Конструкция автомобиля

ГОУ МГИУ Кафедра автомобилей и двигателей Конструкция автомобиля Конспект лекций автор Рубен Петрович Кушвид Москва 2010 г. 1 ОГЛАВЛЕНИЕ Введение……………………………………………………………………… 4 1. Компоновки автомобиля ...................................................................................... 4 1.1. Требования, предъявляемые к компоновке автомобиля ............................... 4 1.2. Классификация грузовых автомобилей по схемам компоновки .................. 5 1.3. Компоновочные схемы легковых автомобилей ............................................. 8 2. Сцепления .............................................................................................................. 9 2.1. Классификация сцеплений. .............................................................................. 9 2.2. Сцепления специальных типов ...................................................................... 26 2.3. Основные элементы фрикционного сцепления ........................................... 35 3. Общие сведения и типы коробок передач .......................................................... 41 3.1 Классификация и принцип действия коробок передач ................................ 42 4. Раздаточные коробки ............................................................................................ 61 4.1. Определение. Кинематика .............................................................................. 61 4.2.Раздаточные коробки с блокированным приводом. ..................................... 66 5. Коробки отбора мощности ................................................................................... 77 5.1. Дополнительное оборудование автомобилей .............................................. 77 5.2. Коробки отбора мощности ............................................................................. 78 6. Карданные передачи ............................................................................................. 83 7. Главные передачи .................................................................................................. 90 7.1. Классификация главных передач .................................................................. 90 7.2. Требования, предъявляемые к конструкциям главных передач ................ 92 7.3. Типовые конструкции главных передач ....................................................... 93 8. Дифференциалы ................................................................................................... 110 8.1. Назначение дифференциалов ....................................................................... 110 8.2. Дифференциалы малого трения. Симметричные дифференциалы ......... 115 8.3. Дифференциалы повышенного терния. Дифференциалы с фрикционными муфтами ................................................................................................................. 119 8.4. Червячные дифференциалы ........................................................................ 128 8.5. Дифференциалы с гидравлическим сопротивлением................................ 130 8.6. Пульсирующие дифференциалы (с переменным передаточным числом)132 2 8.7. Механизмы распределения мощности с односторонними муфтами (отключающие механизмы) ................................................................................. 134 8.9. Кулачковые дифференциалы ....................................................................... 135 9. Подвеска автомобиля .......................................................................................... 138 9.1. Требования к подвеске.................................................................................. 138 9.2. Упругая характеристика подвески .............................................................. 144 9.3. Упругие элементы ......................................................................................... 146 9.4. Рессоры как направляющие устройства ..................................................... 150 10. Тормозное управление ...................................................................................... 152 10.1. Требования, классификация, применяемость .......................................... 152 10.2. Тормозные механизмы................................................................................ 155 10.2.1. Дисковые тормозные механизмы ........................................................ 156 10.2.2. Барабанные тормозные механизмы..................................................... 158 11. Рулевое управление ........................................................................................... 