 11, которое
в свою очередь определяется момен-
том сопротивления повороту управля-
емых колес. С его увеличением повы-
шается давление в цилиндре и в реак-
тивной камере распределителя, пре-
пятствующее смещению золотника и
способствующее его установке в ней-
тральное положение.
Инерция управляемых колес при
неудачно выбранных параметрах уси-
лителя может привести к дальнейше-
му смещению корпуса распределителя
21
б
Рис. 1.16. Схемы компоновки усилителей:
1 — распределитель; 2 — силовой цилиндр; 3 — рулевой механизм
относительно золотника (переходу че-
рез нейтральное положение). В этом
случае нагнетательная магистраль со-
единится с полостью Б цилиндра н
начнется поворот колес в обратном
направлении, т. е. при определенных
условиях возможно появление авто-
колебаний управляемых колес. Нали-
чие реактивных элементов в распре-
делителе уменьшает вероятность по-
явления таких колебаний.
В зависимости от относительного
расположения элементов различают
четыре схемы компоновки усилителей
(рис. 1.16). Во всех этих схемах источ-
ник энергии (насос) располагается
отдельно от остальных элементов уси-
лителя.
При расположении распределите-
ля и цилиндра в одном блоке с руле-
вым механизмом (рис. 1.16, а) кон-
струкция носит название гидроруля.
Ее достоинства заключаются в ком-
пактности, минимальном числе шлан-
гов и трубопроводов, малой склонно-
сти системы к автоколебаниям из-за
высокой жесткости гидравлических
магистралей, связывающих распреде-
литель с силовым цилиндром. Однако
в такой конструкции весь рулевой
привод от сошки до управляемых ко-
лес нагружается дополнительным уси-
лием, приложенным со стороны цилин-
дра к валу сошки. Это приводит к не-
обходимости увеличения размеров и
массы привода. Гидроруль имеет боль-
шие габаритные размеры, что затруд-
няет его компоновку на автомобиле.
22
Кроме того, гидрорули неудобны
с точки зрения унификации элементов
рулевого управления. Тем не менее
гидрорули получили широкое рас-
пространение на легковых и грузо-
вых автомобилях, а также на авто-
бусах.
Компоновка усилителя (рнс. 1.16,
б) характеризуется размещением рас-
пределителя в одном блоке с рулевым
механизмом и автономным располо-
жением цилиндра. Это позволяет уста-
навливать цилиндр в непосредствен-
ной близости от управляемых колес.
Достоинства усилителя с данной схе-
мой заключаются в малой нагружен-
ности привода, легкости компоновки
усилителя в рулевом приводе, малой
склонности к автоколебаниям. Распо-
ложенный у колес цилиндр восприни-
мает удары со стороны дороги, пред-
охраняя рулевой механизм от пере-
грузок. При использовании данной
схемы усилителя длина шлангов не-
сколько увеличивается по сравнению
с предыдущей.
По схеме, приведенной на рнс. 1.16,
в, рулевой механизм устанавливается
автономно, а распределитель и сило-
вой цилиндр вместе. В этом случае
цилиндр нужно располагать в строгом
соответствии с расположением руле-
вого механизма, так как шаровой па-
лец сошки должен управлять работой
распределителя. Усилители, выпол-
ненные по данной схеме, имеют ма-
лую склонность к автоколебаниям.
Длина трубопроводов по сравнению
с предыдущей конструкцией увеличи-
вается незначительно.
Схема рулевого управления с ав-
тономным расположением рулевого
механизма, распределителя и силово-
го цилиндра (рис. 1.16, г) является
наиболее гибкой с точки зрения ком-
поновки и унификации элементов. Од-
нако из-за повышенной склонности
к автоколебаниям, увеличенного числа
и длины шлангов и трубопроводов
применяется сравнительно редко.
Схема компоновки усилителя и
его характеристики выбираются в ос-
новном в зависимости от нагрузки,
приходящейся на управляемые коле-
са. Кроме того, принимаются во вни-
мание конструктивная и технологиче-
ская преемственности.
Характеристика гидроусилителя за-
висит от конструкции распределителя.
Распределители бывают:
1) открытого и закрытого типов.
В первом случае ширина кромок зо-
лотника меньше ширины соответству-
ющих отверстий в корпусе. В резуль-
тате при прямолинейном движении
автомобиля нагнетательная и сливная
магистрали усилителя через распре-
делитель оказываются связанными
с рабочими полостями цилиндра. По-
скольку насос усилителя работает
постоянно, жидкость непрерывно цир-
кулирует через распределитель. В рас-
пределителях второго типа в ней-
тральном положении золотника все
магистрали перекрыты. Жидкость к
распределителю подводится от гидро-
аккумулятора. Насос усилителя вклю-
чается периодически и служит для
подзарядки гидроаккумулятора. Такая
система позволяет использовать насос
с меньшей подачей и снизить затраты
энергии на его привод;
2) с осевым или угловым переме-
щением золотника. В настоящее вре-
мя большее распространение имеют
распределители первого типа. Распре-
делители с угловым перемещением
золотника отличаются высокой чув-
ствительностью и простотой привода;
3) с реактивными элементами и
без них;
4) с самоустанавливающимся зо-
лотником или с его центрированием
при помощи упругих элементов (пру-
жин, торсиона). В первом случае цен-
трирование осуществляется за счет
действия жидкости на реактивные эле-
менты, во втором — при смещении зо-
лотника возникает сила со стороны
упругих элементов, стремящаяся вер-
23
Рис. 1.17. Распределитель типа В (МАЗ 525)
нуть золотник в нейтральное поло-
жение.
Наибольшее распространение по-
лучили распределители трех типов: с
реактивными плунжерами и центри-
рующими предварительно сжатыми
пружинами (тип А); с реактивными
камерами и самоустанавливающимся
золотником (тип Б); без реактивных
элементов с центрирующими предва-
рительно сжатыми пружинами (тип В).
Наиболее простым является рас-
пределитель типа В, обеспечивающий
только кинематическое слежение
(рис. 1.17). Золотник 2 перемещается
относительно гильзы 1 с помощью ша-
рового пальца 4, соединенного с сош-
кой рулевого механизма. Для этого
необходимо преодолеть усилие уста-
новленной с предварительным натягом
пружины 3. При этом нагнетательная
магистраль Н соединяется £ одной из
полостей силового цилиндра, а слив-
ная С — с другой. При отпускании ру-
левого колеса пружина возвращает
золотник в среднее положение, в кото-
ром нагнетательная и сливная магист-
рали соединены между собой и с ра-
бочими полостями цилиндра. В случае
выхода из строя усилителя сохраняет-
ся возможность управления автомоби-
лем при значительном увеличении уси-
лия на рулевом колесе. Для снижения
гидравлических потерь при нерабо-
тающем насосе в корпус распредели-
теля встроен шариковый клапан, через
который при повороте автомобиля пе-
ретекает жидкость из одной полости
цилиндра в другую.
Вариант конструкции распредели-
теля типа Б показан на рис. 1.18.
Пальцы 5 и 4 крепятся соответственно
к сошке и продольной тяге, а корпус
3 — к корпусу цилиндра, шток кото-
рого закреплен на левом лонжероне
рамы. Палец 5 сошки может смещать
золотник 1 в осевом направлении с по-
мощью стакана 2 и тяги- 6 на величи-
ну зазора 6.
Реактивные площади золотника вы-
полняются пропорциональными рабо-
чим площадям силового цилиндра
справа и слева от поршня. Вследствие
этого золотник при прямолинейном
движении автомобиля несколько сме-
щен от среднего положения в сторону
реактивной камеры с меньшей пло-
щадью. Это обусловливает равенство
24
Рис. 1.18. Распределитель типа Б, выполненный в одном блоке с силовым цилиндром
(МАЗ-500)
сил, действующих на поршень справа
и слева при различных давлениях
жидкости. Работает данный распреде-
литель в соответствии со схемой, пока-
занной на рис. 1.15.
Из-за отсутствия центрирующих
упругих элементов усилие, необходи-
мое для смещения золотника относи-
тельно среднего положения, незначи-
тельно. Вследствие этого распредели-
тели типа Б обладают повышенной
чувствительностью к случайным воз-
действиям со стороны дороги, которые
могут приводить к самовключению
усилителя и вилянию управляемых ко-
лес. Этот недостаток устранен в рас-
пределителях типа А с реактивными
плунжерами и центрирующими пред-
варительно сжатыми пружинами. Не-
смотря на более сложную конструк-
цию, они широко используются на
автомобилях и им отдается предпочте-
ние при разработке усилителей для
перспективных автомобилей. Эти кон-
струкции, как и рассмотренные выше,
относятся к распределителям с осевым
перемещением.
В усилителе (рис. 1.19), выполнен-
ном по схеме, показанной на рис.
1.16,о, нагнетательная магистраль по-
стоянно соединена с полостью А меж-
ду реактивными плунжерами 1 и 3.
Максимальное осевое смещение золот-
ника из среднего положения состав-
ляет 1,1 мм. Если повернуть рулевое
колесо на некоторый угол, например
вправо, винт 5 повернется по часовой
стрелке, стремясь переместить вправо
поршень-рейку 4. При неподвижных
управляемых колесах винт вывернется
из неподвижной гайки и сместит зо-
лотник из среднего положения влево.
Для смещения золотника 6 необходи-
мо дополнительно сдвинуть влево плун-
жеры 3, на которые действуют силы
пружин 2 и давление жидкости, стре-
мящиеся вернуть золотник в среднее
положение. В остальном работа дан-
25
Рис. 1.19. Гидроруль (КамАЗ)
Рис. 1.20. Распределитель усилителя рулевого управления, предназначенный для
перспективных автомобилей МАЗ
кого усилителя аналогична работе
рассмотренных выше усилителей.
В распределителе, расположенном
в одном корпусе с рулевым механиз-
мом, винт 5, установленный в радиаль-
но-упориых роликоподшипниках, не
имеет осевого перемещения (рис. 1.20).
При повороте рулевого колеса винто-
вая втулка 3 с закрепленным на ней
золотником 2 перемещается в осевом
26
Рис. 1.21. Вариант конструкции роторного распределителя
ных схемах усилителей (рис. 1.16, а, б)
привод золотника достаточно сложен,
что является существенным недостат-
ком конструкции. Привод существенно
упрощается, если использовать золот-
ник не с осевым, а с угловым переме
щением (роторный). Такие усилители
имеют незначительный гидравлический
люфт, так как в этом случае золотник
непосредственно соединен с нижним
концом рулевого вала. Роторным рас-
пределителем трудно придать слеже-
ние по усилию, что является их не-
достатком.
На рис. 1.21 показан вариант кон-
струкции роторного распределителя.
Золотник 2 имеет четыре длинных про-
дольных паза, соединенных с нагнета-
тельной магистралью, и четыре корот-
ких, соединенных со сливом радиаль-
ными отверстиями. При отпущенном
рулевом колесе золотник удержи-
вается в среднем положении торсио-
ном 1, соединяющим золотник и винт 4
рулевого механизма. Винт имеет без-
зазорное соединение с гильзой 3 при
помощи пальца 5 и соединение с зо-
лотником при помощи торцевых зубь-
ев, допускающих относительное угло-
вое смещение золотника и гильзы до
3°. Таким образом обеспечивается не-
обходимое смещение золотника отно-
27
направлении, в результате чего усили-
тель начинает работать. Смещение зо-
лотника определяется угловым зазо-
ром в шлицевом соединении вала 4 и
винта 5. Для удержания золотника в
среднем положении имеется торсион 1,
соединяющий вал и винт. В остальном
работа данного распределителя прин-
ципиально не отличается от рассмот-
ренных выше.
В распределителях типа А обеспе-
чивается равенство давлений в рабо-
чих полостях цилиндра. Поскольку
активная площадь поршня со стороны
штока меньше, при прямолинейном
движении создается небольшая сила,
стремящаяся повернуть управляемые
колеса в одну сторону.
Момент на рулевом колесе от дей-
ствия реактивных элементов распреде-
лителя в легковых автомобилях может
достигать '/з момента сопротивления
повороту колес. Чтобы сохранить сле-
дящее действие по усилию и не допу-
скать чрезмерного усилия на руле-
вом колесе, в некоторых усилителях
вводят устройства, ограничивающие
реактивное действие распредели-
теля.
Все рассмотренные выше распреде-
лители имеют осевое перемещение зо-
лотника. В наиболее распространен-
сительно гильзы для включения уси-
лителя.
При повороте рулевого колеса зо-
лотник поворачивается относительно
гильзы иа угол 3°, закручивая торсион
и включая усилитель. При дальнейшем
вращении рулевого колеса вместе с зо-
лотником вращается гильза относи-
тельно корпуса 6. Работа распредели-
теля понятна из рисунка, она принци-
пиально не отличается от работы рас-
смотренных выше распределителей с
осевым перемещением золотника.
Насосы гидроусилителей рулевого
управления должны : обеспечивать не-
обходимую подачу, определяемую рас-
четной скоростью поворота рулевого
колеса; иметь малое изменение подачи
при различных скоростных режимах
работы двигателя; обеспечивать тре-
буемое давление; обладать достаточ-
ной долговечностью и безотказностью.
Насосы работают в неблагоприят-
ных условиях с резко изменяющимися
скоростными и нагрузочными режима-
ми. Привод насоса осуществляется от
двигателя, и характер изменения их
скоростных режимов одинаков. Разви-
ваемое насосом давление пропорцио-
нально моменту на управляемых коле-
сах. Изменение давления носит слу-
чайный характер и зависит не только
от поворота управляемых колес, но и
от их ударов о неровности дороги при
прямолинейном движении автомобиля.
Температура рабочей жидкости в бач-
ке гидронасоса может колебаться от
+ 100 °C летом до — 50 °C зимой. Сре-
да, в которой работает насос, харак-
теризуется повышенной задымлен-
ностью и запыленностью. Эти условия
работы определяют конструкцию и тип
используемых насосов.
Пластинчатые (лопастные) насосы
двойного действия, специально скон-
струированные для работы на автомо-
билях, развивают давление 6,5...
8,5 МПа при частоте вращения Ищах=
= 4800 мин-1. На большегрузных авто-
мобилях устанавливают шестеренча-
тые насосы, более приспособлен-
ные к тяжелым условиям работы:
НШ-ЮЕ-МАЗ, НШ-46Д-БелАЗ, МоАЗ
(Ртах = 8-..1О МПа, Лтах = 2300 МИН-1).
Кроме насосов этих типов, находят
применение поршневые (ртах= 12...
15 МПа), героторные с шестернями
внутреннего зацепления циклоидально-
го профиля (ртах=Ю МПа, Птах =
= 9000 мин-1), роторные насосы.
На рис. 1.22 показана конструкция
пластинчатого насоса, устанавливаемо-
го на автомобиле ЗИЛ-130. Статор 7
имеет по две полости нагнетания и
слива, которые разделены лопатками,
перемещающимися в пазах ротора 6.
Для предохранения от заклинивания
лопатки установлены под небольшим
углом к радиусу по направлению вра-
щения ротора. Их симметричное распо-
ложение относительно оси ротора
обусловливает его уравновешивание и
разгрузку подшипников.
Для ограничения подачи насоса с
повышением частоты вращения колен-
чатого вала двигателя в крышке кор-
пуса устанавливается клапан расхо-
да 1.
При подаче жидкости от насоса в
нагнетательную магистраль 2 имеет
место перепад давлений до и после
жиклера 5 вследствие дросселирова-
ния. Перепад давлений пропорциона-
лен квадрату расхода жидкости через
жиклер и не зависит от давления в на-
гнетательной магистрали. Создаваемое
при этом усилие на клапане 1 уравно-
вешивается пружиной 3. С увеличе-
нием частоты вращения ротора пере-
пад давлений также увеличивается и
клапан сдвигается вправо, сжимая пру-
жину 3 и перепуская часть жидкости
во всасывающую магистраль. Внутри
клапана расхода расположен предохра-
нительный клапан 4, отрегулирован-
ный на давление 6,5 МПа.
Корпуса силовых цилиндров отли-
вают из сталей 20, 35, 45, ковкого чу-
гуна КЧ 35—10 или изготовляют из
трубчатых элементов. Рабочую поверх-
28
Рис. 1.22. Пластинчатый насос гидроусилителя рулевого управления (ЗИЛ-130)
ность закаливают ТВЧ до 241...285 НВ
и доводят до высокой степени чистоты
(хонингование, суперфиииш). Поршни
гидрорулей выполняют из сталей
18ХГТ, 12Х2Н4А. В остальных случаях
используют сталь 35, ковкий чугун
КЧ 35-10, алюминиевый сплав АЛ10В.
Цилиндрическую поверхность шлифу-
ют. Штоки изготовляют из сталей 40
и 45, хромируют и полируют. Твер-
дость их поверхности Б2...62 HRC3, не-
линейность на всей длине — не более
0,015 мм. Уплотнительные кольца из-
готовляют из серого чугуна, иногда —
из резины.
Детали иасосов выполняют из се-
рого чугуна СЧ 18 (корпуса), легиро-
ванных сталей ШХ-15, ХВГ, 9ХС (ста-
торы), 20Х, 40Х, 38Х2МЮА (роторы,
58...62 HRCa), быстрорежущей стали
Р18 (лопатки, 58...62 HRC3), бронзы
БрАЖ 9-4 или БрАЖМц 10-3-1,5 (дис-
ки, 160...180 НВ).
Работа усилителя оценивается по-
казателями: эффективности, реактив-
ного действия и чувствительностью.
29
Рис. 1.23. Расчетные характеристики усилите-
лей с распределителями типа А, Б и В
Показатель эффективности Э равен
отношению момента на рулевом коле-
се при повороте без усилителя к анало-
гичному моменту с усилителем Э =
=Л4р/Л1р.у. При отсутствии усилителя
Э=1. С увеличением полной массы
автомобиля этот показатель растет,
составляя для большегрузных автомо-
билей Этах=6...9.
Показатель реактивного действия
находится как отношение изменения
моментов Л4р.у и Mf: p=dMp.y/dMp.
Этот показатель оценивает степень си-
лового следящего действия усилителя.
При отсутствии реактивных элементов
р=0, т. е. момент на рулевом колесе
не зависит от момента сопротивления
повороту управляемых колес. Для
автомобилей с реактивными элемен-
тами р = 0,1...0,3.
Чувствительность оценивается уг-
лом поворота рулевого колеса, при ко-
тором усилитель включается в работу.
При выборе последних двух пока-
зателей для разрабатываемых рулевых
механизмов с гидроусилителем следует
учитывать требования стандарта СЭВ
1629—79: момент на входном валу ру-
левого механизма не должен превы-
шать 8 Н-м для включения гидроуси-
лителя и 45 Н-м при достижении мак-
симального давления в гидросистеме;
угол поворота рулевого колеса не дол-
жен превышать 6,5° при повышении
давления на 0,1 МПа и 50° — при до-
стижении максимального давления.
Расчетные характеристики усилите-
лей с различными типами распредели-
телей показаны на рис. 1.23. Сила Fr на
рулевом колесе прн отсутствии усили
теля пропорциональна моменту ЛД,
необходимому для поворота управля-
емых колес автомобиля (передаточное
число рулевого управления принято
постоянным). Для включения в работу
распределителей типа А и В необходи-
мо к рулевому колесу приложить силу
Fn для преодоления усилия предвари-
тельного сжатия центрирующих упругих
элементов. После достижения в гидро-
системе максимального давления, соот-
ветствующего моменту Msr иа управ-
ляемых колесах, гидроусилитель не в
состоянии помогать водителю повора-
чивать управляемые колеса при даль-
нейшем увеличении Л4г, и поэтому
усилие Fp.y на рулевом колесе резко
возрастает.
На рисунке нанесены также линии,
показывающие изменение показателей
эффективности Э рассматриваемых уси-
лителей. В рабочей зоне для распреде-
лителя типа Б этот показатель постоя-
нен, а для типов А н В увеличивается
с увеличением М»
1.5. Кинематический расчет рулевого
управления
Кинематический расчет заключа-
ется в определении углов поворота
управляемых колес, нахождении пере-
даточных чисел рулевого механизма,
привода и управления в целом, выбо-
ре параметров рулевой трапеции, а
также в согласовании кинематики ру-
левого управления и подвески.
Для того чтобы управляемые же-
сткие колеса катились при повороте
без проскальзывания, их мгновенный
30
б
Рис. 1.24. Кинематика по-
ворота жестких колес с
одним (а) и с двумя (б)
управляемыми мостами
Рис. 1.25. Схемы расположения задней I и пе-
редней 2 рулевых трапеций
центр поворота должен лежать на пе-
ресечении осей вращения всех колес
(рис. 1.24). Для наиболее распростра-
ненной схемы поворота автомобиля
4X2 (рнс. 1.24, а) наружный 0е и вну-
тренний О, углы поворота колес свя-
заны зависимостью
ctgOe-ctg0i = /o/L, (1.3)
где L—база автомобиля; 10 — рас-
стояние между точками пересечения
осей шкворней с опорной поверхно-
стью.
При заданном наименьшем радиу-
се поворота R (по оси следа наружно-
го колеса)
max “ arctg {£/[]/(R - rfY - L2— Zo]),
где rf — радиус обкатки колеса во-
круг шкворня.
Угол 0i max ограничивается по усло-
виям компоновки автомобиля лон-
жероном рамы или продольной бал-
кой основания несущего кузова. По-
сле подстановки 0гтах в (1.3) нахо-
дится 0е max-
Подбор параметров трапеции при
жестких в боковом направлении
управляемых колесах начинается с
определения угла Ф наклона боковых
рычагов трапеции (рис. 1.25). Они
располагаются таким образом, чтобы
а= (0,7...0,8)7, при заднем и а—
= (0,8...1)7, при переднем расположе-
нии поперечной тяги (т. е. соответ-
ственно сзади и спереди управляемых
колес). Угол Ф может быть найден для
максимальных теоретических углов
0е max И 0( max ПО формуле
Ф ~ arctg{(sin0imax—sin0emax)/[2-
(COS 0<? щах COS 0 i max) ]}
или no графикам, показанным на
рис. 1.26. Для выполненных конструк-
ций Ф = 66...74°, а отношение длины
бокового рычага к длине поперечной
тяги mjn—0,12...0,16. Длину т прини-
мают возможно большей по условиям
компоновки. Тогда
я = W (1 + 2/n/n cos Ф).
31
10/Ь-----—
Рис. 1.26. Графики для выбора размеров руле-
вой трапеции
Для высокоэластичных шин форму
трапеции приближают к прямоуголь-
ной.
После определения размеров тра-
пеции проверяется правильность ее
кинематики, т. е. находятся действи-
тельные углы поворота колес. Эта
проверка осуществляется графически
или аналитически и подробно рассма-
тривается в курсе «Теория автомо-
биля».
Общее кинематическое передаточ-
ное число рулевого управления, опре-
деляемое передаточными числами ме-
ханизма им и привода ип.к, равно отно-
шению полного угла поворота руле-
вого колеса к углу поворота колес от
упора до упора:
Цр.у = ОСтах/ (бе 4“ 0г) max-
Для легковых автомобилей атах=
= 1080...1260° (3...3.5 оборота рулево-
го колеса), ИЫ=16...2О, (0e4-0i)max =
=65...70° и, следовательно, «р.у=15...
20 И Цд.к = Ир.у/Им 1 •
Для грузовых автомобилей в соот-
ветствии с ГОСТ 21398—75 суммар-
ное число оборотов рулевого колеса
при повороте управляемых колес на
40° (±20° от нейтрального положе-
ния) не должно превышать 3,5
(otmax= 1260°) без учета угла свобод-
ного поворота рулевого колеса, что
соответствует нр.у^31,5. Средние пе-
редаточные числа рулевых механиз-
мов им=20...24. Значит, Ип.к^1,3...1,5.
Кинематика рулевого управления
должна согласовываться с кинемати-
кой подвески для обеспечения незави-
симости угловых перемещений управ-
ляемых колес от вертикальных при
деформации упругих элементов под-
вески (см. курс «Теория автомоби-
ля»).
1.6. Силовой расчет рулевого управ-
ления
В силовом расчете определяются
усилия: необходимое для поворота
управляемых колес на месте; разви-
ваемое цилиндром усилителя (если он
имеется); на рулевом колесе при ра-
ботающем и неработающем усилите-
ле; на рулевом колесе со стороны ре-
активных элементов распределителя;
на колесах при торможении; на от-
дельных деталях рулевого управле-
ния.
Наибольшего значения усилие на
рулевом колесе достигает при поворо-
те автомобиля, стоящего на сухом
асфальтобетонном покрытии. В дви-
жении это усилие значительно снижа-
ется (до двух раз).
Сила Кр, необходимая для поворота
управляемых колес стоящего на гори-
зонтальной поверхности автомобиля,
находится исходя из суммарного мо-
мента Л4Г на цапфах управляемых колес:
Ms = Mf + М^ + Л1р 4- Му,
где Mf—момент сопротивления пере-
катыванию управляемых колес прн их
повороте вокруг шкворней; Л4Ф— момент
сопротивления деформации шин и тре-
ния в контакте с опорной поверхностью
32
Рис. 1.27. К расчету момента сопротивления
повороту колеса
вследствие проскальзывания шины; Л4р,
Му — моменты, обусловленные попереч-
ным и продольным наклонами шквор-
ней (рис. 1.27);
Mf = fG^f = /Gx [I — лг0 (X. + Р)/180];
Mg, = «pGxV,
Мр = 0,56^sin Р (sin 0„ + sin 0,) «
«Gxffsin [Jsin0m;
« —ОхГд sin2 у sin 0m,
где Gi — осевая нагрузка, передаваемая
управляемыми колесами; f — коэффи-
циент сопротивления перекатыванию
колеса: f « 0,018; <р — коэффициент
сцепления колес с опорной поверхно-
стью: <р « 0,8; г0 — расчетный радиус
колеса; Г/—радиус обкатки колеса
вокруг оси шкворня: rf = 0,06.-0,08 м;
гф — плечо силы трения скольжения
относительно центра отпечатка шины.
Если принять, что давление по площа-
ди отпечатка распределяется равномер-
но, г,, = 0,5 г с— Го; гс — свободный
радиус колеса. В случае, когда г0«
«0,96гс, гф = 0,14гс; I — длина цапфы;
Z— угол развала колес, град; 0, у—
углы наклона шкворня в боковом на-
правлении и назад, град; 0е, 0( — углы
поворота наружного и внутреннего ко-
лес, град; 0т —средний угол поворота
колеса: 0т = (0е -ф 0()/2.
Сила на рулевом колесе растет
с увеличением 0е и 0,, достигая мак-
симальных значений При бетах И 0i щах-
Оценка легкости рулевого управления
производится по Гр, рассчитанной для
Средних УГЛОВ поворота КОЛеС 0ет и
0im-
Для выполненных конструкций
(Мр + Му)1(М, + Мф) = 0,07-0,15.
Достаточно близкие значения Мд к
опытным дает полуэмпирнческая фор-
мула:
Л4Е = Ю-Зр/З V Gllpm ,
где рш — давление в шине, МПа; ц —
коэффициент трения шины о дорогу:
р = 0.7...0,9.
Усилие на ободе рулевого колеса
Гр = Мд/(/?р«т]),
где Rp — радиус рулевого колеса; т] —
КПД рулевого управления: т]кз0,7...
0,85; и — передаточное число рулево-
го управления, равное произведению
передаточных чисел рулевого меха-
низма и привода.
Полученное значение Гр сопостав-
ляется с допустимым [Гр] на рулевом
колесе. Принимают [Гр]=250 Н. Если
Гр>[Гр], необходима установка уси-
лителя.
В существующих конструкциях
усилитель обычно позволяет осуще-
ствить поворот на месте без значи-
тельного усилия на рулевом колесе.
Сила цилиндра гидроусилителя
Г ц = Л4д/(/цЦцК),
где Иц.и — передаточное число рыча-
гов, расположенных между цилин-
дром и управляемыми колесами;
/ц — плечо силы Гц.
Усилие Гр.у прн атом складывается
из усилия Гп, необходимого для вклю-
чения гидроусилителя в работу, н уси-
лия Гэ, создаваемого реактивными
элементами. Усилие Гп выбирается
таким, чтобы при возвращении колеса
в нейтральное положение под дейст-
вием стабилизирующего момента уси-
литель не включался в работу. Кро-
ме того, Гп должно быть больше сил
трения в рулевом механизме и не
должно превышать 30 Н, а Гэ при до-
33
Рис. 1.28. К расчету нагрузок, действующих на
детали рулевого управления
стижении максимального давления в
гидросистеме должно быть не более
90 Н.
При торможении максимальная
тормозная сила, приложенная к ко-
лесу:
Ft = 0,5<p/nag (b + qh^lL,
где та, L, hm — соответственно пол-
ная масса, база и высота центра масс
автомобиля; b — расстояние от цент-
ра масс до оси заднего моста; g—
ускорение свободного падения.
Нагрузки, действующие на детали
рулевого управления, зависят от ме-
ста установки цилиндра усилителя.
Детали, расположенные между руле-
вым колесом и цилиндром, нагружа-
ются силой Fp, приложенной водителем
к рулевому колесу. Она ограничена
силой Fmax, которую может крат-
ковременно создать водитель, прини-
мают Fmax=500 Н. Детали, располо-
женные между цилиндром усилителя
и управляемыми колесами, нагружа-
ются дополнительной силой Гц.
От действия Ft в наиболее неблаго-
приятном случае—при наезде автомо-
биля на препятствие или торможении
одним колесом (например, в случае
Фп = 0, <рл = фтах) — возникает сила,
которая нагружает весь рулевой привод.
При наличии усилителя эта сила в зна-
чительной степени гасится гидравличе-
ским сопротивлением и поэтому учиты-
вается только для деталей, располо-
женных между управляемыми колесами
и цилиндром усилителя.
Для схемы рулевого управления,
показанной на рис. 1.28, силы на попе-
речной и продольной тягах соответ-
ственно
Fnn = F-tUf и Frip = FTl/e
со стороны дороги при торможении и
Fпп= FрЛримет]р.п/(/cf) 'FFulpJf и
Fnp=F р КрЧм/1 с
со стороны рулевого колеса и цилин-
дра усилителя (1]р.п — КПД рулевого
управления от рулевого колеса до по-
перечной тяги).
1.7. Гидравлический и динамический
расчеты усилителя
Гидравлический расчет выполня-
ется для определения основных харак-
теристик и размеров элементов гидро-
усилителя: диаметра и хода поршня
силового цилиндра; подачи насоса;
размеров распределителя; диаметров
трубопроводов. Найденные значения
корректируют с учетом требований и
ограничений действующих норматив-
ных документов.
При проектировании усилителя
вначале выбирается схема его компо-
новки. Затем из кинематического рас-
чета находится ход хп поршня силово-
го цилиндра. Его диаметр определя-
ется по известному из силового рас-
чета усилию и по максимальному
давлению в гидросистеме:
Оц = V 4Fal(stpmax) + С
(dm — диаметр штока поршня)
Подача насоса Qu должна обеспе-
чивать поворот управляемых колес
автомобиля с большей скоростью, чем
его может осуществить водитель. Ра-
счетную подачу насоса определяют
34
при давлении жидкости, равном
0,5 ртах, и частоте вращения коленча-
того вала двигателя, превышающей
его частоту вращения на холостом хо-
ду не более чем на 25 %- При мень-
шей подаче насоса жидкость не будет
успевать заполнять освобождающийся
объем рабочей полости цилиндра, что
приводит к резкому увеличению уси-
лия на рулевом колесе. Более того, во-
дителю придется еще затрачивать
энергию на перекачивание жидкости
из одной полости цилиндра в дру-
гую.
Усилитель считается работоспо-
собным, если при вращении рулевого
колеса с частотой пр=0,5с-1 момент
иа нем не превышает номинального
(СТ СЭВ 1629—79). Для большегруз-
ных автомобилей принимают лр=1...
1,5 с-1.
Таким образом,
СиТ]н (1 Д) 2л^4ц/2р7?р/цр.ц,
где QH—номинальная подача насоса;
•qH — объемный КПД насоса при дав-
лении 0,5 ртах (для лопастных насо-
сов г)н~0,85, для шестеренчатых —
т]н~0,9); Д— утечка жидкости в гид-
равлической системе: Д^0,15; Лц —
активная площадь поршня цилиндра
усилителя; «р.ц — передаточное число
части привода, расположенного меж-
ду рулевым колесом и поршнем ци-
линдра.
Следовательно,
^П^5-ЛцПр1?Р/[Ир.цТ]н (1 Д ) ].
Диаметры трубопроводов выби-
рают так, чтобы потери напора по их
длине не превышали 0,1...0,3 МПа для
легковых и 0,2...0,5 МПа для грузо-
вых автомобилей. Для этого скорость
жидкости в трубопроводах рекоменду-
ется принимать не более 4 м/с в наг-
нетательных и 2 м/с в сливных маги-
стралях.
Диаметр золотника распределите-
ля можно найти по потерям давления
Др в распределителе (обычно Др=
= 0,04...0,08 МПа) на основании изве-
стной зависимости
Др=0,5 gpv2,
где g — коэффициент сопротивления,
для золотников при турбулентном ре-
жиме g = 3...6; р — плотность жидко-
сти: р=900 кг/м3; v — скорость тече-
ния жидкости.
В нейтральном положении золот-
ника
Ц=Qh/ (2лб/з6з),
где d3— диаметр золотника; 63 — осе-
вой зазор между кромками золотника
и корпуса в нейтральном положении:
63= (0,2...0,5) 10-3 м.
Таким образом,
Др = 0,5 £р[0н/(2л</з6з)]2
и, следовательно,
йз = ^-У0,56р/Др.
2ло3
Максимальный допустимый зазор
6Г между золотником и корпусом рас-
пределителя находится по допустимым
утечкам Д<2 через золотник при мак-
симальном давлении ртах. Поскольку
кольцевой зазор 6Г мал, режим тече-
ния жидкости в нем принимают лами-
нарным.
Тогда
nd.63
i2i5p6; Pmax и 6г^
з Л 12vp6xAQ
^^аРтах
где v—кинематическая вязкость жид-
кости. Для распространенных рабочих
жидкостей (6...15) 10-6м2/с при
/=50°С; бх — перекрытие окна нагне-
тательной магистрали распределите-
ля при максимальном смещении зо-
лотника.
Основной целью динамического
расчета является определение устой-
чивости рулевого управления при вы-
бранных параметрах усилителя. Одно-
временно находится ряд других пока-
зателей, характеризующих процесс
35
поворота управляемых колес: быстро-
действие, колебательность, перерегу-
лирование. Устойчивым считается та-
кое рулевое управление, в котором не
возникает автоколебаний управля-
емых колес при движении автомобиля
в различных дорожных условиях. По-
скольку рулевое управление с усили-
телем представляет собой следящую
систему, для ее расчета применимы
методы теории автоматического регу-
лирования.
Для повышения устойчивости ру-
левого управления увеличивают тре-
ние, утечки жидкости в гидравличе-
ской системе, уменьшают коэффи-
циент усиления обратной связи и по-
дачу насоса. Расчеты показывают, что
при отсутствии трения рулевое управ-
ление с усилителем неустойчиво при
любых его параметрах. Использова-
ние управляемых колес с меньшими
моментом инерции и угловой жестко-
стью также способствует повышению
устойчивости рулевого управления.
Эффективными практическими ме-
роприятиями в борьбе с неустойчиво-
стью являются обеспечение соответст-
вующего профиля проходных сечений
распределителя и нарезание канавок
на рабочей поверхности золотника.
Кроме указанных мероприятий, устой-
чивость рулевого управления увеличи-
вается при введении в распределитель
реактивных элементов и центриру-
ющих пружин.
1.8. Выбор размеров деталей и расче-
ты на прочность
Нагрузки в рулевом управлении
обусловлены взаимодействием управ-
ляемых колес с опорной поверх-
ностью. Они достигают наибольших
значений при повороте управляемых
колес стоящего на месте автомобиля,
а также при торможении или наезде
автомобиля на препятствие.
В соответствии с этим расчеты на
прочность проводят по двум режимам:
по максимальному усилию, которое
водитель может приложить к рулево-
му колесу; по максимальному тормоз-
ному моменту на колесах (одном или
двух) на дороге с <р=0,8...0,9. Так как
методы расчетов деталей рулевого
управления на усталостную проч-
ность разработаны недостаточно, рас-
четы носят сопоставительный харак-
тер, т. е. получаемые расчетные на-
пряжения сравнивают с напряжения-
ми в аналогичных деталях автомоби-
лей, хорошо зарекомендовавших себя
в эксплуатации.
Для расчета деталей рулевого
управления используют формулы, ко-
торые даются в курсах «Детали ма-
шин» и «Сопротивление материалов».
Момент на рулевом валу
Mp=FpDp/2,
где Dp — диаметр рулевого колеса
(выбирается по ОСТ 37.001.062 — 75).
Для существующих конструкций
DP=38O...55O мм.
Рулевой вал рассчитывают на кру-
чение и жесткость. При максимальном
моменте угол закручивания не превы-
шает 5,5...7,5°, а напряжения—т =
= 25-75 МПа.
В рулевых механизмах легковых
автомобилей диаметр вала сошки
dc=23...32 мм, межосевое расстояние
рулевого механизма aw=43...60 мм, а
грузовых — dc = 35—45 мм, аю=66...
90 мм.
Зацепление глобоидный червяк —
ролик обладает высокой жесткостью
и изгибной прочностью. Поэтому его
рассчитывают по напряжениям смя-
тия
осм = —^-tg у! С [осы] = 300...500МПа,
Л/-о
где г0 — расчетный радиус червяка;
— угол подъема винтовой линии
червяка.
Площадь контакта А (см. рис. 1.6)
определяется для крайнего положе-
36
ния, в котором в зацеплении находит-
ся один гребень ролика:
А = 0,5 [(epi — sin <pi) rf + (<р2 —
— sinter!].
Долговечность шариковинтовой
пары рулевых механизмов зависит от
контактных напряжений. Внутренний
диаметр резьбы выбирается исходя
из условия устойчивости
>0,056]/ nlpQ/k ,
где п — запас устойчивости: п = 3...7;
/р— рабочая длина винта; Q — осе-
вая нагрузка; k — коэффициент при-
веденной длины, учитывающий конст-
рукцию опор: для двухопорного винта
с одной самоустанавливающейся гай-
кой k = 2,5, при несамоустанавлива-
ющихся опорах k = 3,3.
Диаметр шариков при проектном
расчете принимают в зависимости от
шага резьбы /: dm= (0,40...0,65)/. Для
существующих конструкций dm^
5^10 мм. Профиль резьбы выполня-
ется в виде одной дуги окружности ра-
диуса гп= (0,515...0,52) dm или двух
дуг окружностей (см. рис. 1.10, а).
Минимальное число рабочих ша-
риков в гайке, воспринимающих осе-
вую нагрузку,
2р min = Q/(qK sin a cos ср),
где К—коэффициент неравномерно-
сти распределения нагрузки между
шариками: Л=0,8...0,9; ф— угол подъ-
ема винтовой линии:
ф= arctg[// (nd™)];
q — нагрузка на шарик, действующая
по нормали к поверхности контакта,
определяемая по допускаемым напря-
жениям смятия в зоне контакта шари-
ков с винтом, для поверхностей твердо-
стью 60 HRC3 [осм]=2500...3500 МПа;
а — угол контакта шариков: а=40...45°.
При уменьшении а от 45° до 30° число
рабочих шариков увеличивается в
1,5 раза, а при их неизмененном числе
в 1,5 раза увеличивается нагрузка на
один шарик. При этом увеличивается
и сила, выталкивающая шарик в пе-
репускной канал.
При проектировании в первую оче-
редь стремятся к использованию воз-
можно больших размеров шариков, а
во вторую — к большему их количеству.
Число рабочих витков в гайке
Пр ’ ZpdmCOS ф/ (jtdm)
и принимается равным 1,5...2,5. Общее
число витков в гайке зависит от кон-
струкции перепускного канала и на
1,5...2 витка больше пр.
Средний диаметр резьбы
dm d; + 2 (гц х),
где х — радиальное смещение центров
радиусов профилей резьбы винта и
гайки относительно центра шарика:
х= (гп—0,5 dm) cos а.
Глубина профиля резьбы винта и
гайки h= (0,3...0,35)dm. Меньшее зна-
чение принимается для механизмов,
воспринимающих небольшие осевые
нагрузки. Винтовые пары рулевых ме-
ханизмов автомобилей ЗИЛ-130 и
КамАЗ имеют: dm=7,144 мм, jD,=
=22,556 мм, Ле=36,844 мм, /р=
= 156,5 мм, /=18,8 мм, гр=22.
Расчетная долговечность винтовой
пары определяется по формулам для
расчета радиально-упорных шарико-
подшипников.
Зубья сектора рассчитывают на
изгиб и на контактную прочность.
Напряжения при изгибе
ои= Fd (ybtk.),
где Fc — окружное усилие на секто-
ре; у — коэффициент формы зубьев,
определяемый по таблицам для полно-
го зубчатого колеса, частью которого
является сектор; b — длина зубьев;
/—шаг зубьев сектора; k—коэффи-
циент перекрытия.
Сила Fc определяется конструк-
цией усилителя. Сектор рулевых ме-
ханизмов автомобилей ЗИЛ и КамАЗ
нагружается силами Fp и Гц:
Fc = FpRpuM/rc+Гц.
37
Рис. 1.29. К расчету рычага ру-
левого управления
Для автомобиля ЗИЛ-130 Оптах =
= 400 МПа, а в нормальных условиях
эксплуатации ои^250 МПа.
Контактные напряжения
осы = 0,4181 f . ,
|/ rc6sinacosa
где а — угол зацепления.
Они ограничены Отах^1500 МПа.
Из деталей рулевого привода наи-
более нагруженными обычно являют-
ся сошка и шарниры. Сошка рассчи-
тывается на изгиб и кручение в сече-
нии у основания от действия силы Fn,
приложенной к пальцу (рис. 1.29).
Опасные напряжения возникают в
точках хну.
Для точки х
оэ = Fn +
ДЛЯ у
t=Fne/WK,
где W„ и IFk — моменты сопротивле-
ния сечения А — А соответственно из-
гибу и кручению. Для сошки автомо-
биля ЗИЛ-130 аэ=780 МПа, т=
400 МПа.
Остальные рычаги рассчитываются
аналогично.
Шарниры рычагов и тяг проверя-
ют по контактным напряжениям
(ок^25...30 МПа). Размеры шаровых
пальцев должны соответствовать ОСТ
37.001.233 — 80. НАМИ рекомендует
использовать пальцы со следующими
диаметрами сферы D в зависимости
от нагрузки Gi на управляемые коле-
са: при Gi (кН) составляющей 24...34;
34...49; 49...70; 70... 100 D (мм) равен
35; 40; 45; 50.
Продольная и поперечная тяги
проверяются на устойчивость:
Fc>K^n2EI/P,
где Fс» — сила сжатия тяги; / — эк-
ваториальный момент инерции сече-
ния тяги:
/ = лО* (1—4/О*)/64,
di, DT — соответственно внутренний и
наружный диаметры тяги; I—рас-
стояние между шаровыми пальцами.
Запас устойчивости должен быть
не менее 1,5...2,5.
ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
2.1. Назначение и классификация
Тормозная система предназначена
для снижения скорости движения ав-
томобиля вплоть до полной остановки
и обеспечения его неподвижности во
время стоянки.
Современные автомобили и авто-
поезда должны иметь рабочую, запас-
ную и стояночную тормозные системы.
Грузовые автомобили и автопоезда
полной массой свыше 12 т, а также
автобусы — свыше 5 т, предназначен-
ные для эксплуатации в горных рай-
онах, должны иметь дополнительно
вспомогательную тормозную систему.
Тормозные системы современных
автомобилей должны обеспечивать:
требуемую эффективность торможе-
ния каждой из систем; сохранение
устойчивости движения автомобиля
при торможении; сохранение стабиль-
ных тормозных свойств; высокую экс-
Табл. 2.1. Максимальные значения усилий
иа тормозной педали или рычаге и их ходов
для тормозных систем автомобилей
Управле- ние Тормозная система Типы авто- мобилей Максималь- ное усилие на педали или рычаге, Н Максималь- ный ход пе- дали или ры- чага, мм
Ножное Рабочая, за- Легковые 500 150
пасная, сто- Грузовые 700 180
яиочная
Ручное Запасная, Легковые 400 160
стояиочиая Грузовые 600 220
плуатационную надежность; удобство
и легкость управления, определяемые
усилием, прикладываемым к педали
(при ножном управлении) или к ры-
чагу (при ручном управлении), и хо-
дом педали или рычага. Максималь-
ные значения этих параметров приве-
дены в табл. 2.1.
Тормозная система (рабочая, за-
пасная и стояночная) состоит из од-
ного или нескольких тормозных меха-
низмов и тормозного привода.
Рабочие тормозные системы авто-
транспортных средств различают по
типу применяемых тормозных меха-
низмов н тормозного привода.
Механизм, предназначенный для
непосредственного создания и измене-
ния искусственного сопротивления
движению автомобиля, называется
тормозным.
В процессе торможения кинетиче-
ская энергия движущегося автотранс-
портного средства преобразуется в теп-
лоту, которая рассеивается в окружа-
ющей среде.
Тормозные механизмы по форме
вращающихся элементов делятся на
барабанные и дисковые.
К тормозным механизмам автомо-
билей предъявляются следующие ос-
новные требования: эффективность
действия, т. е. создание большого тор-
мозного момента; стабильность эф-
фективности торможения при измене-
нии скорости автомобиля, количества
торможений, температуры трущихся
элементов и т. д.; долговечность тру-
39
6
Рис. 2.1. Схемы двухконтурных тормозных приводов:
а—по осям; б — диагональная; в—с дублированием передних тормозов; г —с дубли-
рованием передних тормозов и раздельным управлением каждого заднего; д — с пол-
ным дублированием по мостам
щихся пар; высокий и стабильный ме-
ханический КПД; плавность действия,
отсутствие при торможении вибраций;
автоматическое восстановление номи-
нального зазора между трущимися
парами.
Совокупность устройств, предна-
значенных для передачи энергии от
источника к тормозным механизмам
и управления ею в процессе торможе-
ния, называется тормозным приводом.
На автомобилях и автопоездах при-
меняются пневматические, гидравли-
ческие и комбинированные тормозные
приводы.
Привод рабочей тормозной систе-
мы с целью повышения надежности
действия должен иметь не менее двух
независимых контуров. В случае по-
вреждения одного из контуров второй
контур обеспечивает торможение ав-
томобиля. Наибольшее распростране-
ние получили двухконтурные тормоз-
ные приводы, возможные принципи-
альные схемы которых приведены на
рис. 2.1. Для разделения контуров
применяются двухсекционные органы
управления (тормозной кран, главный
цилиндр). Каждая секция такого ор-
гана обслуживает одни контур тор-
мозного привода.
Наиболее часто используется прин-
цип деления привода по осям автомо-
биля (рис. 2.1, а). Такая схема явля-
ется самой простой, но при этом зна-
чительно снижается эффективность
торможения при выходе из строя кон-
тура передних тормозов. При диаго-
нальной схеме (рис. 2.1,6) сохраняет-
ся хорошая эффективность торможе-
ния, но резко снижается устойчивость
автомобиля при выходе из строя од-
ного из контуров, особенно при тор-
можении на повороте. Эта особен-
ность должна учитываться при кон-
струировании рулевого управления
автомобиля (применяют отрицатель-
ные плечи обкатки).
Отмеченные недостатки обеих схем
устраняются полностью или частично
в двухконтурных приводах с исполь-
зованием принципа дублирования.
В схемах рис. 2.1, в, г дублирование
частичное, а в схеме рис. 2.1,5 — пол-
ное.
Пневматический привод широко
применяется в тормозных системах
грузовых автомобилей и автопоездов
средней и большой грузоподъемности
и автобусах. В тормозных системах
с пневматическим приводом тормоз-
ные механизмы приводятся в действие
40
за счет использования энергии сжато-
го воздуха.
Для грузовых автомобилей и ав-
тобусов полной массой до 4 т, а так-
же для легковых автомобилей особо
малого и малого классов применяют-
ся гидравлические приводы, приводи-
мые в действие водителем (привод
прямого действия). Для более тяже-
лых грузовых автомобилей н автобу-
сов полной массой свыше 5 т, а также
для отдельных легковых автомобилей
используют гидравлические приводы
с усилителями, которые облегчают
управление тормозной системой. В за-
висимости от типа источника энергии
различают вакуумные, пневматиче-
ские и гидравлические усилители.
В настоящее время на автомоби-
лях-самосвалах особо большой грузо-
подъемности применяется насосно-ак-
кумуляторный гидравлический тор-
мозной привод. В этом случае
тормозные механизмы приводятся в
действие за счет использования энер-
гии рабочей жидкости под давлением,
создаваемым насосом.
На автомобилях и автопоездах
большой и особо большой грузоподъ-
емности используются комбинирован-
ные тормозные приводы (пневмоги-
дравлические и электропневматиче-
ские).
К тормозным приводам автомоби-
лей и автопоездов предъявляются сле-
дующие основные требования: обеспе-
чение приводом следящего действия,
т. е. на режимах торможения и оттор-
маживания тормозные моменты, раз-
виваемые тормозными механизмами,
должны быть пропорциональны уси-
лию, приложеииому водителем к тор-
мозной педали, и перемещению ее;
время срабатывания тормозного при-
вода при торможении не должно пре-
вышать 0,6 с, а при оттормаживании —
1,2 с; привод рабочей тормозной си-
стемы должен иметь не менее двух
независимых контуров, чтобы в слу-
чае повреждения какой-либо части
привода на автомобиле обеспечива-
лось питание исправных контуров и
остаточная эффективность рабочей
тормозной системы составляла не ме-
нее 50 % предписанной; в случае от-
рыва прицепа от тягача необходимо
обеспечивать автоматическое тормо-
жение прицепа.
2.2. Барабанные тормозные механизмы
Устройство барабанных тормозных
механизмов. Фрикционный тормоз,
в котором силы трения создаются на
внутренней поверхности вращающе-
гося цилиндра (барабана), называет-
ся барабанным. Барабанный тормоз
состоит из барабана, колодок, опор-
ного диска (суппорта), опоры коло-
док, разжимного устройства и регуля-
тора зазоров.
Тормозные барабаны от-
ливают из чугуна (с примесью нике-
ля, молибдена, меди, титана), для
легковых автомобилей — чаще всего
из стали с добавкой меди или же
штампуют из стального листа.
На рис. 2.2 показаны тормозные
барабаны, наиболее широко применя-
емые на автомобилях. Литой барабан
(рис. 2.2, а) часто выполняется с реб-
рами по наружной поверхности, кото-
рые увеличивают площадь поверхно-
сти теплоотдачи барабана и его жест-
кость. Такие барабаны применяются
на грузовых автомобилях средней и
большой грузоподъемности. К ступице
колеса барабан крепится болтами.
На автомобилях малой грузоподъ-
емности часто применяют комбиниро-
ванные тормозные барабаны (рис. 2.2,
б). Такие барабаны состоят из сталь-
ного штампованного диска / и чугун-
ного обода 2, диск и обод соединяют-
ся в процессе отливки обода.
Тормозные барабаны, штампован-
ные из листовой стали, имеют внут-
ренний слой из легированного чугуна
(рис. 2.2, в). Чугун заливается цен-
тробежным способом.
41
б
Рис. 2.2. Тормозные барабаны
Тормозные барабаны изнутри под-
вергаются механической обработке.
После обработки барабан в сборе со
ступицей подвергается динамической
балансировке.
Суппорт выполняется из листовой
стали штамповкой или литьем из чу-
гуна. К балке моста суппорт крепится
с помощью болтов.
Колодки тормозов бывают
литые, сварные и штампованные. Ли-
тые колодки изготовляются из чугуна
или легких сплавов, а сварные — из
стали. На рис. 2.3 показана литая ко-
лодка грузового автомобиля. К наруж-
ной поверхности колодки крепится
фрикционная накладка 2 с помощью
заклепок /, изготовляемых из меди,
латуни или алюминия. На некоторых
легковых автомобилях накладки при-
клеиваются к колодке.
Колодка имеет одно или два ребра
жесткости 4. Нижиим концом колод-
ка шарнирно крепится с помощью
опорных пальцев к суппорту. Верхний
конец колодки 5 упирается в разжим-
ной кулак. Колодки постоянно прижи-
маются к разжимному устройству (ку-
лаку, поршню цилиндра) усилием
стяжных пружин, которые крепятся
к ребрам колодок. От бокового сме-
щения колодки удерживаются опор-
ными пальцами или направляющими
скобами.
Тормозные накладки выполняются
прессованными, формованными или
плетеными. Они изготовляются из
коротковолокнистого асбеста, напол-
нителей (окись цинка, железный су-
рик) и связующих материалов (синте-
тические смолы, каучук). Формован-
ные накладки иногда выполняются
переменной толщины, пропорциональ-
ной степени изнашивания накладки в
процессе работы.
К накладкам предъявляются сле-
дующие требования: коэффициент
трения должен оставаться практиче-
ски постоянным при изменениях ско-
рости скольжения, температуры, а так-
же при попадании на трущиеся поверх-
ности воды; сохранение физических
свойств при иагреве без обугливания,
выкрашивания и выделения связующих
компонентов; высокая прочность, жест-
кость и износоустойчивость.
Разжимные устройства
применяются трех типов: кулачок,
клин, гидроцилиндр (рис. 2.4). Гидро-
цилиндры бывают двухпоршневые и
однопоршневые.