173 11.1. Основные требования ................................................................................. 173 11.2. Анализ известных конструкций рулевого управления . Обоснование выбора реечного управления ............................................................................................ 179 11.3. Кинематический расчет рулевого привода ............................................... 184 11.4. Передаточное отношение рулевого управления ...................................... 192 11.5. Требования предъявляемые к рулевым механизмам ............................... 193 12. Передние управляемые мосты ......................................................................... 215 12.1. Назначение, классификация передних управляемых (не ведущих) мостов и требования предъявляемые к ним ...................................................................... 215 13. Конструкции ведущих мостов ......................................................................... 241 14. Приводы к ведущим колесам ........................................................................... 248 14.1. Анализ конструкций шарниров равных угловых скоростей, предназначенных для привода ведущих управляемых колёс ........................................................ 248 15. Типы полуосей……..………………………………………………………261 3 ВВЕДЕНИЕ Дисциплина «Конструкция автомобиля» является базовой для изучения таких основных курсов специальности 190201 «Автомобилетракторостроение» как «Теория автомобиля», «Конструирование и расчет автомобиля» и «Испытания автомобиля». В предлагаемом студентам конспекте лекций ,составленном проф.,д.т.н. Кушвидом Рубеном Петровичем, излагаются требования к основным узлам и системам автомобиля, принцип их действия, которые показаны на конкретных иллюстрированных примерах. Объём и содержание конспекта отвечают требованиям рабочей программы по дисциплине «Конструкция автомобиля» кафедры автомобилей и двигателей ГОУ МГИУ. Конспект составлен на основании многолетнего педагогического опыта автора. 1.Компоновки автомобиля 1.1. Требования, предъявляемые к компоновке автомобиля Компоновкой называется принятое в процессе проектирования автомобиля расположение его основных узлов и агрегатов, рабочего места водителя, кузова или грузовой платформы, дополнительного и специального оборудования. Компоновка должна обеспечивать: - малогабаритность и компактность конструкции; - удобство управления автомобилем; - удобство использования автомобиля по назначению; - правильное распределение веса автомобиля по мостам (колесам) и низкое расположение центра тяжести в целях получения необходимых показателей тяговых свойств, проходимости, управляемости, плавности хода; - приспособленность конструкции к техническому обслуживанию и ремонту. 4 1.2. Классифи К икация груузовых аввтомобиллей по схеемам комп поновки Схема 1. Двигаттель над осью о передних колеес, кабина за двигаателем. Схема 1. Автомообили, вы ыполненн ные по данной сххеме, отл личаются ограниченной й передн ней обзоорностью ю при хорошей х доступн ности к двиггателю и удобством у м входа и выхода. Схем ма 2. Двиггатель над д осью передних коолес, кабина надвинутта на двиггатель. Схема 2. Позволяеет несколлько уменьшить баазу и габарритную длину д (на 200— —400 мм)), однако при этом м колесны ые ниши и двигаттель, высступая за плосскость пеерегородкки моторрного оттсека, соокращаютт распол лагаемый объеем в зоне размещен р ния педаллей и затр рудняют их и компон новку, всл ледствие чего требуеттся поднимать поол кабин ны. К недостатка н ам автом мобилей, выпоолненныхх по этой й схеме, относятсся: затруд дненный доступ к задней части и двигатееля, малаяя ширинаа проема двери, д поовышенны ый уровен нь шума, нагрев перегоородки мооторного отсека. В автом мобилях, выполненных по о схемам м 1 и 2, в нагру уженном состооянии наа передни ие колеса приходи ится 27—330 % масссы, что является я опти имальным м при дви ижении по плохим м дорогам м; без наггрузки .наа задние колееса приходится боллее 50 % массы, что ч такжее являетсяя положиттельным факттором. 5 Учитываая состоян ние дорогг в России и, это мож жно считаать достои инством схем м 1 и 2. Компоноовочные схемы 1 и 2, которые к могут быть отнеесены к классическим м, имеют преоблад дающее распростр р ранение н на выпусккаемых в масссовых массштабах автомоби илях общ щего назн начения н независим мо от их грузооподъемн ности, а также т на специалььных автоомобиляхх, создавааемых на их баазе. Схема 3. 