Схемы барабанных тормозных ме-
ханизмов приведены на рис. 2.5. Они
классифицируются по виду и количе-
42
Рис. 2.3. Тормозная колодка
Рис. 2.4. Типы разжимных устройств барабан-
ных тормозов:
а — кулачок; б — клин; в — гидроцилнндр
ству разжимных устройств, а также
по числу степеней свободы колодок.
Колодки с одной степенью свободы
(схемы I...HI, XII...XV) крепятся
шарнирно к суппорту в одной или в
двух точках с помощью опорных паль-
цев. Колодки с двумя степенями сво-
боды (самоустанавливающиеся) име-
ют следующие виды опор: закруглен-
ный конец колодки опирается на пло-
скую опору суппорта и скользит по
ней (схемы IV, VII — одна колодка,
IX — одна колодка, X, XVI); нижний
конец колодки с помощью рычага кре-
пится к суппорту (схема V), при этом
рычаг шарнирно соединяется одним
концом с колодкой, а другим — с суп-
портом; нижний конец колодки по-
средством штока соединяется с дру-
гой колодкой (схема VI...IX); опорой
для колодки служит само разжимное
устройство, в этом случае колодка
опирается либо на корпус гидроци-
линдра (схемы VII, XI), либо на клин
разжимного устройства (схема XVII).
У тормозных механизмов схем VI
и VIII одна колодка имеет две степе-
ни свободы, а другая — одну. В тор-
мозах по схемам XIV и XVII разжим-
ной кулак и клин плавающего типа
(могут перемещаться), что обеспечи-
вает равенство приводных сил, дей-
ствующих на обе колодки.
Упрощенная схема сил, действую-
щих на колодки барабанного тормоз-
ного механизма, показана иа рис. 2.6.
43
Рис. 2.5. Схемы барабанных тормозов
Рис. 2.6. Упрощенная схема сил, действующих
на колодкн
Силами привода Fr и F2, действующи-
ми со стороны разжимного устройства
на колодки, они прижимаются фрик-
ционными накладками к вращающемуся
барабану. Вследствие этого возникают
нормальные силы, действующие со сто-
роны барабана на накладки. При этом
силы трения Fzi и F-tz создают суммар-
ный тормозной момент.
Из рисунка видно, что силы тре-
ния между накладкой и барабаном
действуют на накладки и направлены
в сторону вращения барабана. Они
прижимают колодку 1 к барабану,
т. е. содействуют приводной силе F\,
а на колодке 2 — противодействуют
силе Fs. Поэтому колодка 1, у которой
силы трения способствуют более силь-
ному прижатию ее к барабану, назы-
вается активной (самоприжимной), а
колодка 2 — пассивной (самоотжим-
ной). В результате действия указан-
ных сил в опорах колодок возникают
реакции R\ и Rz.
На рис. 2.7 приведена конструкция
барабанного тормозного механизма
с колодками, имеющими одну степень
свободы. Здесь обе колодки имеют
одни общий центр поворота (обе ко-
лодки 1 и 6 опираются на один общий
палец 9). На верхних концах колодок
установлены ролики 4, упирающиеся
в разжимной кулак 3. Колодки посто-
янно прижимаются к разжимному ку-
лаку 3 и нижней опоре 9 с помощью
стягивающих пружин 5 и 8. На шли-
цевом конце вала разжимного кулака
установлен рычаг 2, в котором уста-
44
Рис. 2.7. Барабанный тормозной механизм без самоуснлеиия (МАЗ)
навливается регулятор зазоров м’ежду
накладкой 7 и барабаном.
При торможении шток тормозной
камеры воздействует на рычаг 2 и пе-
ремещает его. Это вызывает поворот
разжимного кулака 3 и прижатие ко-
лодок 1 и 6 к вращающемуся тормоз-
ному барабану. Наличие роликов 4
способствует повышению КПД раз-
жимного устройства. Тормозные ко-
лодки н внутренняя поверхность бара-
бана защищаются от попадания на
них воды и грязи с помощью штампо-
ванного щитка 10. Фрикционные на-
кладки 7 крепятся к колодке полыми
латунными заклепками.
Профиль разжимного кулака вы-
полняется по спирали Архимеда или
эвольвентным, чтобы суммарная сила,
действующая со стороны кулака на
колодки, не зависела от угла установ-
ки кулака в процессе изнашивания
накладки. В рассмотренном тормоз-
ном механизме обеспечивается равное
перемещение колодок.
Барабанные тормозные механизмы
с разжимным кулаком и с колодками,
имеющими одну степень свободы, на-
шли широкое распространение на гру-
зовых автомобилях и прицепах, обо-
рудованных пневматическим тормоз-
ным приводом. На легковых и
грузовых автомобилях, имеющих гид-
равлический или пневмогидравличе-
ский тормозной привод, применяются
тормоза с одним или двумя гндроци-
линдрами.
В тормозном механизме, приведен-
ном иа рис. 2.8, прижатие колодок
к барабану осуществляется гидроци-
линдром 1, в котором располагаются
два поршня. В большинстве случаев
диаметры обоих поршней гидроцилин-
дра одинаковы и, следовательно, обес-
печивается равенство сил, действую-
щих на обе колодки. Нижние концы
колодок 2 и 3 установлены шарнирно
на опорных пальцах, которые крепят-
ся к суппорту 8. Опорные пальцы ча-
сто выполняются эксцентричными для
45
Рис. 2.8. Барабанный тормозной механизм с малым самоуснленнем (ГАЗ)
регулирования зазоров между наклад-
кой и барабаном в нижней части ко-
лодки. Эксцентрики 4 служат для ре-
гулировки зазоров в верхней части
колодок. От боковых смещений ко-
лодка удерживается с помощью упо-
ров 5.
Вследствие равенства приводных
сил, действующих на левую и правую
колодки, тормозной момент, создавае-
мый активной колодкой, значительно
больше тормозного момента, развива-
емого пассивной. Это обусловливает
разную интенсивность изнашивания
накладок на активной и пассивной ко-
лодках, что является существенным
недостатком таких тормозов.
Для удаления пузырьков воздуха
из тормозной жидкости (прокачки
гидропривода) в цилиндрах устанав-
ливается специальный штуцер 7. Под-
водящий трубопровод (шланг) подсо-
единяется к штуцеру 6.
Автоматические регуляторы зазо-
ров между накладкой и барабаном.
От величины зазоров между наклад-
кой и барабаном зависит ряд качест-
венных показателей работы тормоз-
ной системы. Чрезмерное увеличение
зазоров влечет за собой следующие
нежелательные последствия: снижает-
ся быстродействие и синхронность
работы тормозного привода; умень-
шается эффективность и бортовая
равномерность торможения; повы-
шается расход рабочего тела (сжа-
того воздуха или тормозной жид-
кости).
Для постоянного поддержания за-
зоров в рациональных пределах путем
корректировки их по мере изнашива-
ния накладки применяются автомати-
ческие регуляторы. В зависимости от
принципа действия конструкции регу-
ляторы зазоров можно разделить иа
два типа:
46
1 2
3
Рис. 2.9. Регулятор зазоров первого
типа (ГАЗ)
1) автоматические, корректирую-
щие зазоры только при максимальных
давлениях в тормозных камерах или
цилиндрах, т. е. при экстренных тор-
можениях; 2) автоматические регуля-
торы, корректирующие зазоры при
разных давлениях, т. е. как при слу-
жебных, так и экстренных торможе-
ниях.
К регуляторам первого типа отно-
сится регулятор, показанный иа рис.
2.9. В поршне 2 тормозного цилиндра
1 установлено разрезное упругое коль-
цо 3, которое постоянно прижато к
поверхности цилиндра и за счет тре-
ния фиксирует поршень 2 в оттормо-
женном положении. При повышении
давления жидкости в рабочей полости
А поршень перемещается влево и че-
рез шток действует на колодку, при-
жимая ее к барабану, в результате
чего происходит торможение. Если за-
зор между накладкой и барабаном
нормальный, при максимальном дав-
лении жидкости в приводе поршень 2
получает перемещение 6, обеспечивая
экстренное торможение. Если же на-
кладка износилась и зазор вследствие
этого увеличился, соответственно уве-
личится и перемещение поршня при
максимальном давлении, а перемеще-
ние упругого кольца 4 влево будет
соответствовать износу накладки.
В результате зазор уменьшится вслед-
ствие уменьшения обратного хода
1
2
3
Рис. 2.10. Гидравлический регулятор зазоров
второго типа
поршня 2 при оттормаживании. Уси-
лие оттяжной пружины колодки недо-
статочно для преодоления сил трения
упругого кольца 3.
Регулятор второго типа показан
иа рис. 2.10. Этот регулятор располо-
жен внутри гидроцилиндра тормоза.
В гидроцилиндре 2 установлен непо-
движный поршень 3, в котором поме-
щен дополнительный поршень 5 с кла-
паном 4. При подаче тормозной жид-
кости под давлением в рабочую
полость А цилиндра поршень 5 вместе
с клапаном 4 перемещается влево н
упирается в стопорную шайбу 7. Как
только давление в гидроцилиндре 2
достигнет заданного значения— (0,1...
0,15) ртах, открывается клапан 4, сжи-
мая пружину 6, что позволяет тор-
мозной жидкости свободно перетекать
из полости А в полость Б и переме-
щать рабочий поршень 1, который че-
рез стакан 8 воздействует на колодку
и прижимает ее к барабану.
При оттормаживании клапан 4
остается открытым до тех пор, пока
сила, равная произведению давления
жидкости в полостях А и Б на пло-
47
щадь поперечного сечения штока 9,
не станет меньше силы пружины 6.
При этом жидкость проходит из поло-
сти Б через открытый клапаи 4 в по-
лость А и далее в привод — происхо-
дит оттормаживание, и поршень 1 пе-
ремещается вправо. Когда давление
в приводе снизится до заданного (0,1
Ртах), клапан 4 закрывается. Далее
поршень 5 перемещается вправо в ис-
ходное положение, и соответственно
перемещается поршень 1. Колодка от-
ходит от барабана, в результате чего
образуется зазор между накладкой и
барабаном. По мере изнашивания
накладки рабочий поршень 1 занима-
ет в отторможенном состоянии поло-
жения, все более отдаленные от не-
подвижного поршня 3, и удерживается
в этом положении жидкостью, которая
задерживается в полости Б с помощью
клапана 4.
Следует отметить, что регуляторы
первого типа более просты по кон-
струкции, чем регуляторы второго ти-
па, однако их применение ограничи-
вается лишь тормозами с высокой
стабильностью рабочих характеристик
и с постоянной зависимостью переме-
щения колодки от давления в испол-
нительном органе. При низкой жест-
кости тормозного барабана, колодок
и других деталей тормоза регуляторы
первого типа, как показала практика,
не обеспечивают точного регулирова-
ния зазоров. В таких случаях целе-
сообразно применять регуляторы вто-
рого типа.
Расчет барабанных тормозных ме-
ханизмов и их оценочные показатели.
Известны три метода расчета: анали-
тический, графоаналитический и гра-
фический. Первый из них получил
наибольшее распространение вслед-
ствие простоты, более высокой точно-
сти и удобства при проведении ана-
лиза. Рассмотрим аналитический ме-
тод определения тормозного момента,
создаваемого тормозом.
Вывод формул для расчета тор-
Рис. 2.11. Схема расчета колодки
мозного момента основывается на
рассмотрении равновесия колодки
(с одной или с двумя степенями сво-
боды) под действием внешних сил.
При этом делаются следующие допу-
щения:
I) давление на накладку на выде-
ленном элементарном участке, распо-
ложенном под углом а к линии ОС
(см. рис. 2.11), одинаково по всей ши-
рине накладки;
2) закон распределения давлений
по длине накладки не изменяется
с изменением сил F, разжимающих
колодки,
Р = Ртахф(а), (2.1)
где ртах — максимальное давление на
иакладку; ф(а) — функция, отобра-
жающая закон распределения давле-
ний по длине накладки;
3) коэффициент трения ц между
накладкой и барабаном остается по-
стоянным на всех режимах тормо-
жения.
На элементарный участок накладки
da действуют элементарная нормальная
реакция dN со стороны барабана и воз-
никающая при вращении барабана эле-
48
ментариая сила трения dFx в плоскости,
касательной к поверхности трения:
dFx = iidN = [ibrpda,
где b — ширина накладки; г—радиус
тормозного барабана.
Подставляя в последнее выраже-
ние значение р, согласно формуле
,(2.1) получаем
dFx = рЬгртахФ(а) da. (2.2)
Тормозной момент М112 на колодке,
создаваемый силами трения между
накладкой и барабаном,
а, а,
Mt,2= г (' dFx = lir2bpmax. J ф (a) da.
йо а.
(2-3)
Для определения pmax записывает-
ся сумма моментов относительно точ-
ки поворота колодки С:
а, а,
^,Мс= Fh± ^IdFx— ^ssinadN = 0.
Йо do
(2-4)
Заметим, что в колодках с двумя
степенями свободы точкой поворота
колодки является точка соприкосно-
вения ее с плоской опорой.
Подставляя в (2.4) выражения dFx и
dN и учитывая, что / = г—scosa,
после преобразований имеем:
Ртах = Fhl(rb)l
(a,
s J (a) sin ada ± p. r
a,
a, 11
— s ( ф (a) cos ada |.
a, J J
a,
I' зр(сс) da —
a<,
(2-5)
Подставив выражение (2.5) в урав-
нение (2.3) и разделив числитель и
И,
знаменатель на г [ ф (a) da, пол учаем
Йо
уравнение для тормозного момента
одной колодки:
М1,2=ГЛр/(Д+|лВ), (2.6)
где
<Х1
A = s ] ф (a) sin ada
aQ
ОС,
(2.7)
а, х
В = 1 — s J ф (a) cos ada I г j' ф (a)da I.
a„ I \ d„ /
(2.8)
Знак «минус» в знаменателе урав-
нения (2.6) берется для активной ко-
лодки, а знак «плюс» — для пассивной.
Общий тормозной момент двухколодоч-
ного тормоза складывается из момен-
тов обеих колодок AlT=Mi +М2, т. е.
м ГЛр , Fxhxy.
Т ATpBi Л2 + рВ8’ 1 '
Полученные уравнения (2.5)... (2.9)
действительны для всех барабанных
тормозных механизмов как с самоуста-
навливающимися колодками с двумя
степенями свободы, так и с колодками
с одной степенью свободы.
Закон распределения давлений по
длине накладки ф(а) обусловливается
рядом факторов, в частности жестко-
стью и температурой деталей тормоза,
режимом торможения. В тормозных
механизмах с высокой жесткостью ба-
рабана, накладки и колодки имеет ме-
сто синусоидальный закон распределе-
ния давлений ф(а) =sin а для колодок
с одной степенью свободы. Максималь-
ное давление ртах действует на эле-
мент накладки, расположенный под
углом a=90°. Угол а отсчитывается от
прямой ОС, проходящей через центры
вращения барабана и колодки (рис.
2.12, а).
В некоторых тормозах с деталями
малой жесткости распределение дав-
лений на накладку приближается к
равномерному (рис. 2.12, б) и ф(а) = 1.
Различие в результатах расчета тор-
мозного момента с использованием
синусоидального и равномерного рас-
пределения давлений незначительно
(не более 5 %).
После интегрирования выражений
49
Рис. 2.12. Эпюры давлений на накладку
(2.7) и (2.8) получаем: при синусои-
дальном распределении давлений
после интегрирования получаем для
колодок с двумя степенями свободы:
sin (2а0) — sin (2^) -(-
= __________+ 2 (at — а0)
г 4 (cos а0 — cos «i)
В с= 1--------— (cos а0 + cos ах);
(2.10)
при равномерном
Вр= 1-
cos а0 — cos at
«! —• «0
s sin cq — sin а0
г at —«о
t(2.I I)
А = s/(2r) ^со5ф1.2|а1 —
+-i-sin (2а0)-----^-sin^aOj +
+ 51Пф],2(51п2а1 —
— sin2a0) I /[cos ф1,2 (cos а0 —
— cos cq) + sin ф112 (sin cq —
— sina0)l;
B = I
«о +
При работе тормозов с самоуста-
иавливающимися колодками последние
совершают сложное движение — вра-
щение вокруг точки опоры и поступа-
тельное движение вдоль плоскости
опоры. У таких колодок точка макси-
мального давления на накладку сме-
щается на угол <р в сторону вращения
барабана по сравнению с точкой мак-
симального давления колодок с одной
степенью свободы (см. рис. 2.12, в).
Следовательно, для колодок с двумя
степенями свободы закон распределе-
ния давлений будет: для передней ко-
лодки ф!(а) = sin (а + ф1); для зад-
ней— t|j2(a)=sin (а—<р2).
Подставляя эти выражения в (2.7),
— s/(2r) {cos ф1,2 (sin2ai —
— sin2 a0) + sin ф] ,2 |ai — a0 —
----^-sin(2ai) —
----~ sin (2a0)]j^[cos ф),2(соз a0 —
— cos a,) + sin ф1,2 (sin cq —
— sin a0)J.
(2.12)
Знак «плюс» и ф| в полученных
уравнениях берутся для передней ак-
тивной колодки, а знак «минус» и
ф2 — для задней пассивной колодки.
На основе характера изнашивания на-
кладок существующих тормозов с са-
моустанавливающимися колодками
принимается ф1=40...50° и ф2=20...30°.
50
Заметим, что при <pi = 0 и <р2=0 выра-
жения (2.12) приобретают вид (2,10).
Для тормозов с гидроцилиндром и
с симметричными колодками Fi = F2=
= F- Ai=A2=A^ Z?j = В2=F; /ij = /t2=
=h.
Согласно формуле (2.9), получаем:
до 2fW
ИЛИ
Г=^-(А2 —р2В2).
2АЛц ' г /
Для тормозов с двумя одинако-
выми активными или пассивными ко-
лодками тормозной момент и привод-
ная сила определяются по формулам:
Мт = 2А11 2 =
Д цв
М,
Тормоза с фиксированным раз-
жимным кулаком или клином при
приработанных накладках имеют
Afi=Af2, т. е.
W(A-1iB)=F2A!/(A+|tB). (2.13)
Из условия равновесия разжимно-
го кулака (см. рис. 2.4, а) имеем
F7K= (Fi+F2)dvf2. (2.14)
Исключая из уравнений (2.13) и
(2.14) поочередно Ft и F2, находим
зависимость последних от F' и кон-
структивных параметров (при допу-
щении hi~h2):
F1.2 = F'-^(1 <2-15)
где F' — сила, действующая на рычаг
разжимного кулака; 1К—длина ры-
чага; dK— диаметр начальной окруж-
ности разжимного кулака (рис. 2.13).
Профиль разжимных кулаков вы-
полняется таким, чтобы силы Ft и F2
при любом угле поворота кулака бы-
ли направлены по касательной к его
начальной окружности.
Подставляя выражения Ft и F2 из
(2.15) в уравнение (2.9), получаем
тормозной момент для тормоза с фик-
сированным разжимным кулаком:
мт = и(Л + г2)-^^-
или
F' =----------.
(^1 h2)
При проверочном расчете тормо-
зов определяется тормозной момент
Mi при заданных конструктивных
параметрах тормоза (г, s, h, ао, он)
н известной приводной силе F. Таким
образом, в процессе проверочного рас-
чета оценивается эффективность тор-
моза с известными конструктивными
параметрами. При этом возможно
проводить анализ влияния различных
факторов или параметров тормоза на
его рабочие характеристики.
Целью проектного расчета являет-
ся выбор основных конструктивных
параметров тормоза и приводной си-
лы F, необходимых для получения
требуемого тормозного момента Мт.
Тормозной момент при этом является
известным, выбранным на основе рас-
чета движения автомобиля или авто-
поезда при торможении (см. «Автомо-
били. Теория»). Диаметр барабана г
назначается исходя из размеров шин,
остальные параметры, например s, h,
b, Ио, ai,— по аналогии с существую-
щими конструкциями тормозов, наибо-
лее близкими к проектируемому тор-
мозу. Затем по одной из полученных
формул рассчитываются необходимые
приводные силы и на основе этого
выбираются диаметры рабочих цилин-
дров или тормозных камер. В процес-
се проектирования уточняются пре-
дварительно выбранные конструктив-
ные параметры тормоза путем анали-
за их влияния на его рабочие харак-
теристики.
Эффективность тормозов оценива-
ется коэффициентом эффективности
тормоза
Кэ.т=Л1т/[г(Г1+Г2)].
51
Для оценки самоусиления тормозов
служит коэффициент самоусиления kc,
равный отношению суммы нормальных
сил У N, которые действуют на наклад-
ки при вращающемся барабане, к сум-
ме нормальных сил при невра-
щающемся барабане: kc = VN.
Тормоза с разжимным кулаком
или клином и с колодками с одной
степенью свободы не обладают само-
усилением (fec=l). Тормоза схем / и
II на рис. 2.5 относятся к тормозам
с малым самоусилением (fec = 1,2...1,4).
Тормоза со средним самоусилением
(схемы III, X, XI) имеют kc—1,8...2,2.
Тормоза с сервоколодками (схемы VI,
VII, VIII, IX) обладают большим са-
моусилением, у иих fec = 4...4,5.
Удельные нагрузки на накладки
тормозов оцениваются показателем
q, представляющим собой отношение
веса автомобиля в груженом состоя-
нии к суммарной площади накладок.
Для легковых автомобилей </=15...
20 Н/см2, для грузовых </=20...
40 Н/см2.
Расчет тормозного барабана. Вви-
ду сложности и большой трудоемко-
сти точного расчета тормозного бара-
бана используют приближенную ме-
тодику его расчета на прочность и
жесткость. При этом предполагают,
что барабан состоит из двух частей:
цилиндра 1 и диска 2 (рис. 2.14), ко-
торые соединены друг с другом шли-
цами так, что деформации цилиндра
и диска не зависимы, а шлицы нужны
лишь для передачи крутящего мо-
мента.
Рассматривая барабан как тонко-
стенный цилиндр бесконечной длины,
используем формулу для расчета тон-
костенных сосудов
Рср^б = 2аз,
где рср — среднее давление на на-
кладку: pCp = 2AfT гпах/(р^б^п) ,
диаметр барабана, м; о — сопротивле-
ние разрыву в диаметральном сечении
Рис. 2.14. Схема расчета барабана
барабана, Па; s — расчетная толщина
стенки барабана, м; 7HTjnax— макси-
мальный тормозной момент тормоза,
Н-м; у,— коэффициент трения; Дн —
суммарная площадь накладок, м2.
Толщина стенки барабана s = AlTmaxX
X (роДн)-1.
При проектировании тормозных
барабанов действительная толщина
их выбирается с учетом требуемой
жесткости и теплоемкости, т. е., как
показала практика, действительная
толщина барабана s2 должна прини-
маться в 1,4... 1,6 раза больше расчет-
ной s (см. рис. 2.14). Часто тормозные
барабаны выполняют с наружными
ребрами, расположенными по окруж-
ности, что позволяет увеличить
жесткость и площадь охлаждения
при той же массе барабана. В таком
случае толщина барабана, измеряе-
мая на впадине ребер, S] = (0,7...0,8)s.
Длина неоребренного участка 1=
= 0,2...0,45.
Болты крепления барабана рассчи-
тываются на срез. Обычно для креп-
ления тормозных барабанов применя-
ются болты из качественной углероди-
стой стали (чаще сталь 45 с термооб-
работкой до твердости 26...32 HRC3).
Для таких материалов с учетом ха-
рактера нагружения их при работе
допускаемые напряжения на срез
принимаются до ПО МПа.
Вал разжимного кулака рассчиты-
вается на кручение.
Разжимной кулак изготовляют
чаще всего из стали 40 или 45 с за-
калкой ТВЧ до 48...56 HRC3. Допу-
53
скаемые напряжения при кручении —
до 130 МПа.
Ряд деталей тормозов (разжимной
кулак, нижние и верхние опоры и кон-
цы колодок) рассчитываются на смя-
тие. Допускаемые напряжения смя-
тия принимаются для малоуглероди-
стых сталей 160...230 МПа, для серого
чугуна—ПО...140 МПа, для ковко-
го — 160 МПа.
2.3. Дисковые тормозные механизмы
Дисковые тормозные механизмы
находят применение на легковых и в
меньшей степени грузовых автомо-
билях.
По конструктивному исполнению
дисковые тормозные механизмы де-
лятся на открытые и закрытые, одно-
и многодисковые.
В зависимости от конструкции ди-
ска различают тормозные механизмы
со сплошным и вентилируемым, ме-
таллическим и биметаллическим ди-
сками.
Сплошной диск — самый простой —
применяется в случаях, если возмож-
но активное охлаждение дискового
тормоза. Вентилируемый выполнен в
виде крыльчатки-турбины. В автомо-
билях применяются в основном одно-
дисковые тормозные механизмы с вен-
тилируемым диском и креплением по
внутреннему диаметру.
В зависимости от способа крепле-
ния скобы различают дисковые тор-
мозные механизмы с фиксированной
и плавающей скобой.
Дисковым тормозом с фиксирован-
ной скобой (рис. 2.15) обеспечивается
большое приводное усилие и повышен-
ная жесткость механизма.
Колесные тормозные цилиндры 2
размещаются на скобе 1 с двух сторон
диска 9. В цилиндр входит поршень 8
с уплотнительным кольцом 7 и пыле-
защитный чехол 5. Внутренние полости
цилиндров скобы с помощью трубо-
провода 3 сообщаются с главным тор-
мозным цилиндром. Поршень 8 непо-
средственно воздействует на тормоз-
ные колодки 6 с фрикционными на-
кладками 10.
При торможении дисковым тормо-
зом давление в колесных цилиндрах 2
повышается и поршни 8, перемещаясь,
прижимают с двух сторон накладки 10
к вращающемуся диску 9. Тормозные
колодки 6 удерживаются в скобе 1 с
помощью пальцев 4.
Специального устройства для отво-
да колодок и регулировки зазора в па-
ре трения не требуется. При снижении
давления в колесных цилиндрах за
счет упругости уплотнительных колец
7 и осевого биения диска колодка фик-
сируется с минимальным зазором.
В дисковом тормозном механизме с
плавающей скобой (рис. 2.16) тормоз-
ной цилиндр 1 с поршнем 4, уплотни-
тельным кольцом 5 и пылезащитным
чехлом 6 устанавливается в скобе с
одной стороны диска 3. Скоба имеет
возможность перемещаться совместно
с другой тормозной колодкой в суппор-
те по направляющим штифтам (паль-
цам) 2. При торможении поршень при-
жимает к диску одну из колодок 8.
В результате возникшей реакции ско-
ба перемещается в противоположном
направлении и прижимает к диску
вторую реактивную колодку 7. Для
снижения вибраций колодок на скобе
установлены пластинчатые пружины 9.
Тормозной механизм с плавающей
скобой имеет лишь один колесный ци-
линдр. Его колодка нагревается мень-
ше (30...50 °C), чем в механизме с фик-
сированной скобой, но имеет сущест-
венный недостаток — при деформации,
коррозии направляющих возникает
одностороннее изнашивание накладок
и диска (со стороны колесного цилинд-
ра). Эффективность торможения сни-
жается, появляется вибрация скобы и
тормозной колодки.
Тормозные диски изготовляются из
чугуна. В однодисковых механизмах
сплошные диски имеют толщину 8...
54
Рис. 215 Дисковый тормозной механизм с фиксированной скобой
Рис. 2.16. Дисковый тормозной механизм с плавающей скобой:
/—скоба (тормозной цилиндр); 2 — направляющие штифты; 3 — суппорт; 4 — оттяжные пружины наружной
колодки; 5 — диск; 6 — поршень; 7 — уплотнительное кольцо; 8 — пылезащитный чехол; 9 — реактивная ко-
лодка; 10— тормозная колодка; 11 — пластинчатые пружины
13 мм, вентилируемые—16...25 мм.
Биметаллический тормозной диск мо-
жет выполняться с алюминиевым или
медным основанием. Фрикционный
слой выполняется из серого чугуна.
Для тормозов автомобилей исполь-
зуются фрикционные материалы на
асбокаучуковой основе, в основном
формованные и прессованные, а также
спеченные материалы на железной или
медной основе
Дисковые тормозные механизмы
имеют следующие преимущества перед
колодочными: меньшие зазоры между
дисками и колодками в незаторможен-
ном состоянии (0,005—0,1 мм) и ход
колодки, что позволяет повысить бы-
стродействие и передаточное число тор-
мозного привода; меньшую массу и
габариты; более равномерное изнаши-
вание фрикционных материалов, так
как распределяется равномерно давле-
55
б
Рис. 2.17. Форма и параметры поперечных сечений колодок:
а — сплошной диск; б — сектор; в — круглая шайба; г — усеченная
ние по поверхности пары трення
диск — колодка; больший тормозной
момент, развиваемый за счет уравно-
вешивания сил, действующих со сторо-
ны колодок на диск; возможность обес-
печения эффективного теплоотвода от
трущихся элементов; большую ста-
бильность развиваемого тормозного
момента.
К недостаткам дисковых тормозных
механизмов относятся: трудность обес-
печения герметизации (незащищенный
диск может подвергаться абразивным
воздействиям, окислению и коррозии,
способствующим быстрому изнашива-
нию тормозных накладок); высокое
давление на фрикционную накладку
вызывает ее неустойчивую работу:
вибрацию, непостоянство коэффициен-
та трення, концентрацию температур-
ных напряжений, появление задиров и
трещин; повышенная интенсивность
изнашивания фрикционных накладок;
обязательное применение в тормоз-
ном приводе усилителя по давле-
нию.
Расчет дискового тормозного меха-
низма аналогичен расчету дискового
сцепления (см. «Автомобили. Конструк-
ция, конструирование и расчет. Транс-
миссия»), При этом исходной величи-
ной является тормозной момент, кото-
рый должен обеспечить дисковый тор-
моз. Расчетными являются: площадь
активной поверхности тормозной ко-
лодки А (рис. 2.17), соотношение внеш-
него Г1 и внутреннего г2 радиусов, экви-
валентный радиус диска гэ, соотноше-
ние активной площади диска и коло-
док (коэффициент перекрытия), тол-
щина диска, осевое усилие прижатия
колодки F.
Площадь активной поверхности
тормозной колодки определяется с уче-
том допустимого давления для приме-
няемого фрикционного материала. Так,
в соответствии с ГОСТ 1786—80 давле-
ние формованных накладок (для дис-
кового тормоза) составляет 0,06...
0,33 МПа, прессованных — 0,02 МПа.
Угол охвата а колодки в виде кольце-
вого сектора обычно не превышает
20...30°.
Эквивалентный радиус гэ. опреде-
ляющий тормозной момент, зависит от
формы поперечного сечения колодок.
Для дисковых автомобильных тор-
мозов рекомендуются следующие ха-
рактеристики фрикционных пар: коэф-
фициент взаимного перекрытия 0,1...
0,15; предельная скорость скольжения
10. ..25 м/с; удельная работа трения
1,5—2 кДж/см2; наибольшая темпера-
тура нагрева 500...600°С.
56
2.4. Пневматические тормозные при-
воды
Конструкция элементов пневмати-
ческих тормозных приводов. Типичная
принципиальная схема двухконтурного
пневматического тормозного привода
автомобиля приведена на рис. 2.18, а.
Компрессором 1 воздух подается через
регулятор 3, фильтр 4, двойной защит-
ный клапан 5 в ресиверы 6 и 10. Пре-
дохранительным клапаном 2 ограничи-
вается повышение давления в системе.
Перечисленные элементы привода об-
разуют его питающую часть.
Из ресиверов сжатый воздух посту-
пает к секциям тормозного крана 8.
При нажатии на тормозную педаль он
подается в исполнительные элементы
привода 7 и 9 (тормозные камеры или
цилиндры), действующие на разжим-
ные устройства тормозных механизмов.
На автопоездах применяются одно-
и двухпроводные тормозные приводы
прицепов (полуприцепов).
При однопроводном приводе (рис.
2.18,6) тормозные системы автомоби-
ля-тягача и прицепа соединяются одной
пневматической магистралью 14, кото-
рая является питающей и управляю-
щей. В расторможенном состоянии по
этой магистрали сжатый воздух от ре-
сивера 11 тягача через клапан 18
управления тормозами прицепа, откры-
тый разобщительный кран 12, соеди-
нительную головку 13 и воздухорас-
пределитель 15 прицепа поступает в
ресивер 16 прицепа. При торможении
автомобиля-тягача сжатый воздух от
секций тормозного крана тягача пода-
ется в клапан 18. Последний срабаты-
вает, отсоединяя ресивер И от маги-
страли 14, и соединяет ее с атмосферой.
Воздух из магистрали 14 через клапан
18 выходит в атмосферу, вследствие
чего срабатывает установленный на
прицепе воздухораспределитель 15 при-
цепа. При этом воздух из ресивера 16
прицепа подается через клапан распре-
делителя 15 в тормозные камеры 17,
Рис. 2.18. Принципиальные схемы пневматиче-
ского тормозного привода
и прицеп затормаживается. В случае
отрыва прицепа от тягача воздух вы-
ходит через разорвавшуюся магистраль
и происходит автоматическое тормо-
жение прицепа.
Двухпроводный привод (рис. 2.18,в)
имеет две магистрали, соединяющие
тормозные системы автомобиля-тягача
и прицепа. По питающей магистрали
20 сжатый воздух постоянно подается
из ресивера 11 тягача в ресивер 16
прицепа, а по управляющей магистра-
ли 19 (в расторможенном состоянии
она связана с атмосферой) с помощью
клапана 21 управления тормозами при-
цепа с двухпроводным приводом осу-
ществляется управление интенсивно-
стью торможения прицепа. При тормо-
жении сжатый воздух из ресивера 11
через клапан 21, управляемый секция-
ми тормозного крана тягача, подается
в управляющую магистраль 19 прице-
па и далее в воздухораспределитель 16
прицепа. Последний срабатывает, и
сжатый воздух из ресивера 16 прицепа
поступает в его тормозные камеры 17,
что приводит к торможению прицепа.
В случае отрыва прицепа от тягача па-
57
Рис. 2.19. Компрессор:
/ — коленчатый вал; 2 — замочная шайба; 3— гайка крепления шестерни; 4 — уплотнитель; 5 —пружина
уплотнителя; 6— шпонка; 7 — шестерня привода; 8 — шарикоподшипник; 9— картер; 10— вкладыш; 11 —
шатун; 12— пробка; 13— маслосъемное кольцо; 14— поршневой палец; /5 — компрессионное кольцо; /б—
поршень; 17 — головка цилиндров; 18 — прокладка; 19 — блок цилиндров; 20 — штуцер; 21 — прокладка карте-
ра; 22 — регулировочные прокладки; 23 —крышка
дает давление в питающей магистрали
20 и срабатывает воздухораспредели-
тель 15.
Двухпроводный привод по сравне-
нию с однопроводным имеет следую-
щие преимущества: большее давление
в тормозном приводе прицепа, что по-
зволяет уменьшить размеры и массу
исполнительных органов (при одно-
проводном приводе давление в ресиве-
ре прицепа должно быть обязательно
ниже давления в ресиверах автомоби-
ля-тягача, так как иначе растормажи-
вание прицепа будет происходить с
большим запаздыванием); меиьшее
время срабатывания, так как наполне-
ние рабочих объектов пневмоаппара-
тов происходит в 1,5...1,9 раза быстрее,
чем их опоражнивание; более стабиль-
ное давление в ресивере прицепа при
многократных последовательных тор-
можениях (например, на затяжных
спусках), так как его подпитка осу-
ществляется постоянно через питаю-
щую магистраль.
Недостатком двухпроводного при-
вода является то, что в нем больше ап-
паратов и трубопроводов, чем в одно-
проводном.
Применение наряду с прицепами и
полуприцепами, оборудованными двух-
проводным приводом, прицепного со-
58
става с однопроводным приводом при-
вело к широкому использованию ком-
бинированного пневмопривода.
Пневматический тормозной привод
обладает следующими преимущества-
ми: небольшой работой, затрачиваемой
водителем при торможении; высокой
точностью слежения, обеспечивающей
пропорциональность тормозных сил на
колесах усилию, приложенному к тор-
мозной педали; простотой разводки
магистралей к прицепным звеньям; бо-
лее высокой, чем у гидропривода, на-
дежностью работы. Однако по сравне-
нию с гидравлическим пневматический
привод конструктивно сложнее и доро-
же, имеет большие время срабатыва-
ния, массу и габариты.
Наибольшее распространение на
автомобилях получили одно- и двухци-
линдровые поршневые компрес-
соры.
Типовая конструкция поршневого
двухцилиндрового компрессора показа-
на на рис. 2.19. Коленчатый вал ком-
прессора приводится во вращение от
блока распределительных шестерен.
Воздух из впускного трубопровода по-
ступает в цилиндры компрессора через
пластинчатые впускные клапаны. Сжа-
тый воздух вытесняется в пневматиче-
скую систему через расположенные в
головке цилиндров пластинчатые вы-
пускные клапаны. Охлаждение ком-
прессора осуществляется жидкостью,
подводимой из системы охлаждения
двигателя. Смазывание компрессора
осуществляется от смазочной системы
двигателя.
Расход мощности, потребляемой
компрессором, составляет 3...6 % от
максимальной мощности двигателя.
Регулятор давления предназначен
для поддержания постоянного давле-
ния (в пределах зоны нечувствительно-
сти регулятора) и разгрузки компрес-
сора, когда давление в ресиверах до-
стигает верхнего предела регулиро-
вания.
В зависимости от конструкции и
расположения разгрузочного устрой-
ства на автомобилях получили распро-
странение два способа разгрузки ком-
прессора.
1. При достижении заданного мак-
симального давления в ресиверах на-
гнетательная магистраль компрессора
с помощью разгрузочного устройства
соединяется с выходом в атмо-
сферу (рис. 2.20, а). Недостаток это-
го способа — засорение входного
фильтра.
2. Компрессор переводится на холо-
стой режим работы путем принуди-
тельного открытия впускных клапанов
компрессора (рис. 2.20,6). В этом слу-
чае воздух свободно перекачивается
из одного цилиндра в другой и обрат-
но. Разгрузочное устройство устанав-
ливается непосредственно в корпусе
компрессора. Положительной стороной
этого способа является меньшие сте-
пень охлаждения компрессора и засо-
рение входного фильтра при холостом
режиме работы.
Регулятор (см. рис. 2.20, а), выпол-
ненный в одном корпусе с разгрузоч-
ным устройством, устанавливается в
нагнетательной магистрали компрес-
сора и соединяет ее с выходом в ат-
мосферу, когда давление в ресиверах
достигает заданного максимального
значения.
Нагнетательная магистраль ком-
прессора подключается к полости В
регулятора. Воздух от компрессора
проходит через фильтр 8 и через об-
ратный клапан 6 в полость Д и далее
в ресивер. Одновременно сжатый воз-
дух подводится из полости Д по кана-
лу 5 в полость А. Когда давление в ре-
сивере 9 достигает заданного макси-
мального, поршень 4, преодолевая уси-
лие пружины 2, перемещается вверх.
При этом сначала закрывается вы-
пускной клапан 3, а затем открывает-
ся впускной клапан 10 и сжатый воз-
дух поступает нз полости А через ка-
нал в корпусе, открытый клапан 10 в
69
Рис. 2.20. Система автоматического регулирования давления воздуха:
с— автомобиля КамАЗ; б—автомобиля МАЗ
надпоршиевую полость Б разгрузочно-
го устройства. В результате поршень 9
перемещается вниз и открывает пол-
ностью разгрузочный клапан 7, соеди-
няя тем самым полость В и нагнета-
тельную магистраль компрессора с
выходным отверстием.
Максимальное давление воздуха в
ресивере может устанавливаться с по-
мощью регулировочного винта /.
Разгрузочный клапан 7 служит
также предохранительным клапаном.
Если регулятор не сработает при 0,7...
0,75 МПа, клапан 7 откроется, преодо-
лев сопротивление своей пружины и
пружины поршня 9, что происходит
при давлении 1...1.35 МПа.
В полость Е регулятора (см. рис.
2.20, б) поступает сжатый воздух и
воздействует на диафрагму 14, на ко-
торую с другой стороны действуют
пружины 12 и 13, расположенные в
верхнем корпусе 11. При достижении
в ресивере пневматической системы, а
следовательно, и в полости Е регуля-
тора заданного максимального давле-
ния усилием, создаваемым давлением
воздуха на диафрагму, преодолевается
усилие пружин и диафрагма вместе с
поршнем 15, расположенным в ниж-
60
Рис. 2.21. Двойной защитный клапан
нем корпусе 16, перемещается вверх.
В результате этого клапан 18 под дей-
ствием пружины 17 закрывается (са-
дится на седло) и полость Ж отсоеди-
няется от полости 3. При дальнейшем
движении поршень 15 отходит от кла-
пана 18 и сжатый воздух поступает из
полости Е через канал в поршне в по-
лость Ж регулятора и далее в разгру-
зочное устройство 22 компрессора
(полость И). Поступая в полость И
разгрузочного устройства, сжатый воз-
дух воздействует на поршни 23 и от-
крывает впускные клапаны 21 ком-
прессора, переводя его на холостой
режим работы. При этом воздух пере-
качивается из одного цилиндра в дру-
гой и обратно свободно.
Максимальное давление воздуха в
ресивере регулируется путем изменения
усилия пружин 12 и 13 с помощью ре-
гулировочной гайки 19.
Воздух, подаваемый компрессором
в пневматическую систему, содержит
загрязнения в виде частиц твердых ве-
ществ, масла и воды. Надежность ра-
боты тормозной системы в значитель-
ной мере зависит от чистоты воздуха.
Борьба с его загрязнением ведется пу-
тем: применения фильтров для задер-
жания и выброса твердых частиц и
масла; уменьшения содержания влаги
за счет применения специальных при-
боров-влагоотделителей; снижения
температуры замерзания воды добав-
лением в сжатый воздух паров спе-
циальной жидкости — антифриза с
низкой температурой замерзания.
Защитные клапаны предназначены
для разделения контуров пневматиче-
ского тормозного привода. В зависи-
мости от числа выходов различают
одинарные, двойные и тройные защит-
ные клапаны.
Конструкция двойного защитного
клапана показана на рис. 2.21. Сжа-
тый воздух от компрессора поступает
внутрь корпуса 2 через входной канал
10 и, преодолев усилия пружин 8, от-
жимает плоские клапаны 9 и 12 от се-
дел в большом поршне 11 но упора их
в малые поршни 5, сжимает пружины
6 и направляется по двум выводам 1
и 4 в соответствующие ресиверы двух
контуров.
При повреждении одного из конту-
ров (например, правого), давление в
этом контуре падает, большой поршень
И перемещается в сторону повреж-
денного контура (вправо), своим сед-
61
лом упирается в клапан 9, разобщая
при этом выход 4 с входным каналом
10. Пружина 7 большого поршня со
стороны поврежденного контура сжи-
мается с помощью упорного кольца 3.
Клапан 12 второго контура остается
открытым, и воздух от компрессора
продолжает поступать в исправный
контур. После устранения негерметич-
ности поврежденный контур постепен-
но заполняется сжатым воздухом, дав-
ление в контурах выравнивается, боль-
шой поршень И под действием сжатой
пружины 7 занимает исходное среднее
положение, и сжатый воздух вновь
продолжает поступать из входного ка-
нала 10 через выводы 1 и 4 в ресиверы
контуров.
Тормозной кран предназна-
чен для управления подачей сжатого
воздуха, поступающего из ресиверов к
исполнительным органам тормозной
системы автомобиля или автопоезда.
По принципу действия тормозные
краны бывают прямого и обратного
действия, а также комбинированные.
В кранах прямого действия при уве-
личении управляющего усилия, при-
кладываемого к нему (процесс тормо-
жения), давление в полости крана воз-
растает, а в кранах обратного дей-
ствия — уменьшается.
Тормозные краны по числу обслу-
живаемых ими автономных контуров
привода подразделяются на одно-,
двух-, трех- и многосекционные. Сек-
ции могут быть расположены последо-
вательно, параллельно или комбини-
рованно.
Односекциоиные краны использу-
ются в одноконтурных тормозных при-
водах автомобилей и автопоездов, а
также в многоконтурных для управле-
ния отдельными контурами. Двухсек-
ционные краны предназначены для
управления двухконтурным приводом
одиночного автомобиля. В этом случае
тормозной привод прицепа (полупри-
цепа) управляется от обеих секций
крана тягача (см. рис. 2.18, б, в). Трех-
секционный кран используется для
управления тормозами автопоезда.
При этом двумя секциями управляют-
ся тормоза тягача, а третьей — тормо-
за прицепа. Комбинированные тормоз-
ные краны имеют от двух до четырех
секций, причем одна из них обратного
действия, которой управляются тормо-
за прицепа при однопроводном при-
воде.
Управление тормозным краном мо-
жет быть непосредственным и дистан-
ционным. Оно осуществляется меха-
нически с помощью рычагов и тяг, а
также гидроприводом.
Основными элементами тормозного
крана являются впускной (воздушный)
и выпускной (атмосферный) клапаны,
а также следящий механизм.
По форме клапаны кранов бывают
плоские, конические и сферические.
Они имеют одно или два седла, причем
седла могут быть как неподвижными,
так и подвижными.
Следящий механизм крана — это
элемент, обеспечивающий изменение
давления воздуха в его полости (вы-
ходного давления) в зависимости от
входного воздействия (усилия, пере-
мещения, давления). Этот механизм
состоит из упругого элемента (пружи-
ны или резиновой втулки) и чувстви-
тельного элемента (поршня или диа-
фрагмы).
Односекционный тормозной кран
прямого действия (рис. 2.22, а) имеет
диафрагменно-поршневой следящий
механизм и конические резиновые кла-
паны. Привод крана — механический,
дистанционный.
В исходном положении (оттормо-
женное состояние) впускной клапан И
закрыт, а выпускной 9 открыт, и тор-
мозные камеры сообщаются с атмос-
ферой через отверстие во втулке 5 и
выпускное отверстие с клапаном 15.
При торможении усилие от тормоз-
ной педали передается тягой 1 рычагу
2 и через стакан 3 уравновешивающей
пружине 4. Втулка 5 перемещается
62
1
б
Рис. 2.22. Односекцнонный тормозной кран (а) н его схематическое изображение (б)
вправо, выпускной клапан 9 закрыва-
ется, а затем открывается впускной
клапан 11. Сжатый воздух, подведен-
ный от ресивера к входному каналу 12,
через открытый впускной клапан 11
поступает к выводу 7 и далее в тор-
мозные камеры. По мере увеличения
давления в тормозных камерах и поло-
сти крана возрастает усилие на диа-
фрагму 6 и она вместе с втулкой 5 и
блоком клапанов 9 и И начинает пе-
ремещаться влево. При этом впускной
клапан прикрывается. Когда усилие,
создаваемое давлением воздуха на
диафрагму 6, уравновесит усилие, пе-
редаваемое на нее от тормозной педа-
ли через уравновешивающую пружину
4, впускной клапан 11 закроется (вы-
пускной 9 остается закрытым) и дав-
ление в камерах будет оставаться по-
стоянным, пропорциональным усилию,
приложенному водителем к тормозной
педали. Если увеличить усилие на пе-
дали, нарушится равновесие сил, дей-
ствующих на диафрагму 6, и впускной
клапан 11 снова откроется, увеличится
давление в камерах и полости крана.
Когда вновь наступит равновесие сил,
действующих на диафрагму 6, впуск-
ной клапан 11 снова закроется и дав-
ление в камерах будет пропорциональ-
но приложенному к педали усилию.
Таким образом, обеспечивается следя-
щее действие тормозного крана. При
торможении давление воздуха на диа-
фрагму 13 замыкает контакты 14 и вы-
ключается лампа стоп-сигнала.
При оттормаживанин снимается
усилие с тормозной педали и уравнове-
шивающая пружина 4 перемещает ста-
кан 3 влево. Под действием возврат-
ной пружины 8 диафрагма 6 также
перемещается влево.
При этом впускной клапан 11 под
действием пружины 10 закрывается, а
выпускной открывается, и тормозные
камеры соединяются через клапан 15
с атмосферой.
63
1
6
Рис. 2.23. Двухсекционный тормозной кран с последовательным расположением сек-
ций (а) н его схематическое изображение (б)
Двухсекционный тормозной кран
прямого действия (рис. 2.23, а) имеет
две последовательно расположенные
секции, плоские резиновые клапана и
поршневой следящий механизм с рези-
новой втулкой. Привод крана — меха-
нический, дистанционный.
В исходном положении (тормозная
педаль отпущена) под действием пру-
жин верхний 4 и нижний 6 следящие
поршни занимают крайнее верхнее по-
ложение. Как одно целое с этими порш-
нями изготовлены выпускные седла
клапанов крана, поэтому выпускные
окна клапанов 10 и 7 открыты н тор-
мозные камеры через выводы Г и В,
полый шток 5 соединены с атмосферой.
Под действием пружин клапаны 10 и
7 прижаты к неподвижным седлам,
расположенным в корпусе крана, и вы-
воды А и Б, к которым подводится воз-
дух от ресиверов отдельных контуров,
64
разобщены соответственно от выводов
Г и В.
При торможении усилие от педали
через рычаг 1, толкатель 2 и упругую
резиновую втулку 3 передается на
верхний следящий поршень 4. Подвиж-
ное седло клапана 10, перемещаясь
вместе с поршнем 4, закрывает выпуск-
ное окно этого клапана и перекрывает
сообщение через вывод Г тормозных
камер с атмосферой, а затем откры-
вает клапан 10 от неподвижного седла.
Сжатый воздух через вывод А, соеди-
ненный с ресивером, и открытый кла-
пан 10 поступает в полость крана и да-
лее к выводу Г. К последнему, как
правило, подключается магистраль
управления тормозами передней оси
автомобиля, а также трубопровод, сое-
диняющий эту магистраль с одной из
управляющих полостей крана управ-
ления тормозами прицепа с двухпро-
водным приводом.Давление в верхней
полости крана возрастает до тех пор,
пока сила нажатия на резиновую
втулку 3 в результате повышения дав-
ления в полости крана не уравновесит-
ся усилием, действующим на следящий
поршень 4. В этом случае клапан 10
садится на неподвижное седло и воз-
дух в тормозные камеры контура не
поступает.
При увеличении давления в верх-
ней полости крана воздух через отвер-
стие 9 в корпусе 11 поступает в над-
поршневую полость большого поршня
8, который совместно со следящим
поршнем 6 перемещается вниз и от-
крывает клапан 7. Сжатый воздух че-
рез вывод Б, соединенный с ресивером,
поступает через клапан 7 к выводу В.
К этому выводу подключается магист-
раль управления тормозами задней
оси автомобиля, а также трубопровод,
соединяющий эту магистраль с другой
управляющей полостью крана управ-
ления тормозами прицепа с двухпро-
водным приводом. Давлением сжатого
воздуха, находящегося в пространстве
под поршнями 8 и 6, уравновешивается
сила, действующая на поршень 8 свер-
ху. В нижней полости крана и в тор-
мозных камерах задней оси устанавли-
вается давление, соответствующее уси-
лию нажатия на резиновую втулку 3.
При снятии усилия с рычага 1 пор-
шень 4 перемещается вверх, клапан 10
прижимается к неподвижному седлу,
а вывод Г через выпускное окно кла-
пана и полый шток 5 сообщается с
атмосферой. Уменьшение давления в
верхней полости вызывает перемеще-
ние поршня 8 вверх, в результате чего
клапан 7 также садится на седло в
корпусе и вывод В соединяется с ат-
мосферой. При повреждении первого
контура (верхней секции) усилие от
рычага через упорный болт 12 переда-
ется на полый шток 5, жестко связан-
ный со следящим поршнем 6 нижней
секции, и открывает клапан 7. Таким
образом, вторая секция будет управ-
ляться механически. При этом сохра-
нится ее следящее действие, так как
сила, действующая сверху на шток
поршня 6, будет уравновешиваться
усилием на поршне, возникающим в
результате повышения давления в по-
лости нижней секции. При поврежде-
нии второго контура (нижней секции)
поршень 8 садится на нижний упор в
корпусе 11 крана и верхняя секция ра-
ботает обычным образом.
Двухсекционный тормозной кран
прямого действия с параллельным рас-
положением секций (рис. 2.24, а) имеет
конические резиновые клапаны и диа-
фрагменные следящие механизмы. Ра-
бочий процесс каждой секции крана
протекает, как и в односекционном
краие (см. рис. 2.22, а).
Клапаны управления тормозами
прицепа (полуприцепа) устанавлива-
ются на автомобиле-тягаче и служат
для регулирования давления воздуха
в управляющей магистрали прицепа
(полуприцепа) при торможении. Они
могут быть выполнены в виде отдель-
ного пневмоаппарата или одной из сек-
ций тормозного крана. В настоящее
65
Рис. 2.24. Двухсекционный тормозной кран с параллельным расположением секций (а) и его
схематическое изображение (б):
I— впускной клапан; 2— корпус клапанов; 3— диафрагма; 4— корпус; 5 — трубка; 6 — кольцо; 7—регули-
ровочные прокладки; 8—упорная шайба; 9— ролнк; 10— ось ролика; // — рычаг; 12 — ось коромысла; 13— ко-
ромысло; 14— ось рычага; /5 — упорный винт; 16 — уравновешивающая пружина; /7—стакан пружины; 18 —
седло выпускного клапана; 19— упорная тарелка; 20— выпускной клапан; 21— возвратная пружина
время к тормозному приводу прицепа
предъявляется требование обязатель-
ного срабатывания его при работе лю-
бого контура рабочей тормозной систе-
мы тягача, а также при работе запас-
ной и стояночной тормозных систем.
Поэтому клапаны управления тормоза-
ми прицепа чаще выполняются в виде
отдельных пневмоаппаратов, имеющих
ряд входов. Включение таких клапа-
нов осуществляется от приводов рабо-
чей, запасной и стояночной тормозных
систем и может быть пневматическим
и механическим (при наличии на тяга-
че стояночной тормозной системы с
механическим приводом).
Конструкция клапана управления
тормозами прицепа с двухпроводным
приводом современных автопоездов
приведена на рис. 2.25, а. Этот пневма-
тический аппарат имеет: одинарный
плоский резиновый клапан; два следя-
щих механизма — поршневой и диа-
фрагменный; три входа — два 13 и 18
прямого действия от обеих секций тор-
мозного крана и один 14 обратного
действия от ручного крана управления
стояночной и запасной тормозными
системами. К выводу 8 присоединяется
магистраль управления тормозами
прицепа, а к выводу 9 — ресивер.
В отторможенном состоянии порш-
ни 1 и 4 находятся в верхнем положе-
нии под действием пружины 5. Поло-
сти А и Д через секции тормозного
крана сообщаются с атмосферой, а к
полостям Г и В подводится сжатый
воздух. Диафрагма 10 прогибается и
66
Рис. 2.25. Клапан управления тормозами прицепа с двухпроводным приводом (а) и его
схематическое изображение (б)
перемещает шток 11 и связанный с
ним поршень 7 вниз. Клапан 16 под
действием пружины 15 прижимается к
подвижному седлу 17, расположенно-
му в поршне 7, и разобщает полости Б
и В. Второе подвижное седло 6 клапа-
на 16, выполненное в поршне 4, ото-
двинуто от клапана и образует выпуск-
ное окно. Через это окно, а также че-
рез корпус клапана 16 и полый шток
11 полость Б и вывод 8 соединяются с
атмосферным выходом 12.
Торможение прицепа происходит
при подаче сжатого воздуха от секций
тормозного крана к выводам /8 и 13
и далее в полости А и Д одновременно
или отдельно от каждой секции тор-
мозного крана, а также при падении
давления в полости Г, т. е. при тормо-
жении автомобиля стояночной и запас-
ной тормозными системами.
При подаче сжатого воздуха в по-
лость А поршни 1 и 4 перемещаются
вниз и седло 6 прижимается к клапану
16, перекрывая сообщение полости Б с
атмосферой, затем отрывает клапан
16 от седла 17, образуя впускное окно,
через которое сжатый воздух, подве-
денный к полости В, поступает в по-
лость Б и далее в управляющую
магистраль прицепа. Давление возду-
ха в полости Б будет повышаться до
тех пор, пока усилие, вызванное да-
влением воздуха в полости Б и дейст-
вующее на поршень 4 снизу, не урав-
новесится усилием, действующим на
этот поршень сверху (т. е. развива-
емым давлением воздуха в полости А
и пружиной 3). Этим обеспечивается
следящее действие рассматриваемого
пневмоаппарата. Усилие пружины 3
регулируется винтом 2. Большой
67
1
поршень 1 способствует уменьшению
зоны нечувствительности пневмоап-
парата.
При подаче сжатого воздуха в по-
лость Д диафрагма 10 со штоком И,
поршнем 7 и клапаном 16 перемещает-
ся вверх. Клапан 16 прижимается к
седлу 6, в результате чего прекраща-
ется сообщение полости Б с атмосфе-
рой. При дальнейшем перемещении
поршня 7 клапан 16 отрывается от сед-
ла 17, образуя впускное окно, и сжа-
тый воздух из полости В поступает в
полость Б и к выводу 8. Аналогично
срабатывает клапан и при выпуске
сжатого воздуха из полости Г с помо-
щью ручного крана обратного действия,
который управляет приводом запасной
и стояночной тормозных систем. Следя-
щее действие в этом случае обеспечива-
ется действием сжатого воздуха на диа-
фрагму 10 и на поршень 7.
Кран управления стояночным тор-
мозом (рис. 2.26) является краном об-
ратного действия и управляется вруч-
ную при помощи рукоятки 2. Он имеет
плоский резиновый клапан 6, поршне-
вой следящий механизм. К выводу 10
подсоединяется магистраль, управ-
ляющая стояночным тормозом, к вы-
воду 8 — ресивер, а вывод 9 связан с
атмосферой.
В исходном положении под дей-
ствием пружин 1 и 13 шток 3 находит-
ся в нижнем положении и седло 5, вы-
полненное в штоке 3, прижато к кла-
пану 6. Сжатый воздух через окно, об-
разованное клапаном 6 и подвижным
седлом, расположенным в поршне 7,
проходит из ресивера к выводу 10 и
далее в магистраль управления стоя-
ночным тормозом.
Для приведения в действие стоя-
ночного или запасного тормоза необ-
ходимо повернуть рукоятку 2 крана.
68
Рис. 2.27. Воздухораспределительный клапан
При этом кулачки 14 поднимают шток
3. Клапан 6 под действием пружины 11
также поднимается и садится на седло
поршня 7, прекращая сообщение вы-
водов 8 и 10. При дальнейшем движе-
нии штока 3 его седло 5 отрывается от
клапана 6 и воздух из управляющей
магистрали через выводы 9, 10 выходит
в атмосферу, и осуществляется процесс
торможения автомобиля стояночным
тормозом. В крайних положениях ру-
коятка удерживается фиксатором 4,
а из промежуточных она автоматиче-
ски возвращается в нижнее исходное
положение, соответствующее выклю-
чению стояночного тормоза. Следящее
действие осуществляется поршнем 11
и уравновешивающей пружиной 12.
Воздухораспределительные клапа-
ны устанавливаются на прицепе (по-
луприцепе) и предназначены для
управления его тормозами.
Конструкция одного из современ-
ных воздухораспределительных клапа-
нов показана на рис. 2.27, а. Этот
пневмоаппарат имеет поршневой сле-
дящий механизм, два плоских резино-
вых клапана: впускной 8 и выпуск-
ной 6.
При однопроводном приводе соеди-
нительная магистраль присоединяется
к выводу 4. Сжатый воздух из соеди-
нительной магистрали поступает в по-
лость А, отгибая края манжеты 1
поршня 2, и далее через вывод 10 в
ресивер прицепа. Тормозные камеры
прицепа, подключенные к выводу 17,
соединяются с атмосферой через от-
крытый выпускной клапан 6, полую
втулку 7 и атмосферный вывод 9. При
торможении давление в соединитель-
ной магистрали прицепа падает. Пор-
шень 2 под действием давления возду-
ха в полости А преодолевает усилие
пружины 11 (рис. 2.27,6) и перемеща-
ется вниз вместе со штоком 3 и малым
следящим поршнем 5. При этом вы-
пускной клапан 6 закрывается, а
впускной 8 открывается, и сжатый воз-
дух из ресивера прицепа через вывод
10 поступает к выводу 17 и далее к
тормозным камерам прицепа. Следя-
щее действие осуществляется малым
следящим поршнем 5.
В случае двухпроводного привода
питающая магистраль присоединяется
к выводу 4, а управляющая — к выво-
ду 14, ресивер и тормозные камеры
прицепа — соответственно к выводам
10 и 17. При торможении сжатый воз-
дух поступает через вывод 14 и канал
13 в полость Б и, воздействуя на боль-
69
шой следящий поршень 15, перемеща-
ет его вместе с малым следящим порш-
нем 5 вниз, закрывая при этом выпуск-
ной клапан 6 и открывая впускной 8,
преодолев усилие пружины 16. Сжа-
тый воздух через открытый впускной
клапан 8 из ресивера поступает в тор-
мозные камеры. Следящее действие в
этом случае осуществляется порш-
нем 15.
Воздухораспределитель имеет
встроенный уравнительный клапан 12.
При однопроводном приводе давление,
подводимое к выводу 4, не превышает
0,52 МПа и клапан не работает. В слу-
чае двухпроводного привода при пода-
че воздуха под давлением 0,7 МПа
клапан 10 открывается и давления над
поршнем 2 (полость Д) и под ним вы-
равниваются. При аварийном падении
давления в питающей магистрали ни-
же 0,53 МПа клапан 10 закрывается,
а давление воздуха в ресивере и в по-
лости А не изменяется. При дальней-
шем падении давления в питающей
магистрали воздухораспределительный
клапан тормозит прицеп, как при одно-
проводной схеме.
Ускорительный клапан предназна-
чен для ускорения действия пневма-
тического тормозного привода. В этом
случае тормозным краном управляется
ускорительный клапаи, который вме-
сте с дополнительным ресивером рас-
полагается вблизи наиболее удаленных
от тормозного крана тормозов (напри-
мер, задних колес). Ускорительный
клапан при срабатывании пропускает
сжатый воздух из дополнительного ре-
сивера в тормозные камеры по корот-
ким магистралям, чем и достигается
сокращение времени срабатывания
привода этих тормозов.
Конструкция ускорительного кла-
пана показана на рис. 2.28, а. Полость
А соединяется через вывод 8 с тормоз-
ным краном, а полости В и Б — через
выводы 7 и 5 соответственно с ресиве-
ром и тормозными камерами. При тор-
можении повышается давление в поло-
сти А и следящий поршень I переме-
щается вниз, закрывая выпускной кла-
пан 2. В результате этого полость Б
разобщается с атмосферой. Так как
клапан 2 связан через шток 3 с впуск-
ным клапаном 4, то последний, сжи-
мая пружину 6, открывается при даль-
нейшем движении поршня 1, и через
него сжатый воздух из полости В по-
ступает в полость Б и далее в тормоз-
ные камеры. Следящее действие уско-
рительного клапана осуществляется
поршнем 1 за счет выравнивания сил,
действующих иа него сверху и снизу.
Клапан ограничения давления в
тормозных камерах переднего моста
при служебных торможениях автомо-
биля (рис. 2.29) ускоряет также вы-
пуск воздуха из тормозных камер при
растормаживании.
Этот пневмоаппарт имеет два кони-
ческих резиновых клапана и поршне-
вой следящий механизм. Вывод 1 свя-
зан с тормозным краном, вывод 9—
с тормозными камерами переднего
моста, вывод 8 — с атмосферой.
В исходном положении вывод 1 и
полость А соединены с атмосферой че-
рез отверстие тормозного крана. Вы-
равнивающий поршень 3 под действи-
ем пружины 2 занимает верхнее поло-
жение. Вывод 9 соединен с атмосферой
через открытый выпускной клапан 7.
Ступенчатый поршень 4 находится в
положении равновесия. Впускной кла-
пан под действием пружины 10 при-
жат к седлу поршня 4 и разобщает
полости А и Б.
При торможении сжатый воздух че-
рез вывод 1 крана поступает в по-
лость А. Под давлением сжатого воз-
духа ступенчатый поршень 4 и вместе
с ним шток 6 клапанов перемещаются
вниз, закрывая сначала выпускной
клапан 7 и затем открывая впускной
клапан 5. Сжатый воздух поступает из
полости А в полость Б и далее через
вывод 9 в тормозные камеры. Давление
воздуха в полости Б повышается до
тех пор, пока усилия, создаваемые дав-
70
Рис. 2.28. Ускорительный клапан
(а) и его схематическое изображение (6)
Рис. 2.29. Клапан ограничения давления
лением воздуха на ступечантый пор-
шень сверху и снизу, не уравновесятся,
чем и обеспечивается следящее дей-
ствие. При этом устанавливается опре-
деленное соотношение давлений на вы-
ходе и входе пневмоаппарата, опреде-
ляемое соотношением площадей сту-
пенчатого поршня 4. При дальнейшем
повышении давления в полости А вы-
равнивающий поршень 3 перемещает-
ся вниз, сжимая пружину 2, упирает-
ся в торец ступенчатого поршня 4 и
перемещает его, снова открывая впуск-
ной клапан 5, разность давлений в по-
лостях А и Б уменьшается. Когда вы-
равнивающий поршень 3 переместит
ступенчатый поршень 4 до упора в кор-
пусе, впускной клапан будет оставать-
ся открытым и давление в полостях А
и Б станет одинаковым.
При оттормаживании полость А со-
общается с атмосферой через тормоз-
ной кран, поршни 3 и 4 вместе со што-
ком 6 клапанов перемещаются вверх.
При этом закрывается впускной кла-
пан 5 и открывается выпускной клапан
7, сжатый воздух из тормозных камер
выходит в атмосферу через вывод 8.
В качестве исполнительных органов
тормозных механизмов практическое
распространение получили тормозные
камеры и тормозные цилиндры. В за-
висимости от типа крепления силового
71
Рис. 2.30. Бесфланцевая тормозная камера (а)
и ее силовая характеристика (б)
элемента камеры — резиновой диа-
фрагмы — различают фланцевые и
бесфланцевые тормозные к а м е-
р ы. Во фланцевых камерах диафраг-
ма зажата между фланцами корпуса и
крышки. В настоящее время на оте-
чественных автомобилях и автопоез-
дах широко применяются бесфланце-
вые тормозные камеры (рис. 2.30, а).
В этих камерах диафрагма 3 защем-
лена по наружному контуру между
крышкой 2 и корпусом 8 с помощью
стяжного хомута 6. Центральная часть
диафрагмы опирается на тарелку 4
штока 5, который с помощью вилки 10
связан с рычагом разжимного устрой-
ства тормозного механизма. Двумя
приваренными болтами 9 камера кре-
пится к кронштейну разжимного кула-
ка Поддиафрагменная полость связа-
на с атмосферой через дренажные от-
верстия в корпусе 8 камеры. При
подаче сжатого воздуха через штуцер
1 в полость над диафрагмой 3 послед-
няя перемещается и воздействует на
шток 7. При расстормаживании шток
вместе с диафрагмой возвращается в
исходное положение под действием воз-
вратной пружины 5. Бесфланцевые
тормозные камеры образуют общепри-
нятый ряд типоразмеров: типы 12, 16,
20, 24, 30 и 36. Цифры этого ряда обо-
значают активную площадь тормозных
камер в квадратных дюймах — услов-
ную площадь, представляющую част-
ное от деления усилия на штоке каме-
ры на подводимое давление. Типичная
силовая характеристика тормозной ка-
меры приведена на рис. 2.30,6. Как
видно из характеристики, усилие иа
штоке камеры уменьшается при
увеличении хода штока гш и увеличи-
вается с повышением давления возду-
ха. Диафрагменные тормозные камеры
просты по конструкции, обладают вы-
соким КПД, герметичны.
К их недостаткам относятся: огра-
ниченный ход штока и зависимость
усилия на штоке от его хода.
В современных грузовых автомоби-
лях и автобусах получили распростра-
нение тормозные камеры с пружинны-
ми энергоаккумуляторами (рис. 2.31),
которые являются исполнительным
органом одновременно рабочей, запас-
ной и стояночной тормозных систем.
В расторможенном состоянии диафраг-
ма 10 бесфланцевой тормозной каме-
ры привода рабочей тормозной систе-
мы находится в верхнем положении.
Поршень 3 энергоаккумулятора, рас-
72
Рис. 2.31. Тормозная камера с пружинным энер-
гоаккумулятором
положенный в корпусе 4, давлением
сжатого воздуха в полости А поднят
вверх, и силовая пружина 5 сжата.
При торможении рабочей тормоз-
ной системой сжатый воздух от тор-
мозного крана поступает в полость над
диафрагмой 10, шток 11 перемещается
вниз, воздействуя на разжимное
устройство тормозного механизма. При
торможении запасной или стояночной
тормозными системами сжатый воздух
из полости А выпускается, и под дей-
ствием силовой пружины 5 поршень
через толкатель 2 и подпятник 1 пере-
мещает шток 11 вниз. Для избежания
загрязнения в полости над поршнем 3
при разрежении служит дренажная
трубка 8. Пружинный энергоаккумуля-
тор является аппаратом обратного дей-
ствия и поэтому автоматически сраба-
тывает при утечке сжатого воздуха из
привода, что приводит к самопроиз-
вольному торможению. Для аварийно-
го оттормаживания пружинный энерго-
аккумулятор имеет механическое
устройство, состоящее из винта 6, гай-
ки 7 и упорного подшипника 9.
Диафрагмы тормозных камер из-
готовляются из формованной резины
с одиим-двумя слоями кордной ткани
и имеют толщину 3...6 мм. Корпуса и
крышки штампуются из малоуглеро-
дистых сталей. Пружины камер и энер-
гоаккумуляторов изготовляются из
сталей 65Г, 75Г, 85Г, 60С2, 60С2ХА,
50ХГФА.
Тормозные цилиндры как
исполнительные органы пневматиче-
ских тормозных систем используются
редко. Достоинствами тормозных ци-
линдров перед тормозными камерами
являются постоянство усилия иа што-
ке независимо от его хода, большая
эффективность по усилию при одина-
ковых габаритах, повышенная надеж-
ность. Однако тормозные цилиндры
менее герметичны, чем тормозные ка-
меры, имеют более низкий КПД, слож-
нее по конструкции, более чувствитель-
ны к низким температурам.
Конструкция тормозного цилиндра
приведена иа рис. 2.32.
Основные схемы пневматических
тормозных приводов автомобилей и
прицепов (полуприцепов). Схема двух-
контурного тормозного привода авто-
мобиля-тягача показана на рис. 2.33.
Тормозной кран 1 является двухсек-
ционным с последовательным распо-
ложением секций. При нажатии на
тормозную педаль 2 срабатывает кла-
пан 1 (/) верхней секции, сжатый воз-
дух поступает из ресивера 18 в маги-
страль 3 и одновременно в надпоршне-
вую полость нижией секции, воздей-
ствуя на поршень 1(3) и перемещая
73
Рис. 2.32. Тормозной цилиндр:
1 — манжета; t — поршень; 3 — пружина; 4 —корпус;
6 — шток; 6 — крышка; 7 — защитная муфта; 8 —
фильтр
его вниз. В результате срабатывает
клапан 1(4) нижней секции и сжатый
воздух из ресивера 17 поступает в ра-
бочую магистраль 15 переднего кон-
тура.
Если откажет задний контур, дав-
ление в магистрали 3 и в полости над
поршнем 1(3) повышаться не будет.
В этом случае воздействие от тормоз-
ной педали 2 на клапан нижней сек-
ции передается механически с по-
мощью штока 1(2) и, следовательно,
обеспечивается нормальная работа
исправного переднего контура. Под-
ключение отдельных секций тормоз-
ного крана к переднему и заднему кон-
турам может быть и другим.
Сжатый воздух по магистрали 3
поступает к регулятору тормозных сил
4, который регулирует давление на вы-
ходе его в зависимости от динамиче-
ской нагрузки на задний мост автомо-
биля. Воздух, выходя из регулятора 4,
по магистрали 5 поступает к ускори-
тельному клапану 9, последний сраба-
тывает и перепускает воздух из реси-
вера 12 по сравнительно короткой ма-
гистрали 6 в рабочие полости А задних
тормозных камер 7.
Задние тормозные камеры 5 в от-
личие от передних тормозных камер
16 имеют энергоаккумуляторы.
Для управления тормозами прице-
па по двухпроводной схеме использу-
ется клапан управления 13, к которо-
му подключена управляющая магист-
раль 10 с соединительной головкой
8(1). Воздействие на клапан 13 пере-
дается как от заднего контура в по-
лость Г, так и от переднего контура в
полость Д. Клапан 13(2) при этом сра-
батывает и перепускает сжатый воздух
из подключенного к нему ресивера 14
в управляющую магистраль 10. Кла-
пан срабатывает и при повреждении
переднего (воздух поступает только в
полость Г) или заднего контура (воз-
дух поступает только в полость Д).
С помощью головок 6(1) и 6(2) при-
вод тягача соединяется с приводом
прицепа (полуприцепа).
В других вариантах схем в магист-
ралях 3 и 10 могут устанавливаться
различные дополнительные аппараты,
как, например, клапаи-модулятор авто-
матической противоблокировочной си-
стемы (ПБС), клапан ограничения дав-
ления. Тормозной кран 1 может выпол-
няться также по другой схеме.
При выполнении комбинированного
пневмопривода, когда тягач может
буксировать прицепы, оборудованные
как двухпроводным, так и однопровод-
ным тормозным приводом, в схему (см.
рис. 2.33) дополнительно вводится кла-
пан управления тормозами прицепа с
однопроводным приводом. Этот клапан
подключается параллельно к магистра-
ли 10 (входной сигнал) и к ресиверу
тягача, к выходу клапана присоединя-
ется питающая магистраль 11с соеди-
нительной головкой 8(2), выпол-
няющая в однопроводной схеме так-
же и функции управляющей магист-
рали.
Питание ресиверов 12, 14, 17 и 18
производится от компрессора. Ресиве-
ры и компрессор вместе с регулирую-
щей и защитной аппаратурой образу-
74
2
Рис. 2.34. Схема питающей части пневматического привода:
/ — компрессор; 2 — предохранительный клапан; 3 — регулятор давления; 4 — фильтр: 5 — двойной защитный
клапан; 6, 8 — ресиверы; 7 — клапан-замок
ют питающую часть пневматического
привода.
Одна из схем питающей части пнев-
мопривода приведена на рис. 2.34.
Простейшая схема двухпроводного
тормозного привода (рис. 2.35) имеет
управляющую 7 и питающую 8 соеди-
нительные магистрали, которые под-
75
Рис. 2.35. Схема пневматического тормозного
двухпроводного привода прицепа
ключаются к автомобилю через соеди-
нительные головки 6(1) и 6(2). При
затормаживании автопоезда повышает-
ся давление в магистрали 7 и в поло-
сти А воздухораспределительного кла-
пана прицепа 1, последний срабаты-
вает и пропускает сжатый воздух из
ресивера 3 по магистрали 5 к тормоз-
ным камерам 4 прицепа. На схеме по-
казаны лишь две тормозные камеры,
в действительности же на прицепах и
полуприцепах их может быть четыре
и более.
Питание ресивера 3 производится
постоянно по питающей магистрали 8
через обратный клапан 2. Этот клапан
необходим для удержания сжатого воз-
духа в ресивере 3 в случае, когда разъ-
единяется головка 6(2) и давление в
магистрали 8 падает. При падении дав-
ления в магистрали 8 и полости Б воз-
духораспределительного клапана про-
исходит обычное срабатывание послед-
него и прицеп затормаживается, что
обеспечивает его остановку в случае
отрыва от тягача.
Статический расчет пиевмоаппара-
тов тормозных приводов. Различают
два вида статического расчета: про-
ектный и проверочный.
При проектном расчете задаются
рабочие характеристики аппарата, т. е.
входные сигналы, поступащие на ап-
парат, и соответствующие им выход-
ные величины (давление, сила, пере-
мещение) . Требуется определить основ-
ные конструктивные параметры проек-
тируемого аппарата, обеспечивающие
заданные рабочие характеристики. Мо-
гут также задаваться дополнительные
условия и ограничения, например мак-
симальные сила и перемещение тор-
мозной педали, допустимая зона не-
чувствительности аппарата.
Проверочный расчет производится
тогда, когда известна конструкция и
параметры аппарата н требуется опре-
делить его характеристики. В этом
случае составляются уравнения рав-
новесия сил, действующих на подвиж-
ные части аппарата и по этим уравне-
ниям рассчитывается статическая ха-
рактеристика, которой отображаются
установившиеся процессы в аппарате
или системе. Она представляет собой
зависимость выходной величины от
входной.
При проектном расчете тормозного
крана выбирается его схема (рис. 2.36)
и рассчитываются основные конструк-
тивные параметры, обусловливающие
статические характеристики: диаметр
следящего поршня или диафрагмы Д,
жесткость с и предварительный иатяг
Fao следящей пружины 3, передаточное
отношение педального привода и, мак-
симальное укорочение хтах следящей
пружины 3. При этом должно быть за-
дано: максимальное перемещение пе-
дали «шах! максимальное усилие
fmax, прилагаемое к педали: зазор ho
между клапаном 1 и штоком; переме-
щение h клапана; максимальное дав-
ление воздуха в ресивере ррес и мак-
симальное давление воздуха на выхо-
де тормозного крана ртах (обычно
Ртах=Ррес), зона нечувствительности
тормозного крана. Пропускная способ-
ность тормозного крана (площадь
проходных сечений, диаметр клапа-
на) определяется динамическим рас-
четом.
76
Рис. 2.36. Расчетная схема
секции тормозного крана
Рис. 2.37. Примерная статическая характери-
стика тормозного крана
Расчет следует вести по участкам
характеристики (рис. 2.37). Линия оа
соответствует перемещению педали и
следящего поршня от начального поло-
жения до положения, при котором дав-
ление клапана 1 иа седло корпуса (см.
рис. 2.36) уменьшается и, следователь-
но, начинает расти избыточное давле-
ние воздуха в рабочей полости В. Этот
участок представляет собой начальную
зону нечувствительности пневмоаппа-
рата. Здесь и в дальнейшем при ста-
тических расчетах пневмоаппаратов
под давлением воздуха понимается
избыточное его давление, что упрощает
расчет.
Линия ab изображает нарастание
давления рв в полости В при дальней-
шем перемещении тормозной педали от
положения sa до положения sb. Линия
Ьс соответствует обратному движению
(отпусканию) педали, при котором не
происходит падения давления в поло-
сти В, что обусловливает зону нечув-
ствительности крана. Линия cd соответ-
ствует обратному ходу педали от поло-
жения sc начала падения давления рв до
положения педали sd, в котором давле-
ние рв равно нулю.
Перемещение тормозной педали sn
(см. рис. 2.36) затрачивается на вы-
бор зазора h0 между штоком и клапа-
ном /, перемещение h клапана 1 и де-
формацию х следящей пружины 3, т. е.
(x+h + h0)u=sn, (2.16)
где и — передаточное отношение педа-
ли, равное u = b!cr, а, b — плечи рыча-
гов педали.
Баланс сил, действующих на пор-
шень 2:
пП2
-^-Pb±R = FvU, (2.17)
где рв — давление воздуха в полости В
крана; R — сила сопротивления переме-
щению поршня 2 и клапана /; Fn—
усилие, приложенное к педали.
77
В общем случае
R=Ro+R1+R2,
где Ro — сила сопротивления переме-
щению поршня 2. Когда давление в
полости В отсутствует, эта сила обу-
словливается силами сухого трения
RTp и силой Rnp возвратной пружины,
т. е. Ro=RTp+Rnp; Ri — сила сопро-
тивления перемещению клапана 1;
Rs — сила сопротивления перемеще-
нию поршня 2, возникающая вслед-
ствие прижатия резинового уплотне-
ния к стенке цилиндра (у диафрагмы
сила трения R2 отсутствует).
Таким образом, сила сопротивле-
ния перемещению поршня и клапана
в общем случае
R = Ro + [(Рб — Рв) padilj + л (d| —
— di)(p£ — рв)/4] + pnDl2pB, (2.18)
где рв—давление в полости Б: рБ =
= Ррес = Ртах; И — коэффициент трения
резинового уплотнения о стенку цилинд-
ра: р = 0,08; /1, /2 — ширина контакта
между уплотнением и стеикой соответ-
ственно для клапана 1 и поршня 2\
d3—наружный диаметр седла корпуса,
в которое упирается клапан. Остальные
обозначения показаны на рис. 2.36.
Ширина седла корпуса и диаметры
dt и d3 выбираются таким образом,
чтобы давлением рв обеспечивалось
надежное прижатие клапана 1 к седлу
корпуса. Давление в контакте клапана
с седлом корпуса должно быть равным
(1,25... 1,30) рв при рв — 0. Выражением
в квадратных скобках формулы (2.18)
описываются силы сопротивления пере-
мещению клапана, обусловленные силой
трения уплотнения клапана о стенку
цилиндра (первый член) и силой, воз-
никающей от давления (рд — рв) на
площади л (df—di)/4. Сила сопротив-
ления перемещению клапана при отсут-
ствии избыточных давлений воздуха во
всех полостях здесь не учитывается
из-за ее малости (т. е. при рв = рБ =
— Ррес она полагается равной нулю).
При практических расчетах часто
пренебрегают силой Ri сопротивления
перемещению клапана. Тогда выраже-
ние (2.18) будет иметь вид:
R = Ro + R2 = Re + лрО/2рв.
(2.19)
На основании формул (2.16), (2.17)
и (2.19) перемещения педали sn и при-
ложенная к педали сила Fn для край-
них точек a, b, с, d рассмотренных че-
тырех участков (см. рис. 2.37):
sa = hou; Fn = Rolu — для точки а;
(2.20)
Sb — Smax — (Йо + Xmax +
“Ь Йщах) П,
Fb = Rmax = [Ro + ttD X
X (p4 + D/4) рБ]1и
— для точки й;
(2.21)
Sp — (Йд Xmax) W, 1
Fc — [nD (D/4 — p/2) X J — для точки с;
XPB — Ro)lu J
(2.22)
sa=0, Fd = (Rnp—RtP)/« — для точ-
ки d, (2.23)
где Xmax — максимальная деформация
следящей пружины 3; /imax — макси-
мальное перемещение клапана; йо и
йтах обычно принимают 2,5...4 мм;
Rnp — сила возвратной пружины пор-
шня; RTp—сила трения поршня о
стенки корпуса при отсутствии давле-
ния в полости В.
Если Rhp=Rtp, Га=0 и точка d
совпадает с началом координат.
Зона нечувствительности по уси-
лию на участке Ьс
&F3 = Fb — Fc — 2 (Ro + рлО/2рБ)/п.
(2.24)
Формулы (2.16) ...(2.24) могут ис-
пользоваться как в проектном, так и в
проверочных расчетах. В проектном
расчете диаметры d2 и d3 и перемеще-
ния йщах и й0 выбираются заранее,
исходя из необходимой пропускной
способности тормозного крана (дина-
мический расчет). Диаметр D следя-
78
щего поршня 2 задается на основе
существующих аналогов или конструк-
тивных соображений, базирующихся
на стремлении получить наименьшие
размеры тормозного крана (диаметр,
длина).
Предварительное натяжение F3o пру-
жины 3 вы бирается из условия F30 =
= Ro = Rnp + RTp. Максимальная сила
пружины 3 F3 max = РзО + CXmax НЭХО-
ДИТСЯ ИЗ условия, ЧТО при Рв = <7Ртах
подвижный стакан 4 (см. рис. 2.36)
упирается в поршень 2. Коэффициент
q обычно принимается 0,7...0,85.
=Ро4“СХщах =Ро4“ЦП^^29Ртйах 4"
?Pmax3iD2/4, откуда
^max = Jt/?9Pniax(p^2 + ^/4)/c. (2.25)
Подставляя найденное выражение
для Хщах в уравнения (2.21) и исклю-
чая из них передаточное отношение и,
после преобразований получаем урав-
нение вида:
<7РтахяО (^2 + D/t)[R0 + itDpmax (ц/2 +.
с =_______________+р/4)]_____________
stnax^max (Л0 + ^max ) [7?0 + nDp
max^
X(pL, + D/4)J
(2.26)
По выражению (2.26) определяет-
ся жесткость с пружины 3 при извест-
ных параметрах, входящих в правую
часть выражения. Далее по формуле
(2.25) рассчитывается Хщах, а затем
по одному из уравнений (2.21) нахо-
дится передаточное отношение педаль-
ного привода.
В заключение по уравнениям
(2.20)...(2.23) строится расчетная ста-
тическая характеристика проектируе-
мого краиа (рис. 2.37) и производит-
ся ее оценка. При необходимости де-
лается уточнение и корректировка
некоторых конструктивных пара-
метров проектируемого тормозного
крана.
Если тормозной кран двухсекци-
онный с одинаковыми параллельно
расположенными секциями, во всех
уравнениях вместо Fmax принимается
Fтах/2.
Расчет питающей части пневмати-
ческого тормозного привода. Общий
объем Кт тормозного привода, запол-
няемый сжатым воздухом при одном
полном торможении, равен сумме объ-
емов исполнительных органов, пиев-
моаппаратов привода н трубопрово-
дов. Объем исполнительных органов
может быть определен эксперимен-
тальным или расчетным путем по из-
вестным параметрам (эффективная
площадь диафрагмы или площадь
поршня и максимальный ход штока).
Аналогично может быть определен
объем пневмоаппаратов. Объем каж-
дого трубопровода определяется по
известным диаметру и длине.
Суммарный объем ресиверов Кр,
устанавливаемых отдельно на автомо-
биле, тягаче, прицепе, полуприцепе
или роспуске, должен быть таким, что-
бы после восьмикратного полного на-
жатия на тормозную педаль давление
сжатого воздуха не опускалось ниже
половины того, которое достигнуто
при первом резком включении тормо-
зов: pg=0,5p1 (Pi и pg — абсолютное
давление в системе соответственно
при первом и девятом торможении).
Используя зависимость pV—const,
можно записать
Рп = PoK/(Vp + Кт)п, (2.27)
где рп — давление в системе при п-м
торможении; р0 — номинальное давле-
ние в системе.
Решив уравнение (2.27) при п=1
и п=9, а также учитывая, что р9=
=0,5pi, получаем соотношение Кр=
= 11,05Кт. Для окончательных расчетов
принимается КР=12КТ.
В пневматических тормозных си-
стемах отечественных автомобилей
применяются в основном два типораз-
мера ресиверов объемом 20 и 40 л.
Зная суммарную емкость ресиверов
Кр, находят число ресиверов рабочей
тормозной системы для каждого кон-
79
тура. Для стояночной, запасной и
вспомогательных тормозных систем
необходимо применение дополнитель-
ных ресиверов.
Масса воздуха (кг), затрачиваемо-
го на одно полное торможение:
ms=pTVT/(RT),
где pi — давление воздуха в исполни-
тельных органах во время торможе-
ния, Па; R— удельная газовая по-
стоянная, Дж/(кг-К); Т — термоди-
намическая температура, К.
Расход воздуха (кг/мин)
mT=mBa,
где а — число полных торможений в
минуту.
Обычно для расчета принимается
рт = 7-105 Па; 7? = 287,14 Дж/(кг-К),
7=293 К, а=1.
Для предотвращения чрезмерной
длительности непрерывной работы
компрессора и частых его включений,
а также для поддержания нормаль-
ного давления в системе при случай-
ных увеличении расхода воздуха и
утечках из системы массовая подача
компрессора Qm принимается в 4...
6 раз больше массового расхода воз-
духа на торможение тт.
Необходимая объемная подача
компрессора
Qv=QmRT 1рв*.,
где рвх — давление воздуха на входе
в компрессор: рвх=0,1 МПа.
По существующим стандартам по
значению подбирают типоразмер
компрессора.
Основы динамического расчета
пневматических тормозных приводов.
Под динамическим расчетом понима-
ется определение характера измене-
ния во времени давления воздуха в
исполнительных органах и следящих
аппаратах при резком перемещении
тормозной педали. Полученные зави-
симости называются динамическими
характеристиками тормозного приво-
да и позволяют определить его быст-
родействие, синхронность работы и др.
Во многих случаях при определе-
нии быстродействия привода не учи-
тывается изменение давления в реси-
верах контуров за время переходного
процесса, и давление воздуха в них
принимается постоянным, равным
максимальному давлению в системе.
Это позволяет рассматривать конту-
ры привода отдельно. При динамиче-
ском расчете пневматических приво-
дов реальные устройства (тормозные
камеры, ресиверы, краны, воздухора-
спределители, трубопроводы и др.)
заменяются их идеализированными
моделями (элементами), которые ото-
бражают динамические процессы,
происходящие в реальных устройст-
вах. Элементами являются емкости и
сосредоточенные пневмосопротивле-
ния (дроссели). В результате такой
замены получается динамическая
(расчетная) схема исследуемого пнев-
матического привода.
Вследствие сложности переходных
процессов в пневматических тормоз-
ных приводах автомобилей и автопо-
ездов динамический расчет их обычно
возможен лишь с помощью ЭВМ.
Для составления дифференциаль-
ных уравнений, описывающих дина-
мику пневматического контура,
используется уравнение баланса
мгновенных массовых расходов воз-
духа в узлах пневматической цепи и
уравнения движения элементов следя-
щих аппаратов и исполнительных
органов.
Рассмотрим методику моделирова-
ния и расчета динамических процес-
сов на примере простейшего контура
пневматического тормозного привода
(рис. 2.38, а), состоящего из одного
следящего пневмоаппарата — секции
тормозного крана 3, ресивера 1, тор-
мозных камер 5, управляющих тор-
мозными механизмами трубопроводов
2 и 4. При рассмотрении динамиче-
ских процессов и составлении диффе-
80
Рис. 2.38. Схема контура пневматического тормозного привода (а)
к его динамическая схема (б)
ренциальных уравнений принимаем
следующие допущения: колесные тор-
мозные механизмы имеют одинаковые
характеристики и могут быть замене-
ны одним эквивалентным тормозным
механизмом; температура воздуха в
ресивере и емкостях не изменяется за
время переходного процесса; тормоз-
ной кран характеризуется постоянной
емкостью и переменным сопротивле-
нием; трубопроводы заменяются со-
средоточенными пневмосопротивлени-
ями. Динамическая схема рассматри-
ваемого контура приведена на рис.
2.38, б. На ней показаны: Vp — объем
ресивера; рщах — давление воздуха в
ресивере; (pA)i—пропускная способ-
ность дросселя, заменяющего трубо-
провод от ресивера до тормозного кра-
на; (цЛ)к— переменная пропускная
способность дросселя, представля-
ющего собой впускной клапан тормоз-
ного крана; (рА)2— пропускная спо-
собность дросселя, заменяющего тру-
бопровод от тормозного крана до тор-
мозной камеры; VK— объем полости
тормозного крана; VT — объем тор-
мозной камеры; рк и рт — давление
воздуха соответственно в полости тор-
мозного крана н тормозной камеры;
z(pT)—нелинейная зависимость пе-
ремещения штока камеры от давле-
ния в ней. Эту зависимость получают
экспериментальным путем или же при-
нимается одна из типовых нагрузоч-
ных характеристик (например, ква-
дратичная, параболическая и др.).
Пропускная способность дросселя
представляет собой произведение ко-
эффициента расхода ц, зависящего от
типа дросселя, размеров магистрали,
иа площадь проходного сечения А
дросселя. Для тормозного крана при-
нимается, что коэффициент расхода
рк постоянен, а площадь проходного
сечения впускного клапана зависит от
его открытия (хода) h, т. е. AK=ndKh
(dK — диаметр седла клапана). Зна-
чение h определяется законом переме-
щения тормозной педали и параметра-
81
ми механизма слежения крана, огра-
ничивается максимальным ходом кла-
пана :
h =
О при 0^Xi^/lo,
Xi — h0 — х при Xi>
/J228)
где h0 — зазор между штоком и впу-
скным клапаном; х^ — перемещение
штока крана; х— деформация урав-
новешивающей пружины.
Параметры Xj и х вычисляются по
выражениям:
{О при 0 < t т0;
Sn^/(f/n^max) При Tq t 5^ Tq ^тах»
sn/wn при t > То + ^тах>
X =
О при 1 <рк<рОк;
(Рк Рок) ArJск при рок рк Рок*
Атах При рк > Рк,
где i— текущее время; т0—продолжи-
тельность выборки зазоров в механиче-
ском приводе; sn— перемещение педали;
ип—передаточное отношение механи-
ческого привода крана; /тах—продол-
жительность перемещения педали на
Snl Рок — зона нечувствительности кра-
на, определяемая предварительным
поджатием уравновешивающей пружи-
ны; т4п — площадь следящего поршня,
на которой действует давление рк; ск—
жесткость уравновешивающей пружины;
рк — давление в полости крана, при ко-
тором прекращается его следящее дейст-
вие; Хщах — максимальная деформация
уравновешивающей пружины: Хтах =
“ (рк Рк) Дп/Ск«
На динамической схеме выделяем
два узла У] и У2. В первом имеет ме-
сто разветвление потока воздуха, а
второй отделяет дроссель (ри42) от пе-
ременной емкости тормозной камеры.
Для каждого узла составляем уравне-
ние баланса мгновенных расходов
(знаки членов уравнения выбираются
в соответствии с направлением потока
воздуха относительно узла: знак
плюс — для приходящего потока, ми-
нус— для уходящего):
для узла У1
dm9 dmK dm^
~dt dt dT
для узла Yz
где dmjdt — мгновенный массовый рас-
ход воздуха через эквивалентный дрос-
сель, представляющий собой последо-
вательное соединение трубопровода и
клапана крана, т. е. (fM)i и (р4)к;
dmK!dt — мгновенный массовый расход
воздуха, поступающего в полость тор-
мозного крана; dmjdt — то же, через
дроссель (рД)2; dmEldi — то же, в по-
лость тормозной камеры.
82
Рис. 2.40. Схема алгоритма расчета динамиче-
ской характеристики контура пневматического
тормозного привода
Пропускная способность эквива-
лентного дросселя определяется из
соотношения:
(цЛ)1 (ИЛ)* * ((М)2/
Указанные мгновенные массовые
расходы с учетом гиперболической га-
зодинамической функции расхода
РЯ_С
(М)э—ГГ-Pmax
BT ВРтак~Рк
V„ ^Pk.
Ртах Рк ,
воздуха через дроссель и уравнения
состояния воздуха в емкостях записы-
ваются в виде:
dm3
dt
dmK
~dT
dt
dtnE VT dpT [ pT dVT
~dT=~k^~ST+ RT dt ’
kRT dt ’
, vkj>C Рк Pt
АГ BPK — pT
(2.30)
где oKp—критическая скорость тече-
ния воздуха: оКр=РЛ kRT -,k—показа-
тель адиабаты; Т — термодинамическая
температура воздуха перед дросселем;
С и В — коэффициенты аппроксимации
газодинамической функции расхода:
С =0,654; В= 1,13.
Тормозная камера в начале про-
цесса наполнения ее воздухом, т. е.
при I^Pt^Po (Ро — давление в ка-
мере, соответствующее началу движе-
ния ее штока), имеет постоянный
объем, равный Йо, а в дальнейшем при
Рт>Ро объем камеры переменный:
VT= У0+Лд£(рт), (2.31)
где Лд — площадь диафрагмы каме-
ры.
Подставляя в систему уравнений
(2.28) выражения (2.29) и (2.30), по-
еле преобразований получим:
kVKDC
.. = (М)э —----Ртах Х
dt VK
Ртах Рк г л\ ^Укр^
(М)2 рк
•к
х
х
ВРтак Рк
Рк Pt
БРк Р?
X
dP?
dt
(рЛ)2рн —---—
V0 ВРк — Рт
при 1<РтСр0;
toKPC
(2.32)
*Vt4>(Pt) + Vo + Алг(рт)
X (р-Д)гРк -----
ВРк~Рт
ПРИ Рт>Ро,
где <р(рТ) =dz(pT)!dpT.
83
Система уравнений (2.32) совме-
стно с выражениями (2.28) и для х и
Х\ образуют математическую модель,
описывающую динамические процес-
сы, происходящие в рассматриваемом
пневматическом контуре.
Схемы алгоритмов расчета на ЭВМ
динамических характеристик тормоз-
ного привода по полученной матема-
тической модели приведены на рис.
2.39 и 2.40.
2.5. Гидравлические тормозные при-
воды
Типы, схемы. Гидравлические тор-
мозные приводы по виду используемой
энергии делятся на три типа:
1) гидравлические приводы пря-
мого действия, когда тормозные меха-
низмы приводятся в действие непос-
редственно водителем;
2) гидравлические приводы непря-
мого действия, где тормозные меха-
низмы приводятся усилием на тормоз-
ную педаль и параллельно включен-
ным усилителем;
3) насосио-аккумуляторные приво-
ды, в которых усилие на тормозные
механизмы передается жидкостью, по-
ступающей под давлением от насоса и
гидроаккумуляторов.
Водитель с помощью дополнитель-
ного привода прямого действия осу-
ществляет управление следящим тор-
мозным краном, который регулирует
давление и расход жидкости, посту-
пающей к тормозным механизмам.
На рис. 2.41 показана схема гидрав-
лического тормозного привода прямого
действия. При нажатии на тормозную
педаль 5 перемещается поршень 4
главного (подпедального) цилиндра 6
и под давлением жидкости в полости А
поршень 3 перемещается влево, за счет
чего создается давление в полости Б.
В результате жидкость поступает по
трубопроводам 2 и 7 к колесным гид-
роцилиндрам 1 и 8 — происходит за-
тормаживание автомобиля.
На рис. 2.42 приведена схема гид-
равлического тормозного привода с
вакуумным усилителем. Вакуумный
усилитель 4 имеет следящий клапан 9
и диафрагму. В полости Б усилителя
постоянно поддерживается вакуум, а
полость А посредством клапана 9 со-
общается с полостью Б в отторможен-
ном состоянии или с атмосферой при
торможении. Когда водитель нажимает
на тормозную педаль 5, усилие от нее
передается на клапан 9, последний
открывается и соединяет полость А с
атмосферой, предварительно отключив
ее от полости Б. В полостях А и Б дав-
ления различны, в результате создает-
ся дополнительная сила, развиваемая
усилителем. Таким образом, на порш-
ни 7, 8, которые расположены в ци-
линдре 3, действует суммарная сила,
слагающаяся из развиваемой усилите-
лем и силы нажатия на педаль 1. Жид-
кость под давлением поступает по тру-
бопроводам 2 и 6 в колесные цилинд-
ры 1 и 10.
Гидравлические тормозные приво-
ды с вакуумным усилителем получили
распространение на легковых и легких
грузовых автомобилях.
Схема гидравлического тормозного
привода с пневматическим усилителем
изображена на рис. 2.43. Усилитель
состоит из следящего клапана 3 с под-
ключенным к нему ресивером 4 и си-
лового цилиндра 5 с поршнем (или с
диафрагмой). При воздействии на пе-
даль 1 через рычаг 2 усилие передает-
ся на шток цилиндра 5 и одновремен-
но на клапан 3, последний перемеща-
ется и соединяет рабочую полость А
цилиндра 5 с ресивером 4. Вследствие
этого поршни гидроцилиндра 6 пере-
мещаются и нагнетают жидкость под
давлением по трубопроводам 7, 9 в
гидроцилиндры 8 и 10 колесных тор-
мозных механизмов. В усилителе обес-
печивается следящее действие по силе
и по перемещению.
Выполняется привод и в несколько
измененном виде: рычаг 2 отсутствует
84
Рис. 2.41. Гидравлический тормозной привод прямого действия
Рис. 2.42. Гидравлический тормозной привод
с вакуумным усилителем
Рис. 2.43. Гидравлический тормозной привод с пневмоусилителем
Рис. 2.44. Гидравлический тормозной привод с гидроусилителем
и педаль 1 воздействует только на сле-
дящий клапан (тормозной кран) 3. Та-
кой привод называется пневмогидрав-
лическим.
На рис. 2.44 приведена схема гид-
равлического тормозного привода с
гидроусилителем. Гидроусилитель со-
стоит из гидронасоса 1 с предохрани-
тельным клапаном 2, следящего рас-
пределителя 5, выполненного совмест-
но с силовым поршнем 6, который по-
средством штока воздействует на
поршни главного цилиндра 7. В неко-
торых конструкциях силовой поршень
в отдельном исполнении отсутствует
и его функции выполняет поршень
главного цилиндра 7. В таких кон-
струкциях давление жидкости, посту-
пающей от гидронасоса 1, восприни-
мается непосредственно первым порш-
нем главного цилиндра. При нажатии
на педаль в распределителе 5 перекры-
вается канал, соединяющий нагнета-
тельную магистраль 3 со сливной ма-
гистралью 4. В результате в рабочей
полости цилиндра 6 создается давле-
ние жидкости на силовой поршень уси-
лителя (либо непосредственно на пер-
вый поршень главного цилиндра 7).
При этом поршни главного цилиндра
7 перемещаются, тормозная жидкость
под давлением поступает к колесным
гидроцилиндрам 8 и 9 — происходит
торможение автомобиля. Чем больше
усилие, прилагаемое к педали, тем
больше давление в рабочей полости
распределителя 5 и в гидроцилнндрах
8 и 9. В отторможенном состоянии ма-
гистрали 3 и 4 через распределитель
5 соединяются между собой и гидро-
насос работает вхолостую без сущест-
венного противодавления.
На автомобилях БелАЗ особо
большой грузоподъемности применяет-
ся насосно-аккумуляторный гидравли-
ческий тормозной привод (рис. 2.45).
Управление двумя секциями 3 и 4 тор-
мозного крана осуществляется с помо-
щью дистанционного раздельного гид-
ропривода с главным цилиндром 2.
При нажатии на педаль 1 приводятся
в действие секции 3 и 4 тормозного
крана, открываются их клапаны и
жидкость от гидроаккумуляторов 7 и
9 поступает к колесным гидроцилинд-
рам 5 и 6. Чем больше усилие на педа-
ли, тем выше давление в гидроцилинд-
рах 5 и 6. Автоматический регулятор
давления 8 релейного типа служит для
разгрузки гидронасоса 11 при дости-
жении верхнего предела давления в
гидроаккумуляторах 7 и 9. Предохра-
нительный клапан 10 защищает гид-
росистему от перегрузки по давлению.
Рассмотренные типы гидравличе-
ских тормозных приводов имеют ряд
основных преимуществ перед пневма-
тическими: высокое быстродействие
86
Рис. 2.45. Насосно-аккумуляторный тормозной привод
(до 0,2...0,4 с), могут развивать боль-
шие приводные усилия, имеют мень-
шие габариты и массу.
К недостаткам гидравлических тор-
мозных приводов следует отнести: вы-
сокие требования к герметичности, не-
обходимость в дополнительном источ-
нике энергии, колебания давления
жидкости и возможная при этом ви-
брация трубопроводов.
Кроме общих требований, к гидрав-
лическим приводам предъявляются
следующие специфические требования,
касающиеся свойств рабочих жидко-
стей: высокая температура кипения;
стабильная вязкость, особенно при
работе привода при низких температу-
рах; хорошие смазывающие свойства;
минимальное коррозионное воздей-
ствие иа металлические детали; жид-
кость не должна вызывать набухания
резиновых деталей; минимальная по-
датливость жидкости и элементов при-
вода при работе под давлением; высо-
кая стабильность характеристик при
эксплуатации и хранении; жидкость не
должна делиться на компоненты, в ней
не должно быть вредных примесей.
Гидравлические тормозные приво-
ды получили широкое применение на
легковых, грузовых автомобилях ма-
лой и особо большой грузоподъем-
ности.
Конструкции элементов тормозных
приводов. Гидравлический тормозной
привод включает ряд элементов, ко-
торые соединяются в цепь последова-
тельно или параллельно в зависимости
от назначения и выполняемых функ-
ций. К ним относятся: главные тормоз-
ные цилиндры, усилители, колесные
тормозные цилиндры, гидронасосы и
аккумуляторы энергии, регулирующая
и предохранительная аппаратура, тру-
бопроводы.
Главный тормозной цилиндр обес-
печивает подачу жидкости в контуры
тормозной системы под давлением,
пропорциональным усилию нажатия
на тормозную педаль.
На рис. 2.46, а показана конструк-
ция главного торможения цилиндра
87
Рис. 2.46. Главный тормозной цилиндр двухконтурного типа
двухконтурного типа (автомобили
ГАЗ). В сквозном отверстии корпуса
2 последовательно расположены порш-
ни 1 и 5. При нажатии на педаль тор-
моза усилие передается на поршень 1,
который при перемещении создает
давление в магистрали II. Поршень 5
под действием этого давления подает
жидкость в магистраль I, открывая
клапан 3. При повреждении, например,
магистрали I поршень 5 со штифтом 4
перемещается вправо до упора в седло
88
клапана 3. Магистраль I отключается,
и торможение автомобиля осуществ-
ляется другим контуром тормозной си-
стемы (магистраль II). Соответствен-
но при повреждении второй магистра-
ли выступы 6 поршней упираются друг
в друга и торможение осуществляется
первым контуром. При оттормажива-
нии за счет избыточного давления в
магистралях и отжатия пружины
поршни 1 и 5 перемещаются в исход-
ное положение. Чтобы при этом не
создавалось разрежение в контурах и
тем самым исключалось попадание
воздуха, клапанами 3 поддерживают
незначительное избыточное давление
в контурах. Магистрали сообщаются
с помощью отверстий в поршнях и
корпусе с резервуаром для жидкости.
Перегородкой 2 обеспечивается не-
зависимая подача жидкости в соответ-
ствующие полости магистралей I и II
при обратном перемещении поршней
влево. При этом рабочая кромка ман-
жетного уплотнения 7 позволяет осу-
ществить перетекание жидкости через
отверстия в корпусе и поршне. Вслед-
ствие этого происходит быстрое пере-
мещение поршней 1 и 5, и система
подготовлена к повторному тормо-
жению.
Главный тормозной цилиндр авто-
мобиля ВАЗ (рис. 2.46, б) имеет также
два поршня 12 и 14 и соответственно
два контура. При нажатии на педаль
тормоза усилие передается на поршни
12 и 14. Последние перемещаются вле-
во, соприкасаясь с уплотнительными
кольцами 10, которые с помощью пру-
жин 9 прижимаются к распорным
кольцам 16. При возврате педали тор-
моза оба поршня 12 и 14 отжимаются
пружинами 8 и И в крайнее правое
положение до их соприкосновения с
установочными болтами 13 и 15. Каж-
дый контур тормозного привода зад-
них и передних колес питается из от-
дельного бачка.