3 Двигатеель над оссью перед дних колеес, кабинаа над двиггателем. Схема 3. Позволяеет получи ить миним мальные базу б и габ баритную ю длину. К недосттаткам аввтомобилеей, выпол лненных по этой ссхеме, оттносятся: болььшая высоота пола кабины и неудобн ный вход и выход,, наличиее кожуха над двигателлем, что делает невозмож н жным раззмещениее в каби ине трех челоовек, а также затруднен нный досступ к двигателлю черезз капот, расп положенны ый внутрри кабин ны, кото орый не исключаает возможности попаадания в кабину отработаавших газзов. Поэттому вмеесто при именения подн нимаемогоо капота кабину иногда и вы ыполняютт откидыввающейсяя вперед, что приводит п к усложн нению приводов уп правлени ий и комм муникаций й. 6 Схема 4. Двигатель сзади оси передних колес, кабина перед двигателем. Схема 4. Позволяет получить промежуточные значения базы и габаритной длины. Размещение сидений над колесными нишами создает такие преимущества, как промежуточное значение высоты пола кабины, очень хорошая передняя обзорность, удобство входа и выхода (подножка расположена впереди колес) и ровный пол кабины. К недостаткам рассматриваемой схемы следует отнести затрудненный доступ к двигателю через люк в полу, который не исключает возможности попадания в кабину отработавших газов. Поэтому вместо применения закрываемого люка кабину иногда выполняют откидывающейся. Другим решением этой горизонтальным проблемы или может быть противолежащим применение расположением двигателя с цилиндров, установленного под рамой и доступного для обслуживания снизу. На автомобилях, выполненных по схемам 3 и 4, в нагруженном состоянии на передние колеса, приходится 33—35 % массы, что благоприятно для движения по дорогам с твердым покрытием; без нагрузки на задние колеса приходится менее 50 %, что совершенно недопустимо для движения по бездорожью. В сравнении с автомобилями, выполненными по схемам 1 и 2, база меньше на 900—1200 мм, а габаритная длина на 700—1000 мм. Это обеспечивает высокую маневренность и минимальную потребную площадь для стоянки. Сухая масса автомобиля меньше на 100—150 кг. К числу недостатков схем 3 и 4 по сравнению со схемами 1 и 2 следует отнести расположение комфортабельности, воздействию сидений вследствие больших далеко чего вертикальных от зоны наибольшей экипаж будет подвергаться ускорений при продольных колебаниях автомобиля. Преимущественная область распространения компоновочных схем 3 и 4 грузовые автомобили V категории и выше грузоподъемностью от 4,5 т, чаще всего снабженные специальными типами кузовов и используемые 7 для монтажаа различ чного об борудован ния; тяггач, самоосвал, цистерна, ц автоккран и т.д д. 1.3. Компоновоочные схеемы легкоовых автоомобилей й а) дввигатель сзади, с вед дущие б) двиггатель сп переди, веедущие колёёса - задни ие колёса - п передниее с ведущие в к колёса в) дввигатель спереди, задни ие (класси ическая схема) с Рисс. 1.1. Ком мпоновоч чные схем мы легковых автом мобилей а примееняется для авто омобилей й особо малого класса, Схема а) облаадающих низкой максималь м ьной скор ростью и снабжён нных двиггателями небоольшого рабочего р о объёма. Недостаатками эттой схемы ы являютсся длинные коммууникации и, тяги и тросы управлления и наличие н т туннеля в полу саалона дляя их разм мещения, ышенный уровень шума в саалоне. повы Достоинсство схем мы б) прроявляютсся при поперечно п ом распол ложении двиггателя неб большого рабочегоо объёма впереди в о перед оси дних колёс. Данная схема с в основном м примен няется длля автомообилей малого м и среднего классса. Для аввтомобиллей, вып полненны ых по схеме в), хар рактерна и вании дви игателей отноосительноо большаяя габаритная длина, а при использов болььшого раб бочего об бъема, которые нее могут быть б установлены впереди оси передних п х колес, — большаяя база. 8 Сухая масса автомобиля из-за наличия карданной передачи и туннеля в полу для нее, а также большей габаритной длины оказывается больше, чем при других компоновочных схемах. 2.Сцепления 2.1. Классификация сцеплений. Сцепление - это механизм трансмиссии автомобиля, передающий крутящий момент двигателя и позволяющий кратковременно отсоединить двигатель от трансмиссии и вновь их соединить. Кроме того, сцепление предохраняет трансмиссию от перегрузок. Например, при резком торможении с невыключенным сцеплением. По сравнению с муфтами общего назначения автомобильные сцепления работают в сравнительно тяжелых условиях, которые в основном определяются частотой пользования сцеплением. Габаритные размеры и вес сцепления ограничиваются сравнительно узкими пределами, что требует применения фрикционных материалов с высокими коэффициентами трения и затрудняет создание необходимого теплового режима. Плавное трогание с места и разгон автомобиля