На легковых автомобилях средней
и большой массы, а также грузовых с
грузоподъемностью 15...30 т применя-
ются гидроусилители вакуумного типа
(рис. 2.47). Он включает диафрагму
2 с пружиной и штоком, поршень уси-
лителя 8 с обратным клапаном, ваку-
умный 3 и воздушный 4 клапаны, кла-
паны управления 6' с поршнями и диа-
фрагмой. Полость Б диафрагмы через
запорный клапан 1 постоянно сообще-
на с впускным трубопроводом (кол-
лектором) двигателя. Полость А с по-
мощью клапанов 3 и 4 может сооб-
щаться как с атмосферой через фильтр
5, так и с полостью Б.
Усилитель работает следующим
образом. При нажатии на педаль жид-
кость от главного тормозного цилинд-
ра 9 через полость В и открытый
штоком диафрагмы обратный клапан
в поршне 8 поступает к колесным тор-
мозным цилиндрам. Одновременно она
воздействует на поршень клапана 6,
который при определенном усилии на
педаль закрывает вакуумный клапан
3 и, сжимая пружину, открывает воз-
душный клапан 4. При этом полость
А сообщается с атмосферой. В резуль-
тате различия давлений в полостях А
и Б (в которой создается разрежение)
усилие передается через толкатель на
поршень 8, за счет чего и обеспечи-
вается дополнительное давление в
контуре гидропривода.
В зависимости от изменения усилия
на тормозную педаль изменяется и
давление в полости В, а значит, и по-
ложение клапана управления 6. При
воздействии последнего на клапаны 4
и 3 различие давлений в полостях А
и Б может увеличиваться или умень-
шаться. Следящее действие усилителя
обеспечивается уравновешиванием сил,
действующих на диафрагму клапана.
После освобождения педали тормо-
за давление в полости В снижается,
поршень клапана 6 перемещается
вниз. Клапан 3 открывается — поло-
сти А и Б сообщаются между собой.
Диафрагма усилителя 2 пружиной от-
водится в исходное положение.
89
Рис. 2.47. Вакуумный усилитель тормозов:
а — конструкция; б—принципиальная схема; 1 — запорный клапан; 2— диафрагма; 3—вакуумный клапан;
4 — воздушный клапан; 5 — воздушный фильтр; 6 — поршень клапана управления; 7 — поршень усилителя;
8 — поршень с обратным клапаном; 9— главный тормозной цилиндр
Для удаления воздуха из гидроси-
стемы предназначены перепускные кла-
паны 7. Между впускным трубопрово-
дом двигателя и усилителем установ-
лен запорный клапан 1, разобщающий
их при остановке двигателя.
В качестве исполнительных уст-
ройств в тормозных системах с колес-
ными тормозными цилиндрами исполь-
зуют силовые цилиндры одностороннего
и двустороннего действия. В цилиндрах
одностороннего действия обратный ход
на растормаживание колеса соверша-
ется обратной пружиной. Цилиндры
двустороннего действия могут приме-
няться для ускоренного принудитель-
ного отвода тормозных колодок путем
подачи жидкости под давлением в што-
ковую полость.
Источником энергии в гидравличе-
ских приводах являются насосы объем-
ного типа (шестеренчатые, пластинча-
тые, аксиально-поршневые). Шестерен-
чатые насосы обеспечивают давление
до 12 МПа, а аксиально-поршне-
вые— до 35...50 МПа. Увеличение дав-
ления позволяет повысить быстродей-
ствие, увеличить усилие исполнитель-
ных устройств при минимальных
массе и объеме гидропривода.
Источник энергии должен обеспе-
чивать заданное давление в тормозной
системе при максимальном расходе
жидкости в режиме экстренного тор-
можения автомобиля. Для выполнения
этого основного требования совместно
с насосом используют гидроаккумуля-
тор. Он накапливает энергию, когда
гидравлические агрегаты системы не
потребляют ее, и обеспечивает подачу
жидкости под давлением при работе
гидравлической системы.
Гидроаккумулятор представляет
собой закрытый сосуд цилиндрической
90
Рис. 2.48. Гидрогазовый поршневой
(а) и диафрагменный (б) аккуму-
ляторы
или другой формы, который разделен
поршнем или диафрагмой (рис. 2.48)
на две полости. Полость А заполняет-
ся сжатым инертным газом (азот,
аргон). Полость Б соединяется с на-
гнетательной полостью насоса. Необ-
ходимость в разделении сред порш-
нем или диафрагмой 1 вызвана свой-
ством жидкости (масел) поглощать
газы. Кроме того, такая конструкция
позволяет монтировать гидроаккуму-
лятор в любом положении.
Статический расчет гидропривода
(рис. 2.49). Он заключается в опреде-
лении его основных конструктивных
параметров (диаметров главного dr и
колесных тормозных dK цилиндров,
передаточного числа педального при-
вода ип, коэффициента усиления ку)
с целью обеспечения необходимых
приводных усилий F для колесных
тормозных механизмов при допусти-
мых усилии на педали FB и ее переме-
щении ув.
Диаметр колесного тормозного ци-
линдра
dK = V IF/iitp™,),
где pmax — максимальное давление жид-
кости в контуре привода, МПа: без
усилителей ртах = 5...1О МПа; с усили-
телями Ртах =12...15 МПа, в этом
случае при неработающем усилителе
максимальное давление ртах = 2...
10 МПа в зависимости от типа уси-
лителя и автомобиля, т. е. ртах =
— Pma-Jky, ky — коэффициент усиления.
Максимальное требуемое усилие
на штоке тормозной педали
Кщ=ДрРшах/^у, (2.33)
где Дг — площадь главного цилиндра.
Усилие на тормозной педали
Кп=КщЛ/(ЦдТ)п)> (2*34)
где ип, т]п — соответственно переда-
точное отношение и КПД педального
привода: т]п=0,86...0,92; п — число па-
раллельно расположенных штоков,
приводимых тормозной педалью.
Полный ход штока главного тор-
мозного цилиндра
п
р = Д1-Ь-^-^Дкй, (2.35)
i=i
где — зазор между поршнем глав-
ного тормозного цилиндра и толкате-
лем, равный 1...2,5 мм; £ — коэффи-
циент, учитывающий влияние подат-
ливости элементов гидропривода на
перемещения штока, может быть при-
нят равным 1,1...1,3; Дк1- — площадь
i-ro колесного цилиндра, м2; г, — мак-
симальное перемещение i-ro поршня
колесного цилиндра; п — число колес-
ных цилиндров, управляемых глав-
ным цилиндром.
Полный ход тормозной педали при
наличии вакуумного усилителя
Уп = Уаи~{~&2, (2.36)
где Д2 — зазор между штоком педали
и поршнем усилителя.
Для других типов усилителей
должна быть учтена схема привода
усилителя и его параметры. При тор-
можении ход педали ув должен со-
ставлять 0,5...0,7 от максимального
хода. Задавая ход педали ув и усилие
Fn, из уравнений (2.33) ...(2.36) нахо-
дят параметры Дгип (или ky) при
известном ky (или ип).
91
б
Рис. 2.49. Расчетные схемы двухконтурных гидравлических тормозных приводов прямого дейст-
вия с последовательным (а) и параллельным (6J расположением секций главного цилиндра
Обычно диаметр dr главного ци-
линдра незначительно отличается от
диаметра dK колесных цилиндров.
В выполненных конструкциях с бара-
банными тормозами duifdr= 1 — 1,5,
*WA-=0,9... 1,2 и J„i/Jk2 = 0,8.-1>7; с
колодочно-дисковыми Jki/^k2=2,1 ...2,4;
*Wdr= 1 — 1,2 и dKildK2= 1,7—2,4 (db-i и
dK2 — диаметры колесных цилиндров
соответственно передних и задних
тормозных механизмов). Перемеще-
ние поршней колесных цилиндров для
барабанного тормоза z=l,5...4,5 мм,
для дискового — 2=0,10—0,35 мм.
Статическая характеристика уси-
лителя представляет собой зависи-
мость давления рс в главном цилиндре
от усилия Fn на тормозной педали.
Давление жидкости в главном ци-
линдре при неработающем усилителе
Рт = FпПпПп/А г*
Давление жидкости в главном ци-
линдре при работе усилителя
Рг = ) Л^у.
Коэффициент ky представляет со-
бой отношение усилия Fc. действу-
ющего на шток главного цилиндра и
равного сумме усилия Fm, приложен-
ного к штоку усилителя, и усилия Fy,
создаваемого усилителем за счет пе-
репада давления на его поршне (или
диафрагме), к усилию Fm, т. е.
ky=F(/FI .—- (Fnl4-Fy) IFm.
Значение зависит от типа усили-
теля, его основных геометрических па-
раметров, а также режима работы
усилителя.
Для вакуумных усилителей (рис.
2.50, а) в режиме следящего действия
(Fn^Fca)
ky = 1 + -Д~Л-т-----fnP + ff ,
An “n»lnfn
а в режиме постоянного усиления
(Fn>F cn)
__ | । Aip Ff
ul^n^ n
где Дя, Дп — площадь соответственно
диска, поршня (или диафрагмы), м2;
Дш — площадь штока, м2; Fnp — сум-
марное усилие пружин, Н; Fs—сум-
марная сила трения подвижных ча-
стей, Н; Дртах — максимальное рас-
четное разрежение, создаваемое дви-
гателем, Па.
Предельное усилие (рис. 2.50, б)
на тормозной педали, соответству-
ющее пределу следящего режима ра-
боты усилителя,
Р _ A/inAPmax
‘ сл — —.--.------.
(Ад-АД Iin1in
Перемещение поршня (диафрагмы
усилителя)
Уп=///Мп-А2,
где Д2 — зазор между штоком и пор-
шнем, м: Д2=1,2—1,5 мм.
Задача динамического расчата. За-
ключается она в определении парамет-
ров и характеристик привода, которые
обеспечили бы требуемое быстродей-
92
б
Рис. 2.50. Расчетная схема вакуумного усилителя (а) и его статистические ха-
рактеристики (б)
Рис. 2.51. Схемы гидравлической цепи тормозного привода:
а — принципиальная; б — динамическая; е — характеристики тормозного механизма
ствие и качество переходных процес-
сов: площадь сечения и длина трубо-
проводов, расходные характеристики
входящих в привод элементов (клапа-
нов, кранов и др.), давление и меха-
нические свойства тормозной жидко-
сти, характеристики колебательных
процессов жидкости и элементов при-
вода и др.
При расчетах принимаются следу-
ющие допущения: вязкость, плотность
и температура рабочей жидкости в пе-
реходном процессе не изменяются;
отсутствуют утечки жидкости; волно-
вые процессы (высокочастотные коле-
бания) в гидромагистралях не влияют
на переходный процесс из-за сравни-
тельно малой длины трубопрово-
дов.
Для математического описания
гидропривода (рис. 2.51) необходимо
разработать его динамическую схему.
При этом цепи делятся на отдельные
участки (звенья), которые могут быть
описаны отдельными уравнениями
движения (например, тормозной кран,
участок неразветвленного трубопро-
вода, исполнительное устройство
и т. п.). Далее составляется динами-
ческая схема каждого i-ro участка и
системы в целом. В схеме с помощью
условных обозначений представляется
масса т, сопротивления местные /?м и
по длине трубопровода Ri, перемеще-
93
Рис. 2.52. Схема решения уравнения (2.37) дви-
жения жидкости иа АВМ.
ние поршня х, жесткость тормозного
механизма С, податливость привода if
и др.
При составлении уравнений дви-
жения для каждого участка гидравли-
ческой цепи учитываются инерцион-
ные потери давления р3-, потери по
длине трубопровода pi, местные поте-
ри давления рм. В результате для
каждого i-ro участка гидропривода
составляется уравнение баланса дав-
лений:
Р j + Pl + Рм + Рв ых = Рих,
где рвых, рВх — давление жидкости на
выходе и входе i-ro участка цепи, на-
пример в цилиндрах 2,3 и I.
Используя известные из гидравли-
ки выражения потерь давления в тру-
бопроводах, получим уравнение ба-
ланса давления для i-ro участка в
развернутом виде:
27’5—— + (°’443
A, dt2 Aldt \ у А,
+ 0,5Е^ Р J j + Рвых = Рвх (О,
(2.37)
где р и v — соответственно плотность
и кинематическая вязкость рабочей
жидкости; А — площадь поршня колес-
ного цилиндра; /, — соответственно
длина и площадь проходного сечения
трубопровода; kt— коэффициент шеро-
ховатости внутренней поверхности тру-
бопровода (принимается 0,02...0,04 при
изменении относительной шерохова-
тости A/dTp в пределах 0,001...0,01);
g—суммарный коэффициент местных
сопротивлений; г—перемещение поршня.
Давлением рВЫх колодка прижима-
ется к барабану. Упругая деформа-
ция тормозного механизма может
быть представлена в виде:
Рвых=Во + В1Z+В2г2,
где Во, Bi, В2— коэффициенты аппро-
ксимации.
Уравнение (2.37) позволяет опи-
сывать переходные процессы в гидро-
приводе при ламинарном и турбулент-
ных режимах течения жидкости.
В уравнении перемещение жидкости и
ее производные г, г выражены через
соответствующие параметры движе-
ния поршня z соотношением zi =
= (AlAi).
Схема решения уравнения (2.37) на
АВМ приведена на рис. 2.52. С помощью
блока нелинейности БН2 можно опре-
делить и выходную характеристику
тормозного механизма Мт, которая опи-
сывается как функция перемещения
поршня или давления рВЫх (см. рис.
2.51). На блоке БНЗ набирается нели-
нейная характеристика тормозного ме-
ханизма рвых, блок умножения БН1 мо-
делирует функцию г2. Коэффициенты
передачи ai...a< определяются масшта-
бом времени и зависимых переменных.
Используя уравнение (2.37), мож-
но исследовать и переходные процес-
сы в гидроприводе в фазе оттормажи-
вания. При этом необходимо на инте-
граторах 1, 2 (см. рис. 2.52) задать
начальные условия z, z, соответству-
ющие перемещению тормозной колод-
ки (поршня) на предшествующей фа-
зе торможения. Параметр рвх изменя-
ется по закону регулирующего уст-
ройства (крана, модулятора), напри-
мер рвх=0. В сложных насосно-акку-
94
Рис. 2.53. Безразмерная динамическая характе-
ристика изменения давления на выходе из гид-
равлического контура
муляторных гидравлических схемах
аппарат управления (тормозной кран,
модулятор и др.) может быть пред-
ставлен в виде дросселя переменного
сечения, расход через который
Q = И/ (О V 2(рвх —рвых)/р ,
где р, — коэффициент расхода; )(/)—
функция изменения во времени про-
ходного сечения аппарата, зависящая
от закона управляющего воздействия.
Каждый участок гидравлической
цепи характеризуется определенной
податливостью (изменением объема)
трубопроводов, шлангов, уплотнений
в зависимости от давления жидкости.
Расход жидкости QBXi на входе i-ro
(выходе i—1-го) участка цепи может
быть представлен суммой расхода
Qbmx на выходе i-ro (входе i+1-го)
участка и дополнительного расхода
AQi, обусловленного податливостью
элементов i-ro участка цепи:
Qbx i— Qfibix i +AQj.
При составлении математической
модели уравнение баланса мгновен-
ных объемных расходов жидкости
используется как уравнение связи. Ре-
шение математической модели с уче-
том податливостей элементов гидрав-
лической цепи представляет достаточ-
но сложную задачу.
Используя уравнение (2.37) для
установившегося режима движения
(z=const), можно аналитически вы-
числить отдельно потери давления р3-,
рм, pi в цепях гидропривода, переме-
щение поршня z и давление в цилин-
дре рВЫх. Если допустить, что тормоз-
ной механизм имеет линейную харак-
теристику жесткости (рВых=сг) и по-
тери, обусловленные сопротивлением
жидкости, прямо пропорциональны
скорости г, уравнение (2.37) линейно
и имеет аналитическое решение. Под-
ставив х=АрВЫх/с в исходное уравне-
ние (2.37), переменную г можно вы-
разить через Рвых-
Решая уравнение при ступенчатом
входном воздействии рвх=Ртах, полу-
чим выражение для определения дав-
ления в колесном тормозном цилин-
дре в виде:
Рвых — Ртах | 1 — (cos )/” 1 — У20)£ -|-
-|---------, т sin ]/ 1 — у2 cotYI,
(2.38)
где у = /г/со; h = 4т/Ай <о =
= И Ас/(р/А2) .
Уравнение (2.38) имеет решение
при ш>/г(у=/г/(о<1).
При <в</г (у>1)
Рвых — Ртах (1 ~ в ((1 -f-
+ +11 —
/уа-1 / {
а при <о — h (у = 1)
Рвых = ртах 11 — (1 + Coi) £-“*].
Расчет помощью приведенных
95
уравнений показывает, что в гидравли-
ческой цепи при у < 1 изменение дав-
ления в цилиндрах носит колебатель-
ный характер (рис. 2.53), а при у > 1 —
апериодический. В первом случае
быстродействие привода достаточно вы-
сокое, однако вследствие перерегулиро-
вания не обеспечивается требуемая
точность отработки управляющего воз-
действия. Во втором случае (у > 1)
достигается высокое качество переход-
ного процесса при малом быстродей-
ствии, что также не может удовлетво-
рить требованиям, предъявляемым к
тормозному приводу. Из графика видно,
что при у = 2 звено обладает вы-
соким быстродействием и перерегулиро-
ванием не более 4,3 %.
Таким образом, принимая в качест-
ве оптимального значения у — 1 /К 2
и используя выражения h и со, получим
зависимость для определения оптималь-
ных параметров гидропривода:
—) = 0,1471 f
, /опт v p/v2
Из уравнения (2.38) можно вычис-
лить и время нарастания давления
(быстродействие) в колесном цилиндре
до рвых = 0,9ртах при у = \IV~2-.
Для общего случая при у<1 время
нарастания давления в колесном ци-
линдре
где В — корень транцендентного урав-
нения 0,1 ехр (БВ) = cosB + £sin В,
полученного из формулы (2.38) при
Рвых = 0,9ртах и 5 = y/|Z 1 —у2 .
В последующих расчетах можно
определить тормозной момент Л4Т,
зная характеристику тормозного ме-
ханизма Л1т(рВых) или Л4т(г).
2.6. Комбинированные тормозные при-
воды
На автомобилях и автопоездах
большой и особо большой грузоподъ-
емности широко применяются пневмо-
гидравлические тормозные приводы
(автомобили УРАЛ-375, МАЗ-7310
и др.).
Принципиальная схема пневмоги-
дравлического контура управления
тормозами одного моста показана на
рис. 2.54. В привод входит компрес-
сорная установка 6, ресивер 2 с пре-
дохранительным клапаном 1, пневма-
тический тормозной кран 3, пневмоги-
дроцилиндр 4, управляющий колесны-
ми тормозными цилиндрами 5. Этот
привод представляет собой последо-
вательное соединение двух частей:
пневматической и гидравлической.
Стыковка этих систем выполняется с
помощью пневмогидроцилиндра. Все
аппараты пневматической и гидравли-
ческой частей аналогичны по конст-
рукции аппаратам пневматического и
гидравлического приводов.
Пневмогидравлический привод со-
четает в себе основные положитель-
ные качества пневматического (лег-
кость управления, точность слежения
и др.) и гидравлического (повышен-
ное быстродействие, малые габариты
и масса и др.) приводов. К недостат-
кам пневмогидравлического тормоз-
ного привода следует отнести: отказ
всей системы при неисправности
одной из частей привода; сложность
конструкции; более разнообразную
номенклатуру запасных частей; боль-
шой объем работ по техническому
обслуживанию. Короткая магистраль,
соединяющая тормозной кран с пнев-
матической полостью пневмогидроци-
линдра (а в ряде последних конструк-
ций секция тормозного крана уста-
навливается непосредственно на са-
мом корпусе пневмогндроцилиндра),
позволяет существенно (в 1.5...3 ра-
за) улучшить быстродействие пневмо-
96
Рис. 2.54. Принципиальная схема пневмогидравлического контура управ-
ления тормозами одного моста
гидравлического тормозного привода
по сравнению с пневматическим.
В корпусе пневмогидроцилиндра 4
находятся большой пневматический
поршень площадью Ав и малый ги-
дравлический поршень площадью 4Г.
В полость А от тормозного крана по-
ступает сжатый воздух под давле-
нием рв. При этом блок поршней пе-
ремещается вправо и в полости Г со-
здается давление жидкости рт. В за-
висимости от типа подвижных сило-
вых элементов различают поршневые
и диафрагменно-поршневые пневмо-
гидроцилиндры. В поршневых пнев-
могидроцилиндрах полости А и Б раз-
деляются поршнем, а в диафрагмен-
ио-поршневых — диафрагмой. Как
поршневые, так и диафрагменно-пор-
шневые пневмогидроцилиндры в зави-
симости от числа силовых пневмати-
ческих полостей бывают одно- и дву-
полостные. Конструкция одного из ва-
риантов двуполостного поршневого
пневмогидроцилиндра приведена на
рис. 2.55.
Уравнение баланса сил, действу-
ющих на блок поршней пневмогидро-
цилиндра, имеет вид:
(Рв Ро)^вПТ]пг= (Рг—1)^г + с//, (2.39)
где рв, рг — давление соответственно
воздуха и жидкости в полостях А и
Г пневмогидроцилиндра; Ав, Аг — пло-
щади поршней соответственно пневма-
тической и гидравлической частей;
п — количество пневматических си-
ловых полостей в пневмоцилин-
Дре; т]пг — КПД пневмогидроцилинд-
ра, обычно принимается т|Пг=0,92...
0,95; ро — давление в пблости Б пнев-
могидроцилиндра, с учетом предвари-
тельной деформации возвратной пру-
жины можно принимать ро=0,11...
0,13 МПа; с —жесткость возвратной
пружины; у — перемещение блока
поршней.
Уравнение баланса объемных рас-
ходов жидкости для гидравлической
части привода:
Иц
Агу= (2.40)
г=1
где р — коэффициент, учитывающий
97
Рис. 2.55. Пиевмогидроцилиидр:
1 — бак для тормозной жидкости; 2. 4 — пневматические цилиндры; 3 — промежуточная стенка; 5 — шток с
норшнимн; 6 — гидравлический цилиндр
зависимость перемещения поршня
гидроцилиндра от податливости эле-
ментов гидравлической части пневмо-
гидравлического контура, может быть
принят 1,1...1,4; Лк{ — площадь i-ro
колесного цилиндра; г,— максималь-
ное перемещение i-ro поршня колес-
ного цилиндра; лц — число колесных
цилиндров, управляемых пневмогид-
роцилиндром.
Уравнения (2.39) и (2.40) позволя-
ют производить выбор основных пара-
метров пневмогидравлического конту-
ра. В выполненных конструкциях
этих приводов /вМг=2О...ЗО рг=12...
18 МПа. Расчеты элементов пневмати-
ческой и гидравлической частей этого
привода аналогичны расчетам соот-
ветствующих элементов пневматиче-
ского и гидравлического приводов (см.
параграфы 2.4 и 2.5).
Электропневматический привод яв-
ляется наиболее перспективным для
автопоездов, а также многозвенных
автопоездов (3 и более звеньев). В та-
ких приводах функции управления
выполняются электрической частью
привода, имеющей высокое быстродей-
ствие, а силовые — пневматической.
В последние годы на автомобилях
и автопоездах стали широко применять-
ся микропроцессоры для выполнения
различных вычислительных и логиче-
ских операций. Использование микро-
процессоров в электропневматических
приводах позволяет получить перспек-
тивные схемы таких приводов, облада-
ющие высоким быстродействием, син-
хронностью и точностью слежения
Принципиальная схема одного из
возможных вариантов двухпроводного
электропневматического тормозного
привода автопоезда показана на
рис. 2.56. Этот привод состоит из стан-
дартного пневматического привода тя-
гача и электропневматического приво-
да полуприцепа
При торможении автопоезда сжа-
тый воздух поступает в магистраль
управления 11 полуприцепа и одновре-
менно электрический сигнал от датчи-
ка «стоп» подается на электропневма-
98
Рис. 2.56. Принципиальная схема электропиевматического двухпроводного тормозного привода
автопоезда:
1 — тормозной кран; 2 — кран управления тормозами полуприцепа при двухпроводном приводе; 3 — передние
тормозные камеры тягача; 4 — регулятор тормозных сил тягача; 5 — ускорительный клапан; 6 — задние тор-
мозные камеры тягача; 7,8 — соединительные головки; 9, 19 — датчики давления; 10 — ресивер полуприцепа;
11 — управляющая магистраль; 12 — питающая магистраль; 13 — электропиевматический клапан торможения;
14— отсечный электропиевматический клапан; 15— регулятор тормозных сил полуприцепа; 16 — электропнев-
матический клапан сброса; 17 — электропиевматический клапан выдержки; 18 — тормозные камеры полупри-
цепа; 20—воздухораспределительный клапан; 21— электронный блок сравнения (микропроцессор)
тические клапаны 13 и 14, а также на
блок сравнения 21. При этом отсечным
клапаном 14 магистраль управления
отсоединяется от соединительной го-
ловки 7, что способствует повышению
темпа нарастания давления в ней, а
электропневматическим клапаном 13
соединяется ресивер 10 через регуля-
тор 15 тормозных сил с управляющей
полостью А воздухораспределителя
20. Последний под давлением посту-
пающего воздуха открывается и про-
пускает сжатый воздух из ревисера 10
полуприцепа в тормозные камеры 18.
Когда давление воздуха в тормозных
камерах 16, регистрируемое датчиком
19, приближается к давлению в соеди-
нительной головке 7, регистрируемому
датчиком 9, и разница этих давлений
становится меньше заданного значе-
ния, электронным блоком 21 выдается
сигнал на клапан выдержки 17, кото-
рый срабатывает и закрывает возду-
хораспределитель 20, и поэтому в ка-
мерах 18 давление остается постоян-
ным. Если давление в соединительной
головке 7 продолжает повышаться,
клапан выдержки 17 снова открывает-
ся и происходит дальнейшее повыше-
ние давления в камерах 18.
В процессе оттормаживания дав-
ление в управляющей магистрали
уменьшается. Электронным блоком
сравнения 21 подается сигнал на
включение электропиевматического
клапана сброса 16, который выпуска-
ет воздух из полости А воздухорас-
пределителя 20 в атмосферу. При этом
блоком сравнения 21 управляются
клапаны сброса 16 и выдержки 17 та-
ким образом, чтобы обеспечивалась
определенная разница давлений в тор-
мозных камерах 18 и соединительной
головке 7.
Надежность работы рассматривае-
мого электропиевматического тормоз-
ного привода полуприцепа обеспечи-
вается тем, что в случае выхода из
99
строя его электрической части тормо-
жение полуприцепа осуществляется
обычным способом, т. е. за счет подачи
сжатого воздуха в управляющую по-
лость А воздухораспределителя 20 по
магистрали управления 11.
2.7. Стояночные и вспомогательные
тормозные системы
Стояночная тормозная система.
Она предназначена для затормажива-
ния автомобиля на стоянках и удер-
жания груженого автомобиля на укло-
не до 25 % •
Стояночная тормозная система
может применяться в качестве запас-
ной в случае отказа рабочей тормоз-
ной системы. При этом усилие на руч-
ном рычаге тормоза в зависимости от
категории транспортного средства
должно составлять 400 Н (категория
ЛГ1) и 600 Н (категории М2, Ms, Nb N2
и JV3), на ножном — соответственно
500 и 700 Н.
В зависимости от места установки
тормоза стояночные системы делятся
на трансмиссионные и колесные.
Трансмиссионный стояночный тор-
моз устанавливается на выходном ва-
лу коробки передач (автомобили
ГАЗ) или за карданной передачей
(МАЗ, КамАЗ).
При торможении усилие от руко-
ятки привода 1 (рис. 2.57) через трос
2 и тягу 3 передается на промежуточ-
ный рычаг 16, тягу 15, трос 8, который
вилкой 9 присоединяется к приводно-
му рычагу 10 тормоза. При повороте
последнего против часовой стрелки
приводным усилием через промежу-
точный рычаг и штангу тормозная
колодка 14 прижимается к тормозно-
му барабану. При вращении тормозно-
го барабана против часовой стрелки ко-
лодка 14 смещается в сторону враще-
ния и через регулировочное устройст-
во 12, 13 прижимает и другую колод-
ку И к барабану. Торможение при
вращении тормозного барабана в дру-
гую сторону вызывает смещение ко-
лодки 11, которая воздействует на
тормозную колодку 14.
Одновременно с торможением тя-
гача может происходить и затормажи-
вание прицепа. Через рычаг 7, тягу 5
и рычаг 4 осуществляется привод на
тормозной кран 6, который обеспечи-
вает выпуск воздуха из соединитель-
ной магистрали, а следовательно, и
затормаживание прицепа.
На тяжелых многоприводных авто-
мобилях и большегрузных карьерных
самосвалах применяется трансмис-
сионный ленточный тормоз с механи-
ческим приводом. Он устанавливается
на выходе коробки передач (рис. 2.58).
Стальная лента 9 с прикрепленной
к ней тормозной накладкой 10 охва-
тывает барабан И, который крепится
к ведомому валу коробки передач.
К концам ленты прикреплены нако-
нечники 4 и 8, а к средней ее части —
кронштейн 12. Лента с кронштейном
насажена на силовую опору крышки
20 корпуса тормоза-замедлителя и за-
креплена установочным болтом 21 и
пружиной 22. Установочным болтом
21 регулируется зазор между бараба-
ном и тормозной накладкой.
На наконечниках 4 и 8 ленты и
опоре крышки 20 установлен включа-
ющий механизм тормоза, состоящий
из стяжки 1, возвратных пружин 5 и
6, нажимных кулаков 16, щек 13, бол-
та 19 и гаек 17, 18. Под нажимными
кулаками установлена опора 7, а под
гайкой 2 крепления стяжки — сухарь
3. Нажимные кулаки через наконеч-
ник 15 соединены с тягой 14 привода
стояночного тормоза.
При включении стояночного тор-
моза усилие от тяги 14 передается к
нажимным кулакам, которые через
опору 7 воздействуют на верхний на-
конечник ленты. Одновременно кула-
ки, приподнимаясь вверх вместе со
щеками, соединенными с опорой
крышки тормоза-замедлителя, увле-
кают за собой стяжку, которая через
100
сухарь 3 воздействует на нижний на-
конечник ленты. В результате этого
происходит равномерный выбор зазо-
ра между барабанами и тормозной
накладкой, автомобиль затормажи-
вается.
При выключении стояночного тор-
моза нажимные кулаки под воздейст-
вием тяги привода поворачиваются
в обратную сторону, наконечники лен-
ты с помощью возвратных пружин 5
и 6 возвращаются в исходное поло-
101
жение. В результате этого устанавли-
вается зазор между барабаном и на-
кладкой. Равномерное распределение
зазора между верхней и нижней вет-
вями тормозной ленты и барабаном
обеспечивается регулировкой с по-
мощью гайки 18 болта 19. Ленточный
тормоз при сравнительно небольших
размерах способен создавать большой
тормозной момент. По устройству он
проще колодочных и дешевле в про-
изводстве.
Трансмиссионный тормоз наряду
с простым механическим приводом
управления и эффективностью работы
имеет существенные недостатки — на-
грузка на карданную, главную и бор-
товую передачи значительна, что мо-
жет привести к поломке нагруженных
узлов при торможении, и т. п.
Широкое распространение получа-
ют колесные стояночные тормозные
системы, которые используют, кроме
основной тормозной системы, отдель-
ный привод колесных тормозных ме-
ханизмов. Этой системой обеспечива-
ется безопасность движения при
торможении благодаря тому, что тор-
мозной момент передается непосред-
ственно на колесо автомобиля. Одна-
ко при этом требуются большие уси-
лия для привода тормоза.
В легковых автомобилях исполь-
зуется механический привод для
затормаживания задних колес. Схема
принудительного прижатия тормозных
колодок к тормозному барабану (дис-
ку) аналогична схеме уже рассмо-
тренного трансмиссионного тормоза
(см. рис. 2.57).
На грузовых автомобилях и авто-
поездах получили распространение
стояночные колесные тормозные си-
стемы с использованием пружинных
энергоаккумуляторов (см. рис. 2.31),
устройство и принцип действия кото-
рых приводятся в параграфе 2.4.
Стояночная тормозная система с
энергоаккумулятором надежна и эф-
фективна. Она осуществляет автома-
тическое затормаживание автомобиля
в случае снижения или отсутствия
давления в ресиверах основной тор-
мозной системы. К недостаткам сле-
дует отнести увеличение габарита и
массы привода тормозного механизма.
Требования безопасности вызыва-
ют необходимость разработки более
эффективных и аварийных тормозных
систем. Конструктивные решения раз-
личны. Например, разрабатываются
фартуки с эффективными грунтозаце-
пами, которые при аварийном тормо-
жении подводятся под колеса автомо-
биля. Замедление автомобиля может
достигать 2...3 g.
Вспомогательная тормозная систе-
ма. Она предназначена для длитель-
ного торможения автомобиля на за-
тяжных спусках без использования
рабочей тормозной системы, а также
для осуществления замедления авто-
мобиля перед остановкой.
Автобусы с полной массой свыше
5 т (категория Ms) и грузовые авто-
мобили с полной массой свыше 12 т
(категория Na) оснащены тормозами-
замедлителями. В соответствии с тре-
бованиями ГОСТ 22895—77 эффектив-
ность тормоза-замедлителя должна
обеспечивать спуск транспортного
средства со скоростью (8,33±0,6) м/с
(30±2) км/ч по уклону 7 % протяжен-
ностью 6000 м. Среднее замедление
автомобиля с тормозами-замедлителя-
ми составляет 0,6...2 м/с2.
К конструкции тормозов-замедли-
телей предъявляются следующие тре-
бования: надежность и эффектив-
ность; минимальное время срабатыва-
ния; возможность регулирования
эффективности торможения; малые за-
траты энергии на управление тормо-
зом-замедлителем.
Наибольшее распространение на
автомобилях в последнее время по-
лучили три типа вспомогательных
тормозных систем: моторные, электро-
динамические и гидравлические тор-
моза-замедлители. В режиме замед-
102
ления используются также специаль-
ные охлаждаемые фрикционные мно-
годисковые тормоза, работающие в
масле.
Моторный тормоз-замедлитель обе-
спечивает искусственное увеличение
момента сопротивления вращению ко-
ленчатого вала двигателя автомобиля.
Он получил значительное распростра-
нение на автомобилях и автобусах,
оснащенных дизельными двигателя-
ми. Эти замедлители отличаются про-
стотой конструкций, имеют малую сто-
имость, удобны в работе. С их приме-
нением даже на городских автобусах
снижается температура тормозных ба-
рабанов при торможении на 40...50 °C,
а срок службы тормозных накладок
увеличивается до 50 %.
Увеличение сопротивления враще-
нию двигателя наиболее часто дости-
гается путем перекрытия специальной
заслонкой или клапаном выпускной
магистрали двигателя при одновре-
менном прекращении или значитель-
ном уменьшении подачи топлива.
В некоторых конструкциях при тор-
можении изменяют фазы газораспре-
деления таким образом, что двигатель
превращается в двух- или четырех-
тактный компрессор.
Гидродинамические тормоза-замед-
лители представляют собой гидромуф-
ту, ротор которой соединен с валом
трансмиссии. Статором является кор-
пус. Ротор и статор образуют полость,
которая при работе замедлителя за-
полняется жидкостью. В результате
прн вращении ротора на валу транс-
миссии создается тормозной момент,
вызванный гидродинамическим сопро-
тивлением вращению лопаток ротора.
Гидродинамический замедлитель
устанавливается, как правило, в транс-
миссии автомобиля. В замедлителе
обязательно должен быть насос, по-
дающий жидкость при торможении,
а также клапан, перекрывающий ма-
гистраль между ним и насосом. Для
охлаждения жидкости предусматрива-
Рис. 2.59. Схема управления гидрозамедлителем:
/ — гидравлическая система; И — пневматическая; 1 —
педаль подачи топлива; 2 — педаль управления сцеп-
лением; 3 — кран ручного управления; 4 — замедли-
тель; 5 — двигатель; 6 — масляный иасос двигателя;
7 — масляный фильтр; 8 — ограничительный клапан;
9— клапан управления; W— теплообменник
ется теплообменник. Обычно при ра-
боте замедлителя насос обеспечивает
непрерывную циркуляцию жидкости
в системе замедлитель — теплооб-
менник.
Важным достоинством гидродина-
мического замедлителя является вы-
сокая эффективность и возможность
регулирования тормозного момента за
счет изменения объема жидкости в по-
лости замедлителя.
Гидрозамедлитель может быть
установлен и в картере маховика.
В этом случае его ротор закрепляется
непосредственно на коленчатом валу
двигателя между задним коренным
подшипником и маховиком. В каче-
стве рабочей жидкости в замедлителе
используется масло смазочной систе-
мы двигателя.
Схема управления гидрозамедли-
телем в случае установки его в кар-
тере двигателя показана на рис. 2.59.
При включенном замедлителе благо-
даря насосному действию его лопаст-
ного ротора масло циркулирует по
замкнутому контуру между рабочей
полостью замедлителя 4 и теплообмен-
ником 10. Пневматическое управление
замедлителем осуществляется с по-
мощью крана 3. Тормозная эффек-
тивность замедлителя регулируется
путем изменения уровня заполнения
103
маслом рабочей полости при измене-
нии давления воздуха, подаваемого
к левому торцу золотника клапана 9.
Отключение замедлителя происходит
при нажатии на педаль сцепления 2
или педаль подачи топлива 1. При
этом магистраль управления клапа-
ном 7 сообщается с атмосферой. Зо-
лотник клапана возвращается в ис-
ходное положение и обеспечивает слив
масла из контура замедлителя в кар-
тер двигателя.
Объединение замедлителя с двига-
телем позволяет широко его использо-
вать на автомобиле с трансмиссией
любого типа. Недостатками гидроди-
намического замедлителя являются:
сложность конструкции и управления;
значительные габариты и масса, на-
личие охлаждения, большое время
включения (2...4с).
Электродинамические тормоза-за-
медлители получают распространение
на большегрузных автопоездах и карь-
ерных автомобилях с электрической
трансмиссией. Они работают по прин-
ципу возбуждения вихревых токов или
по принципу обратимости электромо-
тора в генератор.
Эти замедлители надежны в рабо-
те, удобны в компоновке, допускают
дистанционное управление. Однако
при длительном непрерывном тормо-
жении они могут перегреваться и ста-
новятся меиее эффективными.
2.8. Автоматические регуляторы тор-
мозных сил и противоблокировоч-
ные системы
Автоматические регуляторы тор-
мозных сил. Регуляторы тормозных
сил предназначены для максимально-
го приближения их соотношения на
разных мостах автомобиля к идеаль-
ному.
Принцип действия регулятора тор-
мозных сил состоит в том, что он сни-
жает давление подводимого к задним
тормозам воздуха или тормозной жид-
кости. Причем редуцирование и его
начало в процессе торможения обу-
словливается нагрузкой на задний
мост и давлением в рабочем тормоз-
ном приводе (см. «Автомобили. Тео-
рия»).
В качестве примера рассмотрим
пневматический и гидравлический ре-
гуляторы тормозных сил, применяе-
мые на грузовых и легковых автомо-
билях. Пневматический регулятор
(рис. 2.60, а) устанавливается на ра-
ме автомобиля, а его рычаги 4 и 6
через упругий элемент соединяются
с балкой моста. Упругий элемент пред-
назначен для защиты регулятора от
повреждений и для смягчения резких
толчков и вибраций.
У груженого автомобиля рычаг 4
и шаровая опора 6 находятся в край-
нем верхнем положении. При тормо-
жении такого автомобиля сжатый
воздух поступает в полость А и пере-
мещает поршень 2 вниз, при этом
одновременно по трубке 9 поступает
сжатый воздух в полость Г и давит на
плунжер 7, прижимая шаровую опо-
ру 6 к штоку 3. При перемещении
поршня 2 вниз вместе с ним движется
клапан 1, который сначала упирается
в шток 3, отсоединяя полости Б к В
от выхода в атмосферу, а затем от-
крывается (отрывается от седла пор-
шня 2). В результате полость А соеди-
няется с выходной полостью В и
сжатый воздух проходит через по-
лость В к тормозным камерам. Одно-
временно через отверстия в перего-
родке сжатый воздух проходит в по-
лость Б.
Вставка в корпусе имеет наклон-
ные ребра 8, на которые опирается
диафрагма 5 при верхнем положении
поршня 2. Между ребрами 8 распола-
гаются ребра 10, которые прикрепле-
ны к поршню 2. Их относительное
расположение по высоте зависит от
хода поршня 2, определяемого поло-
жением толкателя 3. Чем ниже опу-
скаются рычаг 4 и связанный с ним
104
Рис. 2.60. Пневматический регулятор тормозных сил (а) и его характеристика (б)
толкатель 3, тем ниже должен опу-
скаться поршень 2 вместе с ребрами
10 и, следовательно, увеличивается
рабочая площадь диафрагмы, т. е. ак-
тивная площадь диафрагмы, воздей-
ствующая на поршень 2, становится
большей.
Если рычаг 4 находится в верхнем
положении, что соответствует полной
осевой нагрузке, толкатель 3 также
занимает верхнее положение. Для от-
крытия клапана 1 поршень должен
переместиться вниз. При малом его
перемещении наклонные ребра 10
поршня 2 не выходят ниже ребер 8,
и диафрагма 5 опирается только на
ребра вставки 10, следовательно, уси-
лие от диафрагмы 5 на поршень 2 не
передается. Площадь поршня со сто-
роны полости А равна его площади
со стороны полостей В и Б. В этом
случае давления в полостях А и Б
должны быть одинаковыми, т. е. харак-
теристика регулятора соответствует
прямой Оао (рис. 2.60, б).
Когда рычаг 4 находится в край-
нем иижнем положении, что соответ-
ствует наименьшей осевой нагрузке,
поршень 2 должен максимально пере-
меститься вниз для открытия клапана
1, так как толкатель 3 также находит-
ся в нижнем положении. При макси-
мальном перемещении поршня вниз
его наклонные ребра 10 опускаются
ниже ребер вставки 8 и, следователь-
но, активная площадь диафрагмы
становится наибольшей. Вследствие
того что площадь поршня 2 со сторо-
ны полости А намного меньше актив-
ной площади диафрагмы, в полостях
В и Б устанавливается давление, при-
мерно равное 73 давления на входе
в регулятор. Этому положению пор-
шня соответствует нижняя характери-
стика Оаз. Все промежуточные харак-
теристики регулятора соответствуют
105
Рис. 2.61. Гидравлический регулятор тормозных сил (а) и
его статическая характеристика (б)
промежуточным осевым нагрузкам и
промежуточным положениям рыча-
га 4.
При растормаживании давление
в полости А падает и поршень 2 пере-
мещается вверх под давлением возду-
ха в полости Б. При этом клапан /
садится на седло поршня 2, разобщая
полости А и В, а затем клапан отры-
вается от толкателя 3. В результате
сжатый воздух из тормозных камер
выходит через полость В, полый
шток 3 и полость Д в атмосферу, от-
гибая края резинового клапана. Все
элементы регулятора возвращаются
в исходное положение.
На легковых автомобилях ВАЗ
устанавливается гидравлический регу-
лятор тормозных сил (рис. 2.61, а).
В корпусе 1 расположен клапан 2, ко-
торый в расторможенном состоянии
силой F, действующей со стороны тор-
сиона 4, и силой пружины 3 удержи-
вается в верхнем положении, полости
А и Б сообщаются. В таком положе-
нии клапана жидкость свободно про-
ходит из полости Б, соединенной
с главным цилиндром, в полость А и
далее к колесным тормозным цилин-
драм задних тормозов.
Когда давление в приводе достига-
ет порогового, клапан 2 перемещается
вниз, преодолевая силу F и силу пру-
жины, и закрывается. Вследствие это-
го происходит излом характеристики
в одной из точек (рис. 2.61, б).
Пороговое давление зависит от си-
лы F, т. е. от нагрузки на задний мост
и, следовательно, от прогиба задней
подвески автомобиля. Характеристика
О — а\ — 1 соответствует автомобилю
с максимальной загрузкой, а характе-
ристика 0 — а4 — 4 — порожнему ав-
томобилю.
Автоматические противоблокиро-
вочные системы. Блокирование колес
при торможении приводит к потере
устойчивости автомобиля, прогресси-
рующему изнашиванию шин, сниже-
нию эффективности торможения. Для
устранения блокирования колес при
торможении применяются автомати-
ческие противоблокировочные систе-
мы (ПБС).
ПБС включает датчик угловой ско-
рости колеса, электронио-решающий
106
б
Рис. 2.62. Пневматический модулятор ПБС (а) и его характеристика (б)
блок и модулятор давления. Сигнал
от датчика подается на решающий
блок, в котором обрабатывается по-
ступающий сигнал и в соответствии
с поведением тормозящегося колеса
формируются сигналы управления, по-
ступающие на модулятор. Известно
много алгоритмов функционирования
ПБС, обеспечивающих быстрое рас-
тормаживание колеса в момент, когда
оно начинает блокироваться, и после-
дующее затормаживание его, когда
имеет место значительное угловое
ускорение колеса. В результате рабо-
ты ПБС получается многоцикловое
автоматическое растормаживание —
торможение. В каждый цикл входит
фаза автоматического растормажива-
ния колеса, выдержки и автоматиче-
ского затормаживания (штриховые
линии на рис. 2.62, б). В некоторых
ПБС фаза выдержки отсутствует, т. е.
обеспечивается двухфазовый цикл
(сплошные линии на рис. 2.62, б).
В качестве примера рассмотрим
пневматический модулятор, выполнен-
ный на базе ускорительного клапана
(рнс. 2.62, а). Сжатый воздух от тор-
мозного крана или другого аппарата
поступает по магистрали в полость А
и далее через полость Б проходит в
полость В и давит на следящий пор-
шень 4 вниз. Поршень 4 перемещает-
ся вниз и упирается в клапан 5, отсо-
единяя полость Г от выхода в атмо-
сферу. Дальнейшее перемещение
поршня 4 вниз приводит к открытию
клапана 5, в результате чего сжатый
воздух начинает проходить из ресивера
через полости Д и Г в тормозные ка-
меры.
Если тормозящееся колесо начина-
ет блокироваться, электронный блок
посылает одновременно сигналы
управления на электромагниты 2 и 3.
Электромагниты закрывают клапан 1
и открывают клапап 6. При этом по-
лости Б н В соединяются с выходом
107
в атмосферу — происходит автомати-
ческое растормаживание колеса.
При некотором угловом ускорении
колеса электронный блок снимает
электрическое напряжение с электро-
магнита 3, в результате чего кла-
пан 6 под действием пружины сно-
ва закрывается и наступает фаза вы-
держки.
Фаза повторного автоматического
затормаживания колеса имеет место
тогда, когда колесо приобретает по-
роговое угловое ускорение. При этом
электронный блок снимает электриче-
ское напряжение и с электромагнита
2, что позволяет клапану 1 открыться
и соединить рабочую полость В с ма-
гистралью. Затем цикл повторяется.
ПОДВЕСКА
3.1. Назначение и классификация
Совокупность устройств, обеспечи-
вающих упругую связь между подрес-
соренной и неподрессоренными масса-
ми, называется подвеской. Подвеска
уменьшает динамические нагрузки,
действующие на подрессоренную мас-
су. Она состоит из трех устройств:
упругого, направляющего и демпфи-
рующего.
Упругим устройством / (рис. 3.1)
на подрессоренную массу передаются
вертикальные силы, действующие со
стороны дороги, уменьшаются дина-
мические нагрузки и улучшается плав-
ность хода.
Направляющее устройство 3 — ме-
ханизм, воспринимающий действую-
щие на колесо продольные и боковые
силы и их моменты. Кинематика на-
правляющего устройства определяет
характер перемещения колеса относи-
тельно несущей системы.
Демпфирующее устройство 2 пред-
назначено для гашения колебаний
кузова и колес путем преобразова-
ния энергии колебаний в тепловую
и рассеивания ее в окружающую
среду.
В подвесках легковых автомоби-
лей, автобусов и некоторых грузовых
автомобилей применяется дополни-
тельное устройство — стабилизатор
поперечной устойчивости. Он способ-
ствует уменьшению бокового крена и
поперечных угловых колебаний кузова
автомобиля.
Конструкция подвески должна:
обеспечивать требуемую плавность хо-
да; иметь кинематические характери-
стики, отвечающие требованиям устой-
чивости и управляемости автомобиля.
Степень выполнения этих требова-
ний зависит от типа и конструкции
самой подвески и ее отдельных
устройств.
Зависимая подвеска характеризу-
ется зависимостью перемещения од-
ного колеса моста от перемещения
другого колеса. Передача сил и мо-
ментов от колес на кузов при такой
подвеске может осуществляться непо-
средственно упругими элементами —
рессорами (рис. 3.2) или с помощью
штанг—штанговая подвеска (рис. 3.1,
3.3).
Независимая подвеска обеспечива-
ет независимость перемещения одного
колеса моста от перемещения друго-
го колеса. По типу направляющего
устройства независимые подвески де-
лятся на рычажные, телескопические
и подвески Макферсона. Рычажная
подвеска—подвеска, направляющее
устройство которой представляет со-
бой рычажный механизм. В зависи-
мости от количества рычагов могут
быть двухрычажные (рис. 3.4) и одно-
рычажные подвески (рис. 3.5), а в за-
висимости от плоскости качания ры-
чагов — поперечно-рычажные (рис.
3.4), диагонально-рычажные (рис. 3.5)
и продольно-рычажные. Телескопиче-
ская подвеска включает в качестве
направляющего устройства телеско-
109
2-
Рис. 3.3. Пневматическая подвеска:
а —общий вид; б — принципиальная схема регулирования высоты кузова; 1 — пневмоэлемент; 2— нижияя штан-
га; 3 — балка крепления пневмоэлементов; 4 — V-образная штаига; 5—амортизатор; 6—регулятор высоты; 7 —
стабилизатор
Рис. 3.4. Независимая тор-
сионная подвеска ведущих
колес (МАЗ):
1 — амортизатор; 2 — верхний
рычаг; 3 — нижний рычаг; 4 —
верхний торсион; 5 — нижний
торснон
5
Рис. 3.5. Задняя однорычажная независимая пружинная подвеска:
I — рычаг; 2 — пружина; 3 — амортизатор
Рис. 3.6. Передняя независимая гндропневматическая подвеска с телескопическим направляющим
устройством (БелАЗ):
/ — телескопическое направляющее устройство; 2 — гидропневматический упругий элемент
Рис. 3.7. Передняя подвеска переднеприводного автомобиля:
1 — стойка; 2 — рычаг; 3 — цапфа колеса; 4 — пружина
пический механизм (рис. 3.6). Кон-
струкция подвески Макферсона пока-
зана на рис. 3.7.
По типу упругого элемента подвес-
ки делятся на подвески с металличе-
скими упругими элементами — рес-
сорные (см. рис. 3.2), пружинные
(см. рис. 3.1, 3.5), торсионные (см.
рис. 3.4) и с неметаллическими —
пневматические (см. рис. 3.3), гидро-
пневматические (см. рис. 3.6) и рези-
новые. Иногда используются и комби-
нированные подвески с несколькими
типами упругих элементов, например
рессорно-пружинные, рессорно-пневма-
тические и др.
По типу демпфирующего устрой-
ства подвески подразделяются на под-
вески с гидравлическими амортизато-
рами и без них. В последнем случае
демпфирование колебаний осущест-
вляется за счет сил трения в упругом
и направляющем устройствах под-
вески.
Регулирование высоты кузова над
полотном дороги в принципе возмож-
но при любом типе подвески, но наи-
более просто оно осуществляется при
пневматической подвеске.
Принципиальная схема регулиро-
вания показана на рис. 3.3, б. При
возрастании нагрузки рама автомоби-
ля опускается и расстояние между ней
и мостом уменьшается. Рычажный
привод, воздействуя на регулятор, со-
общает упругий элемент с ресивером.
Воздух под давлением поступает в
упругий элемент до тех пор, пока ра-
ма не поднимется до прежнего уров-
ня. При уменьшении нагрузки расстоя-
ние между рамой и мостом также
остается неизменным, так как с по-
мощью регулятора выпускается воз-
дух из упругого элемента. Применение
гидравлического замедлителя, встро-
енного в регулятор, исключает работу
регулятора при динамических колеба-
ниях кузова автомобиля.
На большинстве автомобилей уста-
навливают по три регулятора. Двумя
регуляторами на наиболее нагружен-
ном мосту регулируются высота и бо-
ковой крен кузова, возникающий из-за
неравномерного нагружения колес мо-
113
ста, а третий обеспечивает регулиро-
вание только высоты кузова и уста-
навливается над серединой моста.
3.2. Металлические упругие элементы
Листовые рессоры. Наибольшее
распространение как на легковых, так
и особенно на грузовых автомобилях
получили металлические упругие эле-
менты. Листовая рессора (рис. 3.8)
представляет собой состоящий из на-
бора листов упругий элемент, соеди-
няющий подрессоренную и неподрес-
соренную массы автомобиля. Рессора
крепится посередине к одной из них,
а по концам — к другой. Если длина
рессоры делится точками ее крепле-
ния на неравные части, рессора назы-
вается несимметричной, в противном
и наиболее распространенном слу-
чае — симметричной.
Напряжение в сечении I—I
(рис. 3.8, а, б)
ох = Mx/Wx,
где Мх — действующий в сечении изги-
бающий момент; Мх = Fyx; Wx — мо-
мент сопротивления прямоугольного се-
чения балки высотой t и шириной Ьх:
Wx = W2/6.
Отсюда условие равнопрочности
x/(Wx) = const.
В общем случае законы изменения
обоих размеров сечения Ьх = f (х) и
tx = f (х) могут быть произвольными,
хотя и взаимосвязанными по условию
равнопрочности. На практике получили
распространение два предельных слу-
чая: 1) балка имеет постоянную высоту,
а ширина линейно зависит от х, т. е.
в плане балка имеет треугольную форму
(рис. 3.8, в). Если представить этот
треугольный лист идеальной формы
разрезанным на продольные полосы
одинаковой ширины, сложенные в па-
кет, получим листовую рессору в до-
статочно компактном для установки на
Рис. 3.8. Схема формообразования листовой
рессоры
автомобиле виде. В реальных конструк-
циях количество листов такой рессоры
достигает 12 и более, поэтому она на-
зывается многолистовой; 2) балка имеет
постоянную ширину, и тогда ее высота
меняется пропорционально х (рис.
3.8, г). В реальных конструкциях такая
рессора имеет до четырех листов с
целью обеспечения необходимых компо-
новочных размеров и поэтому называется
малолистовой или параболической.
Масса малолистовой рессоры мень-
ше (на 30 %) многолистовой при
большей долговечности.
Типичные конструкции многолисто-
вых рессор показаны на рис. 3.9.
Листы рессоры стянуты центро-
114
Рис. 3.9. Миоголистовые рессоры:
а — передней подвески; б — основная я дополнительная задней подвески; в — задней подвески (основная и до-
полнительная рессоры объединены в один пакет)
вым болтом 1, основное назначение
которого — удержание листов в со-
бранном состоянии. Головки центро-
вых болтов служат в качестве устано-
вочного штифта при монтаже рессоры
на балке моста. Диаметр центрового
болта должен быть не меньше толщи-
ны самых толстых листов рессоры для
обеспечения возможности холодной
пробивки.
Для того чтобы листы не расходи-
лись и для передачи усилий от корен-
ного листа нижележащим, при ходе
отбоя применяются хомуты 2, раз-
личные конструктивные исполнения
которых показаны на рис. 3.10. За-
зор е между болтом хомута и ко-
ренным листом должен быть доста-
точным, чтобы продольное скручива-
ние листов не концентрировалось на
концах.
При деформациях рессоры ее дли-
на изменяется, поэтому в тех случа-
ях, когда рессора наряду с функция-
ми упругого устройства выполняет и
функции направляющего, один конец
рессоры должен иметь фиксирован-
ное положение относительно рамы, а
конструкция второго конца должна
допускать свободное изменение ее
длины.
Если направляющие функции вы-
полняет отдельное от рессоры устрой-
ство, то, как правило, оба конца рес-
соры должны свободно перемещаться
в продольном направлении.
Наиболее распространенная кон-
струкция фиксированного конца рес-
соры представляет собой верхнее ви-
тое ушко 3 (см. рис. 3.9). Второй
лист может частично или полностью
охватывать ушко для повышения его
115
Рис. 3.10. Хомуты рессор
Рис. 3.11. Узлы крепления рессоры к раме
надежности (рис. 3.11, а). Для тяже-
лонагруженных рессор применяются
отъемные ушки (рис. 3.11, б).
Второй конец рессоры делается с
ушком, соединяется с кронштейном на
раме сережкой (рис. 3.11, в) или вы-
полняется скользящим (см. рис. 3.2,
б), что уменьшает количество точек
смазывания. Для предотвращения вы-
падания скользящего конца рессоры
из кронштейна при отбое щеки его
стянуты болтом с распорной втулкой,
а конец последнего коренного листа
отогнут. Сережки устанавливаются
сверху ушка рессоры или снизу. Ми-
нимальный угол наклона сережки
к вертикали принимается около 5° у
негруженого автомобиля. При полной
116
нагрузке угол наклона сережки уве-
личивается иногда до 45°.
В ушках рессор и сережек приме-
няются втулки (рис. 3.11, г). На лег-
ковых автомобилях широко применя-
ются резьбовые или резиновые втул-
ки, а на грузовых — гладкие. Они
удобны в производстве и обладают
высокой долговечностью при условии
регулярного смазывания. Иногда при-
меняются металлокерамические втул-
ки, которые благодаря своей пористой
структуре лучше удерживают смазоч-
ный материал. На некоторых автомо-
билях оба конца рессоры крепятся
в резиновых подушках (см. рис. 3.2, а),
что улучшает виброизоляцию подрес-
соренной массы.
Все силы взаимодействия между
рессорой и балкой моста или между
рессорой и поворотным кронштейном
на раме автомобиля (у рессоры двух-
осной тележки) передаются силой
трения, создаваемой в результате при-
жатия рессоры стремянками к балке
(см. рис. 3.2). При таком жестком
креплении края опорных площадок
должны быть закруглены для умень-
шения концентрации напряжений. За-
тяжкой стремянок часть рессоры меж-
ду стремянками выключается из ра-
боты, образуя пассивный участок, по-
этому расстояние между стремянками
должно быть минимальным. С другой
стороны, при образовании пассивного
участка разгружается сечение рессо-
ры, ослабленное отверстиями под цен-
тровой болт. Во избежание поломок
листов затяжка стремянок должна
проверяться в процессе эксплуатации.
Иногда рессора устанавливается меж-
ду двумя резиновыми подушками.
В этом случае длина пассивного уча-
стка рессоры уменьшается приблизи-
тельно на 50 % по сравнению с жест-
ким креплением.
Концы листов (рис. 3.12) могут
выполняться прямоугольной формы,
получаемой непосредственно при об-
рубке полосы на листы. Производство
Рис. 3.12. Концы листов рессоры:
а — прямоугольный; б — обрезанный по трапеции; в —
прокатанный на конус
листов с такой формой наименее тру-
доемко, однако при этом получаются
наибольшие отклонения формы реаль-
ной рессоры от идеальной балки рав-
ного сопротивления. Большее прибли-
жение к форме идеальной рессоры
дают листы с концами, образованны-
ми по трапеции. Форма реальной рес-
соры приближается к идеальной при
раскатанных концах листов, так как
при этом уменьшается как масса рес-
соры, так и исходного материала. Для
уменьшения межлистового трения и
фреттинг-коррозии листы смазывают
перед сборкой графитным смазочным
материалом или применяют межли-
стовые прокладки. Иногда рессора за-
ключается в специальные чехлы для
предохранения от попадания пыли и
грязи.
Рессоры изготовляются из полосо-
вой горячекатаной рессорио-пружин-
ной стали симметричного или несим-
метричного профиля поперечного се-
117
Табл. 3.1. Рессорные стали (геометрические
Пр ямоугольиый профиль (ГОСТ 7419.4-78) ЖМ - 1 t, мм 5,5 6 6,5 7 1 6**, мм 40...90 40...65 40...90, 12040...70, 120 S, см 0,275 0,3 0,325 0,35
Трапеци евидно-ступенчатый npotj (ГОСТ 7419.5-78) b . v «ль Z/Z„ мм 6/2 6,5/2,1 7/2,3 8/2,7 Ь!Ьг, мм 45/29 55/36, 65/42 45/29 , 55/36 , 65/42 55/36, 65/42 S, см 0,33 0,36 0,39 0,44
1. ft.., 1 1 VOTH= 0.9 ...0,93
Т-образный профиль (ГОСТ 7419.6-78) ь м 1 Z/Zj, мм 913,6 10/4 П/4,4 12/4,8 Ь/Ьг, мм 65/40 , 75/55 65/40, 65/40 , 90/64 77/55, 75/55, 90/64 100/70 S, см 0,51 0,57 0,64 0.68
Хп,= <>.ЭТ- . 0.9
Tpar 1ециевидный профи ГОСТ 7419,7—78) , Ь ль Z/Z,. мм 6.1 6,5/1 7/1,15 8/1,35 . fe/fci, мм 42/25, 42/25, 55/30 42/25, 55/30 Л 55/30, 65/36 55/30, 65/35
Х™'= о-93- о .95 ч ~ S, см 0,32 0,35 0,37 0,43
Ж елобчатый профил (ГОСТ 7419 8-78) I Z, мм 7 10 11 12 Ь, мм 76 63, 76, 89 76 120
'от ь к,™ = 1 и — относительн ая S, см 0,33 0,47 0,52 0,58 металлоемкость; ** при £ = 40...90 мм ширина листа кратна 5 мм.
чения (табл. 3.1). Наибольшее распро-
странение для производства многоли-
стовых рессор получили кремнистые и
хромомарганцевые стали типа 60С2 и
50ХГ с твердостью после термообра-
ботки 363.„444 НВ.
Типичная конструкция малолисто-
вых рессор показана на рис. 3.13. На-
дежное соприкосновение листов по
концам обеспечивается формой концов
листов или вставками. Применяются
листы, имеющие прямоугольное попе-
речное сечение с закругленными края-
ми, однако возможно и применение
Т-образного профиля. Конструкция
элементов рессор (ушек, центровых
болтов, хомутов, стремянок) такая же,
как и у многолистовых.
При толщине листов до 25 мм при-
меняется хромомарганцевая сталь
118
характеристики сечеиий)
7,5 40...75 0,375 8 45...80 0,4 9 45...80, 90 0,45 9,5 50...80, 90 0,475 10 50...80, 90, 100, 120 0,5 11 55...80, 90, 100 0,55 12 60...80, 90, 100, 120 0,6 14 16 70...80, 80, 90, 90, 100, 100, 120 120 0,7 0,8
9/3 75/49 0,5 10/3,3 65/42, 75/49, 90/58 0,55 И/3,7 65/42, 90/58 0,61 12/4 75/49, 100/65 0,66 14/4,7 75/49, 90/58, 100/65 0,77 16/5,3 90/58, 0,88 18/6 100/65 0,99 20/6,7 120/78 1,1
14/5,6 77/55, 90/64, 100/70 0,77 16/6,4 90/64 18/7,2 100/70 20/8 120/84
0 88 0,99 1,11
9/1,5 65/35 10/1,65 65/35 11/1,85 65/35
0,48 0,54 0,59
13 63, 76, 89, 100, 110, 120 0,63 16 120 0,78
Рис. 3.13. Малолистовые рессоры
передней (а), дополнительная и
основная задней (б) подвесок
119
Рис. 3.14. Зависимость длины пассивного участ-
ка рессоры Zo (в процентах) от момента М за-
тяжки стремянок и высоты рессоры Н
Рис. 3.15. График для определения поправочно-
го коэффициента С на несимметричность рес-
соры
50ХГ, 60ХГ или 50ХГФА, а при боль-
ших толщинах — хромомолибденовая
или с добавкой бора, обладающие
лучшей прокаливаемостью и меньшей
склонностью к обезуглероживанию.
Твердость материала листов после
термообработки 400...460 НВ.
Проектный расчет многолистовой
рессоры начинается с определения ее
компоновочных размеров. Полная
длина рессоры L равна сумме длин
активного La и пассивного (в заделке)
Zo участков; L = La+l0. При предвари-
тельных расчетах можно принимать
Zo=2(/'+Z")/3, где Г, I"—длина по-
верхностей рессоры, контактирующих
с деталями центрального узла крепле-
ния (см. рис. 3.9). При уточненных
расчетах используются графики (рис.
3.14). Длина активного участка рес-
соры
La = V \2kfkuES&s/omsa , (3.1)
где /гр— поправочный коэффициент,
учитывающий отклонение реальной
рессоры от идеальной. Значения /гр вы-
бираются в пределах 0,73...0,81, мень-
шие значения —• для рессор большой
грузоподъемности; /гн — поправочный
коэффициент на несимметричность рес-
соры, выбирается по рис. 3.15; Е —
модуль упругости для рессорных сталей:
Е = 205 ГПа; S — характеристика сече-
ния листа: S = IX/Wx (значения S в
зависимости от профиля сечения листа
и его толщины приведены в табл. 3.1);
I х — центральный момент инерции се-
чения листа; Wx—момент его сопро-
тивления; Д2— полный прогиб рессоры
при линейной характеристике: Д2 =
=/глДу.с; kz—коэффициент динамич-
ности: kz = Fy max/Fyi; Fy max — нагрузка
на упругий элемент—рессору при пол-
ном прогибе; Fyi — статическая нагруз-
ка на рессору при груженом автомоби-
ле; Ду.с—статический прогиб рессоры.
Для дорожных грузовых авюмобилей
kz определяется из рис. 3.16 в зависи-
мости от предполагаемой средней ско-
рости автомобиля цср, назначения рес-
соры и заданного Ду.с или частоты
собственных колебаний подрессорен-
ной массы /0; o'max — максимальное на-
пряжение на растягиваемой стороне
листа: <rmax = 1...1J ГПа.
В частном случае для рессор из
листов прямоугольного сечения 1Х —
120
Рис- 3.16. К выбору коэффициента динамично-
сти kz для дорожных автомобилей в зависимо-
сти от средней скорости движения иср и пара-
метров подвески (в скобках даны скорости для
автомобилей с балансирной подвеской)
= fc/3/12, Wx=bt3/6, S=tj2, а длина их
активного участка;
Z*a = V .
При заданной длине рессоры из
формулы (3.1) находим:
S — omaKZ.a/(12Ap£’^HAs).
По полученному значению 3 из
табл. 3.1 выбирают для заданного
профиля поперечного сечения листа
ближайшую меньшую толщину листа
t, которая принимается в качестве
средней толщины листов в рессоре.
Ширину листа выбирают максималь-
но возможную по условиям компонов-
ки подвески. При этом следует учиты-
вать, что допускаемый минимальный
зазор между шиной и рессорой задней
подвески составляет 0,055 м при диа
метре шины до 1 м; 0,057 м — при
диаметре шины 1...1.2 м и 0,061 м —
при диаметре шины свыше 1,2 м.
Прогиб рессоры Д при заданной
нагрузке Fy
А = FyL®/(48*pE^/z),
тогда требуемый суммарный момент
инерции всех листов рессоры Iz —
= ГуЕа/(486рД£$н), а ориентировочное
число листов рессоры n — IzIIx, где
1Х-—момент инерции сечения листа
рессоры со средней толщиной, выби-
рается из соответствующих стандартов.
Обычно коренные листы, кроме
вертикальных сил, передают продоль-
ные и поперечные силы, действующие
между подрессоренной и неподрессо
репной массами, поэтому толщину
коренных листов выбирают на один
разряд выше средней толщины рессо-
ры. Чтобы компенсировать возникаю-
щее вследствие этого увеличение на-
пряжений при вертикальном прогибе
подвески, листы рессоры изготовляют
так, чтобы по мере уменьшения их
длины одновременно снижался и их
радиус кривизны, благодаря чему при
сборке рессоры в коренных листах
появляются отрицательные предвари-
тельные напряжения. Однако при этом
в коротких листах появляются поло-
жительные предварительные напряже-
ния, которые складываются с рабочи-
ми напряжениями, и суммарные на-
пряжения могут превышать допускае-
мые. Чтобы избежать этого, выбира
ют толщину коротких листов на один
разряд меньше средней толщины
листов.
Таким образом, рессора может иметь
три группы листов по толщине; пу ко-
ренных листов с толщиной на один
разряд больше средней толщины, п2
промежуточных листов средней толщи-
ны и п3 последних листов с толщиной
на один разряд меньше средней тол-
щины. При этом соотношение пг: п2: п3
подбирается так, чтобы результирую-
щее значение 1% было близко к расчет
ному.
Зная число листов, момент инер-
ции каждого листа, длину активного
участка коренного листа и длину за-
делки рессоры, можно графически
определить необходимую длину всех
листов. Для этого по оси центрового
121
Рис. 3.17. Определение длины листов рессоры
болта откладывают отрезки, пропор-
циональные моменту инерции сечения
листов и через полученные точки про-
водят параллельные линии (рис. 3.17).
Затем откладывают длину первого ко-
ренного листа и полную длину нижней
опорной поверхности заделки рессоры.
Высоту сечения на торце полосы пер-
вого коренного листа делят пополам
и полученную точку соединяют пря-
мой линией с точкой выхода послед-
него листа из заделки.
На рис. 3.17 справа показано опре-
деление длин листов при их прямо-
угольной обрезке, слева — при трапе-
циевидной.
Определив длину и сечение всех
листов рессоры, находят стрелу h со-
бранной рессоры (см. рис. 3.8) и радиу-
сы кривизны свободных листов р,. При
этом необходимо учитывать, что в ре-
зультате затяжки стремянок стрела
рессоры уменьшается приблизительно
на 10%. Кроме того, в начальный
период эксплуатации рессора очень
быстро получает пластическую осадку
(3...5 % от максимальной деформации
Де), после чего ее форма стабилизи-
руется.
Таким образом, если по компонов-
ке подвески автомобиля необходима
стабильная стрела рессоры при стати-
ческой нагрузке, равная h', стрела
собранной рессоры после изготовления
определяется из выражения
h= 1,1[Л'+ЛУ.с+ (0,03...0,05) Де],
откуда радиус кривизны коренного
листа собранной рессоры
Рис. 3.18. Изменение напряжений в листах раз-
ной толщины в зависимости от прогиба
р = (11- U?)f(8h).
Толщина листов по сравнению с ра-
диусом кривизны невелика, поэтому
принимается, что в собранной рессоре
радиус кривизны всех листов оди-
наков
Для полного использования мате-
риала рессоры необходимо, чтобы при
максимальном прогибе напряжения во
всех листах были наибольшими и оди-
наковыми. Напряжения в листах и
прогибы связаны зависимостью
о= 12&РДЕ8/Е1,
откуда следует, что если рессора со-
стоит из листов различной толщины,
т. е. с различным значением S, на-
пряжения с увеличением прогиба из-
меняются линейно (рис. 3.18). Нара-
стание напряжений тем интенсивнее,
чем больше толщина листа. Поэтому
для обеспечения одинаковых макси-
мальных напряжений (а также для
разгрузки коренных листов) группы
листов с разным значением S выпол-
няются с разными радиусами кривиз-
ны, благодаря чему в листах собран-
ной, но ненагруженной рессоры появ-
ляются предварительные напряжения.
Если, например, рессора состоит
из трех групп листов, причем во вто-
рой группе листов предварительные
напряжения равны нулю, необходи-
122
мне предварительные напряжения для
листов первой и третьей групп опре-
деляются из выражений:
ooi = l2kpAsE (Si —
а03= ШрАгОД —S3)/Zi
Полагая, что при стяжке рессоры
центровым болтом листы сохраняют
форму дуги окружности, а радиус кри-
визны изменяется от радиуса кривиз-
ны свободного листа р,- до р собран-
ной рессоры, и зная, что при этом на-
пряжение ooi=ESi (1/р,—1/р), полу-
чим радиус кривизны каждой группы
листов до сборки: 1/р,= 1/р—о01/(£3,).
Обычно для обеспечения одновремен-
ной работы всех листов делают так,
чтобы кривизна листов одной группы
несколько различалась. Предвари-
тельные напряжения должны удовле-
творять также условию равенства ну-
лю моментов внутренних усилий в ли-
стах в любом сечении рессоры:
Vao,.r,. = O,
i=i
где i — номер листа рессоры.
Полученные радиусы кривизны
листов рессоры р, имеют место в со-
стоянии поставки. Для того чтобы
определить требуемую кривизну ли-
стов после закалки в закалочно-ги-
бочном барабане (для проектирова-
ния штампов), необходимо знать из-
менение радиуса листов в результате
осадки рессоры и обработки листов
дробью.
Осадка рессоры — это технологи-
ческий процесс, при котором собран-
ную рессору деформируют так, чтобы
на растягиваемой стороне листов на-
пряжения превышали предел упруго-
сти. После разгрузки рессоры здесь
появляются остаточные напряжения
со знаком, обратным знаку рабочих
напряжений. В результате напряже-
ния в этом слое листа в процессе экс-
плуатации уменьшаются и долговеч-
ность рессоры увеличивается.
При напряжениях осадки выше
предела упругости остаточная дефор-
мация листа Дрг может быть прибли-
зительно определена по формуле:
1 /Ар-:=Дос — Дт,
где Дос — относительная деформация
листа при осадке: ДОс=1/Рос—1/Рт;
Рос — радиус кривизны рессоры при
осадке; p't — радиус кривизны свобод-
ного листа до осадки; Дт — относитель-
ная деформация, соответствующая пре-
делу упругости: Дт = 0,00011/Л-.
Дробеструйный наклеп производится
на растягиваемых сторонах наиболее
нагруженных листов с целью повыше-
ния их усталостной прочности. Интен-
сивность обдувки подбирается опытным
путем так, чтобы кривизна свободного
листа изменялась приблизительно на
(3...6) IO-6//?. Это изменение имеет то
же направление, что и изменение кри-
визны от нагрузки на рессору.
После определения основных раз-
меров рессоры необходимо выполнить
уточненный проверочный ее расчет,
включающий расчет стрелы собранной
рессоры до и после осадки, жесткости
рессоры и напряжений в листах рес-
соры после осадки при статическом и
максимальном прогибах.
Стрела свободной n-листовой рес-
соры определяется по формуле:
hi, — /*/(2р*); hi — li 2/tft—i -)-
Здесь значения р& должны соответ-
ствовать расчетному случаю — рессо-
ра до или после осадки. Вычисления
удобно проводить в табличной форме.
Для встречающихся на практике нс-
123
симметричных рессор с небольшим
коэффициентом несимметричности так-
же применима формула (3.2), в этом
случае Ik необходимо брать как поло-
вину длины каждого листа.
Жесткость рессоры при линейной
характеристике cy=Fy/A, тогда для
симметричной рессоры
Су —GEi kp у а,4-1 (Уi—Уi+i) >
(3.3)
а для несимметричной
су = 3f/kp fc* 2 а?+1 (У,- - У/+1) +
I I . i=l
п t
(3.4)
где £ = //£; fe'=/7L; Уг+1 =
= 1/^i+l-
При определении жесткости или
прогиба свободной рессоры, например
под контрольной нагрузкой, в форму-
лах (3.3) и (3.4) применяется поло-
вина полной длины листов, при опре-
делении жесткости рессоры, установ-
ленной на автомобиле,— полудлина
их активного участка.
Известны два метода определения
напряжений в листах рессоры от вне-
шней нагрузки, основанные на раз-
личных допущениях: метод сосредо-
точенной нагрузки (или метод конце-
вых сил)—передача сил от листа к
листу происходит посередине и по кон-
цам листов; метод общей кривизны —
листы рессоры соприкасаются по всей
длине и поэтому изгибающий момент
от внешней нагрузки распределяется
между листами пропорционально их
моментам инерции.
Ниже рассматривается метод об-
щей кривизны, поскольку он дает до-
статочно высокую точность при боль-
шей простоте. Напряжение в i-м листе
/-го сечения рессоры
I i=l
где Si — характеристика сечения f ro
листа; п—количество листов в се-
чении.
Напряжение в любом сечении —
суммарное напряжение от сборки и
внешней нагрузки, причем напряже-
ние от сборки
o'=Eti(l/pi- 1/р)/2.
В связи с увеличением длины рес-
сор возникает необходимость проверки
жесткости рессоры при скручивании в
вертикальной продольной плоскости
сп, жесткости рессоры в поперечной го-
ризонтальной плоскости сг и угловой
жесткости рессоры : сп = суГа/4; сг —
— 4nKEtb3Cy/Li; с,, = kyGbPILn. Прини-
мается, что сопротивление кручению
оказывает только конец коренного листа
с ушком. Здесь пк — число коренных
листов; kK — коэффициент, примерно
равный 0,3 при отношении размеров
сечения коренного листа b/t = 7...\Q;
G—модуль сдвига: G=78,l ГПа.
Напряжение в коренном листе
с ушком при изгибе продольной силон
ГПр определяется по формуле:
o=3Fnp(rf+/)/(Z2ft),
где d — внутренний . диаметр ушка;
t, b — толщина и ширина коренного
листа. Напряжения, вычисленные по
этой формуле, не должны превышать
350 МПа.
Площадь сечения стержней стре-
мянок рессоры приближенно опреде-
ляется по формуле
Д =2Г’утахГ./ (от^с),
где Fymax—максимальная нагрузка
на рессору; от — предел текучести
материала стремянок; 1С — расстояние
между стремянками; L — длина рес-
соры.
Для расчета малолистовой рессо-
ры, состоящей из нескольких одина-
ковых листов симметричного профиля,
используя формулы для симметрич-
ной полуэллиптической рессоры, по-
124
Табл. 3.2. Обобщенные характеристики малолнстовых рессор
Рессора Условия экс- плуатации* Прогиб при статической нагрузке Напряжения при статиче- ской нагруз- ке, МПа Да, МПа/м
Передняя 1 10...16 580...630 4000...6000
2 10...13 500...550 4300...5000
3 8,5...11 370...500 4200...4800
Задняя основная 1 10...15 600 4100...5700
2 10...14 520..’.570 4000...5500
3 8,5 425 5000
Задняя дополнительная 1 2,5...4,5 250...450 8500... 11000
2 — 7000...8500
Балансирная 1 3,5 460 13 000
2 6,0 400...500 7000...9000
3 3,5...6 400 7000... 11000
*1 — движение по дорогам с твердым и гладким покрытием: 2 — промежуточные условия
эксплуатации; 3—движение по дорогам с большими неровностями и вне дорог.
лучим зависимость между числом ли-
стов рессоры и ее длиной:
где 6 — коэффициент изменения про-
гиба по сравнению с прогибом иде-
альной рессоры, для которой 6=1.
На первоначальной стадии расчета
принимаем 6 = 0,95 и тогда
где До—изменение напряжения на
единицу прогиба.
При проектировании рессоры ее
жесткость задается исходя из требо-
ваний к плавности хода автомобиля,
ширина определяется компоновкой
подвески, До принимается по табл.
3.2, Тогда из последнего уравнения
с двумя неизвестными п и La опреде-
ляется несколько возможных вариан-
тов их сочетаний и выбирается опти-
мальный из компоновочных условий
конкретного автомобиля. Толщина
листа определяется по приближенной
формуле
t = 1,508 • 10-6ДпЛ1.
Далее производится уточненный
расчет прогиба рессоры с учетом уча-
стков постоянной толщины в заделке
и на конце, который сводится к рас-
чету половины листа, на который дей-
ствует нагрузка, равная нагрузке на
рессору, деленной на удвоенное число
листов (рис. 3.19).
Прогиб рессоры
Д = &ХДП,
где Дп — прогиб балки равного сопро-
тивления: Дп = FyLi/(3EInn); 1п — мо-
мент инерции в сечении АВ идеальной
рессоры при толщине в заделке tn, ши-
рине Ь: 1п — btn/l2.
Коэффициент kx определяется по
зависимости
kK = Х?(Х-з/2 — КГ372) /2 + Х.з/2 (1 — ^/2);
X = (l—ljll; = hit; = tolti.
При установке рессоры в подвеску
условно принимается, что на части
длины 10 она жестко закрепляется и
выключается из работы (L = La+t0).
Обычно 10 составляет от !/з до 2/з рас-
стояния между стремянками в зави-
симости от узла крепления.
Наиболее сложно обеспечить ста-
тические напряжения, соответствую-
щие требуемой долговечности рессоры
при ее минимальной массе. В табл.
3.2 приведены обобщенные характе-
ристики ряда малолистовых рессор
грузовых автомобилей в зависимости
125
Рис. 3.19. Расчетная схема малолистовой рес-
соры
от предполагаемых условий эксплуа-
тации.
При расчете дополнительной рес-
соры из условий обеспечения плав-
ности хода автомобиля определяют
характеристику подвески, состоящей
из основной и дополнительной рессор.
Затем, зная долю общей нагрузки
на подвеску, приходящуюся на под-
рессорник, и ход подвески, на кото-
ром включается дополнительная рес-
сора, ее статический и динамический
прогиб, производят расчет дополни-
тельной рессоры аналогично расчету
основной.
При расчете долговечности рессо-
ры предполагается, что случайная
функция напряжений в ней о(£) от
динамических воздействий при дви-
жении автомобиля по однотипной до-
роге является стационарной, эргоди-
ческой и имеет нормальное распре-
деление. Тогда, исходя из гипотезы
о возможности линейного суммирова-
ния повреждений и принимая, что
функция a(f) является узкополосной
с явно выраженным значением спек-
тральной плотности при частоте, со-
ответствующей низшей частоте соб-
ственных колебаний подвески, полу-
чим:
L _ ________(ФрХо)”1________=
3600Q ф (т + 2) р [(q>0Xo) (т + 2)]
. 2ярсАл
3600Й
где Lp — долговечность рессоры по про-
бегу при заданных условиях эксплуата-
ции, км; рср — средняя скорость дви-
жения автомобиля, км/ч; Nb — число
циклов нагружения, соответствующее
точке перегиба кривой усталости рес-
соры; О — низшая частота собственных
колебаний подвески, с~*; <ро'х0 — коэф-
фициент динамической нагруженности
рессоры: фаХо = (ов — 0_i/(oBSa) —
= Or/Sc\ or— предел выносливости рес-
соры при заданном среднем напряже-
нии ом под симметричной нагрузкой;
а_1 — предел выносливости при симмет-
ричном цикле нагружения; ов—предел
прочности рессорной стали; So — сред-
нее квадратическое отклонение случай-
ной функции динамических напряже-
ний; т—показатель степени кривой
усталости рессоры; ф (т + 2) =2т/2Г х
X [(т + 2)/2] — полная гамма-функция;
Р 1(Ч’сХо)2(л1 + 2)] — функция %2-распре-
деления Пирсона.
Для определения гамма-функции и
функции ^-распределения используются
соответствующие таблицы. Значения
ов и а_] приведены в нормативных ма-
териалах на рессорные стали. Значения
т и N’f, определяются по результатам
стендовых испытаний рассчитываемой
или близкой ей по конструкции рессо-
ры. Согласно имеющимся эксперимен-
тальным данным, примерные пределы
изменения т для автомобильных рес-
сор составляют 1,5...3. Например, для
рессор автомобилей МАЗ пг = 2,38...
2,45. Точки перегиба кривой усталости
обычно принимаются при Nb = 2 • 10°
циклов. Если имеются изготовленные
образцы рессор и автомобилей, жела-
тельно oR, tn, Nb, So для расчета долго-
вечности рессор получать в результате
испытаний.
При проведении расчетов долговеч-
ности проектируемых рессор или имею-
щихся рессор для проектируемых авто-
мобилей целесообразно использовать
ЭВМ. При этом вначале определяется
значение So как результат моделиро-
вания колебаний автомобиля при дви-
126
Рис. 3.20. Схемы крепления пружин в подвеске
жении по дороге с заданным микро-
профилем, а затем вычисляется Lp.
В смешанных условиях эксплуата-
ции долговечность рессоры определя-
ется по формуле
£₽ = l/yjCaz/I-p.-),
/ <=1
где a; — продолжительность работы
автомобиля на дороге i-ro типа, выра-
женная в долях общего его пробега;
Lpt — долговечность рессоры на доро-
ге i-ro типа, км.
Пружины. В подвесках автомоби-
лей чаще применяются специальные
цилиндрические пружины, работаю-
щие на сжатие. Характеристика таких
пружин при осевом сжатии линейная.
Нелинейная характеристика пружин
может быть получена за счет пере-
менного шага витков или при посто-
янном шаге путем придания ей кони-
ческой или параболической формы.
В подвесках такие пружины встреча-
ются сравнительно редко, что объяс-
няется их большей стоимостью из-за
усложненной технологии изготовле-
ния. Пружины при работе восприни-
мают только усилия, приложенные
вдоль оси, поэтому при их использова-
нии в подвеске необходимо применять
направляющее устройство.
При конструировании подвески с
пружинным упругим элементом необ-
ходимо обеспечить: полный контакт
между конечными опорными витками
и опорными деталями за счет пра-
вильной заправки концов пружины;
правильное центрирование пружины
в опорах (центрирование обычно осу-
ществляется по внутренней поверхно-
сти витков; между центрирующим по-
яском и витками из-за неточности
изготовления пружины необходимо
предусматривать зазор, равный 0,02...
0,025 центрирующего диаметра; во
избежание повышенного трения меж-
ду витками и центрирующим пояском
его высоту следует выбирать равной
диаметра проволоки пружины);
отсутствие контакта между витками
при любой нагрузке.
Особенность расчета спиральных
пружин связана со способом их креп-
ления в подвеске. При бесшарнирном
закреплении (рис. 3.20, а) на пружи-
ну действует сжимающая сила Fy, на-
правленная вдоль оси пружины, боко-
вая сила Fy.6, перпендикулярная к Fy, и
изгибающий момент Му. Сила Fy,6 и
момент Л4у возникают в пружине в ре-
зультате искривления оси пружины
при ее деформации в подвеске. Шар-
нирным закреплением одного конца
(рис. 3.20, б) устраняется изгибающий
момент (Л4у=0), а при двухшарнир-
ном закреплении (рис. 3.20, в), обес-
печивающем параллельное перемеще-
ние опорных витков, Гу.б=Л1у=0. По-
этому в первых двух случаях пружина
в подвеске устанавливается таким
образом, чтобы в положении статиче-
ского равновесия исключить действие
боковой силы и момента. Тогда при
127
максимальной деформации пружины
боковая сила и изгибающий момент
повышают напряжения примерно на
20 % по сравнению с действием только
максимальной сжимающей силы.
Таким образом, методика подбора
пружины, обеспечивающей необходи-
мую жесткость су1 при заданной стати-
ческой нагрузке Fyi и деформации Ду.Ст,
равной или большей деформации пру-
жины на ходе отбоя Ду.о, не зависит от
способа ее закрепления. При подборе
пружины используются следующие ос-
новные зависимости.
Жесткость пружины
cy = Gd4/(8D3n), (3.5)
где G — модуль упругости второго ро-
да; d — диаметр сечения витка; D —
средний диаметр пружины; п — число
рабочих витков.
Напряжение сдвига
т=8Гу£>61/(л<Р), (3.6)
где
ki = (Did-0,25) / (Dfd -1) + 0,615/ (Did).
Деформация пружины от осевой
сжимающей силы
Ду = Fy!cy = 8FyLFnl(Gd4) =
= 8Fycyti/(Gd). (3.7)
Приводим порядок подбора пара-
метров пружины.
1. Из условия компоновки выбира-
ется средний диаметр D пружины, а
из соотношения £)/d=7...12 — диаметр
проволоки, причем он округляется до
ближайшего большего значения d по
сортаменту. Для заданных Fyi и cyi
определяется количество рабочих вит-
ков п и деформация пружины Ду.Ст в
положении статического равнове-
сия. Последняя не должна превышать
деформацию пружины на ходе отбоя
Ду.о. Если это условие не соблюдается,
изменяются D и d и подбор парамет-
ров пружины повторяется.
2. Определяется напряжение в пру-
жине в положении статического рав-
новесия (т=Тст), которое не должно
превышать значений, указанных в
табл. 3.2. В противном случае изменя-
ется D (d) и расчет повторяется
по п. 1.
3. Определяются основные размеры
пружины: длина пружины в сжатом
состоянии, общая длина и шаг навив-
ки. При неприемлемых размерах пру-
жины увеличивается ее диаметр и про-
изводится перерасчет. После оконча-
тельного выбора параметров пружины
проводится повторное уточнение тСт,
Ду.Ст И Су.
Дальнейший расчет пружины за-
висит от способа ее закрепления. При
шарнирном закреплении определяет-
ся максимальная сжимающая сила
Fу щах = Су (Ду .ст +Ду.с) и по формуле
(3.6) определяется максимальное на-
пряжение, которое не должно превы-
шать 0,9...1 ГПа. При бесшарнирном
закреплении определяются макси-
мальные напряжения, возникающие в
плоскости действия боковой силы и
изгибающего момента:
Tmax = 8kiFy/Wy,± k2 (Fу.бДв — Му) /Wp.
(3-8)
где 1Гр — полярный момент сопротив-
ления сечения проволоки пружины:
11'7р=л<Д/16; Fy.6= 1,67Е7х(2х—у/7) X
X (лПД2)-1; Му=1,11Е’Д.(1,5х-уН)/
(л£>Д); fe2=(£>/d-0,25)/(D/d-l); Нв—
расстояние от точки приложения силы
Ёу.б до центра сечения витка, в кото-
ром определяется напряжение; Н —
высота пружины в расчетном поло-
жении; 1Х — экваториальный момент
инерции сечения проволоки пружины:
/х=л^/64.
Знак перед вторым слагаемым в
формуле (3.8) выбирается таким, что-
бы получить Tmilx в той части сечения
проволоки пружины, которая располо-
жена ближе к оси. При одношарннр-
ном креплении расчет производится
по формуле (3.8), в которой Му=0.
Для изготовления пружин подвесок
используется калиброванная проволо-
ка круглого сечения, изготовленная из
128
Рис. 3.21. Конструкции торсионных валов
легированных рессорно-пружинных
сталей с высокими пределами упруго-
сти и выносливости, обладающих вы-
сокой прокаливаемостью (обезуглеро-
женный слой должен полностью от-
сутствовать или быть минималь-
ным) — 55С2А, 60С2А, 60С2Г и др.
У готовых пружин проверяется длина
при статической нагрузке. Если она
больше расчетной, пружины маркиру-
ются краской одного цвета, в осталь-
ных случаях — другой. На автомобиль
устанавливаются пружины одной
группы, чтобы исключить перекос ку-
зова. Кроме того, контролируется дли-
на пружины при действии максималь-
ной нагрузки.
Торсиоииые валы. Торсионный вал
(торсион) — упругий элемент в виде
работающего на кручение стержня,
один конец которого связан с несущей
системой, а второй — с рычагом на-
правляющего устройства. Торсионы
имеют большую, чем у рессор, энерго-
емкость, но и более сложны в изго-
товлении.
Торсионы классифицируются: по
числу элементов — одиночные (рис.
3.21, а, б) и составные (рис. 3.21, в...
б); по форме поперечного сечения
стержня — круглые, прямоугольные,
призматические, по форме головок —
шлицевые (рис. 3.21, а, д) или призма-
тические. Иногда головки выполняют-
ся цилиндрической формы с лысками
для крепления с помощью клина. Со-
ставные торсионы могут быть с па-
раллельным (рис. 3.21, в, г) или по-
следовательным соединением (рис.
3.21, б). Торсионы с параллельным
соединением (пучковые) составляются
из круглых стержней с шестигранными
головками по семь стержней в пучке
или из набора прямоугольных пластин.
Составные торсионы применяются при
конструктивном ограничении длины
торсиона- Наибольшее распростране-
ние вследствие иаилучшей технологич-
ности при изготовлении и сборке полу-
чили круглые одиночные торсионы со
шлицевыми головками и составные из
набора прямоугольных пластин-
Для расчета одиночных торсионов
круглого или прямоугольного попереч-
ного сечеиия при отсутствии деформа-
ций изгиба используются зависимости,
приведенные в табл- 3.3, где 1К — мо-
мент инерции сечения торсиона при
кручении, м4; №к — момент сопротив-
ления торсиона при кручении, м3;
<р — угол закручивания торсиона, рад;
Ат — расчетная длина торсиона, м;
129
Табл. 3.3. Основные зависимости для расчета
торсионов
— момент, приложенный к торсио-
ну, Н - м; с® — жесткость торсиона при
кручении; Н-м/рад; т—касательное
напряжение, Па.
При проектировании необходимо оп-
ределить расчетный диаметр dT и
длину LT торсиона при максимальном
крутящем моменте Л4Ф тах = с<рф2 (ф'2 —
максимальный угол закручивания). Для
одиночного круглого торсиона по до-
пускаемому напряжению [т] сначала
определяется диаметр торсиона dT, а
затем расчетная длина LT. Если расчет-
ная длина торсиона задана, после оп-
ределения dT производится проверка
условия
Для расчета составного пластинча-
того торсиона, имеющего пластины раз-
личной толщины t и ширины b (материал
и длина всех пластин одинаковы), имеем:
Мф = + NzMq/z + ..., сф = Мф/<р=
= (МЛ/ф] + NzMyz + ...)/ф, где —•
количество одинаковых пластин толщи-
ной t\ и шириной bi с крутящим мо-
ментом Мфй Nz — количество одинако-
вых пластин толщиной tz и шириной bz с
крутящим моментом M^z и т. д. При
заданном [т] максимальная толщина
каждой пластины fmax = klk' X
X (£т(т])/(фгб). Для любой пластины
толщиной более <тах т > [т]. Для обеспе-
чения наибольшей эффективности рабо-
ты и уменьшения массы торсиона необ-
ходимо, чтобы толщина каждой пласти-
ны была близка к /max-
При расчете торсиона в первом при-
ближении можно выбрать = tz = ...=
= tn = <max, ТОГДа Сф = ^Сф1 -|- М2Сф2 +
+ ... + NiCyi, где Сф,-—жесткость при
кручении одной пластины, входящей в
i-ю группу пластин одинакового раз-
мера. Если рассчитанная жесткость
не соответствует требуемой, меняют
количество, толщину или ширину пла-
стин. При этом следует учитывать, что
т не изменяется с изменением t, если
b/t > 3, как это бывает в большинстве
случаев. Следовательно, изменение ши-
рины пластин более удобно. Можно
также изменять и расчетную длину
торсиона.
Наиболее часто (с целью упрощения
конструкции и удешевления производ-
ства) применяются пластинчатые тор-
сионы одинаковой длины и поперечно-
го сечения. Тогда для i-й пластины
Л4ф,- = а жесткость пластины при
кручении Сф = пСф,- = nk'at^GILi, где п —
к оличество пластин в торсионе.
Торсионы изготовляются из рес-
сорно-пружинных сталей с хорошей
прокаливаемостью, не склонных к
обезуглероживанию и имеющих повы-
шенные упругие свойства (50ХФА,
45НХМФА и др.). Торсион должен
иметь твердость 46...53 HRC3, а сопря-
женные с ним детали примерно 32
HRCa. Допускаемые напряжения вы-
бираются в пределах 800...900 МПа, а
для торсионов, упрочненных накаткой
или чеканкой, их можно повышать до
1 ГПа. Круглые торсионы, прошедшие
операцию заневоливания, позволяют
130
Рис. 3.22. Основные размеры торсионного вала
увеличивать [т] почти до предела те-
кучести т$.
Заневоливание торсиона осущест-
вляется при закручивании его в на-
правлении хода сжатия в подвеске на
угол, при котором t>ts. После снятия
нагрузки под действием упруго дефор-
мированного ядра в наружных слоях
вала возникают отрицательные напря-
жения. Диаметр ядра dR=dTrs(Gy),
где у — угол сдвига, при котором по-
лучаются благоприятные остаточные
напряжения (при твердости порядка
50 HRC3 рекомендуется принимать
у=0,022). Момент, необходимый для
заневоливания торсиона,
Afs = зи/тТ5 [4 — (d„/dT)] /48.
Напряжения в поверхностном слое
при заневоливании r3=M3/W'K; оста-
точные напряжения после заневолива-
ния тос=т8—т3; действительное напря-
жение Тд = Трасч —Тос- При правильно
выбранных параметрах процесса за-
неволивания должно обеспечиваться
тд^Тз. Угол закручивания при зане-
воливанин фз=2тзЬт/(^я6), а угол
раскручивания после снятия нагрузки
<Рр=2т6£т/(с?|6). Остаточный угол за-
кручивания после заневоливания <рОс =
= <р3—фр.
Конструкция круглого торсиона
показана на рис. 3.22. На головках на-
резаются мелкомодульные (модуль
1...2 мм) треугольные шлицы с углом
между боковыми поверхностями шли-
ца 90°, в результате чего шлицы рабо-
тают только на смятие. Для снижения
концентрации напряжений в основа-
нии шлиц впадины между ними вы-
полняются с увеличенным радиусом
закругления (0,7...0,8 мм), но при этом
уменьшается площадь контакта шлиц
и увеличивается давление на них.
Диаметр головок торсиона реко-
мендуется выбирать в пределах (1,2...
1,3) dT, длину — 1Т= (0,9...1,3) dT (по
данным SAE, минимальная длина
шлицевой головки должна быть не
менее 0,4 диаметра большей головки
торсиона). Длина шлицевых втулок
крепления должна быть несколько
больше длины шлиц головок торсиона.
Для обеспечения необходимой точ-
ности установки рычага подвески на
шлицах головок нарезается различное
число шлиц. При этом точность уста-
новки по углу составляет 360/2б —
—360/2м (2б И 2М — число шлиц соот-
ветственно на большой и малой го-
ловках). Для удобства сборки головка
с меньшим числом шлиц должна иметь
и меньший диаметр, чтобы свободно
проходить через шлицевое отверстие
крепления большой головки. Для огра-
ничения осевого перемещения торсио-
на и его демонтажа с помощью съем-
ника в головках выполняются резьбо-
вые отверстия.
131
Переходная часть торсиона от го-
ловки к стержню выполняется таким
образом, чтобы концентрация напряже-
ний была минимальной. Обычно при-
меняются два варианта переходной
части — коническая и дуговая. Переход-
ная часть влияет на жесткость тор-
сиона. Переходный участок длиной /п
имеет ту же жесткость сф, что и тор-
сион диаметром dT эквивалентной дли-
ны /э, а следовательно, конструктивная
длина цилиндрической части торсиона
I—Lt: /э.б /э.м,
где /э.б, /э.м — эквивалентная длина
переходного участка соответственно к
большой и малой головкам.
Эквивалентная длина /э.б или /э.ы
при конической переходной части
Рис, 3.23. Двухсекционный пневмобаллон
а при переходной части, образованной
дугой окружности радиуса /?(/?== 100...
ПО мм) и имеющей длину
/п - dr [ dT dT ) 2 } ] ’
8+ 10 —+
d
I = —fn
3 48(D/dT)3
+ 15 ^D/d^ arctgИ D/dT—l
У Dfd^-1 6
где D — диаметр по впадинам шлиц
большой или малой головок тор-
сионов.
3.3. Неметаллические упругие элементы
Пневматические упругие элементы.
Они представляют резинокордиые обо-
лочки, уплотненные по торцам и запол-
ненные воздухом под давлением. В ав-
томобилестроении наиболее часто ис-
пользуется три типа пневматических
упругих элементов: круглые пневмо-
баллоны, рукавные и диафрагменные.
Пневматические упругие элементы
имеют нелинейную характеристику, ко-
торую можно изменять в широком диа-
пазоне, небольшую массу, значительно
большую долговечность по сравнению
с металлическими упругими элемента-
ми и позволяют регулировать высоту
кузова автомобиля иад полотном доро-
ги при изменении нагрузки за счет на-
качки (выпуска) в них воздуха.
Круглые пневмобаллоны
изготовляются одно-, двух- и трехсек-
ционными. Двухсекционный баллон
(рис. 3.23) состоит из оболочки 1 тол-
щиной 3...5 мм, имеющей два борта,
усиленных стальными проволочными
кольцами 4, для крепления к опорным
фланцам с помощью колец 3. В сред-
ней части оболочка стянута кольцом
2. Для улучшения уплотнения на пят-
ках бортов выполняются концентрич-
ные канавки. Оболочка имеет каркас
диагональной конструкции из двух
слоев прорезиненной кордной ткани,
покрытой снаружи защитным, а внут-
ри — герметизирующими резиновыми
слоями. Кордная ткань изготовляется
из полиамидных нитей (нейлон, кап-
рон).
В условном обозначении баллона,
например 250X200, первое число ука-
132
Рис. 3.24. Пневматический упругий элемент ру-
кавного типа:
1 — поршень; 2 — дистанционная втулка; 3 — стяжной
болт; 4, 1 — прнжнмиой фланец; 5 — буфер сжатия;
6 — оболочка; 8 — штуцер; 9 — крышка
зывает (в миллиметрах) номинальный
наружный диаметр (округленно), вто-
рое — номинальную высоту в положе-
нии статического равновесия. Размеры,
приведенные на рис. 3.23, относятся к
баллонам 250X200, а в скобках —
300X200.
Допускаемое давление воздуха вну-
три баллона при статической нагрузке
0,5...0,6 МПа. Оно должно быть на 0,1...
0,2 МПа ниже рабочего давления пи-
тающей воздушной сети, чтобы обеспе-
чить избыток давления в случае пере-
грузки автомобиля. Минимальное дав-
ление в баллоне с болтовым креплени-
ем прижимных колец не ограничи-
вается.
Рукавные упругие эле-
менты наиболее часто применяются
в пневматических подвесках современ-
ных автомобилей. Их широкое приме-
нение объясняется рядом преимуществ
по сравнению с другими типами пнев-
матических упругих элементов: при
одинаковой грузоподъемности рукав-
ные элементы имеют меньшие разме-
ры и массу; позволяют получить
упругую характеристику желаемого
вида за счет придания поршню не-
обходимой конфигурации; допускают
значительные перекосы и не тре-
буют точной установки, так как
оболочка самоцентрируется по пор-
шню.
Конструкция рукавного упругого
элемента показана на рис. 3.24. Герме-
тизация оболочки осуществляется с по-
мощью прижимных фланцев или под
действием давления воздуха. В послед-
нем случае облегчается сборка упру-
гого элемента и уменьшается его мас-
са. Резинокордная оболочка рукавно-
го элемента работает в более сложных
условиях и несет большие нагрузки,
чем оболочка баллонного элемента.
При деформации рукавного элемента
точка касания оболочки с поршнем
перемещается с наибольшего внешне-
го диаметра к внутреннему, соответст-
вующему диаметру поршня, и наобо-
рот. При этом длина окружности обо-
лочки изменяется в широких пределах,
что достигается изменением углов ни-
тей корда. Это приводит к появлению
внутренних потерь на трение в обо-
лочке и снижению ее долговечности.
Для изготовления оболочки применя-
ется полиамидный корд. Толщина
оболочки около 4 мм.
Для отечественных автобусов и
троллейбусов разработан типоразмер-
ный ряд рукавных упругих элементов
(табл. 3.4).
Расчет характеристики пневмоэле-
мента. Статическая нагрузка на пнев-
матический упругий элемент
^У1= (Р1—Ра)Дэ1>
где pi — давление воздуха в упругом
элементе в положении статического
равновесия, Па; ра — нормальное ат-
мосферное давление, Па; ЛЭ1 — эффек-
тивная площадь в положении статиче-
ского равновесия, м2. Объем воздуха
в упругом элементе при деформации
133
Табл. 3.4. Типоразмерный ряд рукавных
упругих элементов
Статическая нагруз- ка (кН) при давлении 0.6 МПа Эффективный диаметр (м) при давлении 0.6 МПа Наружный диаметр (м) при макси- мальном ходе сжатия эле- мента, не бо- лее
8,5 + 0,35 0,150 0,195
12,5 + 0,5 0,180 0,225
16,5 + 0,65 0,205 0,260
20,0 + 0,8 0,230 0,285
25,0+ 1,0 0,255 0,325
33,0+ 1,3 0,290 0,370
40,0+1,6 0,320 0,400
Пр имечання: 1. Высота упругого эле -
мента в сборе с арматурой не более 0,3 м при
давлении 0,6 МПа.
2. Максимальный ход сжатия и отбоя дол-
жен быть не менее 0,12 м.
3. Максимальное давление при статической
нагрузке 0,7 МПа, минимальное—0,1 МПа.
4. Долговечность (по пробегу) не менее
250 тыс. км.
ха в упругом элементе в процессе де-
формации, можно рассчитать характе-
ристику любого резинокордного упру-
гого элемента.
Жесткость упругого элемента
Сух --
ЙДУ1-
V?+’
Лэ;+ pi
dA3l
(З.Н)
Первое слагаемое формулы (3.11)
определяется давлением воздуха при
заданной деформации и обусловлива-
его на Ду,- (положительной на ходе
сжатия)
Ду;
h = Vi- f AidAyi, (3.9)
о
где Vi — объем воздуха в упругом эле-
менте в положении статического рав-
новесия, м3.
Давление воздуха
Л=-Р1(Г1/У;)П.
где п — показатель политропы, зави-
сящий от скорости деформации и теп-
лообмена упругого элемента с окру-
жающей средой. При статическом при-
ложении нагрузки (изотермический
процесс) п=1, а при динамическом на-
гружении его максимальное значение
и =1,4 (адиабатический процесс).
Усилие, развиваемое упругим эле-
ментом,
Fyi = [Pl(VlIVi)n — PaHsi. (3.10)
Характеристика упругого элемента
Fy.ai~Fyi— Fyl.
Зная закономерность изменения
эффективной площади и объема возду-
ется такими конструктивными пара-
метрами, как объем, эффективная пло-
щадь и характер нагружения. Второе
слагаемое определяется изменением
эффективной площади при деформа-
ции, т. е. изменением конфигурации
оболочки.
Жесткость упругого элемента в по-
ложении статического равновесия
(п=1)
су1 = -^-Д^ + (р.-ра)-^-
Vi dAy,
(3.12)
Из выражения (3.12) видно, что
увеличение начального объема Vi при-
водит к уменьшению жесткости cyi и,
следовательно, присоединение допол-
нительного резервуара к упругому эле-
менту позволяет снизить жесткость
подвески. В этом случае
V. = Vy+Vn,
где Vy — объем воздуха в упругом
элементе; Vn — объем воздуха в до-
полнительном резервуаре. Тогда этот
объем
Уд = npi Аэ11 к. — (pi — Ра) ] — Vy.
I L dAyt J
Объем воздуха в дополнительном
резервуаре обычно не превышает
двух-трех его объемов в упругом эле-
менте.
На рис. 3.25 приведена экспери-
ментальная зависимость усилия от
деформации пневмобаллона при раз-
134
Рис. 3.25. Зависимость усилия от деформа-
ции для двухсекционного пневмобаллона
личных давлениях воздуха в положе-
нии статического равновесия и его
объемах в дополнительном резерву-
аре, а на рис. 3.26 — изменение эффек-
тивной площади и объема воздуха
пневмобаллона в зависимости от де-
формации и избыточного давления.
Из последнего рисунка видно, что кри-
вые изменения эффективной площади
пневмобаллона в зависимости от дав-
ления являются практически эквиди-
стантными, что позволяет легко опре-
делять эффективную площадь при лю-
бых промежуточных значениях давле-
ния. Для этого достаточно знать эф-
фективную площадь ЛЭ1 в положении
статического равновесия и иметь кри-
вую изменения Лэ< для одного опреде-
ленного давления.
Закономерность изменения объема
Vi в пневмобаллоне в процессе дефор-
мации можно определять по формуле
(3.9). Исходными данными являются
объем баллона Vi и кривая изменения
Рис. 3.26. Зависимость объема и эффектив-
ной площади от деформации пневмобаллона
эффективной площади A3i при задан-
ном давлении. Интеграл в правой ча-
сти формулы (3.9) находится графи-
ческим путем как площадь, ограни-
ченная кривой j43i=f(Ayi), в преде-
лах ОТ нуля ДО Ду,.
Определение основных размеров
рукавного элемента. В соответствии
со статической нагрузкой Fyi по
табл. 3.4 подбирается упругий эле-
мент. Если нагрузка не совпадает с
указанной в таблице, уточняется дав-
ление воздуха в упругом элементе
Pi = 4Fyi/(ndg) + ра,
где d3 — эффективный диаметр упру-
гого элемента.
Если pi>Pmax, принимается pt =
= 0,6 МПа и определяется эффектив-
ный диаметр упругого элемента и ди-
аметр поршня в положении статиче-
ского равновесия
d3 = 2 И Fyi/[n (pi — ра)]; d = 2d3 — D,
где D — наружный диаметр оболочки
рукавного элемента, м.
Для обеспечения долговечности
оболочки и уменьшения в ней гистере-
зисных потерь необходимо соблюдать
135
Рис. 3.27. Расчетная схема рукавного эле-
мента
условие 0,06^ (D—d) ^0,12. Если оно
не соблюдается, следует выбрать дру-
гой упругий элемент большей грузо-
подъемности.
Высота рукавного элемента (рис.
3.27) Н=Ду.с+Лу+hc, где Ду.с — ход
сжатия упругого элемента; Лу — свес
оболочки в положении статического
равновесия; hc — свободная длина
поршня. При максимальном сжатии
упругого элемента нижняя кромка
оболочки переместится на Ду.с/2, по-
этому минимальная свободная длина
поршня /гс^Ду.с/2+г^Ду.с/2+ (D—
— d)l4. Свес оболочки определяется
ходом отбоя, но, как правило, /гу^
^Ду.о/2, поскольку /гу определяет и
общую высоту упругого элемента.
Часть хода отбоя при этом приходит-
ся на участок, начало которого совпа-
дает с положением I (рис. 3.27), и при
дальнейшем перемещении поршня (по-
ложение //) свисающая часть оболоч-
ки будет иметь не тороидную, а сфери-
ческую поверхность. Для этого случая
Лу=Ду.о/2— (D—dK) /4,
где dK—диаметр верхней части пор-
шня (рис. 3.28).
Общая высота поршня Hn=hy+
+ he = 0,5[Ду.с+Ду.о— (^—^к) /2], высо-
та упругого элемента Я=0,5[ЗДу.с +
+Ду.о— (В—dK)/2].
d
Рис. 3.28. Схема линеаризации профиля
поршня
Характеристика рукавного элемен-
та определяется изменением его эф-
фективной площади, зависящим от
конфигурации профиля поршня. Для
обеспечения минимальной жесткости
поршень в положении статического
равновесия должен иметь наимень-
ший диаметр, который постепенно уве-
личивается на ходах сжатия и отбоя с
целью получения наибольшей энерго-
емкости.
Для упрощения расчетов характе-
ристики упругого элемента криволи-
нейный профиль поршня разделяется
на ряд цилиндрических и конических
участков, имеющих различные углы
наклона ctj образующих поверхностей.
Угол наклона образующей коническо-
го участка aj принимается поло-
жительным, если при ходе сжатия диа-
метр поршня увеличивается. Начало
координатной системы XOY соответст-
вует положению статического равно-
весия. Число участков может быть
любым, однако чем больше участков,
тем выше точность воспроизведения
профиля реального поршня. При рас-
чете принимаются следующие допу-
щения: длина образующей оболочки и
ее внешний диаметр В не зависят от
136
Рис. 3.29. Расчетная схема рукавного элемента
с линеаризованным поршнем
внутреннего давления; анизотропия
оболочки и угол расположения нитей
корда не учитываются; профиль сво-
бодной иижней части оболочки, не при-
легающей к поршню, описывается ду-
гой окружности, касательной как к
профилю поршня, так и к внешнему
диаметру оболочки.
Эффективная площадь рукавного
элемента зависит от эффективного ра-
диуса R3j, который равен расстоянию
от оси элемента до центра окружно-
сти С свободной части оболочки и для
любого положения (рис. 3.29) обо-
лочки
Ra}=D/2-r}, (3.13)
где г, — радиус окружности свободной
части оболочки на J-м участке.
С другой стороны,
Raj — ^Aj + AjBj + BjCj, (3.14)
где AjBj = Г/ sin а,- • tg af ; BjC,- = rz X
X cos az; XAj = dj!2 + ДС(- tg a,; di — на-
чальный диаметр поршня на участке;
Дс/—перемещение центра окружности
свободной части оболочки.
Подставляя выражение (3.13) в
(3.14) и производя преобразования,
получаем формулы для определения
радиуса окружности оболочки г,- и эф-
фективного радиуса пневмоэлемента
Raj'
дс/ sin ety
1 Ц- cos ct(.
Raj = Rai +
Ac/sin a(.
1 -j- cos aj
где Rai, ri — соответственно эффек-
тивный радиус и радиус окружности
свободной части оболочки в начале
участка поршня:
Rai = (D 4- djcosa,) /[2 (1 +cosaj) ];
г i = (D — di) cosaj/[2 (1 + cosaj ].
Эффективная площадь рукавного
элемента A3j — л/Йр Диаметр поршня
в точке Е касания оболочки с поршнем
de, = di + 2 (rj sin az + Дс/ tg a;).
При ходе отбоя, когда точка каса-
ния оболочки с поршнем находится на
верхнем краю поршня (точка Ej), и при
дальнейшей деформации на ходе отбоя
эффективный радиус
Raj = DI2 - / (£Х)2 + До//(2 cos ₽,),
где EiN'i = (D — dK)/2; \oj = Д( + До;
До — перемещение центра окружности
свободной части оболочки на ходе от-
боя; Д( = (D — dK) sin (2a'-)/[4 (1 +
+ cosaj)]; fy- = arctg [ДО;/(£'1'Д()]-
Деформация пневмоэлемента в за-
висимости от перемещения центра ок-
ружности свободной части оболочки
Ду« = (1 + 1/cosaj — Ik) Дсд
где l=sinaj/(l 4-cosaj); й=л(180—
— аД/180+tgaj.
137
Объем пневмоэлемента
Vi = Vi — nD2 (Ду/ — Дс/)/4 — л2 X
X (г 1^?Э1 — г/Rsj) л (<fj + dcj 4"
+ didc,)Ac;/12, (3.15)
где Vi — начальный объем элемента в
положении статического равновесия:
V1 = л©2 (Я — Нп — hy)/4 + nrlR3l +
+ (л/12) 2 h'i [«+ (d;+i)2+ djd/'+i];
7=1
dCj — диаметр поршня, на продолжении
которого расположен центр свободной
части оболочки: dc;- = di + 2ДС/ tg af,
io ,
hy— 2 fy jo — количество аппрокси-
7=1
мирующих участков на ходе отбоя
поршня.
После подстановки в формулу
(3.15) выражений для всех величин и
соответствующего преобразования
получаем формулу для определения
объема рукавного элемента в зависи-
мости от перемещения центра окруж-
ности свободной части оболочки:
Vt = Vi — ЛДС/ — ВД2/ —СД2/,
где
’ cos а. / L 4
+ л2п (п — 27?э1) ;
В = tg а,- + л2/2 (/?si — 2п);
С =-у tg2 а, — л2/3.
Расчет усилия, развиваемого упру-
гим элементом, и характеристик ру-
кавного упругого элемента произво-
дится по тем же зависимостям, что и
для круглого пневмобаллона.
Полученные зависимости позволя-
ют определить характеристики для
различных участков поршня. При пе-
реходе на новый участок в качестве
начальных значений объема и давле-
ния следует принимать их конечные
значения на предыдущем участке.
Гидропиевматические упругие эле-
менты. В гидропневматическом упру-
гом элементе используется газ или
воздух под давлением, более высоким,
чем в пневматическом. Поэтому кон-
структивно упругий элемент выполня-
ется в виде металлического цилиндра,
сжатие газа в котором осуществляет-
ся перемещающимся поршнем. Ци-
линдр заполняется маслом таким об-
разом, чтобы газ не контактировал
непосредственно с поршнем, т. е. пе-
редача давления от поршня к газу
осуществляется через масло. Масло
обеспечивает демпфирование колеба-
ний при перетекании его через соот-
ветствующим образом расположен-
ные калиброванные отверстия и кла-
паны.
К преимуществам гидропневмати-
ческих упругих элементов относятся:
нелинейность характеристики; ком-
пактность, обусловленная высоким
давлением газа и объединением в од-
ном узле упругого элемента и амор-
тизатора; возможность регулирования
высоты кузова автомобиля над полот-
ном дороги. Недостатком является
более высокая стоимость, связанная
с необходимостью изготовления дета-
лей с высокой точностью.
Гидропиевматические упругие эле-
менты можно классифицировать сле-
дующим образом: с постоянной или
переменной массой газа; без про-
тиводавления и с противодавлени-
ем; нерегулируемые или регулируе-
мые.
К упругим элементам с постоян-
ной массой газа (обычно азота) от-
носятся все нерегулируемые упругие
элементы или элементы, регулирова-
ние которых осуществляется за счет
выпуска (накачки) масла. Этот тип
упругих элементов используется наи-
более часто. Упругие элементы с пе-
ременной массой газа всегда регули-
руемые, причем регулирование осуще-
88
б
Рис. 3.30. Схемы гидропневматических упругих элементов без противодавления
(а...г) и с противодавлением (б, е)
ствляется за счет изменения массы
газа, а объем жидкости не изменяется.
Упругие элементы без противодав-
ления наиболее просты по устройству.
Основная полость I с газом распола-
гается в цилиндре (рис. 3.30, а), што-
ке (рис. 3.30, б) или в сферической
головке (рис. 3.30, в, г) и конструк-
тивно может быть выполнена отдель-
но от цилиндра. Упругие элементы
с противодавлением (рис. 3.30, д, е)
имеют вторую полость с газом — по-
лость противодавления II, располо-
женную в штоке. Наличие противо-
давления позволяет изменять харак-
теристику упругого элемента в широ-
ких пределах за счет обеспечения
определенного сочетания объема и
давления газа в основной полости и
полости противодавления. Калибро-
ванные отверстия, используемые для
демпфирования колебаний, могут рас-
полагаться в поршне, в перегородках
основной полости или полости проти-
водавления. Для получения несимме-
тричной характеристики часть отвер-
стий перекрывается клапанами.
Газ, находящийся в контакте с
жидкостью, частично растворяется в
ней при высоком давлении и выделя-
139
Рис. 3.31. Гидропневм этический упругий эле-
мент (БелАЗ)
ется из нее при низком. Поэтому для
регулируемых подвесок применяются
упругие элементы с поршневым или
гибким разделителем, чтобы исклю-
чить утечки газа вместе с жидкостью
во время регулирования. Давление
с обеих сторон разделителя примерно
одинаковое, поэтому действующие на
него во время работы нагрузки не-
велики.
В случае полной разгрузки упру-
гого элемента, например при демонта-
же, перемещение гибкого разделителя
ограничивается перегородкой с боль-
шим количеством отверстий неболь-
шого диаметра.
Гидропневматический упругий эле-
мент (рис. 3.31) состоит из основного
цилиндра 16 и штока 7 с приваренным
к нему поршнем и перегородкой амор-
тизатора. К нижней части штока бол-
тами крепится нижняя крышка 10,
поджимающая к торцу штока кожух
17, а к верхней части цилиндра —
крышка 2. В верхней и нижней частях
основного цилиндра установлены под-
пятники 23 и шаровые опоры 1. Кожух
17 образует полость В, в которую за-
правляется рабочая жидкость до уров-
ня одной из пробок 11 контрольных
отверстий. Рабочая жидкость предна-
значена для пополнения полостей А
и Б и смазывания уплотнений кожуха.
Герметичность подвижного соедине-
ния цилиндра 16 и кожуха 17 обеспе-
чивается кольцом 20. Для предохра-
нения наружной поверхности цилин-
дра от пыли и грязи служит защит-
ный чехол 18, закрепленный между
кольцом 5 и уплотнителем 4.
Герметичность неподвижных соеди-
нений обеспечивается резиновыми
уплотнительными кольцами, а по-
движное соединение шток — основной
цилиндр — фторопластовой манжетой
12, рабочие кромки которой разжима-
ются резиновым распорным кольцом
13. Манжета устанавливается с на-
тягом 2...2,3 мм, который регулирует-
ся прокладками 14 и плоской пружи-
ной 15. Для предотвращения перете-
кания жидкости из полости В в по-
лость А через зазор между цилиндром
и поршнем установлены фторопласто-
вые шайбы 21.
Полости Б и В заполнены маслом
МГП, а полость А — техническим га-
зообразным азотом и частично мас-
лом. Заправка азотом производится
через клапан 22. Клапан 19 служит
для предохранения кожуха 17 от пе-
регрузок при повышении давления в
полости В.
140
Рис. 3.32. Насос
Для демпфирования колебаний в
цилиндре имеется гидравлический
амортизатор, состоящий из клапанов
сжатия 3, корпуса отбоя 6 и штока 8
с двумя продольными пазами пере-
менного сечения.
При ходе сжатия шток перемеща-
ется вверх и сжимает газ в полости А.
Жидкость под давлением из полости
А перетекает через продольные пазы
на штоке амортизатора и открытые
клапаны сжатия 3 в кольцевую по-
лость Б. При ходе отбоя шток под дав-
лением сжатого газа перемещается
вниз, клапаны сжатия закрываются
и жидкость из полости Б перетекает
в полость А только через продольные
пазы переменного сечения на штоке.
В конце штока пазов нет, поэтому
шток амортизатора выполняет функ-
цию гидравлического ограничителя
перемещения на ходе отбоя.
В процессе работы упругого эле-
мента возможны утечки масла из по-
лости Б и, соответственно, из полости
А в полость В через уплотнение 12.
Для восстановления уровня масла в
полости А служит плунжерный насос
9, установленный в расточке нижней
крышки 10. Работа насоса обеспечи-
вается за счет относительных переме-
щении подрессоренных и неподрессо-
ренных масс только при больших хо-
дах штока в цилиндре.
При нормальном уровне масла в
полости А шток 8 ие касается плунже-
ра 1 насоса (рис. 3.32). В этом поло-
жении плунжер 1 находится в верхнем
положении под давлением масла в по-
лости II, сообщающейся каналом I с
полостью А. В случае понижения уров-
ня масла в полости А штоком 8 (см.
рис. 3.31) плунжер 1 насоса при боль-
ших относительных ходах сжатия пере-
мещается вниз. Давление масла в под-
плунжерной полости III повышается,
обратный клапан 2 открывается и мас-
ло из нее по каналу I поступает в по-
лость А. При ходе отбоя плунжер под
давлением масла в полости II насоса
перемещается вверх. В плунжерной
полости III создается разрежение, и
она заполняется маслом из полости В.
Расчет гидропневматических упру-
гих элементов. Принципиальная схе-
ма гидропневм этического упругого
элемента с противодавлением показа-
на на рис. 3.33, а, а расчетные схемы
упругих элементов с противодавле-
нием и без противодавления — на
рис. 3.33, б, в.
141
б в
Рис. 3.33. Расчетная схема гидропневматического упругого элемен-
та (а) с противодавлением (б) и без противодавления (в)
Pi=Pi (VJVt)«=Pi[hf (h - Ду{)]n;
Pni = PnI ( Vni/Vni)n = Pnt[/lli/ (hn+ Дуг)]п,
Статическая нагрузка на упругий
элемент
Fyi — (pi Ра)А (Pni Ра)Ап~Р]А—
— Pni Ап, (3.16)
где рь p„t —давление газа в статиче-
ском положении соответственно в ос-
новной полости I и полости противо-
давления II; А, Ап — площадь поршня
соответственно со стороны основной
полости и полости противодавления;
Ра — атмосферное давление. Обычно
ра в расчетах пренебрегают, так как
для уменьшения габаритов упругого
элемента давление в полостях в поло-
жении статического равновесия гру-
женого автомобиля принимают рав-
ным 3...5 МПа и более.
Объем газа в основной полости 1Л
и полости противодавления Ущ в поло -
женин статического равновесия будем
характеризовать линейными величи-
нами h=Vi/A, hn=VnilAn.
При перемещении поршня вверх
(ход сжатия, перемещение положи-
тельно) газ в основной полости сжи-
мается, а в полости противодавле-
ния — расширяется; при перемещении
вниз — наоборот. Объем газа в основ-
ной полости и полости противодавле-
ния при перемещении поршня на Дуг:
Уг = Vi— ДуИ = (h — Дгг)А;
Vni = Уи! + ЛугАп = (Йп + Дуг) Ап,
а давление газа, соответственно,
где n — показатель политропы, зави-
сящий от теплообмена упругого эле-
мента с окружающей средой. В расче-
тах принимается п= 1,25...1,3.
Усилие, развиваемое упругим эле-
ментом при перемещении поршня на
Дуг от положения статического равно-
весия,
Fyt = Pi А — pni Ап = Pi А
(А \ п
~——— I =PiA
hn+\i)
к( м*
V рл + ду/
где A=pniAn/(piA), ц=Лп/Л. В реаль-
ных конструкциях А^0,2, а 0,8^
sgps£2,2.
С учетом принятых обозначений
формулу (3.16) можно записать в
виде:
Fyi = PiA(l-k). (3.18)
Тогда характеристика упругого
элемента с противодавлением
142
Рм. 3.34. Безразмерные характеристики гидро-
пневматического упругого элемента на ходе
сжатия:
а — *-0,1, л-1.25; б —*-0.15. л-1,25
Запишем формулы (3.17) и (3.19),
используя безразмерное перемещение
(3.20)
В этом случае безразмерная ста-
тическая нагрузка F= 1, а пе-
реход от безразмерных величин к раз-
мерным осуществляется с помощью
зависимостей:
Fy.ai = Fy.aiFyir Fyi = FyiFyi\ Ду/ = hut.
Так как упругий элемент без про-
тиводавления — частный случай упру-
гого элемента с противодавлением,
для получения необходимых расчетных
уравнений достаточно принять в име-
ющихся зависимостях Л = р = О. В тех
Рм. 3.35. Безразмерная характеристика гидропневматнческого упругого эле-
мента иа ходе отбоя:
а — *-0,1. л-1.25; б —*-0.15, л-1,25
143
u
Рис. 3.36. Зависимость потенциальной энергии от деформации гидропиевматического
упругого элемента:
а —*=0.1; б — *=0.15
случаях, когда это невозможно, рас-
четные зависимости приводятся от-
дельно для обоих случаев.
Приняв в формулах (3.20) и (3.21)
k=0, получим для упругого элемента
без противодавления
= [1/(1 -«,)?;
= [1/(1- «or-1.
Учитывая, что kz=Fyi/Fyl, форму-
лу (3.20) можно записать в виде:
(3.22)
где ис—безразмерный ход сжатия.
Решение уравнения (3.22) позволяет
определить ход сжатия ис при задан-
ном kz. Ориентировочно ис можно опре-
делить по графику (рис. 3.34), прини-
мая во внимание, что Fy при выбран-
ных «с и k практически не зависит от р.
Для упругого элемента без проти-
водавления из формулы (3.22) полу-
чаем ис= 1 — (Kz)~1/n.
Из рис. 3.35 видно, что на ходе от-
боя характеристика упругого элемен-
та существенно зависит от k и р. При-
чем при одном и том же значении k,
но разных значениях р ход отбоя раз-
личен, поэтому можно изменять длину
цилиндра в значительных пределах.
Для упругого элемента с противо-
давлением всегда можно получить
Fy< —1, что позволяет исключить
необходимость в дополнительном упру-
гом элементе на ходе отбоя. Для упру-
гого элемента без противодавления
обязательно применение дополнитель-
ного элемента или гидравлического
ограничителя перемещения.
Для определения хода отбоя tzo при
144
выбранном ходе сжатия (без учета
демпфирования) вычисляется потен-
циальная энергия в безразмерном виде
на ходе сжатия («/ = tzc) по формуле
“I
E“ni = {Fy.3idut =-----!------х
J У (1—fe)(l—л)
о
х 1__________________
[(1- и,.)"-1 (и 4- и,.)"-1
— Ар— 1J — ut.
С использованием этой формулы
определяется такое значение ио (| ио | <
< р), которому соответствует потен-
циальная энергия на ходе отбоя, при-
близительно равная энергии, вычислен-
ной для ыс- Потенциальная энергия
вычисляется по формуле Е„ = hFyiE“.
Ориентировочно значение ио опреде-
ляется по графикам (рис. 3.36).
Жесткость упругого элемента
dFyi nh"Fyl Г ,
у1~ i-ft L(ft-ayi)"+1
, № ]
(^ + ду/)п+1 ]
Приняв Луг = 0, получим
Тогда частота собственных колеба-
ний подрессоренной массы в окрестно-
стях Ду,=0
f . 1 1/ "g р4-А
10 2л г h р(1 — k) ’
а для упругого элемента без противо-
давления
а>=^У-Т-
Таким образом, при наличии про-
тиводавления увеличивается частота
собственных колебаний подрессорен-
ной массы.
Для груженого и негруженого ав-
томобилей параметры упругих элемен-
тов различны. Для количественной
оценки параметров упругих элементов
негруженого автомобиля рассмотрим
нерегулируемые и регулируемые упру-
гие элементы с постоянной массой га-
за и упругие элементы с регулируемой
массой газа.
Нерегулируемый гидро-
пневматический упругий эле-
менте постоянной массой газа при
уменьшении нагрузки от Fyl до Fyl
удлиняется на Де. Объем газа в основ-
ной полости увеличивается, а в поло-
сти противодавления — уменьшается.
Следовательно, h' = h — = hn -|-
-|-Ae. Тогда
, _ Ап _ Ап + Ае _ Ph + Ae _
И К h — h — &e
PnlA = РшЛ МАп + Аб)
PlA p{A h/(h — Ae)
где tze = Ae//i.
Приняв в формуле (3.20) в = Fyi/Fvt
и n = 1 (процесс изменения нагрузки
происходит достаточно медленно), по-
лучаем
ие = (—b±]/rb2— 4ас)/(2а),
(3.23)
гдеа=е(1—Л); b = а(р 4- 1) + Ар 4-
4-1; с = р (1 — k — а). Решение урав-
нения (3.23) должно соответствовать
условию | ие |< р. Для упругого элемен-
та без противодавления ие — 1 — 1/е
или Ле = h — h/г.
Таким образом, при уменьшении
нагрузки ход сжатия увеличивается до
Дус = Дус — ДЕ, а ход отбоя уменьшает-
ся до Дуо = ДуО — Де. Другие расчет
145
иые параметры упругого элемента для
негруженого автомобиля определяются
по полученным ранее формулам для
груженого автомобиля путем замены k
на k', и на р/ и т. д.
Для сохранения ходов сжатия и
отбоя регулируемого гидро-
пневматического упругого
элемента при любой статической
нагрузке (Fy, ^Fy[^. Fyi) в подвеске
используется регулятор высоты, кото-
рый обеспечивает выпуск масла из ос-
новной полости до тех пор, пока длина
цилиндра не станет равной первоначаль-
ной при уменьшении нагрузки, и подачу
масла в цилиндр при увеличении на-
грузки. Так как длина цилиндра после
регулирования не изменяется,
= pni-Дп ~ const.
Статическая нагрузка после регу-
лирования
Fyi = pi А — pni А.
Так как piA = piAhlh',
Fyi = piA(h/h' — k). (3.24)
Разделив левую и правую части
уравнения (3.24) на соответствующие
члены уравнения (3.18), получаем
e=(hlh'-k)l(l-k),
откуда
Л'=Л/[е(1 — Л) Ч-Л].
Тогда
k' = Рп1Л - PnlAnh' = k .
р\А. p{Ah е(1 — £)+*'
(3.25)
p' = -^ = -^=p[e(l-fe) + *).
Таким образом, параметры упру-
гого элемента для негруженого авто-
мобиля при выбранном е зависят
только от k. С увеличением k значе-
ния h' и k' увеличиваются, а
р/ — уменьшается. Так как ход сжатия
Рис. 3.37. Зависимость коэффициента изохрон-
ности от коэффициента изменения нагрузки:
а — *=0,1; б— Л=0.15
неизменен, при больших hl коэффици-
ент динамичности будет небольшим,
что может привести к частым пробо-
ям при движении иегруженого авто-
мобиля на больших скоростях. Поэто-
му при небольших е противодавление
должно быть как можно меньше.
Коэффициент изохронности для
подвески с упругим элементом с про-
тиводавлением
X = — = 1 ц[е(1 — fe) + fe]2 +fe
fo V e(p-t-fe)
Для подвески с упругим элементом
без противодавления h' = h/г, а X = V г.
Зависимость X от е показана на
рис. 3.37. Из рисунка видно, что упру-
гие элементы без противодавления не-
желательно применять при е < 0,6, так
как значительно увеличивается h', что
в свою очередь приводит к увеличению
146
длины цилиндра, уменьшению /о и kx
при том же ходе сжатия и, как след-
ствие, к частому пробою подвески. Для
подвески с противодавлением X зависит
от в, k и р..
В гидропневматических упругих эле-
ментах с регулируемой массой
газа без противодавления при изме-
нении нагрузки сохраняются все его
параметры, выбранные для груженого
автомобиля: h' = h, Ду.с = Ду.с, Ду.о =
= Лу.о> fо = fo и т. д. Изменяется толь-
ко давление, которое для негруженого
автомобиля р’ = FyifА. Однако как и
для упругого элемента с постоянной
массой газа, для ограничения хода
отбоя необходимо устанавливать допол-
нительный упругий элемент.
При регулировании массы газа в
основной полости упругого элемента с
противодавлением h' = h, h„ — hn, p'=
== p, Ду.с — Ду.с, Ду.о — Ay.о, a k k
и находится по формуле (3.25). Поэтому
fo¥=/o, а, следовательно, коэффициент
изохронности
! _ 1/ р [е (1 — fe) + fe] — fe
У e(p + fe)
Из формулы видно, что знаменатель
всегда меньше числителя, и поэтому
/о Для всех значений в больше /о-
Гидропиевматические упругие эле-
менты с регулируемой массой газа
вследствие их простоты наиболее пер-
спективны. Их использование на авто-
мобилях станет возможным, как толь-
ко будет достигнута необходимая на-
дежность компрессоров высокого дав-
ления и регулирующей аппаратуры.
Определение основных размеров
гидропневматических упругих элемен-
тов. Максимальное давление в основ-
ной полости соответствует Ду.с, а в по-
лости противодавления — Ду.о. По
этим давлениям рассчитываются дета-
ли упругого элемента на прочность.
Они в значительной мере определяют
долговечность уплотнений. Задаваясь
максимальным давлением р max, кото-
рое в существующих конструкциях
редко превышает 18...20 МПа, опреде-
ляем площадь поршня со стороны
основной полости и полости противо-
давления:
fyl / h у-«
О Ртах \ Ау.с /
kFyl / hn у-4
U Ртах \ Ау.с /
По выбранным из конструктивных
соображений и в соответствии с но-
менклатурой прокатных труб диамет-
рам цилиндра и штока уточняются А и
Ап, затем определяются pi и pDi и за-
висимость давления от Ду1-.
Минимальный объем газа, объем
газа в положении статического равно-
весия и максимальный объем газа в
основной полости
Vmin—(h — Аус) Vi — hA;
Vmax= (h —Ay.c)A,
а объем жидкости, необходимой для
регулирования, Vper=V'— Vt. Мини-
мальный объем жидкости между рези-
новым разделителем и сферической
головкой цилиндра, при котором разде-
литель не соприкасается с головкой
при полном ходе отбоя, выбирается в
пределах V3= (0,1...0,2) Vb Тогда объ-
ем жидкости в основной полости Vm=
= Vper + VaT Ду.сА, а объем головки
ОСНОВНОЙ ПОЛОСТИ Vr=Vmax+ Vr3+ Vp
(Vra — объем жидкости в гидрозатво-
ре — слое ее над поршнем или поршне-
вым разделителем; Vp — объем разде-
лителя) .
Максимальный объем газа, объем
газа в статическом положении и ми-
нимальный объем газа в полости про-
тиводавления
VPmax= (^п"ЬАу.с)
Vn. i = ftrp4n;
Vnmm= (/ln + Ау.о)Лп-
147
Минимальный объем жидкости в
полости противодавления
Уж mln— (Ау.е—Ау.о)Ап-
3.4. Гидравлические амортизаторы
Назначение, классификация, уст-
ройство. Гидравлический амортизатор
автомобиля (амортизатор) — элемент
подвески, в котором энергия колеба-
ний кузова и колес автомобиля преоб-
разуется в тепловую энергию за счет
вязкостного трения масла при продав-
ливании его через калиброванные от-
верстия. Если рассеивание энергии
происходит только на ходах сжатия
или отбоя, амортизатор называется
амортизатором одностороннего дейст-
вия, в противном случае — двусторон-
него. Амортизаторы двустороннего
действия более эффективны. Исполь-
зуются они в системах вторичного
подрессориваиия (кабин, сидений), в
рулевых управлениях и т. д.
Основным требованием при конст-
руировании амортизатора является
обеспечение стабильности во время
эксплуатации характеристики, опреде-
ленной при расчете плавности хода
автомобиля.
По конструктивному исполнению
амортизаторы подразделяются на ры-
чажные и телескопические. Рычажные
амортизаторы работают при большом
давлении (10...20 МПа), требуют ма-
лого объема масла и площадь поверх-
ности охлаждения в них меньше, чем
в телескопических амортизаторах. По-
этому их характеристики резко изме-
няются даже при незначительном из-
носе поршней и с увеличением темпе-
ратуры нагрева. Телескопические
амортизаторы работают при давлении
2,5—5 МПа и вследствие отсутствия
недостатков, присущих рычажным
амортизаторам, широко применяются
на современных автомобилях Теле-
скопические амортизаторы в свою
очередь подразделяются на двух- и
однотрубные. Основные размеры двух-
Рис. 3.38. Телескопический двухтрубный
амортизатор (МАЗ)
трубных амортизаторов стандартизо-
ваны.
Один из вариантов конструкции
двухтрубного амортизатора показан
148
на рис. 3.38. В поршне по двум кон-
центрическим окружностям выполне-
ны отверстия для прохода масла.
Внешние отверстия перекрыты сверху
тарелкой перепускного клапана 1, а
внутренние снизу — клапаном отбоя 2.
В поршне имеется одно постоянно от-
крытое калиброванное отверстие 6.
В основании цилиндра также выпол-
нены отверстия, перекрытые всасы-
вающим клапаном 3 и клапаном сжа-
тия 4.
При ходе отбоя (поршень переме-
щается вниз) и малой скорости пере-
мещения поршня масло выдавливается
через калиброванное отверстие 6 из
иадпоршневой полости в подпоршне-
вую. При определенной скорости пор-
шня масло под возросшим давлением
отжимает клапан 2 и проходит в под-
поршневую полость через внутренние
отверстия. Сопротивление амортизато-
ра резко уменьшается. При перепаде
давлений в резервуаре и подпоршне-
вом пространстве масло из резервуара
через всасывающий клапан 3 перете-
кает в подпоршневое пространство,
причем объем этой жидкости прибли-
зительно равен объему выходящего из
цилиндра штока. При ходе сжатия и
малых скоростях перемещения порш-
ня масло выдавливается из под-
поршневой полости в резервуар через
дроссель 5 на клапане 4 и одновремен-
но через перепускной клапан 1 и ка-
либрованное отверстие — в надпоршне-
вое пространство. При определенной
скорости поршня и возросшем давле-
нии масла отжимается клапан 4 и со-
противление перетеканию жидкости в
резервуар резко падает. Хорошее
наполнение полостей обеспечивается
тарельчато-пружинными клапанами,
обладающими минимальной инерцион-
ностью.
Стабильность работы амортизато-
ра в большой мере зависит от уплот-
нения штока. Конструкции уплотнений
весьма разнообразны, но наибольшее
распространение получили сальники,
рабочая поверхность которых имеет
ряд кольцевых гребешков. Сальник
устанавливается на шток с натягом
0,4...0,9 мм и поджимается пружиной.
Второй сальник выполняет функцию
водо- и грязесъемника. Сальники ра-
ботают в диапазоне температур от
—50 до +160 °C, и поэтому для их из-
готовления необходимо использовать
термо- и маслостойкие, например
фторкаучуковые, резины.
Поверхность штока (сталь 45),
контактирующая с сальниками и на-
правляющей втулкой, закаливается
ТВЧ и хромируется твердым хромом.
Перед и после хромирования поверх-
ность штока полируется (/?а=0,05...
0,1 мкм). Поршни изготовляются из
серого чугуна или специальных цинко-
вых сплавов, а направляющие втул-
ки — из бронзы. В некоторых конст-
рукциях на поршнях устанавливаются
чугунные или фторопластовые кольца,
а в направляющих втулках — фторо-
пластовые или резиновые, способст-
вующие уменьшению утечек масла при
его нагреве. Перспективным материа-
лом для изготовления поршней и вту-
лок является металлокерамика, кото-
рая для снижения трения и скорости
изнашивания пропитывается фторо-
пластом. Полное исключение контакта
поршня с цилиндром достигается
при использовании фторопластовых
или стальных свертных втулок с брон-
зофторопластовым поверхностным
слоем.
Амортизаторы заправляются мас-
лом, обладающим высокими противо-
окислительными и антипенными свой-
ствами, хорошей смазывающей способ-
ностью и имеющим соответствующую
вязкостную характеристику (кинема-
тическая вязкость при изменении тем-
пературы от +100 до —40 °C должна
составлять 5 • Ю-5...^ • 10-4 м2/с), на-
пример маслом АЖ-12Т.
Однотрубные (гидропневматиче-
ские) амортизаторы при примерно
равном наружном диаметре имеют
149
Рис. 3.39. Телескопический однотрубный амор-
тизатор (КамАЗ)
меньшие массу (на 20...40 %), число
деталей (15...22 вместо 45...55), более
стабильную характеристику и поэтому
в перспективе будут применяться на
всех типах автомобилей.
Однотрубный амортизатор (рис.
3.39) имеет компенсационную каме-
ру 1, заполненную азотом под давле-
нием 2...3 МПа, отделенную от масла
плавающим поршнем 2 с уплотнением.
В поршне амортизатора, кроме калиб-
рованных отверстий (дроссельных ще-
лей), имеются клапаны сжатия и от-
боя. Клапаны в однотрубном аморти-
заторе работают аналогично клапанам
в двухтрубном амортизаторе. Объем
вдвигаемого в цилиндр штока компен-
сируется изменением объема газа в
компенсационной камере, т. е. при хо-
де сжатия плавающий поршень пере-
мещается вниз, а при ходе отбоя под
давлением сжатого газа — вверх. Если
амортизатор в подвеске устанавлива-
ется штоком вниз, плавающий пор-
шень может отсутствовать. Для умень-
шения вспенивания масла в этом
случае используются неподвижные пе-
регородки или же неуплотненный пор-
шень из неметаллических материалов.
Материалы и шероховатость по-
верхностей деталей однотрубного
амортизатора практически одинаковы
с двухтрубными. В обоих случаях што-
ки амортизаторов чаще всего защи-
щаются от грязи металлическими,
пластмассовыми или резиновыми ко-
жухами.
Для оценки работы амортизато-
ра используется рабочая диаграмма
(рис. 3.40, а), выражающая зависи-
мость силы на штоке Fa от перемеще-
ния поршня Да. Площадь диаграммы
определяет энергию, поглощаемую за
полный цикл. Диаграмма снимается
при определенном перемещении и ско-
рости поршня на специальном стенде
и служит для оценки работы аморти-
затора после сборки (обычно приво-
дится на чертеже амортизатора).
Характеристика амортизатора (рис.
150
Рис. 3.40. Рабочая диаграмма (а) и характеристика (б) амортизатора
б
3.40, 6) представляет зависимость силы
на штоке Fa от скорости поршня Ла.
Оиа имеет петлеобразный вид вследст-
вие эмульсирования масла воздухом
(масло приобретает упругие свойства)
и трения во фрикционных парах. При
расчетах петлеобразная характеристи-
ка заменяется кусочно-линейной, со-
стоящей из четырех участков, харак-
теризуемых различными коэффициен-
тами сопротивления: коэффициентом
сопротивления на ходе сжатия Ьа.с=
= ^а.с/Да.с.к, коэффициентом сопротив-
ления на ходе отбоя Ьа.о = ^’а.о/Да.о.к,
(Да.с.к, Да.о.к — скорость поршня, при
которой открывается соответственно
клапан сжатия и отбоя) и коэффици-
ентами сопротивления Ьа.с.к и да.о.к по-
сле открытия клапанов.
Расчет амортизатора. Расчет амор-
тизатора заключается в определении
площадей проходных сечений отвер-
стий для перепуска масла и парамет-
ров клапанов, обеспечивающих харак-
теристику, полученную при расчете
плавности хода автомобиля, при вы-
бранных по стандартам основных раз-
мерах (диаметры поршня, штока и
т. д.). В проверочный расчет входит и
расчет теплового режима работы амор-
тизатора.
При перемещении поршня в ци-
линдре объемный расход масла
Q ~ ~ АуЛвДа,
где ky — коэффициент, учитывающий
утечки масла через зазоры: ky = 0,95...
0,98; Ав—площадь вытеснителя.
С другой стороны,
Q = Мп.с V 2р1р ,
где ц — коэффициент расхода: ц =
= 0,6...0,75; Л.с — площадь проходно-
го сечения отверстия (клапана); р —
плотность масла.
Так как давление масла р = FJAe,
формула для расчета гидравлической
характеристики одно- или двухтрубного
амортизатора будет иметь следующий
вид:
Та = /г2у/арДа/(2р2Л2п.с).
В эту формулу подставляется зна-
чение Ав = Аш при расчете характе-
ристики двухтрубного амортизатора
на ходе сжатия, а в остальных случаях
Ав = Ап — Лш (Лп и Лш — площади порш-
ня и штока). Полученная характери-
стика сравнивается с заданной линей-
ной Fa = ЬаДа, и в случае необходи-
мости выбранные параметры корректи-
руются.
Для обеспечения нормальной рабо-
ты гидропневматического амортиза-
тора необходимо также, чтобы при
полностью вытянутом штоке мини-
мальное давление газа удовлетворяло
условию
Рг min .с шах/(Л„—Лш),
151
где — коэффициент запаса, учитываю-
щий работу амортизатора при отрица-
тельных температурах: g= 1,3...1,5;
fa.cmax — максимальная сила сопротив-
ления на ходе сжатия, обеспечиваю-
щаяся соответствующим разгрузочным
клапаном. Так как рг min — Ро\Уо/(Уо
—ЛшДа.с)]п, давление газа в положе-
нии статического равновесия
Ро : Рг min/[(V0 .^щДа.с)],
где Да.с — перемещение поршня на хо-
де сжатия. Объем газа Уо выбирается
из условия, чтобы при полностью сжа-
том амортизаторе рг = (2...2,5)р0.
Окончательная характеристика
амортизатора вследствие недостаточ-
ной точности гидравлических расче-
тов всегда отрабатывается экспери-
ментально.
Температура нагрева рабочей жид-
кости определяется из уравнения те-
плового баланса
Р а = kxAa&tf
где Ра — мощность, рассеиваемая амор-
тизатором, Вт; kx — коэффициент тепло-
отдачи: /гт = 45...6О Вт/(м2 • °C); Аа—
площадь поверхности стенок амортиза-
тора, м2; Д/ — разность температур
стенок амортизатора t и воздуха t0, °C:
Мощность, рассеиваемая амортиза-
тором, определяется параллельно с рас-
четом плавности хода автомобиля. При
предварительных расчетах Ра можно
определять по формуле
Ра = 0,5 (Z>a.c “Ь ^а.о) Да*
Температура нагрева рабочей
жидкости в тяжелых дорожных усло-
виях не должна превышать 120 °C для
амортизаторов, работающих на мине-
ральных маслах. Если температура
нагрева выше указанной, необходимо
выбрать больший типоразмер аморти-
затора из ряда, приведенного в стан-
дарте.
3.5. Направляющие устройства
Требования к направляющим
устройствам и основные их виды. На-
правляющее устройство подвески
должно: 1) при независимой подвеске
иметь одну степень свободы, обеспечи-
вающую вертикальное или близкое
к нему перемещение колеса; 2) при
зависимой подвеске — две степени сво-
боды, обеспечивающие вертикальное
или близкое к нему перемещение бал-
ки моста, при котором ось моста оста-
ется перпендикулярной к продольной
оси автомобиля, и поворот балки мо-
ста в плоскости, перпендикулярной
к продольной оси автомобиля; 3) изо-
лировать кузов от дорожных шумов и
вибраций, вызванных качением шины.
Выбор типа подвески и ее направ-
ляющего устройства определяется не
только плавностью хода, но и необхо-
димостью обеспечения таких важных
требований, предъявляемых к авто-
мобилю, как устойчивость, управляе-
мость и т. п. В связи с этим при
выборе и проектировании подвески
и ее направляющего устройства
нужно:
1) учитывать изменение высоты
центра крена мостов, а также попе-
речного и продольного кренов кузова
автомобиля в зависимости от типа
подвески и направляющего устрой-
ства;
2) обеспечивать необходимые уста-
новочные параметры управляемых ко-
лес: схождение, угол развала, попе-
речный и продольный углы наклона
оси поворота управляемых колес, пле-
чо обкатки, вынос колеса, разность
поворота управляемых колес и допу-
стимое отклонение этих параметров
при вертикальной деформации под-
вески от заданных;
3) обеспечивать допустимое изме-
нение колеи при ходах сжатия и от-
боя, так как при изменении колеи воз-
никает боковой увод катящейся шины,
что обусловливает появление боковой
152
Рис. 3.41. Схемы направляющих устройств зависимых подвесок:
/ — штанги; 2 — V-образная штанга; 3— поперечная штанга; 4— балка моста
силы, увеличивающей сопротивление
качению, и ухудшение устойчивости
автомобиля при прямолинейном дви-
жении. Кроме того, изменение колеи
ведет к изменению высоты центра
крена;
4) обеспечивать допустимое изме-
нение базы автомобиля, особенно для
ведущих мостов, с целью снижения
крутильных колебаний в трансмиссии;
5) тщательно согласовывать кине-
матику подвески и рулевого привода.
При этом особое внимание должно
уделяться оценке изменения общего
схождения колес на ходах сжатия и
отбоя. При независимой подвеске про-
изводится также оценка изменения
схождения раздельно для левого и
правого управляемых колес.
Рассмотрим основные схемы на-
правляющих устройств зависимых и
независимых подвесок.
При зависимой подвеске оба коле-
са соединены балкой моста. Кинема-
тически определенная установка мо-
ста в этом случае достигается исполь-
зованием пространственных механиз-
мов с двумя степенями свободы.
Основным типом такого простран-
ственного механизма является направ-
153
ляющее устройство с четырьмя штан-
гами.
Направляющее устройство (рис.
3.41,6), у которого две штанги распо-
ложены по одну сторону моста, а
две — по другую, способствует мень-
шему изменению базы автомобиля по
сравнению с основным типом направ-
ляющего устройства (рис. 3.41, а). Но
при этом увеличивается угол поворо-
та моста вокруг его продольной оси,
что необходимо учитывать при расчете
углов установки карданного вала веду-
щего моста. В некоторых конструк-
циях две верхние штанги заменены
одной V-образной (рис. 3.41, в). Две
сферические кинематические пары
крепления рычага на раме могут быть
заменены кинематическими парами
вращения. Боковые силы, действую-
щие на колесо, воспринимаются толь-
ко V-образной штангой, которая мо-
жет быть развернута назад.
В направляющих устройствах (рис.
3.41, г...е) боковые силы воспринима-
ются поперечной штангой (тяга Па-
нара).
В рассмотренных случаях упругие
элементы обычно связаны с балкой
моста или нижними рычагами и вос-
принимают только вертикальную на-
грузку на подвеску. При конструиро-
вании подвески упругие элементы сле-
дует располагать как можно ближе
к колесам для обеспечения большей
угловой жесткости подвески. С этой
точки зрения направляющее устрой-
ство с одним треугольным рычагом
(рис. 3.41, е) позволяет наиболее про-
сто разнести упругие элементы до раз-
меров колеи автомобиля. Подвеска на
листовых рессорах (рис. 3.41, ж) яв-
ляется наиболее распространенной.
В общем случае для получения необ-
ходимых перемещений моста рессоры
подвергаются изгибу и кручению.
С точки зрения кинематики схемы
направляющих устройств, показанные
на рис. 3.41, а...е, можно привести
к схемам плоских двух- или одноры-
Рис. 3.42. Схемы однорычажных направляющих
устройств
чажных направляющих устройств, ес-
ли рассматривать независимо верти-
кальное перемещение моста и его по-
ворот в поперечной плоскости автомо-
биля.
При использовании рассмотренных
схем направляющих устройств для
управляемых мостов поворот колес
осуществляется за счет вращения
цапф вокруг шкворней (см. рис. 1.1),
которые устанавливаются на концах
балки моста (см. гл. 4).
У однорычажных направ-
ляющих устройств незави-
симых подвесок качание рычага мо-
жет происходить в продольной (рис.
3.42, а, в) или поперечной плоскости
(рис. 3.42, б, г) или одновременно в
двух плоскостях (см. рис. 3.5). Для по-
лучения удовлетворительных кинема-
тических характеристик, особенно при
качании рычага в поперечной плоско-
сти, требуется большая длина рычага,
что не всегда возможно осуществить по
условиям компоновки. Изменение угла
наклона оси поворота колеса в про-
дольной и поперечной плоскостях при
вертикальном перемещении колеса яв-
ляется одним из главных недостатков
однорычажных направляющих уст-
154
Рис. 3.43. Пространственные механизмы направ-
ляющих устройств
ройств, и поэтому они в основном при-
меняются на неуправляемых мостах.
Двухрычажные направ-
ляющие устройства пред-
ставляют пространственные механиз-
мы (рис. 3.43). Верхние и нижние
рычаги имеют разную длину, поэтому
такие направляющие устройства назы-
ваются трапециевидными. В отличие
от схемы, показанной на рис. 3.43, а,
в направляющем устройстве (рис. 3.43,
б), которое используется для управ-
ляемых мостов легковых автомобилей,
продольные силы, действующие на ко-
лесо, воспринимаются не рычагами, а
элементами рулевого привода.
Упругие элементы, работающие на
сжатие, могут быть связаны с нижним
или верхним рычагом (рис. 3.44, а, б)
или же со стойкой колеса. Торсионы
соединяются с верхним или нижним
рычагом и располагаются вдоль про-
дольной оси автомобиля. В случае не-
обходимости, особенно на тяжелых
автомобилях, могут устанавливаться
два торсиона (рис. 3.44, в). Вместо
верхнего или нижнего рычага часто
используются листовые рессоры (рис.
3.44, г).
Рычажно - телескопические
направляющие устройства в
подвеске Макферсона используются
как на легковых автомобилях, так и на
тяжелых карьерных самосвалах. Теле-
скопическая стойка (рис. 3.45, а) на
легковых автомобилях выполняет и
функцию амортизатора. Пружина
устанавливается непосредственно на
стойке или связана с рычагом. В по-
следнем случае упрощаются обслужи-
вание и ремонт стойки. На тяжелых
автомобилях в качестве телескопиче-
ской стойки используется гидропнев-
матический упругий элемент (рис.
3.45,6).
Телескопические направ-
ляющие устройства приме-
няются сравнительно редко. Пример
телескопического направляющего
устройства показан на рис. 3.6.
Конструкция штанг и рычагов.
Штанги и рычаги осуществляют связь
между деталями, воспринимающими
нагрузку со стороны колеса (цапфа,
балка независимой подвески), и несу-
щей системой. Их конструкция зави-
сит от действующей на них нагрузки.
Если необходимо передавать силу
только в одном направлении, исполь-
зуется простая штанга с шарнирными
опорами на концах. Такие штанги ра-
ботают на растяжение или сжатие
с продольным изгибом. Примером та-
ких штанг могут служить продольные
и поперечные (см. рис. 3.41, г, д). Для
их изготовления используются про-
Рис. 3.44. Схемы двухрычажиых направляющих устройств
155
6
Рис. 3.45. Схемы рычажно-телескопиче-
ских направляющих устройств
Рис. 3.46. Штанга зависи-
мой подвески с регулируе-
мой длиной
Рис. 3.47. V-образная штанга зависимой подвески
катные профили, причем для длинных
штанг и штанг с регулируемой дли-
ной — цельные трубы (см. рис. 3.3 и
рис. 3.46). V-образные рычаги (см.
рис. 3.3 и рис. 3.47, а) зависимой под-
вески также обычно изготовляются из
круглых труб. Для компенсации воз-
можных отклонений при сборке и точ-
ной установки балки моста в некото-
рых конструкциях предусматривается
не только регулировка длины штанг,
но и угла между ними. В последнем
случае наконечник верхней штанги 2
(рис. 3.47, б) имеет клеммовое соеди-
нение, стягиваемое болтом 1 с нако-
нечником нижнего рычага 3, для обес-
печения их относительного поворота.
Наконечник нижнего рычага является
корпусом шарнира.
К конструкциям рычагов независи-
мых подвесок предъявляются более
жесткие требования, так как они вос-
принимают боковые, тяговые и тормоз-
ные силы. В особо тяжелых условиях
работают рычаги, передающие нагруз-
ку со стороны упругого элемента (пру-
жина опирается на рычаг или с рыча-
гом соединяется торсион). В таких
случаях для повышения изгибной жест-
кости требуется более глубокое профи-
лирование рычага или применение
профилей коробчатого сечения. На оди-
нарные рычаги независимых подве-
сок — продольных или косых — кроме
изгибающего действует крутящий мо-
мент, обусловленный наличием плеча
силы, приложенной к центру колеса,
относительно оси сечения рычага, а
также боковых сил переменного на-
правления. В этом случае наиболее
целесообразным является применение
рычага закрытого коробчатого профи-
ля. Конструкции различного типа
рычагов показаны на рис. 3.4, 3.5,
3.7.
Штанги изготовляются из малоугле-
родистых стальных труб, штампован-
ные рычаги — из низколегированных
сталей (12ГС), литые — из сталей
40Л...55Л, кованые тяжелонагружен-
ные рычаги — из легированных конст-
рукционных сталей (40Х, 40ХН).
Для снижения податливости и тре-
ния в шарнирных соединениях вводят-
ся промежуточные резиновые или
пластмассовые (полиуретановые, поли-
амидные или политетрафторэтилено-
вые) вкладыши. При использовании в
шарнирах резиновых элементов следу-
ет учитывать их влияние на жесткость
подвески, особенно для легковых авто-
мобилей. Конструкция шарнира зави-
сит от необходимого числа степеней
свободы, которыми должно обладать
шарнирное соединение. Кроме того,
важен характер силового нагруже-
ния — действует только радиальная
или совместно радиальная и боковая
силы.
Наиболее часто шарнирный элемент
выполняется в виде сайлент-блока,
представляющего одну или две рези-
новые втулки, запрессованные в отвер-
стие наконечника рычага (рис. 3.48, а).
Внутренняя втулка сайлент-блока кре-
пится болтом к кузову или раме
автомобиля. При обычном исполнении
сайлент-блок допускает углы закручи-
вания до ±30° и углы перекоса до ±7°.
Такие же сайлент-блоки применяются
и для крепления амортизаторов.
Когда требуется передача значи-
тельных сил в осевом направлении, ис-
пользуются сайлент-блоки с широким
резиновым буртиком (рис. 3.48, б). Не-
достатком их является высокая кру-
тильная жесткость и почти полная не-
возможность работы при перекосах.
Обеспечение хороших шумоизолирую-
щих свойств обычно достигается за
счет применения почти необжитых ре-
зиновых втулок, но прнвулканизиро-
ванных к наружной и внутренней ме-
таллическим втулкам (рис. 3.48, в). На
тяжелых автомобилях вместо резино-
вых втулок в штангах используются
подшипники типа ШС и ШСР (рис.
3.48, г) или бронзовые цилиндрические
втулки в рычагах направляющих
устройств независимых подвесок (см.
157
6
Рис. 3.48. Конструкции шарниров
рис. 3.4). Недостатком таких шарниров
является необходимость в периодиче-
ском смазывании. В тех случаях, когда
необходимо обеспечить угловую под-
вижность в двух плоскостях, применя-
ются шаровые скользящие шарниры
(см. рис. 3.47). Современные шарниры
такого типа имеют пластмассовые
вкладыши, установленные с натягом.
Уплотнительный чехол заполняется
специальным смазочным материалом,
предотвращающим проникновение во-
ды и грязи. Для изготовления шаровых
пальцев обычно используются легиро-
ванные стали, которые можно подвер-
гать поверхностной закалке (40Х,
40ХН) или цементации и закалке
(12ХНЗА, 15ХН).
Связь характеристик подвески и
упругого элемента. Приведенная ха-
рактеристика подвески Fn.n=f(An)
представляет зависимость восстанав-
ливающей силы Гп.п от относительного
вертикального перемещения (деформа-
ции) Дп подрессоренной и иеподрессо-
ренной масс и используется при расчете
плавности хода автомобиля. Значения
Fn.n и Дп отсчитываются от положения
статического равновесия, т. е.
Т'п.п —— Fnl,
где Fni — сила, приложенная к подвес-
ке при деформации Дш-; Ли — сила,
приложенная к подвеске в положении
статического равновесия (i= 1, Дп1 = 0).
Значения Fn.n и Дп положительны при
ходе сжатия.
Характеристика упругого элемента,
работающего на сжатие, Fys=/(Ay)
или кручение — My.8=f((py) —также
представляет зависимость восстанав-
ливающей силы Гу.э (момента Л4У.Э) от
158
Рис. 3.49. К расчету взаимосвязи характеристи-
ки подвески и упругого элемента
линейной Ду (угловой <ру) деформации
упругого элемента:
Ey.g = Eyi— Fyi! А^у.г> = Д1уг— Afyi,
где Fyi и МУг — соответственно сила и
момент, действующие на упругий эле-
мент при его деформации Ду£ или <ру<;
Fyl, Myi — соответственно сила и мо-
мент, действующие на упругий элемент
в положении статического равновесия.
Характеристики подвески и упруго-
го элемента взаимосвязаны, что опре-
деляется кинематикой направляющего
устройства и местом установки упру-
гого элемента в подвеске. Обе харак-
теристики могут и совпадать, например
в рессорных подвесках.
Для определения общих зависимо-
стей между Гп.п и Fy.B рассмотрим в
качестве примера независимую под-
веску (рис. 3.49, а) с упругим элемен-
том, работающим на сжатие. Из равен-
ства элементарных работ FaidAai =
=Fyid&y{ получаем
Ры = Fyl = i (Дуг) Fyt, (3.26)
где i(Ayi)—передаточное отношение
направляющего устройства для упру-
гого элемента, работающего на сжатие:
l(Ayj) = Ацг.
Продифференцировав выражение
(3.26), определим жесткость сп под-
вески:
Сп/ —
— Cyl
Myj
Mni
2
I 4- Fyi
^yl
ль?
= [i(Ay/)l2cyi + i' (Дуг) Fyi, (3.27)
где Cyi — жесткость упругого элемента:
Cyi = dFyildt\yi\ i'(Ay) =£рДуМДп-
Если необходимо определить харак-
теристику упругого элемента по за-
данной характеристике подвески или
его жесткость, можно воспользоваться
следующими зависимостями, получен-
ными из формул (3.26), (3.27):
Eyi=Fm7i(Ayi); 1 (3 28)
Cyi = [Cni d (Дуг) Fyi]/d (Д„) ]2. J
Аналогичные зависимости получа-
ем и для подвески с упругим элемен-
том, работающим на кручение (рис.
3.49, б):
Fni = i (фу/) Мур, 1 сз орг
сп/ = [i (Ч>у()]2сфг + i'((py/) Л1у£,/ ’ J
где сф, = dMyi/difyi — крутильная жест-
кость упругого элемента; i (tpy() =
= dx^yild^ui', i (фуг) — с?2<рУг/</Дп£.
Обратные зависимости имеют вид:
Afyt=Enj7i(<pyi);
Сф, = [cnj — d (фуг) Afyi]/ [l ( fyi) ]2-
Приведенные формулы позволяют
рассчитывать характеристику и жест-
кость подвески по заданной характе-
ристике упругого элемента для выбран-
ного направляющего устройства и
наоборот. Если в подвеске устанавли-
вается несколько упругих элементов,
Еп.п = У Fu.n kt Сп ~ У, Cnfe,
где k=\, 2, ..., п; п — число упругих
элементов.
При расчете плавности хода авто-
мобиля используется характеристика
Ea.n=f(An) амортизатора, приведенная
к колесу. Для пересчета характеристи-
ки /'a.n=f(An) в характеристику амор-
тизатора Еа = <р(Да), соответствующую
месту его действительной установки в
подвеске, также необходимо учитывать
159
кинематику направляющего устройст-
ва. Обратная задача решается при
проверке возможности использования
в подвеске амортизатора с известной
характеристикой.
Предположим, что вместо упругого
элемента (рис. 3.49, а) установлен
амортизатор, тогда
F а.п^Дп=Е а^Да,
где Fa.a и Fa — приведенная к колесу и
действительная сила сопротивления
амортизатора; Да — перемещение
поршня амортизатора.
Отсюда
г, „ ада
Fa.n — Fa——= i(Aa)Fa; Fa = Fa.n/i(Aa),
где i (Aa) —передаточное отношение
направляющего устройства для амор-
тизатора: 1(Да) =ЙДа/ЙДп.
Так как &n=dkn/dt и &a=dA.a/dt, то
Дп = Да/|.(Да) и Да=1(Да)Дц.
Тогда
Ьа.п = ball (Да)]2; Ьа = t>a.n/[l (Да) ]2,
где Ьал — коэффициент сопротивления
амортизатора, характеристика которо-
го приведена к колесу; Ьа — коэффи-
циент сопротивления реального амор-
тизатора.
Расчет подвески. Он производится
примерно в такой последовательности:
1) рассчитывается кинематика подвес-
ки и определяется передаточное отно-
шение и его производная для i-ro
перемещения колеса; 2) определяются
статическая нагрузка на упругий эле-
мент и его жесткость по заданной на-
грузке и жесткости подвески, а также
параметры упругого элемента; 3) нахо-
дится характеристика подвески с вы-
бранным упругим элементом; 4) опре-
деляются силы, действующие на эле-
менты направляющего устройства, и
производится их расчет на проч-
ность-
Рассмотрим примеры расчета кине-
матики и характеристик некоторых
типов подвесок.
Рассмотрим подвеску с однорычаж-
ным направляющим устройством, ры-
чаг OCF (рис. 3.50, а) которого кача-
ется в продольной плоскости автомо-
биля, а колесо связано с ним в точке
С, С рычагом может быть связан упру-
гий элемент 1, работающий на круче-
ние, или упругий элемент 2, работаю-
щий на сжатие.
Для определения зависимости меж-
ду перемещением колеса и углом по-
ворота рычага, предположив, что упру-
гий элемент, работающий на кручение,
связан с рычагом в точке О, достаточ-
но рассмотреть только качание участка
рычага ОС.
В системе координат XOZ (рис.
3.50, б) i-e положение рычага опреде-
ляется радиус-вектором ri( точки С с
координатами (хц, гц\, длина которого
1
г, = | г1;] = [ху + zh) 2 = const, а угол
между вектором и осью абсцисс фи =
= arcsin (zu/n).
Пусть положение статического
равновесия рычага для груженого ав-
томобиля определяется n,i(*i,i, 2i.i)-
Тогда при перемещении колеса Лш- век-
тор п.1 преобразуется в гц (хн, 2ц},
причем zn = zi,i + Anr, х» = и cosi|)i(.
При этом угол поворота рычага (век-
тора п,1) и горизонтальное перемеще-
ние центра колеса от положения рав-
новесия q>u = фи — Ф1.Г, Дк1 = хи — Х1д.
Изменяя положение колеса в пределах
Лп.о^Лщ^Дп.с. получаем необходи-
мые кинематические зависимости срп =
— f (ДпО и Дк£ = <р (Дп1)-
Если с рычагом OCF в точке F
связан упругий элемент, работающий
на сжатие, для определения положения
системы необходимо иметь также коор-
динаты точек F (r2i) и Е (п). Тогда по-
ложение упругого элемента определяет-
—> —> —>
ся вектором — г$— гц (рис. 3.50, г),
160
б
Рис. 3.50- Расчетные схемы однорычажной подвески
координаты которого x4i=x3— x2i;
Ztl = %3--г21-
Считая исходным положение стати-
ческого равновесия груженого автомо-
биля, определяемого векторами п.ь
г2,1 и г3, находим r4,i = r3— гг.ь
Положение рычага в зависимости
от вертикального перемещения колеса
определено выше. Так как точка F на-
ходится иа рычаге OCF, при повороте
г и на угол <руг вектор r2,i также по-
вернется на угол <р2; и преобразуется
в r2t = A2r2.i, где А2 — матрица вра-
щения:
А2 = [cos — sin<py/l
|sin<py/ cos<pyi|'
Тогда координаты вектора г2,
[ x2i I [cos <руг — sin <py/l I х2,1
L г2/ J [sin <руг cos <ру/| [z2,i
Деформация упругого элемента:
Дуг = r4.i — rit,
где г4.1, гц — длина упругого элемента
соответственно в положении статиче-
ского равновесия и при перемещении
колеса Дпг.
Часто, особенно при установке в
шарнирах резиновых втулок, необходи-
мо определять зависимость угла их по-
ворота от Апь Так, угол поворота
шарнира F
<Pfz = «Fl — «Fl,
где «рг — угол между векторами r2i и
Гц', api — угол между векторами r2,i и
r4ii, определяемые по формуле:
а = arccos 21 if
r2i'4l
161
Для определения угла поворота
ф£/ = аЕ1 — а£1 шарнира Е поступаем
аналогичным образом, принимая, на-
пример, угол между Гц и единичным
вектором i коллинеарным оси ОХ.
Изменяя положение колеса в пре-
делах Дп.о Дп/ Лп.с> определяем ки-
нематические зависимости Ayi = ДДпг),
Дк/ = ф (Дп/) и при необходимости <р£/=
= 0 (Дп/) и <р£/ = £ (Дп/).
Для подвески с упругим элементом,
работающим на кручение,
Характеристику однорычажной тор-
сионной подвески определяем исходя
из следующих соображений. При уста-
новке торсиона в подвеску (Fni = 0)
рычаг отклоняется вниз на угол фус
от оси ОХ (рис. 3.50, в). От статиче-
ской нагрузки Fni угол закручивания
торсиона Фус = *Ф1,1 — фус. С учетом
формулы (3.30) зависимости (3.29) за-
пишутся в виде:
Fni = Д1у////н;
Сп/ = с^1з?ц + MyiZit!Хи,
(3.33)
i (фу/) =
1
d4>i
dAnl
dlPli j/ dzu
fell I d’h/
xll
, /12фг
1 (4,y') = _dA^ =
d4/
fe2u
(3.30)
<&z.,
= -[ь(фу/)]37^- =
dVu
= [v (фу/)]3?!/.
а с шарнирно закрепленным упругим
элементом, работающим на сжатие,
1 (Ду/) —
dAyi
dAnl
v ^1/
XX 1
&1/
dr4l dr4l
dzH
1(фу/)^-; (3.31)
d^H
l' (Ду/) —
<?Ayl
dAn/
— [I (фу/)]3^1/
I X- rf2r4i
^4/ [
d’h/
(3.32)
где Myi = Cqfcpu + фус).
Задаваясь жесткостью подвески сп/
или частотой собственных колебаний
fon (Сп1 = 4л2/оПтп, где тл — доля под-
рессоренной массы, условно отнесенной
к одной подвеске моста), определим
крутильную жесткость торсиона из
формул (3.33);
= CniX// F nl?l,l*
Так как Л1У1 = сффус = FniXu, то
фус = ,1/Сф.
При выборе положения центра коле-
са при статическом равновесии следует
учитывать, что минимальная cni имеет
место при отрицательных значениях
*ф1,1 (отношения zi.i/r/), поэтому целе-
сообразно располагать центр колеса
ниже оси ОХ, причем при фуС<20°
0> zi.i/ri^—0,2.
Характеристика подвески
^п.п/ — Fnt F^ii — M.yilx\i Ani
рассчитывается при Дп.о^Дп/^Дп.с-
где
z2/x4/ X2/Z4/
^4/
d^/
^4/
2 n i
/*2,1 + ХцХщ + ZitZu —
Угол закручивания торсиона на ходе
сжатия <рс=фс— фи = arcsin[(Z|,i 4-
+ Дл.с)//*1] — Фи- Суммарный угол за-
кручивания торсиона Фе = фус + фс. а
коэффициент динамичности k2 —
= сфф2/(хс<?п1). где хс = /*1 cos фс-
Расчет характеристик однорычаж-
ной подвески с упругим элементом,
шарнирно закрепленным на несущей
системе и рычаге и работающим на
162
б
Рис. 3.51. Схема для расчета кинематики двухрычажного направляющего
устройства
сжатие, производится в такой последо-
вательности:
1) после вычисления i (Ду[) нахо-
дится статическая нагрузка на упругий
элемент по формулам (3.28);
2) для заданной жесткости подвески
Cni определяется i' (Ду1), а затем по
формулам (3.28) — жесткость упругого
элемента су1 в положении статическо-
го равновесия;
3) задаваясь деформацией подвески
Дпь вычисляется деформация упругого
элемента Ду; и соответствующая на-
грузка Fyi. При линейной характери-
стике упругого элемента Fyi = сугДу(, а
при нелинейной, например в случае
гидропневматического упругого элемен-
та, — по формуле (3.19);
4) для заданной деформации под-
вески находится Fnt н рассчитывается
Fn.ni ~ Fnt Fnii
5) если необходимо, определяется
жесткость подвески по формуле
(3.27), в которую подставляются зна-
чения жесткости конкретного упруго-
го элемента.
На рис. 3.51, а показана схема
двухрычажного направляющего уст-
ройства, которое состоит из верхнего
АВ, нижнего OD рычагов (штанг) и
стойки ВС для независимой подвески
или балки моста при продольном рас-
положении штанг зависимой подвески.
Колесо связано со стойкой (центр ко-
леса — точка С) и контактирует с до-
рогой в точке К. В дальнейших рас-
четах колесо принято жестким.
В системе координат XOZ (рис.
3.51, б) для определения /-го положе-
ния колеса достаточно знать коорди-
наты четырех точек А (и), В (r3i), D(rM)
и К (гл). Приняв в качестве исходного
положение статического равновесия (/ =
= 1) для груженого автомобиля (век-
торы п, Гзд, Г5.1 и г7.1), определяем
координаты остальных векторов: ггл=
= Г3,1 — П; Г4.1 = Fg.i — ГзХ, Гб.1 = Гуд—
— r3>i; их модули г/7 = | rjt |; углы ф/7 =
= arcsin(z/7/r/Zi) (/ — 2, 3, 5, 6) и угол
наклона шкворня по формуле Р; —
= arcsin(x«/r4,i).
Так как аналитически нельзя по-
лучить зависимость между вертикаль-
ным (горизонтальным) перемещением
колеса и углом поворота верхнего (ниж-
него) рычага, в качестве аргумента вы-
берем угол = фгг — Фал поворота
верхнего рычага (вектора г2г) относи-
тельно точки А (угол ff2i положителен
при повороте Гц против часовой стрел-
ки). Найдем зависимости, которые по-
зволяют при заданном угле поворота
163
верхнего рычага определить вертикаль-
ное и горизонтальное перемещения ко-
леса, изменение угла наклона шкворня
и другие параметры, необходимые для
дальнейших расчетов подвески.
При повороте Г2.1 на угол <₽27 этот
вектор преобразуется в вектор гц =
Л2г2д. Тогда r3i = г2г + гь а угол
между г5г и осью ОХ
•ф5£ = фз/ — а; = фз£ —
— arccos
-2 , 2 2
'st । rs,i —4,i
2r3ir5i
При этом Г5.1 повернется на угол
<Psi = Фзг — 4'5.1 и преобразуется в r5i =
= Л5г5д. Вычислив r4.i = гц — r3i, изме-
нение угла наклона шкворня A₽j =
= Pi — ₽i. найдем r6t = Л 64.1 и r7i =
= r3i — гц. Матрицы вращения Л2, Л.
Ав имеют следующие независимые ар-
гументы: <р2(, и ДРг. Перемещение
точки К в вертикальном (равно пере-
мещению точки С) и горизонтальном
направлениях
Дп1 = Z?i — Z7.1I ДК1 = Хл — Х7Д.
Изменяя положение г2,, находим за-
висимости дкг = f (дп(), др,- = <р (ДП(),
а также углы поворота рычагов <р2( =
= 0 (ДП1) и <р5/= £(ДП1), необходимые
для расчета упругих элементов, кото-
рые работают на кручение.
Для расчета характеристик под-
вески с упругими элементами, рабо-
тающими на кручение, передаточное
отношение направляющего устройст-
ва и его производная определяются
по формулам:
d2z7,
= (3’35)
В формулах (3.34) и (3.35) / — 2,
если упругий элемент связан с верхним
рычагом, и / = 5 — с нижним.
Значения dzn/dtyu и d^zn/dtyh опре-
деляются из формул, используемых в
расчетах кинематики, a dzu/d^i и
d2z7,-/dip5i — как производные сложной
функции:
dz7 dz7t 4ф21 4г?г // di|>5t \
d%; d^2i d'ki ^ily^i/
#z7i = rf4i / / dife,- V dz-< y
d'l’Si dVii 1\^1 ) d'r2l
x d2i]>Si If dipSi \3
d$i I \ dfe / ’
Дифференцируя расчетные кинема-
тические зависимости, получаем:
dz7l , d₽i .
1) —------*2i + Xei——,
d^2i dip2/
d₽z 1 { dxsi \
d%i 4i \ dip2l. /
d*5i _ z d'ki .
d'l’2i 5
d^si di};3i _ dai
d42i di|>2Z ’
dips; ___ x2ix3l ~b z2lzsl
d’l’2i r3i
dat _ 1 /cosaf 1 \ dr3[.
dip2i sin at r3l r51 ) d^i ’
dr3l _ ~ .
dlp2l. r3l
i (ф/i)
dyjt
d*ni
d27z
(3.34)
‘Рч’ц
d^i
1 L , d2x5i ,
d42i Z41 [ di|>2i dip2Z
i' («Р/<) =
164
d\i = _ZK£^ _Хв.(_^у.
di|>|; ^21 V d'hi !
As; d% d2g,
4фи d$, ’
d2j>3l *3iz3i — z2i*3i_____2 ‘ty3ldr3l.
Л& ~ ifi r3l d^2ld^2l
d 2<Х( dat d2r3i 1 / dr3l \ dr3i 1
^21 di^h j d(|?2( r3i.
d^2l ) \dq2lr3l
d2f3l _ r2,l x2ix3l Z2lz3l {dr3lld^2i}2
dty2i f3l
С рычагом или стойкой могут
быть связаны различные упругие эле-
менты, работающие на сжатие.
Если упругий элемент связан с
верхним рычагом (рис. 3.52,а), его
положение определяется вектором
По/ = FE = г8—гы, (3.36)
где при i = 1 r8 = АЕ = Гц — п; r9.i =
= АР = Г12.1 — И (гп = ОЕ, r12.i=OF).
Положение упругого элемента, свя-
занного с нижним рычагом (рис. 3.52, б),
определяется rIOi по формуле (3.36), в
которой г8 = ОЕ, rSi = OF.
В обоих случаях rSi = Af^i, причем
при j = 2 аргументом является <р2/, а
при j = 5 — <p5i-
Положение упругого элемента, свя-
занного со стойкой BCF (рис. 3.52, в),
также определяется гщь причем для
i=l г8 — АЕ = гц — гь г9Л = AF =
= Г12 — И (ги = ОЕ, ri2 = OF), a ri3,i =
= П> — Им- При i=#1 r9i = r2i + ги,, где
Ti3i = АеПз.ь
Деформация упругого элемента для
всех случаев Ayi = гюд — гюг-
Если упругий элемент связан с
верхним (/ = 2) или нижним (/ = 5)
рычагом, то
i(Ayi) = -^L =
dAn/
V d^l.
= _ drWl
d^ji
(3.37)
d'l’,7
г
drioi
dzii
и, =—l(Ayi)
dz7/
d2A„, d2r.n,
(Ayi) = 2 =---= l(Ayi) X
dAni dzn 2
х1Чфл-)-[Ифд)12-^г-. (3.38)
dr\u _ *эг*ю/ zaizioi.
d^jl rioi
ji
?lOf I r 2
. ,2 = ------Ir9.1 + XgjXloi + ZgiZlOi------
dtfl r10.1
- MAyOl2}-
При упругом элементе, связанном
со стойкой, i (Ду;) и i' (Ayz) определяют-
ся по формулам (3.37) и (3.38), в ко-
торых / = 2, и
drioi 1
d'hi гюг
XioiZai —• ZioiXgi +
dPi
+ (zioi*i3i — *10(г1зг)
; (3.39)
d,hi J
“ '10i 1 I 2
. 9 =----------1 *"2,1 + *2<^юг + z2jZioj +
^21 r10l L
d₽, , 9
+ 2 (22iZi3i + X2iXl3l) ——------------1- (г 13Д +
d^?2l
, / dp, \ 2
4- Х1о;Х1з; + ZioiZisi) —--------I + (Xio;Zi3« —
\ /
“Z10i%13/)^<
driot VI
d^2l / J
(3.40)
Для расчета характеристик подвески
с двухрычажным направляющим устрой-
ством необходимо определить нагрузку
ЕП1, действующую на подвеску груже-
ного автомобиля, жесткость подвески
сП1, динамические ходы сжатия Дп.с и
отбоя Дп.о, кинематическую характери-
165
стику направляющего устройства ДП{ =
= /(Ду1) или Дпг = /(фу;) и ее произ-
водные i (Ду4) и 1'(Дуг). Формулы для
дальнейших расчетов зависят от типа
упругого элемента и места его уста-
новки.
При использовании двухрычажно-
го направляющего устройства в тор-
сионной подвеске может быть уста-
новлен один торсион, связанный с вер-
хним или нижним рычагом, или два
торсиона, один из которых связан с
верхним, а второй — с нижним ры-
чагом.
Крутильная жесткость торсиона,
связанного с верхним рычагом,
ф = [с®1 — С (<f>2.1) Му1 ]/И (Ф2.1)]2.
а действующий на него в положении
статического равновесия крутящий мо-
мент
= Кп1Л(ф2,1).
Так как Л!®] = фруС, угол закру-
чивания торсиона в положении стати-
ческого равновесия <рус = Myi/c^, =
= FBnl/[i (фг,1)Сф]> а характеристика и
и жесткость подвески рассчитываются
по формулам:
Fn.n i = FBt- FBnl = Мвц (Фи) - Fni',
c*i = Myii' (<p2i) + 4 [i (<P2/)]2»
где Myt — ф (<p2i + <pyC).
Для торсиона, связанного с ниж-
ним рычагом,
ф = [Ф1 — I' (ф5,1)Му|]/[1 (ф5,1)]2;
Л4У1 = FBi/i (ф5.1);
ф"с =Л4у1/Сф =F“i/[i (ф5,1) ф];
г->Н __т-Н r-4t
* п.п I — Г~ ‘гА~
= AJ?/i(Vsi)-Fn"1;
Cnl = AJyjl' (ф5,) + ф [I (ф51)]2,
где Myt = ф (ф5, + Фус )•
Статическая нагрузка на подвеску
с двумя торсионами Fni = F„i + F„i —
распределяется между верхним F®i и
нижним F„i торсионами в отношении
£ = Fni/F"i, составляющем для извест-
ных конструкций 0,8... 1,1. Тогда F^ =
— Fni/(1 + ^); Fni = Fni Fni. Харак-
теристика и жесткость подвески: Fn.n t =
= Fn.n i 4” Fn.n ь cni = cni 4~ Фь т. е.
необходимо производить расчеты раз-
дельно для верхнего и нижнего тор-
с ионов.
В подвеске упругий элемент, рабо-
тающий на сжатие, может быть свя-
зан с верхним или нижним рычагом,
со стойкой или балкой моста:
а) упругий элемент связан с вер-
хним рычагом (рис. 3.52,а). Жест-
кость упругого элемента в положе-
нии статического равновесия cyi =
= cm/[i(ДУ1)12 — Fnit'(ДУ1)/[1<Дyi)]3, а на-
грузка на него Fyi = Fni/i(Ayi). Харак-
теристика и жесткость подвески опре-
деляется по формулам:
Fn.n; = Fni - Fni ~ i (^yi) Fyi — Fnb
Cni ~ [i (Ду1)]2Су1 4” i (Ду/) Fyi.
Если в подвеске используется упру-
гий элемент с линейной характеристи-
кой, Cyi = Cyi = const.
Расчет характеристики ведется в
такой последовательности. При задан-
ном угле поворота верхнего рычага ф2/
определяется ДУ1 и вычисляется сила
Fyi, сжимающая упругий элемент, и
рассчитывается Fn.ni- Значение Ап/,
соответствующее Ау/, определяется из
Am — f (Дуг);
б) упругий элемент связан с ниж-
ним рычагом (рис. 3.52, б). Все расче-
ты производятся по формулам, приве-
денным выше, но значения i (Ду4) и
i'(Ayi) берутся соответственно для ниж-
него рычага [в формулах (3.37) и (3.38)
/ = 51;
в) упругий элемент связан со стой-
кой (рис. 3.52, в). Для расчетов также
используются формулы, приведенные
166
Рис. 3.52. Схемы для расчета деформаций упругих элементов в
подвесках с двухрычажным направляющим устройством
выше, а значения i(Ayi) и 1'(Дуг) опре-
деляются по формулам (3.37) и (3.38)
при j = 2 с учетом формул (3.39) и
(3.40).
Расчетные режимы для направляю-
щего устройства. Расчет элементов
направляющего устройства производит-
ся при действии:
1) максимальной вертикальной
силы, соответствующей полному ходу
сжатия подвески /’птах!
2) максимальной окружной силы по
сцеплению = <pRz, где Rz — верти-
кальная реакция на колесе, вычислен-
ная с учетом перераспределения на-
грузки по мостам: <р = 0,7...0,8;
3) максимальной тормозной силы
Ft = ф7?г, действующей на колесо. Вер-
тикальная реакция на колесе Rz долж-
на учитывать перераспределение на-
грузки по мостам при торможении;
4) максимальной боковой силы Fu =
= tp'Rz. Вертикальная реакция Rz оп-
ределяется с учетом перераспределения
нагрузки по колесам автомобиля при
его заносе. Коэффициент сцепления ко-
леса с дорогой в боковом направлении
<р' = 1. Окружная и тормозная силы
на колесе отсутствуют.
Определение усилий в элементах
направляющего устройства от про-
дольных и боковых сил, действующих
на колесо, не представляет особых
трудностей. Более сложно находятся
усилия в элементах направляющего
устройства от вертикальной силы, дей-
167
Рис. 3.53. К определению сил, действующих в шарнирах двухрычажного
направляющего устройства
ствующей на подвеску. Однако если
определены силы, действующие в шар-
нирах В и D (рис. 3.53), дальнейшие
расчеты также не вызывают затруд-
нений. Рассмотрим определение этих
сил на следующих примерах:
а) упругий элемент связан с верхним
рычагом. Под действием вертикальной
нагрузки Fni» приложенной в точке С
(рис. 3.53, а), на нижний рычаг будет
действовать продольная сила F®i;; F„r=
= Bui + FB/.
Для определения угла 0? введем
векторы л4г = LJ) (х14г=х5г — х7г; z14(=
= tg Ч’зг) и Г15/ = LJ3 = гi4i — гц'
тогда
0® = arccos p-I4irlsi/(n4in5i)],
а сила FBl, действующая в шарнире В,
Fbi = Fli sin (л/2 — -ф5/) /sin 0®;
б) упругий элемент связан с нижиим
рычагом. Под действием вертикальной
нагрузки F*i, приложенной в точке С
(рис. 3.53, б), на верхний рычаг будет
действовать сила F“«, направленная
вдоль него; F“z = FB/ + FBf.
Определив угол
О” = arccos [ri6iri7i/(rKiri7i)],
( fiei ~ LnB {Xie; = Хц — Х7Г, zibi =
= Х1Ы tg Tp2i); = r4i—rlei, на-
ходим силу Fm, действующую в шар-
нире D,
Fal = F"t sin (n/2 + i|>2i)/sin 0?.
Балки мостов. У автомобилей с
зависимой подвеской балка моста яв-
ляется элементом направляющего уст-
ройства подвески. Балкой соединя-
ются колеса одного моста между собой
и через подвеску — с несущей систе-
мой автомобиля (см. рнс. 3.41). Она
передает силы и моменты, возника-
ющие в результате взаимодействия
колес с дорогой, на элементы несущей
системы автомобиля.
С другой стороны, балка является
элементом моста автомобиля. Функ-
ционально мосты подразделяются на
ведущие, управляемые, управляемые
ведущие и поддерживающие. Поэтому
при конструировании и расчете балки
необходимо учитывать их функцио-
нальное назначение.
По способу изготовления балки
мостов могут быть кованые, цельноли-
168
Рис. 3.54. Ведущий мост с цельнолитой балкой
тые, штампованные н комбинирован-
ные.
Существующие конструкции балок
мостов отражают невозможность в пол-
ной мере удовлетворить основное
требование — достаточную их жест-
кость при минимальной массе. Из-за
недостаточной жесткости балки веду-
щего моста ее деформация вызывает
нарушение правильного зацепления
шестерен главной передачи, а также
изгиб полуосей. Кроме того, изменяют-
ся углы установки колес, что влечет
за собой ускорение изнашивания шин
и увеличение расхода топлива. Счи-
тается, что жесткость балки является
достаточной, если ее прогиб не превы-
шает мм на 1 м длины при
статической нагрузке.
Конструкция балки моста должна
обеспечивать стабильность углов уста-
новки управляемых колес и необходи-
мую кинематику их поворота на всех
режимах движения автомобиля. Наи-
более ответственным с этой точки зре-
ния является поворотный узел упра-
вляемого моста. Шарнирные соедине-
ния шкворня и поворотного кулака
должны быть сконструированы так,
чтобы углы установки поворачиваемых
колес в процессе эксплуатации не
изменялись или легко восстанавлива-
лись соответствующими регулиров-
ками.
Форма балки должна быть такой,
чтобы обеспечивались требуемые до-
рожный просвет, поперечный радиус
проходимости и низкое расположение
агрегатов относительно моста. У веду-
щего моста она во многом зависит от
типа и конструкции главной передачи
н от способа ее установки в мосту
автомобиля. У неведущих управляе-
мых мостов балки чаще всего прогну-
ты в вертикальной плоскости, что поз-
воляет опустить двигатель в раму
автомобиля.
Балки управляемых мостов изго-
товляются в виде поковок двутавро-
вого сечения как одно целое с кулака-
ми для крепления шкворня и с
рессорными площадками (см. рис.
1.1). Соотношение размеров двутавра
h/b, обеспечивающее наибольший мо-
мент сопротивления кручению, нахо-
дится в пределах 1,1...1,5. Рекоменду-
емые размеры сечения балки с осевой
нагрузкой 45...70 кН: высота сечения
h в средней части 95...115 мм, ширина
полки b в средней части 75...85 мм,
диаметр отверстия под шкворень 45...
50 мм.
Балки поддерживающих мостов,
например прицепов, не работают на
изгиб, поэтому их изготовляют из
круглых или эллиптических труб.
Сплошные цапфы колес приварива-
169
Рис. 3.55. Штампосварная балка ведущего моста
Рис. 3.56. Комбинированная балка ведущего моста
ются к концам труб или получают
путем обжатия концов трубчатой оси.
Для изготовления балок управля-
емых мостов применяются стали 35,
40, 45 с термообработкой до твердости
241.„285 НВ. Поворотный кулак изго-
товляют кузнечным способом из сталей
ЗОХ, 40Х и подвергают термообработке
до твердости 241...285 или 285...341 НВ.
Шкворень поворотного кулака изго-
товляется из стали 45 с закалкой ТВЧ
до твердости 57...64 HRCa на глубину
1,5...2 мм или из малоуглеродистых
легированных сталей 20ХН, 18ХГТ,
20Х и других с последующей цемента-
цией на глубину 1...1.5 мм с закалкой
и отпуском (твердость 57...64 HRC3).
Кованые балки ведущих мостов,
применяемые на автомобилях малой
грузоподъемности, изготовляются из
стальных труб последовательной вы-
садкой на специальном прессе. Такая
балка имеет малую массу, достаточную
жесткость и в условиях массового
производства — низкую стоимость. На
грузовых автомобилях большой гру-
зоподъемности применяются цельноли-
тые балки моста из ковкого чугуна или
стали (рис. 3.54) с запрессованными
в них трубами из легированной стали,
на концах которых устанавливаются
ступицы колес. Такие балки имеют
высокие жесткость и прочность, но
отличаются значительной материало-
емкостью при больших габаритах.
Широкое распространение на лег-
ковых и грузовых автомобилях получи-
ли штампосварные балки ведущих
мостов (рис. 3.55). Такая балка пря-
моугольного или трубчатого сечения
состоит из двух штампованных из ли-
стовой стали половин, сваренных в
продольной плоскости. Картер главной
передачи и дифференциала отливается
из ковкого чугуна и крепится на болтах
спереди или сверху балки. У балок
мостов комбинированного типа литой
из ковкого чугуна картер главной пере-
дачи имеет разъем в вертикальной
продольной плоскости (рис. 3.56).
В каждую половину картера запрес-
совывается полуосевой рукав, выпол-
ненный из сталей 40, 45, 40Х или дру-
гих. Обе половины картера с рукавами
соединяются болтами. У таких балок
при относительно небольшой массе не
обеспечивается легкосъемность глав-
ной передачи, а жесткость балки зави-
170
Рис. 3.57. Схема сил, действующих иа ведущий мост при максимальных силе
тяги и тормозном моменте (а) и при заносе (б)
сит от качества болтового соединения.
Материал для балок ведущих мо-
стов: стали ЗОЛ, 35Л, 40Л — для цель-
нолитых балок; низколегированные
12ГС, 17ГС — дтя штампосварных ба-
лок. Для картера центрального редук-
тора применяется чугун марок
КЧ 35-10, КЧ 37-12, КЧ 50-4.
Обычно балки ведущего моста рас-
считываются на изгиб и кручение при
следующих допущениях: а) нагрузка
на колеса вдоль бортов автомобиля
распределена равномерно; б) момент,
подведенный к дифференциалу, рас-
пределен равномерно по колесам;
в) полуоси мостов считаются пол-
ностью разгруженными. Ниже приве-
дены 4 расчетных случая.
1. На колеса действует максималь-
ная вертикальная сила Л max, которая
создает в вертикальной плоскости мо-
мент, достигающий максимального
значения в местах крепления рессор —
сечение I — I или II — II (рис 3 57, а).
Если принять Лт max = kzF п\ ~ Rz шах ~
— kzRz, ТО Мв ==тах^, а 0и = Мв/Ц7в
(IV'b — момент сопротивления сечения
балки изгибу в вертикальной пло-
скости) .
2. На колесах реализуется макси-
мальная сила тяги по сцеплению F^.
В сечении I—I (или II—II) будут дей-
ствовать моменты Мв = RJ (в верти-
кальной плоскости) и Мг = Fyl (в го-
ризонтальной), а иа участках от
шестерни главной передачи до рессор-
ных площадок — реактивные крутящие
моменты Л4К = Л/к-
Для балок из круглых труб резуль-
тирующее напряжение
а = Р Л1в + Л4г + Мк /W„,
где 1ГИ — момент сопротивления изги-
бу (без учета рессорных площадок).
Для балок коробчатого сечения
суммарные напряжения от изгиба и
напряжения при кручении рассчитыва-
ются отдельно:
o=MB/№B+Mr/lFr; т=Л!к/Гк,
где Гг, WK — моменты сопротивления
сечения балки соответственно изгибу
в горизонтальной плоскости и при кру-
чении.
Допускаемые напряжения для ба-
лок из ковкого чугуна о^ЗОО МПа,
т^20 МПа, для штампосварных —
о<500 МПа, т^400 МПа.
3. На колесах реализуется макси-
мальная тормозная сила Гт. Расчет
171
Рис. 3.58. Схемы сил и
эпюры моментов, дейст-
вующих иа балку ведуще-
го моста с реактивными
штангами трехосного ав-
томобиля
ведется как во втором случае, ио с
учетом того, что силы F^ и FT имеют
противоположные знаки, а скручивание
балки тормозными моментами происхо-
дит на участах от фланца крепления
суппорта тормозного механизма до места
крепления рессор.
4. При заносе на внутреннем колесе
действуют силы вертикальная R№ и го-
ризонтальная FUB, а на наружном —
^гн И Fун, Причем 7?гн И Fya> Fy&
(рис, 3.57, б).
Изгибающие моменты в вертикаль-
ной плоскости: MRb — M.Ra =
Mfb = FyjK\ Меи = FyHrK, причем Мкя
и Мт противоположного направления,
a MRb и Мев — одинакового. Из эпюры
суммарных моментов видно, что опас-
ными являются сечения в центральной
плоскости колеса, где действует мо-
мент Мем, и сечение II—II — момент
+ Меп-
У трехосных автомобилей наиболь-
шее распространение получила рес-
сорно-балансирная подвеска среднего
и заднего ведущих мостов с передачей
толкающих и тормозных сил и реактив-
ного момента штангами (рис. 3.58),
чем и обусловлены особенности рас-
чета.
Например, для второго расчетного
случая в предположении, что штанги
параллельны плоскости дороги, со
стороны нижних штанг на мост дейст-
вуют силы Fn и Fn, а со стороны верх-
ней штанги — FB- Эпюры изгибающих
моментов в вертикальной и горизон-
тальной плоскостях и эпюра крутящих
моментов показаны на рис. 3.58. Ана-
логичным образом определяются изги-
бающие и крутящие моменты для
остальных случаев.
У трехосных автомобилей возмож-
ны случаи зависания среднего или
заднего мостов при переезде через
препятствие, например кювета. Тогда
нагрузка (вес автомобиля 6) перерас-
172
Рис. 3.59. Схема сил, действующих на трехос-
ный автомобиль при переезде через кювет
пределяется между остальными моста-
ми. На рис. 3.59 показана схема сил,
действующих на автомобиль при зави-
сании среднего моста. Нагрузки на
первый и третий мост:
Rzt = G[1 — fl/(fl + 6 + 0,5/T)];
/?23 ~ Get/ (fl + b + /т) •
Аналогично при зависании заднего
моста
Кя = G [1 — fl/(fl + Ь — 0,5/т)];
RA = Ga/(a+b — 0,5ZT).
Для управляемого моста рассчиты-
ваются: балка моста, поворотный ку-
лак, шкворень и втулки шкворня при
действии максимальной вертикальной
нагрузки, при торможении и заносе
(первый, третий и четвертый расчет-
ные случаи).
В первом случае, как и при расчете
балки ведущего моста, наибольший
изгибающий момент в местах крепле-
ния рессор Мъ—RJ. (рис. 3.60).
Второй расчетный случай (реализа-
ция максимальной силы тяги) для не-
ведущего моста не имеет места.
Третий расчетный случай — балка
моста при торможении изгибается в
вертикальной и горизонтальной пло-
скостях; в сечении 1—I (или II—II)
изгибающие моменты MK=RJ. и Мг=
= Ftl. Скручивацие балки тормозными
моментами происходит на участках от
фланца крепления суппорта тормозно-
го механизма до места крепления рес-
сор. Крутящий момент MK=FTrK.
Рис. 3.60. Схема сил и эпюры моментов, дейст-
вующих иа управляемый мост
Суммарное напряжение при изгибе
в опасном сечении /—I (рис. 3.61) по-
воротной цапфы а = R,l\r 1 + <p2/(0,2d3).
Сила Rz уравновешивается силами
Fi = Fi = R/ml(a + b), действующими
на шкворень в вертикальной поперечной
плоскости. Тормозная сила Кт стремит-
ся повернуть колесо относительно оси
шкворня. Момент этой силы уравнове-
шивается моментом силы Q = F-J/e,
действующей со стороны поперечной
рулевой тяги на рычаг поворотного
кулака. Сила Q уравновешивается си-
лами Fi = Qn/(a -|- b) и Ft = Qml(a-)-b)
в поперечной плоскости шкворня, тор-
мозной момент /Ит — моментом, созда-
ваемым парой сил Кг и Кг в продоль-
ной плоскости шворня, Кг = Кг =
173
Рис. 3.61. Схема сил, действующих иа шкворень и поворотный ку-
лак управляемого моста
= FTrKl(a + b). Сила FT уравновеши-
вается силами F3 = F?bl(a + b) и F3 =
= F^a!(a + b) в продольной плоскости
шкворня.
Из рис. 3.61 видно, что суммарная
расчетная сила F" = [(Fj + F<)2 +
+ (/?2 + F3)2]2, действующая на нижнюю
часть шкворня, больше суммарной рас-
четной силы, действующей на верхнюю
его часть. Чтобы несколько уровнять
эти силы, а также интенсивность изна-
шивания деталей, плечи а и Ь делают
разными (а < Ь).
В четвертом расчетном случае (за-
нос автомобиля) сечение III— ///рас-
положено вблизи кулака для наружной
(левой) части балки моста (см. рис. 3.60)
и сечение // — II — вблизи рессорной
площадки для внутренней (правой)
части балки моста. Изгибающие момен-
ты в расчетных сечениях балки моста:
= = /?ги/ J = FдвГк!
Мр„ — РунГк, причем на наружную часть
балки действует момент, равный раз-
ности соответствующих моментов, а
на внутреннюю — их сумме (нижняя
эпюра на рис. 3.60).
Напряжения в опасных сечениях
поворотных цапф определяются по
формулам:
Он = (^?zhC /?гнФ ГК)/П^и ~ (/?гн£
-Мгн)/1ГИ;
Он = (/?гвС Ч” /?гв*Р Рк)/1^н =
= (7?гвС + /ИЛ)/1ГН.
Шкворни нагружены в поперечной
плоскости: шкворень наружного (лево-
го) колеса — силой в верхней про-
ушине
F'K = [—/?гн/ + Fya (гк — b)]/(fl + Ь)
и в нижней
Fh = [—+ Fyn (rK + a)]/(a + b)\
шкворень внутреннего (правого) коле-
са— силой в верхней проушине
Fb = [/?bb/ + /> (rK — b)]!(a + b)
174
Рис. 3.62. Приведенное сече-
ние двутавровой балки моста
и в нижней
F'b = [Ял/ + Fys (Гк — а)]1(а + Ь).
Суммарные нормальные напряже-
ния в балке моста двутаврового сече-
ния от изгибающих моментов в верти-
кальной и горизонтальной плоскостях
а= MJWb+ MTIWr,
а касательные напряжения
т - MK/WK,
где IT г —момент сопротивления бал-
ки изгибу соответственно в вертикаль-
ной и горизонтальной плоскостях; WK —
момент сопротивления скручиванию.
Мв всегда больше, чем Мг, так как
коэффициент сцепления <р < 1, поэтому
форма двутаврового сечения наиболее
рациональна.
Для приведенного двутаврового се-
чения (рис. 3.62):
Ц7Г = [(Н — h)B3 + h(B— 6)3]/(6tf);
Н7кр = 2t3(H+ 2b)/9,
где t — толщина полок и стенки балки:
t=B-b.
Для несимметричных сечений на-
пряжения определяются в наиболее
удаленных от нейтральной оси точках
в растянутой и сжатой зонах.
Для балок круглого сечения
о = / Л12в + /И? + ЛД2 /W„,
где №n=n(£>«-d")/(32£>).
В существующих балках передних
мостов, изготовленных из углеродистых
сталей, напряжения от изгиба дости-
гают 300 МПа, а при кручении —
150 МПа.
Напряжение в шкворне 0^550 МПа.
В значительной степени долговечность
поворотного кулака зависит от радиу-
са галтели. Исследования показали,
что при увеличении радиуса галтели
с 3,2 до 7,6 мм предел выносливости
увеличился на 50 %. Накатка галтелей
роликом способствует увеличению
предела выносливости также на 50 % •
С повышением твердости поворотного
кулака от 255...285 до 290...320 НВ дол-
говечность его увеличивается на 20 %-
Максимальные напряжения в
шкворне определяются по формулам:
при расчете на изгиб
а = /?phB/(0,2dm);
при расчете иа срез
т = 4Fp/(ndm).
где — диаметр шкворня; Лв — дли-
на втулки шкворня; Fv — расчетная
нагрузка.
Напряжения в шкворнях
^500 МПа, а т^ЮО МПа при изго-
товлении их из цементируемых или
закаливаемых сталей. Напряжение
смятия втулок шкворня aCM=Fp/(hBX
Xdm) не должно превышать 50 МПа.
Расчет подшипников шкворневого
узла заключается в определении дол-
говечности (ресурса) (см. РД 37.001.
010—83 «Выбор и расчет подшипни-
ков качения автомобиля»).
В качестве расчетной для опреде-
ления радиальной нагрузки дейст-
вующей на подшипники шкворня, при-
нимается сила F,u= (RzmaJ + FynrK) X
X (т+«)-*. Для опорного подшипника
расчетной является максимальная вер-
тикальная нагрузка Rz max.
В случае применения бронзовой
опорной шайбы вместо упорного под-
шипника качения за расчетную при-
нимается статическая нагрузка на ко-
лесо груженого автомобиля Fal. При
этом напряжение смятия aCM=4FniX
X [л (D2—d2) J-1 (£>, d — соответствен-
но наружный и внутренний диаметры
шайбы) не должно превышать 30 МПа.
175
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КОЛЕСА
4.1. Общие сведения
Автомобильное колесо — это коле-
со, на котором смонтирована пневма-
тическая шина (рис. 4.1). Оно устанав-
ливается на ступицу моста.
От характера взаимодействия колес
с опорной поверхностью зависят тяго-
вые и тормозные свойства автомобиля,
его экономичность, проходимость,
плавность хода, устойчивость, управ-
ляемость. Автомобильные колеса долж-
ны иметь минимальное сопротивление
качению, хорошие сцепные, упругие и
демпфирующие свойства, высокую
износостойкость и долговечность при
минимальной массе, допускать разме-
щение тормозного механизма внутри
колеса. Кроме того, должны обеспечи-
ваться бесшумность их работы, лег-
кость монтажа и демонтажа, самоочи-
щаемость беговой части шины при
движении по деформируемым грунтам.
В соответствии с функциональным
назначением автомобильные колеса
могут быть ведущими, управляемыми,
ведущими управляемыми и поддержи-
вающими.
4.2. Пневматические шины
Классификация шин. Пневматиче-
ская шина — упругая оболочка, пред-
назначенная для установки на ободе
колеса и заполняемая воздухом под
давлением. Шины классифицируются
по геометрическим размерам и конст-
руктивным признакам. Геометриче-
ские размеры шины: наружный диа-
метр D, ширина В и высота Н профи-
ля, посадочный диаметр dn и расстоя-
ние между бортовыми закраинами
обода А (рис. 4.1). В зависимости от
ширины профиля шины подразделяют-
ся на крупногабаритные (В = 350 мм
и более), среднегабаритные (В = 200...
350 мм) и малогабаритные (В не более
260 мм). Классификация шин по про-
филю приведена в табл. 4.1.
Конструктивными признаками шин
являются конструкция каркаса и бре-
кера, способ герметизации на ободе,
давление воздуха в шине, тип рисунка
протектора и др.
По конструкции каркаса и брекера
различают диагональные и радиальные
шины. Камерные и бескамерные шины
отличаются способом герметизации
внутренней полости при сборке с обо-
дом. Выделяют две группы шин: с по-
стоянным и регулируемым давлением.
По типу рисунка протектора различа-
ют шины с дорожным рисунком (для
дорог с усовершенствованным покры-
тием), с универсальным (для дорог с
различным покрытием), с карьерным
и рисунком «повышенная проходи-
мость».
Шины одного и того же размера
могут иметь различную конструкцию
каркаса и брекера, рисунок протектора
и изготовляться из различных мате-
риалов.
В камерных шинах воздуш-
ная полость образуется герметизирую-
щей камерой. Камерная шина (рис.
176
a
В
б
Рис. 4.1. Автомобильные колеса легкового (а) и грузового (б) автомобилей
состоит из покрышки 1, камеры 2
и ободной ленты 8 (шины грузовых
автомобилей).
Камера — герметичная торообраз-
ная эластичная оболочка, заполненная
воздухом. Для ее изготовления ис-
пользуется резина, стойкая к окисле-
нию и температурному старению, об-
ладающая высоким сопротивлением
усталости, воздухонепроницаемостью,
устойчивостью к проколам. Кроме то-
го, камеру изготовляют с переменным
профилем и толщиной стенок.
Камера снабжается вентилем 9, ко-
торый крепится к ее бандажной части
и служит для накачивания и выпуска
Табл. 4.1. Классификация шин по профилю
(ГОСТ 22374—77)
Тип шииы Н/В А/В
Обычного профиля Свыше 0,89 0,65.. .0,76
Широкопрофильная 0,6...0,9 0,76.. .0,89
Низкопрофильиая 0,7...0,88 0,69.. ..0,76
Сверхнизкопро- Не более0,7 0,69.. .0,76
фнльная
Арочная 0,39...0,5 0,9.. .1
Пневмокаток 0,25...0,39 0,9.. .1
воздуха. Конструкция, размеры и фор-
ма вентилей стандартизованы.
Ободная лента — профилированное
эластичное кольцо, расположенное
между бортами покрышки, камерой и
ободом и предупреждающее истирание
камеры об обод и защемление ее бор-
тами обода при монтаже. Шины, пред-
назначенные для монтажа на глубо-
кие ободья, ободных лент не имеют.
Покрышка — торообразная оболоч-
ка, непосредственно воспринимающая
нагрузки на шину со стороны дороги.
Независимо от типа шнны покрышка
состоит из каркаса 5 (рис. 4.2, а), бре-
кера 2, протектора 1 с рисунком 3, бо-
ковых стенок (участок II), боковины 6
и борта (участок I).
Каркас — силовая часть покрышки,
состоящая из одного или нескольких
слоев корда, закрепленных на борто-
вых кольцах 7. Каркасом ограничива-
ется объем накаченной шины и пере-
даются на обод нагрузки, действующие
на колесо со стороны дороги. Корд для
изготовления каркаса получают мето-
дом обрезинивания специальных па-
раллельно расположенных нитей, изго-
товляемых из вискозы, полиамидных
177
2
3
4
б
Рис. 4.2. Конструкция покрышки (а) и ее борта (б):
I — борт; II— боковая стейка; //Г —плечевая зона протектора
Рис. 4.3. Конструкция каркаса диагональной (а) и радиальной (б) шин
(капрон, найлон) или полиэфирных
(тревирада) волокон, стальной прово-
локи, стекловолокна и др. Толщина
кордного слоя составляет мм.
Угол наклона нитей по середине бе-
говой дорожки в каждом слое карка-
са и брекера определяет конструкцию
шины. У диагональной шины этот угол
составляет в каждом слое каркаса и
брекера 45...60°. Нити в смежных слоях
каркаса и брекера перекрещиваются
(рис. 4.3, с). Число слоев корда у диа-
гональных шин легковых автомоби-
лей— 2, 4, а у грузовых — 8... 16 и бо-
лее. У радиальной шины (рис. 4.3, б)
угол наклона нитей корда 1 близок к
нулю. Радиальное расположение ни-
тей способствует улучшению условий
их работы в каркасе, так как каждый
слой в отличие от диагональной шины
работает самостоятельно. В результа-
те этого снижаются напряжения в ни-
тях, что позволяет уменьшать число
слоев каркаса. Брекер 2 у радиальной
шины более широкий и жееткий, с
большим числом слоев корда, нити
которого имеют угол наклона по се-
редине беговой дорожки не менее 65°.
178
Борта радиальной шины работают в
более тяжелых условиях, чем у диаго-
нальной, так как воспринимаемая ими
нагрузка распределяется по нитям
каркаса на меньшем участке пери-
метра.
Увеличение числа слоев корда по-
зволяет при одном и том же размере
шины повышать допустимую статиче-
скую нагрузку. Число слоев корда
определяет, таким образом, прочность
каркаса, однако, поскольку она также
зависит и от материала корда, в стан-
дартах указывается не число слоев
корда, а символ, характеризующий
прочность каркаса из определенного,
условно принятого материала—так
называемая норма слойности (НС).
Таким образом, фактическое число
слоев корда зависит от его материала.
Корд из полиамидных и полиэфир-
ных нитей обладает высокой эластич-
ностью, усталостной прочностью, и по-
этому его применяют для изготовления
шин, работающих при больших нагруз-
ках и в тяжелых дорожных условиях.
Для шин, работающих при больших
нагрузках и высоких скоростях авто-
мобиля, на дорогах с усовершенство-
ванным покрытием, применяется ме-
таллокорд, нити которого изготовля-
ются из высококачественной стальной
проволоки диаметром 0,14...0,22 мм.
Высокая прочность стального корда
позволяет изготовлять шины грузовых
автомобилей из 2...4 слоев корда в
каркасе вместо 8... 14, что обусловли-
вает возможность увеличения толщи-
ны протектора, а следовательно, и
срока службы шин.
В процессе эксплуатации ширина
и диаметр шины увеличиваются —
происходит так называемое разнаши-
вание шины. Разнашивание зависит от
типа корда. Наименьшую разнашивае-
мость имеют шины с металлокордом.
Разнашиваемость шин регламентиру-
ется стандартами и должна учиты-
ваться при конструировании подвески,
рулевого привода и др.
При расчете автомобиля необходи-
мо учитывать также, что радиальная
шина по сравнению с диагональной
имеет меньшую нормальную, танген-
циальную и боковую жесткость, более
низкий коэффициент сопротивления
качению, меньшую на 10...15 % массу,
большую ходимость.
Протектор — наружная резиновая
часть покрышки, как правило, с рель-
ефным рисунком, обеспечивающая
сцепление шины с дорогой и предохра-
няющая каркас от повреждений. Тол-
щина протектора у покрышек легковых
автомобилей 7...14 мм, грузовых —
14...32 мм, а подканавочный слой 4
(рис. 4.2, а) составляет 20...40 % от
толщины протектора. Для изготовле-
ния протектора используется резина,
обладающая высокой прочностью и из-
носостойкостью.
Брекер — часть покрышки, состоя-
щая из слоев корда или резины, распо-
ложенная между протектором и кар-
касом. Брекер смягчает действие удар-
ных нагрузок на каркас, а главное,
способствует более равномерному рас-
пределению по его поверхности дей-
ствующих на колесо нагрузок.
Борта — жесткие части покрышки,
служащие для крепления шины на обо-
де (рис. 4.2,6). Борт образуется из
крыльев, обернутых концами слоев
корда каркаса. В многослойных по-
крышках каждый борт содержит два
или три крыла. Бортовое крыло состо-
ит из бортового кольца 7, выполнен-
ного из пучка параллельных проволок
или в виде троса, наполнительного
шнура 8, способствующего полному за-
полнению пространства над кольцами
при формировании бортовой части по-
крышки, оберточной ленты 9, крылье-
вой ленты 10, служащей для крепле-
ния крыла. Наружная поверхность
бортов, состоящая из носка 12, осно-
вания 13 и пятки 14, обертывается
бортовой лентой 11, защищающей борт
от истирания и повреждения закраи-
нами обода и монтажным инструмен-
179
том. Бортовые кольца в процессе мон-
тажа покрышки и при качении колеса
испытывают значительные растягиваю-
щие нагрузки. Шина с поврежденным
бортовым кольцом не пригодна для
эксплуатации, поэтому при проектиро-
вании шины для бортового кольца при-
нимают запас прочности, равный 4...5.
Боковинами называется резиновый
слой, покрывающий боковые стенки
каркаса и предохраняющий его от ме-
ханических повреждений и проникно-
вения влаги. Толщина боковины со-
ставляет 1,5...5 мм в зависимости от
размера и типа шины. На боковины
шины, составляющие одно целое с про-
тектором, наносятся обозначения
шины.
Бескамерные шины — это
шины, в которых воздушная полость
образуется покрышкой и ободом коле-
са. В отличие от обычной покрышки
она имеет воздухонепроницаемый слой
толщиной 1,5...3 мм из смеси натураль-
ного и синтетического каучука, при-
вулканизированный к внутренней сто-
роне покрышки. Герметизация сопря-
жения шины с ободом обеспечивается
повышенным натягом бортов на поса-
дочные полки обода и увеличением
угла наклона носка борта. Бескамер-
ные шины монтируются на специаль-
ные герметичные ободы. Вентиль уста-
навливается непосредственно в ободе
колеса.
Улучшение теплообмена за счет от-
вода тепла в обод позволяет увеличить
срок службы бескамерных шин на
20 %. Они удобнее в монтаже, надеж-
нее и безопаснее камерных шин, так
как не разрываются при проколе, име-
ют меньшую массу и момент инерции.
Автомобильные колеса с камерными и
бескамерными шинами взаимозаме-
няемы.
Стремление повысить безопасность
движения привело к созданию низ-
копрофильных и сверхниз-
копрофильных шин, которые
по сравнению с обычными шинами об-
ладают лучшими тягово-сцепными
свойствами, обеспечивают меньший
(примерно на 25 %) тормозной путь,
большие коэффициент бокового увода
и износостойкость протектора, мень-
шее сопротивление качению при высо-
ких скоростях движения. При сохране-
нии наружного диаметра шины умень-
шение отношения Н/В позволяет уве-
личить диаметр обода, а следователь-
но, и размеры колесных тормозных
механизмов. К недостаткам этих шин
относятся повышенная радиальная
жесткость, необходимость в большем
усилии на рулевом колесе для поворо-
та управляемых колес, большая склон-
ность к аквапланированию. Выпуска-
ются как в диагональном, так и в ра-
диальном исполнении.
Широкопрофильные ши-
н ы используются в основном для за-
мены сдвоенных шин обычного профи-
ля. Выпускаются в камерном и беска-
мерном исполнении. Для тягачей боль-
шой мощности используются шины
высокого давления с металлокордом в
каркасе. Применение широкопрофиль-
ных шин позволяет снизить массу и
вибронагруженность автомобиля,
уменьшить сопротивление качению ко-
лес и значительно снизить трудоем-
кость технического обслуживания.
Широкопрофильные шины или ши-
ны обычного профиля с диагональным
расположением корда, конструкция
которых позволяет изменять давление
воздуха в них в широком интервале в
зависимости от условий эксплуатации,
называются шинами с регулируемым
давлением. Наиболее эффективно ши-
ны с регулируемым давлением приме-
няются на многоосных полнопривод-
ных автомобилях.
Шины с регулируемым
давлением имеют высокие (15...
30 мм) сильно расчлененные грунто-
зацепы, которые переходят на бокови-
ны. Относительные деформации шины
с регулируемым давлением при рабо-
те больше, чем обычных шин, поэтому
180
Рис. 4.4. Арочная шина
их долговечность ниже. При работе
на тяжелых участках (заболоченная
местность, снежная целина и т. п.) до-
пускается снижение давления в ши-
нах до 50...70 кПа, Скорость движе-
ния и пробег автомобиля при пони-
женном давлении в шинах регламен-
тируется стандартами.
Арочные шины (рис. 4.4) со-
стоят из тех же основных элементов,
что и обычные бескамерные. Протек-
тор имеет расчлененные грунтозацепы
эвольвентной формы высотой 35...
40 мм при шаге 100...250 мм. Арочная
форма профиля шины, позволяющая
снижать давление воздуха в ней (50...
250 кПа), и относительно большая
радиальная деформация способствуют
уменьшению давления на грунт, а
мощные грунтозацепы обеспечивают
реализацию значительных тяговых сил
при движении на деформируемых
грунтах. Поэтому арочные шины уста-
навливаются на ведущих мостах гру-
зовых автомобилей для повышения
проходимости в условиях бездо-
рожья.
Пневмокатки (рис. 4.5) —
бескамерные шины низкого давления
(10...70 кПа), имеющие тонкостенную
резинокордную оболочку, относитель-
ная радиальная деформация которой
может составлять до 25...30 % от вы-
соты профиля. Размеры пневмокатков
обеспечивают незначительные давле-
ния на грунт, но в силу относительно
низкой грузоподъемности они исполь-
зуются только на автомобилях, специ-
ально сконструированных для работы
на поверхностях с низкой несущей
способностью (заболоченная мест-
ность, пустыня и др.).
Обозначения и выбор шин. В них
включаются геометрические размеры
D, В, dn, конструкция каркаса — бук-
вы Р или R для шин с радиальным
кордом.
В обозначении шин обычного про-
филя для грузовых автомобилей ука-
зываются размеры В — dn в милли-
метрах (дюймах). Например: 240—
508, 240—508Р, 260—508 (9.00—20).
Широкопрофильные шины обознача-
ются тремя числами — размерами
DxB—dn в миллиметрах (1770x670—
635), арочиые — двумя DxB (1300Х
181
Х750), а пневмокатки — тремя £>х
-Х.ВХН (1000X1000X250).
У диагональных шин легковых ав-
томобилей используется обозначение
вида В — da, причем при Н/В более
0,82 размеры только в дюймах (9,00—
15), а при /7/В = 0,82 и менее — сме-
шанное обозначение (155—13/6, 15—
13).
Радиальные шины легковых авто-
мобилей имеют обозначения вида
B/70xRdn или B/60xRdn (В — в мил-
лиметрах; dn — в дюймах; 70, 60 — но-
мер серии. Условное обозначение Н/В,
например, при HjB=Q,7— серия 70).
Вместо «X» в обозначении может
быть индекс скорости — буквенное
обозначение максимальной скорости
движения: Р—150, Q—160, R —
170 км/ч и т. д. Примеры: 185/70 PR
14, 185/60QR 13. Если в обозначении
отсутствует номер серии (185 PR 13),
шина имеет Д/В = 0,82 (серия 82).
Кроме условного обозначения раз-
мерности, на боковине шины указыва-
ются предприятие, страна, номер мо-
дели, Tubless для бескамерных шин и
другие обозначения в соответствии со
стандартами.
Стандартами регламентированы
размеры шин, допустимая нагрузка
в зависимости от давления воздуха
в них, нормы слойности, максималь-
ная скорость движения, размеры ка-
меры, ободной ленты, тип обода и др.
Выбор шины определяется необходи-
мыми тягово-динамическими показа-
телями, плавностью хода, устойчиво-
стью, управляемостью, проходимостью
автомобиля. При этом должны учиты-
ваться условия компоновки автомоби-
ля, и в частности тормозных механиз-
мов. Выбранный тип шины должен
быть согласован с поставщиком.
4.3. Колеса
Назначение, требования, класси-
фикации. Колесо — вращающийся и
передающий элемент, расположенный
между шиной и ступицей.
При проектировании необходимо
обеспечить: прочность колеса, позво-
ляющую эксплуатировать автомобиль
на всех режимах движения: размеры
и жесткость обода, не снижающие
срок службы шины; конструкцию
крепления, обеспечивающую быструю
и точную установку колеса на ступи-
цу; минимальное биение и дисбаланс
после установки колеса на ступицу;
наименьшую материалоемкость и ми-
нимальный момент инерции колеса;
эстетические требования.
Колесо для бескамерной шины,
кроме того, должно иметь: одинако-
вые посадочные размеры обода для
бескамерной и камерной шин одного
размера; простую конструкцию обода,
обеспечивающую герметизацию шины
без применения дополнительных
уплотняющих деталей (малогабарит-
ные и среднегабаритные шины) и по-
зволяющую при необходимости уста-
навливать камеру от соответствующей
по размеру камерной шины; конструк-
цию обода и шины, обеспечивающую
первоначальную герметизацию при
накачивании шины воздухом после
сборки.
Колеса подразделяются на одинар-
ные и сдвоенные. Одинарное колесо
устанавливается на одной ступице и
несет одну шину (рис. 4.6, а), а сдво-
енное имеет два колеса, смонтирован-
ных на одной ступице и несущих две
шины (рис. 4.6, б).
На автомобилях применяются ди-
сковые колеса, колеса с разборным
ободом и составные.
Дисковое колесо — нераз-
борный узел (см. рис. 4.1, а), состоя-
щий из обода 3 и колесного диска 4.
Диск и обод изготовляются из каче-
ственных конструкционных сталей
(08 кп, 15 кп) и соединяются сваркой.
Дисковое колесо грузовых автомоби-
лей состоит из основания обода 11 (см.
рис. 4.1,6), съемного разрезного за-
мочно-посадочного кольца 12 и съем-
ного бортового кольца 13, которые в
182
Рис. 4.6. Колесо с разборным ободом:
а — одинарное: б — сдвоенное: в — ступица
сборе образуют обод. Диск 4 привари-
вается к основанию обода в его за-
мочной части.
Диски колес имеют плоскосфери-
ческую форму. На вертикальной по-
верхности диска выполняются цен-
тральное 7 и крепежные 5 отверстия.
Вентиляционные отверстия 10 способ-
ствуют улучшению теплового режима
работы колесных тормозных механиз-
мов. Диск соприкасается со ступицей
привалочиой плоскостью 6. Для удоб-
ства компоновки одинарных и сдвоен-
ных колес иа ступице привалочиая
плоскость может совпадать с центром
основания обода или иметь различный
вылет.
Колесо с разборным обо-
дом — колесо, в котором один или
два разборных обода крепятся непо-
средственно на ступице, развитой до
размера обода (рис. 4.6). Колеса с
разборным ободом широко применя-
ются на тяжелых автомобилях и ав-
тобусах.
Составное колесо состоит
из двух элементов, каждый из кото-
рых включает часть обода, причем эти
части могут быть одинаковой ширины.
После сборки элементы образуют обод
с двумя закраинами. Элементы со-
ставного колеса выполняются литыми
из легких сплавов. Составные колеса
применяются для крупногабаритных
широкопрофильных шин и шин с ре-
гулируемым давлением (см. рис. 4.12).
В последние годы на легковых ав-
томобилях начали применяться литые
колеса из легких сплавов, объединя-
ющие обод, диск и ступицу. Они име-
ют малые массу и момент инерции.
Литье обеспечивает простоту придания
формы с прочностной, функциональ-
ной и эстетической точек зрения. Не-
достатком литых колес является вы-
сокая трудоемкость изготовления.
Ободья. Обод (рис. 4.7) включает
бортовую закраину с размерами B,G,
Ri, Rs, образующую боковой упор для
шииы, посадочные полки — часть обо-
да, на которые садятся борта покрыш-
ки (размеры D, Р, R3, 0), и монтаж-
ный ручей — кольцевое углубление
шириной L и глубиной Н с отверстием
или пазом под вентиль.
Ободья подразделяются на цель-
ные и разборные.
Цельный обод (см. рис. 4.1,
183
Рис. 4.7. Элементы профиля обода
а и рис. 4.7, а) используется для уста-
новки на легковых автомобилях шин
малых размеров с высокоэластичными
бортами и боковинами. Глубокий мон-
тажный ручей, облегчающий сборку,
располагается асимметрично, за счет
чего увеличивается пространство для
размещения колесных тормозных ме-
ханизмов.
Разборные ободья приме-
няются для шин грузовых автомоби-
лей в связи с невозможностью их сбор-
ки через закраины обода из-за высо-
кой жесткости бортов и боковин.
Конструкции разборных ободов раз-
нообразны. На рис. 4.1,6 показана
конструкция разборного обода, состо-
ящего из трех частей, наиболее часто
используемого для среднегабаритных
шин, а на рис. 3.6 — для крупногаба-
ритных. Использование съемных бор-
товых закраин, съемного неразрезно-
го конусного посадочного кольца и
пружинного замочного кольца значи-
тельно облегчает сборку колеса с ши-
ной. Для бескамерных шин между
основанием обода и посадочным коль-
цом устанавливается уплотнительное
резиновое кольцо.
На автомобилях МАЗ и КрАЗ при-
меняются разборные ободы с попереч-
ными разъемами. Такой обод состоит
из трех кольцевых секторов, торцы ко-
торых обработаны так, что образуют
замки при сборке секторов в обод. Не-
достатком таких ободов является тех-
нологическая сложность и большая
трудоемкость изготовления
Передача сил и моментов между
шиной и ободом осуществляется за
счет натяга пяток бортов на кониче-
ские посадочные полки. Натяг зависит
от конструкции бортов, а угол накло-
на посадочных полок р = 5°. Для по-
вышения надежности закрепления
бортов шины на ободе выполняют
кольцевые выступы (рис. 4.7, б, в) или
посадочную полку в виде тора (рис.
4.7, а). На посадочных полках состав-
ных колес при использовании их для
установки крупногабаритных шин с
регулируемым давлением выполняется
накатка, способствующая удержанию
шипы с пониженным давлением от
проворачивания на ободе при дви-
жении.
Бортовые закраины проектируют-
ся в соответствии с размерами шины,
конструкцией бортов и наклоном по-
садочных полок. Определенным соот-
ношениям геометрических размеров
элементов бортовых закраин присвое-
ны буквенные обозначения, например:
В, С, I, К и др.
Расчет конструкции колеса явля-
ется сложной теоретической задачей.
Расчетные методы разработаны толь-
ко для отдельных элементов колеса.
Разработка новых и усовершенствова-
ние выпускаемых колес производятся
специализированными организациями
иа основе экспериментально-теорети-
ческих методов. При проектировании
автомобиля обычно используются ко-
леса, размеры которых приводятся
в стандартах на шины.
Обозначения колес. В обозначени-
ях колес принято указывать основные
размеры обода: ширину (первая груп-
па цифр) и номинальный диаметр по-
садочных полок (вторая группа цифр)
в миллиметрах или дюймах (напри-
мер, 5 К—15, 127 А—508). Буквы в обо-
значении определяют размеры борто-
вых закраин.
184
Рис. 4.8. Крепление дисковых колес
Для вновь разрабатываемых колес,
согласно стандарту ИСО 3911—77,
должно применяться следующее обо-
значение: номинальный диаметр обо-
да в миллиметрах, символ «X» для
цельного или « —» для разборного
обода, номинальная ширина профиля
обода и буква (буквы), обозначающие
профиль обода со стороны шины. Для
ободьев внедорожных автомобилей
после ширины профиля проставляют-
ся символ «/» и цифры, обозначающие
высоту закраин в дюймах.
Крепление колес. Соединение ко-
леса со ступицей должно обеспечивать
передачу крутящего момента и центри-
рование колеса на ступице. Конструк-
ции крепления колес легковых и гру-
зовых автомобилей существенно отли-
чаются и весьма разнообразны.
Крепление дисковых колес легко-
вых автомобилей (рис. 4.8, а) наибо-
лее эффективно с помощью болтов,
головки которых имеют коническую
центрирующую поверхность. Самоот-
винчивание болтов исключается бла-
годаря упругой деформации диска,
поддерживающей постоянной силу
натяга в резьбе. Для предваритель-
ного совмещения отверстий на диске
и ступице используются направляю-
щие пальцы.
Одинарное дисковое колесо грузо-
вого автомобиля крепится к опорно-
му фланцу ступицы гайками со сфери-
ческой опорной поверхностью (рис.
4.8, б). Между крепежными отверсти-
ями диска и шпильками, а также меж-
ду центральным отверстием и ступи-
цей должен быть достаточный зазор,
чтобы обеспечивалось центрирование
колеса в радиальном направлении.
Сдвоенные колеса крепятся с помощью
более сложной системы. На шпильки
вначале устанавливается внутреннее
колесо, которое крепится внутренни-
ми колпачковыми гайками 2 (рис. 4.8,
в), имеющими внутреннюю и наруж-
ную резьбу. Затем устанавливается
наружное колесо, которое прижимает-
ся к опорной поверхности диска вну-
треннего колеса наружной гайкой 1.
Схемы крепления дисковых колес,
рекомендованные ИСО (рис. 4.8, г, д),
позволяют снизить массу крепежных
резьбовых деталей на 2...7 кг и упро-
стить обслуживание колес в эксплу-
атации. Центрирование колес в этих
случаях осуществляется по посадочно-
му пояску ступицы. Узел крепления
включает шпильки и унифицирован-
ные гайки, снабженные свободно вра-
щающимися шайбами, которые исклю-
чают повреждение диска, как это име-
ет место в других конструкциях креп-
ления колеса. Недостатком такого
крепления является затруднительная
установка и снятие колеса, особенно
185
Рис. 4.9. Крепление составного колеса
при большой массе, так как при осе-
вом перемещении колеса может про-
изойти «закусывание» по центрирую-
щим поверхностям.
Центрирование разборного обода
на ступице осуществляется по стан-
дартизованной конической поверхно-
сти с углом наклона 28° (см. рис. 4.6),
а конструкция ступицы и детали креп-
ления разрабатываются индивидуаль-
но для каждого автомобиля. Для по-
вышения безопасности эксплуатации
крупногабаритных колес, склонных
к саморазблокировке, замочные
устройства устанавливаются с внут-
ренней стороны колеса, смонтирован-
ного на автомобиле. Крепление обо-
дов 3 на ступицах 1 одинарных и
сдвоенных колес одинаково. Усилие
иа прижимах 2 создается затяжкой
гаек на шпильках или закладных бол-
тах. При установке сдвоенных колес
между ободамн помещается проста-
вочное кольцо 4.
На рис. 4.9 показана конструкция
крепления составного колеса, у кото-
рого наружная 4 и внутренняя 3 части
обода отлиты из алюминиевого спла-
ва. Центрирование колеса осущест-
вляется по сферическим поверхностям
втулок 2, запрессованных в ступицу /,
и гаек 6. Между наружной частью
обода и гайками установлены сталь-
ные опорные секторы 5, способствую-
щие более равномерному распределе-
нию нагрузки на диск колеса при за-
тяжке гаек.
Ступицы. Ступица служит для
установки одинарного или сдвоенных
колес с помощью подшипников на
цапфе поворотного кулака или балке
моста. Ступица для дисковых колес
выполняется с выступающим флан-
цем, к которому крепятся диск коле-
са, тормозной барабан или диск ди-
скового тормоза. Конструкция ступи-
цы для колес с разборным ободом по-
казана на рис. 4.6.
Для обеспечения передачи крутя-
щего момента, радиальных и осевых
сил при полуразгруженной полуоси
ступица ведущего моста присоедиия-
Я 1 б
Рис. 4.10. Схемы для расчета нагрузок, действующих на подшипники ступиц колеса управляемо-
го и ведущего с разгруженными полуосями (а) и полуразгруженными полуосями (6) мостов
186
ется к фланцу полуоси с помощью
болтов или шпилек. При этом пере-
дача крутящего момента осуществля-
ется через фланец полуоси или через
детали бортового редуктора при раз-
несенной главной передаче.
Ступицы передних колес легковых
и грузовых автомобилей в большин-
стве случаев устанавливаются (рис.
4.10, а) на разнесенных роликовых од-
норядных радиально-упорных под-
шипниках. Установка подшипников
производится по схеме О (см. Автомо-
били. Конструкция, конструирование
и расчет. Трансмиссия), что обеспечи-
вает большую опорную базу и позво-
ляет регулировать подшипники через
невращающееся внутреннее кольцо.
При регулировке обеспечивается не-
большой зазор. Внутренний подшип-
ник устанавливается с вылетом е (см.
рис. 4.6) относительно оси колеса.
Вылет е определяется грузоподъем-
ностью внутреннего подшипника, ко-
торая обычно больше, чем у наруж-
ного. Конструкция подшипниковых
узлов ступиц задних мостов с разгру-
женными полуосями аналогична кон-
струкции ступиц передних колес.
В случае полуразгруженной полуоси
в ступице колеса устанавливается
(рис. 4.10, б) один фиксирующий ша-
риковый радиальный подшипник нор-
мального или закрытого исполнения,
а роль плавающей опоры выполняет
полуосевая шестерня дифференциала.
В ступицах передних и задних неве-
дущих колес легковых автомобилей
могут применяться также специаль-
ные шариковые радиально-упорные
двухрядные подшипники закрытого
исполнения.
Ступицы обычно отливают из ков-
кого чугуна (КЧ 35-10, КЧ 37-12) или
стали марок 35Л, 40Л.
Расчет подшипников ступиц колес
заключается в определении долговеч-
ности (ресурса) по методике, описан-
ной в РД 37.001.010—83 «Выбор и
расчет подшипников качения автомо-
биля».
Параметрами нагрузочного режи-
ма подшипниковых узлов ступиц яв-
ляются: вертикальная нагрузка Fz, бо-
ковая нагрузка Fv и относительный
пробег ys.
Боковая нагрузка Fy, действую-
щая в зоне контакта колеса с дорогой,
является знакопеременной и принима-
ется положительной, если направлена
наружу от продольной оси автомоби-
ля (рис. 4.10).
Относительный пробег у. автомо-
биля при расчете подшипниковых уз-
лов распределяется следующим обра-
зом: прямолинейное движение ysnp=
=0,9, движение на поворотах vsn=0,l,
причем как в режиме прямолинейного
движения, так и на поворотах следует
принимать, что половина пробега со-
вершается при положительной боко-
вой нагрузке, а половина — при отри-
цательной.
При прямолинейном движении вер-
тикальная Fz пр и боковая Ррпр нагруз-
ки определяются по формулам:
Fznp= (тк — mH.K) g;
Fyup — + ky npFг пр»
где тк — масса автомобиля, создающая
нормальную нагрузку иа одно колесо;
ти.к— неподрессоренная масса, отне-
сенная к рассматриваемому колесу;
ky Пр — коэффициент боковой нагрузки:
kynp = 0,07 для одинарного и 0,035 —
для сдвоенных колес.
При движении на повороте
^7гп“^7гпр(1 ± ш);
Fуп = F^ypFгП.
Коэффициенты т и kyn определяют-
ся из выражений:
т — ah/(gB\, kyn = a/g,
где а — центробежное ускорение при
повороте автомобиля (при отсутствии
экспериментальных данных рекомен-
дуется принимать равным 2 м/с2 для
легковых и 1,5 м/с2 для грузовых авто-
187
мобилей); h, В — соответственно высо-
та центра масс и ширина колеи автомо-
биля. Если точные данные отсутствуют,
ориентировочно можно принимать h/B
равным 0,5 для легковых и 0,7..,0,8 —
для грузовых автомобилей.
Знак плюс в формуле для расчета
Fzn относится к наружному, а минус —
к внутреннему по отношению к центру
поворота колесу. При расчете Рвп знаки
для указанных колес меняются на про-
тивоположные.
Радиальная Fr и осевая силы
(рис. 4.10, а) от внешней нагрузки
прикладываются в центрах внутреннего
/ (Frj и Faj) и внешнего II {Frn F aii)
подшипников. Рассмотрим их расчет на
примере левого колеса.
Прямолинейное движение, Fz пр =
(Шк /Лн.к) S'
Fypp = ky npFz пр
Fr I up = {Fг npG Fyr.pf
Fa i np = 0;
Fr II np = [Eznp {I — O) + FynpTa]!!',
Fa II np = Fy np!
Fу np = ky npFz np
Fr i np — (Fz npQ 4“ Fy прГк)/Л
Fa II np — Fу npj
Fr II np = [Fz np (^ — o) Fу прГк]/^;
Fa II np = 0.
Движение на повороте:
а) левый поворот (F2n=Fznp(l—
/л); Fyp— kgaFzn)'
Frln = {Fa па — РрпГк)Д; Fa I п = 0;
Fr п п = [Дгп {I — о) 4- FурГK]/Z; Fa п и =
= Pyn't
б) правый поворот (Егп = Ргпр (1 4-
4~/л); Fуп = kypFzn)',
Fr I п~ {Fz п а 4* FурГк)/1', Fa I n = Fyn}
Fr II n — [Fan O) Fyyf^H}
Fa II n ~ 0.
Расчет сил FT и Fa, действующих
на подшипники ступиц ведущего мо-
ста с полуразгруженными полуосями,
производится аналогично в соответ-
ствии со схемой, показанной на рис.
4.10,6.
Балансировка колес. Дисбаланс
вращающихся частей автомобильного
колеса складывается из дисбаланса
шины, колеса и ступицы с тормозным
барабаном или тормозным диском, а
также дисбаланса, создаваемого ра-
диальным и боковым биениями ко-
леса.
Дисбаланс ступицы с тормозным
барабаном или диском устраняется
статической балансировкой за счет
сверления отверстий в тормозном ба-
рабане или диске. Дисковые колеса
также балансируются статически при-
варкой грузиков или снятием метал-
ла. Дисбаланс шин регламентируется
стандартами.
Дисбаланс автомобильного колеса
устраняется установкой грузиков на
обод колеса. Колеса грузовых автомо-
билей балансируются статически, а
легковых — динамически, размещени-
ем грузиков с наружной и внутренней
сторон колеса. Максимальный дисба-
ланс колеса в сборе с шиной не дол-
жен превышать для грузовых автомо-
билей 0,5...1,1 Н-м, легковых — 0,1...
0,11 Н-м.
Боковое и радиальное биение ко-
лес, смонтированных на ступице, не
должно превышать 2...2,5 мм для гру-
зовых и 1...1.5 мм для легковых авто-
мобилей.
4.4. Регулирование давления воздуха
в шинах
Для преодоления труднопроходи-
мых участков полноприводные авто-
мобили оборудуются системой регули-
рования давления воздуха в шинах,
которая должна обеспечивать: уста-
новку и поддержание необходимого
давления в шинах в зависимости от
условий движения в пределах, преду-
смотренных для шин данной модели;
отключение шии от системы при круп-
ных повреждениях, при выходе из
строя уплотнительных манжет и под-
188
5 4
Рис. 4.11. Схема системы регулирования давления в шинах
водящих шлангов, при длительной
стоянке автомобиля; индивидуальную
подкачку шин от постороннего источ-
ника сжатого воздуха.
Подача воздуха в систему осуще-
ствляется от компрессора, который
обычно является общим для тормоз-
ной системы и системы регулирования
давления в шинах. В систему входят
ресивер 4 (рис. 4.11), кран управле-
ния 5 (вместо крана может устанав-
ливаться автоматический регулятор
для поддержания заданного давле-
ния), шинные краны /, расположен-
ные на раме, воздухоподводящне
устройства 2, расположенные в ступи-
це колеса, и манометр 3.
Кран управления располагается
в кабине или под ней. В последнем
случае рукоятка управления краном
выводится в кабину. Край имеет три
положения: нейтральное, накачка и
выпуск.
При всех открытых шинных кра-
нах и запорных вентилях можно про-
изводить накачку всех шин или вы-
пуск воздуха. При незначительных
повреждениях одной из шин осуще-
ствляется подача воздуха только в
эту шину, а остальные отключаются
шинными кранами. В случае, если
компрессор не компенсирует утечки
воздуха через поврежденную шину,
уплотнения или шланги, производится
отключение ее шинным краном от
остальной системы, а колесо вывеши-
вается для исключения контакта его
с дорогой.
Система подвода воздуха от не-
вращающихся к вращающимся дета-
лям колеса является наиболее слож-
ной и ответственной частью системы.
В эту систему входят уплотнение, за-
порный вентиль и соединительные
трубопроводы. Пример конструктив-
ного выполнения этой системы пока-
зан на рис. 4.12. Стопорная пробка 6
с эксцентрично расположенным отвер-
стием позволяет смещать головку
вдоль цапфы. Смещение головки про-
изводится при ремонте, если на цапфе
имеется большая выработка в месте
контакта манжет с цапфой. Цапфа иа
участке контакта с манжетой имеет
высокую твердость поверхности, кото-
рая хромируется и полируется.
На автомобилях ГАЗ-66, ЗИЛ-131
и других уплотнение устанавливается
не между ступицей и цапфой, а меж-
ду полуосью и цапфой, так как на этих
автомобилях отсутствуют колесные пе-
редачи.
Запорные вентили размещаются на
ступице или дисках колес. Закрытые
вентили предотвращают утечку воз-
духа из шин при длительной стоянке.
В запорном вентиле размещается зо-
лотниковый вентиль, служащий для
накачки шины от постороннего источ-
ника сжатого воздуха.
Манометр, предназначенный для
контроля давления в шинах при на-
качке или выпуске воздуха, обычно
снабжается указателем рекомендуе-
мых давлений при движении на доро-
гах различного типа.
189
Рис. 4.12. Конструкция подвода воздуха к шине:
/ — внутреннее уплотнение на цапфе; // — запорный вентиль; / — цапфа; 2—манжета; 3 — крышка; 4 — промежуточное кольцо; 5 — корпус
головки; 6 — стопорная пробка; 7 —ступица; 8 — колпачок; 9 —запорный вентиль; 10 — корпус
РАМЫ
5.1. Конструкции рам
Рама служит остовом для крепле-
ния узлов и агрегатов автомобиля.
У автомобилей с несущим кузовом ра-
ма объединяется с каркасом кузова
либо вообще отсутствует, и тогда
функции рамы выполняет кузов.
Рамы по своей конструкции делят-
ся на лонжеронные, крестообразные,
хребтовые, вильчато-хребтовые, с не-
сущим основанием и решетчатые.
Лонжеронные рамы (рис.
5.1) состоят из двух продольных лон-
жеронов и нескольких поперечин. Фор-
ма лонжеронов и поперечин опреде-
ляется из условий компоновки. Лон-
жеронные рамы характерны для боль-
шинства грузовых автомобилей. Если
в центральной части рама сильно за-
ужена, она называется крестообраз-
ной (рис. 5.2). Такие рамы применя-
ются, например, в легковых автомоби-
лях высокого класса.
Хребтовая рама (рис. 5.3)
некоторых легковых и грузовых авто-
мобилей образована картерными де-
талями узлов силовой передачи, со-
единенными одним или несколькими
промежуточными элементами трубча-
того сечения. Ее основное преимуще-
ство заключается в высокой крутиль-
ной жесткости и в легкости образова-
ния модификаций рам для автомоби-
лей с различной колесной формулой
и базой.
В и л ь ч а т о-х ребтовая ра-
м а представляет собой разновидность
хребтовой, у которой подмоторная
часть образована двумя лонжерона-
ми, образующими вилку. В некоторых
легковых автомобилях, когда требует-
ся рама высокой жесткости, послед-
няя объединяется с полом кузова, об-
разуя раму с несущим осно-
ванием (рис. 5.4).
Для автобусов, а также спортив-
ных и гоночных автомобилей выпол-
няется решетчатая рама (рис. 5.5)
в виде пространственной фермы, обла-
дающая наиболее высоким отношени-
ем крутильной жесткости к массе.
Наибольшее распространение, осо-
бенно на грузовых автомобилях, полу-
чили лонжеронные рамы. Лонжероны
переменного сечения по длине штам-
пуются из листового материала тол-
щиной 2,5...3,5 мм для легковых авто-
мобилей и 5...10 мм—-грузовых. Лон-
жероны должны быть максимально
отдалены один от другого, для того
чтобы обеспечивались наибольшая
жесткость конструкции и достаточное
пространство для размещения узлов
между ними. Наибольшее расстояние
между лонжеронами по оси заднего
моста определяется габаритной шири-
ной автомобиля, шириной колес и рес-
сор и зазором между ними. Наиболь-
шее расстояние между лонжеронами
по оси переднего моста определяется,
кроме того, и размерами пространст-
ва, необходимого для поворота колес
на максимальный угол. Поэтому мно-
гие рамы имеют переменную ши-
рину.
191
a
Рис. 5.1. Лонжеронные рамы:
а — с прямыми лонжеронами; б—с усилителями; в — с изогнутыми лонжеронами; г — с пе-
ременной шириной; д — с крестообразной поперечиной
Высота расположения нижней
кромки лонжерона над опорной по-
вехностью дороги в зоне мостов зави-
сит от радиуса колес, формы балки
моста и ее сечения, максимального
прогиба рессоры (до упора в ограни-
читель). Внутри базы автомобиля вы-
сота расположения нижней кромки
лонжерона определяется принятым
дорожным просветом. Поэтому удает-
192
Рис. 5.4. Рама с несущим основанием
ся значительно опустить пол кузова,
используя изогнутые лонжероны, что
особенно важно для легковых автомо-
билей (см. рис. 5.1, в,д).
Для того чтобы по возможности
облегчить конструкцию рамы и без
резких перепадов высоты профиля се-
чения, лонжероны грузовых автомоби-
лей часто выполняют с усилением на
наиболее напряженных участках. Для
получения наибольшего эффекта при
минимальном увеличении массы лон-
жеронов добавочные профили необхо-
димо располагать как можно дальше
от нейтральной, оси основного сечения
лонжерона (см. рис. 5.1,6).
Поперечины соединяют лонжероны
рамы, придают ей жесткость и слу-
жат опорой для ряда узлов. Иногда
соединяют отдельной поперечиной на-
иболее нагруженные кронштейны, на-
пример балансирной рессоры двухос-
ной тележки. Применение крестооб-
разных поперечин целесообразно в
широких и относительно коротких ра-
мах, так как в этом случае значитель-
но увеличивается жесткость рамы.
Анализ конструкций рам отече-
ственных и зарубежных грузовых ав-
томобилей показывает, что жесткост-
ные свойства рамы обеспечиваются
двумя основными способами: приме-
нением жестких средних поперечин
с податливыми при кручении крайни-
ми поперечинами (МАН, Берлиеидр.);
жестких передней и задней поперечин
с податливыми при кручении средни-
ми поперечинами (МАЗ, Даймлер-
Бенц, Сканиа и др., см. рис. 5.1,6).
Во всех случаях конструкция рамы
должна быть выполнена так, чтобы
напряжения в полках лонжеронов при
кручении распределялись равномерно,
т. е. не было значительных местных
напряжений от стесненного кручения.
Работа лонжеронов рам улучшает-
ся при отсутствии концентраторов на-
пряжений (отверстий, сварных швов,
сращиваний) главным образом в пол-
ках сечений. Поэтому крепление попе-
речин и силовых кронштейнов к лон-
жеронам только за вертикальные
стенки способствует повышению проч-
ности и долговечности рамы. При этом
не рекомендуется делать отверстия
в вертикальных стенках на расстоя-
ниях от полок, меньших одной трети
высоты сечения.
Соединение элементов рамы может
выполняться с помощью заклепок,
болтов или сварки. На грузовых авто-
мобилях получили наибольшее рас-
пространение клепаные рамы, как наи-
более технологичные и простые в изго-
товлении и почти не требующие ухода
в эксплуатации. Болтовое соединение
194
Рис. 5.6. Общий вид рамы автомобиля-самосвала БелАЗ
элементов рамы применяется иногда
в мелкосерийном производстве и для
крепления кронштейнов. Цельносвар-
ные рамы применяются для сверхтя-
желых самосвалов (рис. 5.6) и легко-
вых автомобилей. Для грузовых ав-
томобилей они используются редко.
Однако иногда с помощью сварки
к раме присоединяются отдельные
элементы, например элементы усиле-
ния. В этом случае необходимо иметь
в виду, что сварные швы, расположен-
ные в направлении главных напряже-
ний, являются меньшими концентра-
торами напряжений, чем швы, перпен-
дикулярные к нему. Прерывистые
швы образуют множество концентра-
торов напряжений.
Для изготовления лонжеронов
применяются углеродистая сталь ма-
рок 25 кп, ЗОТ с пределом текучести
280...320 МПа и низколегированные
стали марок 15ГЮТ, 10ХСНД, 19ХГС
с пределом текучести 350...400 МПа;
для поперечин — в основном углеро-
дистая сталь 20, 25, 25 кп с пределом
текучести 250...300 МПа.
В последние годы разработаны и
применяются для лонжеронов низко-
легированные стали с пределом теку-
чести до 800 МПа, а для поперечин —
до 500 МПа. Термообработка выпол-
няется в процессе изготовления лон-
жеронов (закалка в штампах), поэто-
му технологическим процессом долж-
но обеспечиваться предупреждение
коробления и остаточных деформа-
ций, в особенности при массовом про-
изводстве, когда правка и дообработ-
ка изделий недопустимы.
В развитии конструкций рам вы-
явились следующие тенденции: пере-
ход от поперечин сложной формы, по-
лучаемых глубокой вытяжкой, к про-
стым швеллерным профилям; отказ от
усиления рам для автомобилей раз-
личных модификаций и увеличение
сечений лонжеронов (при этом в круп-
носерийном производстве грузовых
автомобилей предусматривается изго-
товление комплектов рам для различ-
ных модификаций автомобилей с ис-
пользованием широкой номенклатуры
штампов); расширение применения
термообработанных низколегирован-
ных сталей.
195
5.2. Расчет рам
В настоящее время уже имеется
разработанный метод детального ана-
лиза напряженного состояния рамы
автомобиля, основанный на методе
конечных элементов. Однако этот ме-
тод даже при наличии мощных ЭВМ
требует больших затрат времени на
подготовку исходных данных и полу-
чение решения и поэтому применяется
только на конечной стадии проектиро-
вания рамы.
В инженерной практике на стадии
предварительного проектирования ис-
пользуется метод оценки напряжен-
ного состояния рамы по условным на-
пряжениям при изгибе и кручении.
При расчете рамы на изгиб лонжерон
рассматривается как прямой стер-
жень переменного сечения с опорами
в точках крепления рессор и нагру-
женный статическими вертикальными
силами. Наличием поперечин при этом
пренебрегают. Имеющиеся статиче-
ские данные о корреляционной связи
между напряжениями при изгибе и
долговечностью рамы позволяют ори-
ентировочно выбирать размеры сече-
ний лонжеронов.
На рис. 5.7 изображен лонжерон
рамы двухосного автомобиля с рес-
сорной подвеской, на который дей-
ствуют силы от статической нагрузки
Fi (i=0,l,..., п), приложенные на рас-
стоянии от точки приложения на-
грузки Fo, и опорные реакции (j=
= 1, 2; A=l, 2) на расстояниях соот-
ветственно Ijh от точки приложения
нагрузки Fo. Силы Ft создаются ве-
сом узлов и агрегатов, закрепленных
на раме, а также полезной нагрузкой,
распределенной по опорам платформы
пропорционально расстоянию между
опорами. Поскольку рассчитывается
один лонжерон, берется половина со-
ответствующих нагрузок.
Нагрузки на переднюю и заднюю
рессоры рассчитываются по следую-
щим формулам:
Рис. 5.7. Схема сил, действующих на лонжерон
рамы
Ri = У, Fi (Ц — Lfa)l{Lfa — Lr\)\
i=0
R2 — У F( [— (// — Lri)]/(Lr2 — Lri),
i=0
опорные реакции:
Rn — Ri(li2 — LRi)/(li2 — In); T?i2 =
= Ri (6u — 41)/(6г — 4i);
R2l = R2(l22--Lr2)/(122--hl)'. Rzi =
= R% (£д2~ fel)/(^22— 41)-
Введем единое обозначение сил и
опорных реакций F*t (i = 0,1, ..., n-f- 4)
и координат их точек приложения
di (i — 0, 1, .... п + 4) от точки прило-
жения первой силы Fq. Тогда изгибаю-
щий момент в i-м сечении и напряже-
ние в нем
Л4( = 2^ (di ~ dk); on = Mi/Wi.
Из полученных значений Oj по всем
сечениям определяется оыах» а затем
коэффициент запаса прочности ЛСт=
= от/птах, где от — предел текучести
материала. Полученное значение kCT
сопоставляется со значениями Лст для
рам автомобилей, ресурс которых из-
вестен. На рис. 5.8 показано измене-
ние ресурса рам грузовых автомоби-
лей в зависимости от kCT и условий
эксплуатации.
196
Рис. 5.8. Зависимость ресурса рамы от коэффи-
циента запаса прочности kCT:
1 — для условий эксплуатации категории /; 2 — ка-
тегорий II и III
Для построения эпюры напряже-
ний можно использовать также графо-
аналитические методы.
При расчете на кручение рама ав-
томобиля рассматривается как пло-
ская система, состоящая из прямоли-
нейных тонкостенных стержней, на
которые действуют нагрузки, прило-
женные перпендикулярно к плоскости
рамы. Кручение стержней вызывает
депланацию поперечных сечений — их
искривление. В узлах крепления попе-
речин деформация стержней ограни-
чена, т. е. имеет место стесненное кру-
чение. В результате степень искривле-
ния сечений по длине стержня меня-
ется и зависит от конструкции
крепления поперечин к лонжеронам.
При стесненном кручении наряду
с касательными напряжениями в се-
чениях стержней вследствие деплана-
ции появляются дополнительные нор-
мальные напряжения, причем для
стержней открытого профиля они на
порядок выше касательных напряже-
ний. Поэтому при расчете на круче-
ние рам, состоящих из стержней от-
крытого профиля, касательные напря-
жения не учитываются.
Нормальные напряжения в сече-
ниях стержня при стесненном круче-
нии определяются по формуле
о = БЖ,
где Б — бимомент. Для стержней откры-
того профиля с жестко заделанными
концами (депланация в заделке равна
нулю) Б = 6а£7т/(/Б); а — угол закру-
чивания рамы на длине базы; Е — мо-
дуль упругости; /т — секториальный
момент инерции сечения. Для швеллер-
ного профиля /и = bhzbs(2h + ЗЬ)/[ 12 X
Х(6 -|- 6b)]; h, 6, b — соответственно
высота, толщина стенки и полок, и
ширина полок швеллерного сечения по
средней линии; I — длина рассчитывае-
мого стержня; L—база автомобиля;
— секториальный момент сопротив-
ления. Для швеллерного сечения
наибольшее значение принимают на
концах полок: 117ш = bh&(2h -|- 36)/[6 X
X(h+3b)].
Сравнивая формулы для расчета
швеллерного сечения на изгиб и круче-
ние, можно заметить, что выбор сече-
ния только по изгибным напряжениям
приводил бы к необходимости делать
лонжероны из высоких профилей, так
как момент сопротивления изгибу швел-
лерного сечения W ~[bhs—(b—6)(6—
— 6]/(66) « bh (h + 66) 6. С другой сто-
роны, нормальные напряжения при
стесненном кручении швеллерного се-
чения пропорциональны IaIWta = bh(h+
+ 36)/[2 (h + 66)] и, следовательно,
увеличение высоты и ширины полки
швеллера ведет к их увеличению.
Это обстоятельство учитывается
эмпирически сложившимися соотно-
шениями размеров сечения лонжеро-
на: /i/e=2,8...3,5; 6/6 = 24,7...39,1; 6/z=
=0,5...0,7, где z — периметр сечения
по средней линии.
Угол закручивания элемента рамы
на длине базы
а = — а2 = Мк/са,
где и а2—углы поворота сечений
рамы соответственно над передним и
задним мостами; Мк — крутящий мо-
мент; са — крутильная жесткость эле-
мента рамы.
Значение Мк зависит от высоты
197
неровностей дороги q, ширины колеи
автомобиля В, а также жесткости ра-
мы и подвески сп:
А4К= qCnCal[B (Сп+Са)].
Отсюда следует, что чем меньше
жесткость рамы, тем меньше крутя-
щий момент. Однако излишне малая
жесткость рамы обусловливает нару-
шение взаимной увязки и центровки
агрегатов автомобиля при движении
по неровной дороге, поэтому опти-
мальная жесткость автомобильных
рам на кручение выбирается в ходе
доводочных испытаний автомобиля.
* * *
В настоящем учебном пособии из
всего многообразия конструктивных
решений существующих агрегатов и
систем автомобиля рассмотрены те,
которые авторы считали наиболее ти-
повыми.
В дальнейшем предстоит большая
творческая работа конструкторских и
научных коллективов по созданию но-
вых, более совершенных конструкций
агрегатов и систем автомобиля, мето-
дов их расчета.
Наиболее важными и актуальны-
ми с точки зрения авторов являются
проблемы, связанные с применением
микропроцессорной техники для авто-
матизации управления автомобилем,
и создание систем автоматизирован-
ного проектирования как составной
части гибких производственных си-
стем.
Решение этих проблем позволит
создать новое поколение автомоби-
лей, обеспечивающих существенное
уменьшение расходов на перевозку
пассажиров и грузов, а также значи-
тельное повышение безопасности дви-
жения.
ЛИТЕРАТУРА
Акопян Р. А. Пневматическое подрессорнва-
ние автотранспортных средств: (Вопр. теории
и практики).— Львов: Изд-во Львов, ун-та.—
Ч. 1 — 1979 — 218 с.; Ч. 2 — 1980 — 208 с.;
Ч. 3 — 1984,— 239 с.
Анахон В. И. Отечественные автомобили.—
М.: Машиностроение, 1977.— 252 с.
Гини/бург Л. Л. Гидравлические усилители
рулевого управления автомобилей.— М.: Маши-
ностроение, 1972.— 120 с.
Грузовые автомобили/М. С. Высоцкий,
Ю. Ю. Беленький, Л. X. Гилелес и др.— М.:
Машиностроение, 1979.— 384 с.
Гуревич Л. В., Мелахуд Р. А. Тормозное
управление автомобиля.— М.: Транспорт,
1978.— 144 с.
Дербаремдикер Л. Д. Амортизаторы транс-
портных машин.— 2-е изд., перераб. и доп.—
М.: Машиностроение, 1985.— 200 с.
Долговечность деталей шасси автомобиля/
В. С. Лукинский, Г. Ю. Котиков, Е. И. Зайцев
и др.; Под общ. ред. В. С. Лукинского.— Л.:
Машиностроение, Леиингр. отд-ние, 1984.—
231 с.
Конструирование и расчет автомобиля: Учеб,
для спец. «Автомобили и тракторы»/П. П. Лу-
кин, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Радионов и др.—
М.: Машиностроение, 1984.— 376 с.
Конструирование и расчет колесных машин
высокой проходимости: Учебн. для втузов/
Н. Ф. Бочаров, И. С. Цитович, А. А. Полунгяи
и др.; Под общ. ред. Н. Ф. Бочарова, И. С. Ци-
товича.— М.: Машиностроение, 1983.— 299 с.
Лысов М. И Рулевые управления автомо-
билей.— М.: Машиностроение, 1972.— 344 с.
Марголис С. Я. Мосты автомобилей и авто-
поездов.— М.: Машиностроение, 1983.— 160 с.
Мащенко А. Ф., Розанов В. Г. Тормозные
системы автотранспортных средств.— М.: Транс-
порт, 1972.— 144 с.
Метлюк Н. Ф„ Автушко В. П. Динамика
пневматических и гидравлических приводов
автомобилей.— М.: Машиностроение, 1980.—
231 с.
Пархиловский И. Г. Автомобильные листо-
вые рессоры.— М.: Машиностроение, 1978.—
288 с.
Проскуряков В. Б. Динамика и прочность
рам и корпусов транспортных машин.— Л.:
Машиностроение, 1972.— 232 с.
Раймпель И. Шасси автомобиля/Пер. с нем.
В. П. Агапова; Под ред. И. Н. Зверева.— М.:
Машиностроение, 1983.— 356 с.
Савельев Г. В. Автомобильные колеса,—
М.: Машиностроение, 1983.— 151 с.
Шасси автомобиля. Атлас конструкций:
Учеб, пособие для вузов.— М.: Машинострое-
ние, 1977.—108 с.
198
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ*
Амортизатор гидравлический 148—152 двустороннего действия 148 одностороннего— 148 Обод 183 — разборный 184 — цельный 183 Палец 19
Балка моста 168—175 Барабан тормозной 41 Боковина 180 Борт 179 Брекер 179 Пневмобаллон круглый 132 Пневмокаток 181 Подвеска 109—176 — гидропневматическая 112 — зависимая 109 — независимая 109
Вал торсионный 129—132 — пневматическая 111 — пружинная ПО, 112 — резиновая 113
Камера 177 — тормозная 72 Каркас 177 Клапан воздухораспределительный 69 — ограничения давления 70 — управления тормозами 65 — ускорительный 70 Колесо 182—188 — автомобильное 176—190 — дисковое 182 — составное 183 — с разборным ободом 183 Колодка тормоза 42 Компрессор поршневой 59 Кран тормозной 62 — двухсекционный 64 односекционный 62 — рессорная 110 — торсионная 111 Покрышка 177 Привод пневмогидравлический 96 — рулевой 5, 17—20 — тормозной 40 гидравлический 84—96 прямого действия 84 с вакуумным усилителем 84 с гидроусилителем 86 с пневмоусилителем 84—86 комбинированный 96—100 насосно-аккумуляториый 86, 87 пневматический 57—84 — электропневмэтический 98 Протектор 179 Пружина 127—129 Рама 191—198
Лента ободная 177 — вильчато-хребтовая 191 — лонжеронная 191 — решетчатая 191
Механизм рулевой 5—16 винтовой 11 кривошипный 15, 16 с шестеренчатой передачей 16 червячный 7 — следящий 62, 65 — тормозной 39 барабанный 41—54 дисковый 54—56 — с несущим основа инем 191 — хребтовая 191 Распределитель 23—27 Регулятор автоматический зазоров между на- кладкой н барабаном 46 тормозных сил 104—106 Рессора листовая 114—127 Система противоблокировочная автоматичес- кая 106—108
* Составлен Ж. И. Васюк.
199
— тормозная 39—109
-----вспомогательная 102—104
---- стояночная 100—102
Ступнца 186
Цилиндр тормозной 73
-------колесный 90—96
Число передаточное кинематическое 17
----- силовое 17
Тормоз-замедлитель гидродинамический 103
— — моторный 103
— •— электродинамический 104
— стояночный 100, 101
-----трансмиссионный 100, 101
Трапеция рулевая 17, 18
Управление рулевое 5—39
Усилитель 5, 20—30
— гидравлический 20
— пневматический 20
Устройство барабанных тормозных механиз-
мов 41
— направляющее 152—175
-----двухрычажное 155
-----однорычажиое 154
-----рычажно-телескопическое 155
----- телескопическое 155
— разжимное 42
Шарнир нерегулируемый 19
— саморегулнруемый 18, 19
— с периодической регулировкой 19
Шииа арочная 181
— бескамерная 180
— камерная 176
— низкопрофильная 180
— пневматическая 176—182
— сверхннзкопрофильиая 180
— с регулируемым давлением 180
— широкопрофильная 180
Элемент упругий гидропиевматический 138—141
-------нерегулируемый 145—148
— регулируемый 146
-------с регулируемой массой газа 147
----- неметаллический 132—138
-----пневматический 132—138
-----рукавный 133
Аркадий Иванович Гришкевич, Дмитрий Матвеевич Ломако, Валентин Петрович
Автушко, Юрий Юрьевич Беленький, Владимир Михайлович Беляев, Владимир
Владимирович Капустин, Николай Федорович Метлюк, Леонид Александрович
Молибошко
АВТОМОБИЛИ. Конструкция, конструирование и расчет.
Системы управления и ходовая часть
Зав. редакцией В. Г. Самарина. Редактор Ж. И. Васюк. Мл. редактор А. П. Берлина.
Оформление и худож. редактирование В. Н. Валентовича. Графическое исполнение В. М. Шми-
дова. Техн, редактор М, Н. Кислякова. Корректор Т. к Хвале
ИВ № 2125
Сдано в набор 14.04.86. Подписано в печать 14.11.86. АТ 13828. Формат ТОХЭО’Ле. Бумага
тип. № 1. Гарнитура литературная. Высокая печать. Усл. печ. л. 14,625. Усл. кр.-отт. 14.625.
Уч.-изд. л. 15,67. Тираж 6500 экз. Заказ 2351. Цена 95 к.
Издательство «Вышэйшая школа» Государственного комитета БССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли. 220048, Минск, проспект Машерова, 11.
Минский ордена Трудового Красного Знамени полнграфкомбннат МППО им. Я. Коласа.
220005, Минск, ул. Красная, 23.