зависят не только от умения водителя, но и от конструктивных особенностей сцепления. Основные требования, предъявляемые к сцеплениям: − надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии; − плавность и полнота включения; − чистота выключения; − минимальный момент инерции ведомых частей; − хороший отвод тепла от поверхностей трения; − предохранение трансмиссии от динамических нагрузок; − поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации; 9 − минимальные затраты физических усилий на управление; − хорошая уравновешенность. Кроме того, к сцеплению, как и ко всем механизмам автомобиля, предъявляют общие машиностроительные требования: − обеспечение минимальных размеров и массы; − простота устройства и обслуживания; − технологичность; − ремонтопригодность; − низкий уровень шума. Классификация сцеплений приведена на рис. 1.2. На большинстве автомобилей устанавливают постоянно замкнутые сцепления, т.е. постоянно включенные и выключаемые водителем при трогании, переключении передач и торможении. Постоянно разомкнутые сцепления, выключаемые при малой угловой скорости коленчатого вала двигателя и автоматически включающиеся при ее увеличении, применяются сравнительно редко, главным образом при автоматическом управлении. На легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности Двухдисковые устанавливаются однодисковые сухие сцепления. сцепления применяют для грузовых автомобилей повышенной грузоподъемности (КамАЗ, КрАЗ, МАЗ), но иногда с целью упрощения конструкции и для них используют однодисковое сцепление. Многодисковые сцепления применяются крайне редко и только на автомобилях большой грузоподъемности. Гидравлические сцепления (гидромуфты) применялись на отечественных автомобилях ГАЗ-12 и МАЗ-525. В настоящее время гидромуфты в качестве отдельного агрегата не применяют. Электромагнитные порошковые сцепления и сцепления с электромагнитным созданием нажимного усилия в 40-50-е годы ХХ века получили некоторое применение благодаря хорошей приспособленности к автоматизации управления. Однако широкого распространения, так же как 10 и автоматические сцепления других типов, они не получили, что главным образом обусловлено их сложностью. В нашей стране электромагнитные порошковые сцепления устанавливались на автомобилях ЗАЗ для инвалидов. Привод сцеплений легковых автомобилей в основном гидравлический, часто с сервопружиной, что облегчает управление. В последнее время на легковых автомобилях нередко стали применять механический тросовый привод - достаточно надежный, простой и меньшей сложности. Для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности также используют механический или гидравлический привод, На устанавливают грузовых автомобилях комбинированный большой привод: грузоподъемности механический с пневмоусилителем (МАЗ) или гидравлический с пневмоусилителем (КамАЗ). 11 Рис. 1.22. Классиф фикации сцеплени ий 12 Надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии. Сцепление автомобиля должно обеспечивать возможность передачи крутящего момента, превышающего крутящий момент двигателя. При износе фрикционных пар, когда сила нажатия ослабевает, сцепление может пробуксовывать. Максимальное значение передаваемого сцеплением момента определяется уравнением: Мс = Меmax . β; где: МС-момент трения сцепления, Мемах –максимальный крутящий момент двигателя и ß –коэффициент запаса сцепления. Обычно принимают коэффициент запаса β = 1,2...2,5 в зависимости от типа сцепления и его назначения. Сцепления с регулируемым давлением пружин (рис. 2.2, б) и сцепления с диафрагменными пружинами (рис. 2.2, в) имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса. Большие значения коэффициента запаса принимают для сцеплений грузовых автомобилей и автобусов. Момент Мс, передаваемый сцеплением, создается в результате взаимодействия поверхностей трения ведомого диска маховиком и нажимным диском. Мс = Рпр . μ . Rср . i; где Рпр - усилие пружин; μ - коэффициент трения; Rср - средний радиус ведомого диска; i - число пар трения. Плавность и полнота включения. Наиболее высокую плавность включения имеют обособленного однодисковых многодисковые агрегата и сцепления, трансмиссии, двухдисковых они сцеплениях однако, не в качестве применяются. плавность В включения достигается рядом мероприятий: − применением фрикционных материалов, обеспечивающих плавное нарастание силы трения; 13 − исполььзованием м упруги их в осеввом напрравлении ведомых х дисков (разррезной диск, д им меющий некотору ую конуусность или вып пуклость сектооров, плаастинчаты ые пружи ины меж жду ведом мым дисском и одной из фриккционныхх накладоок и др.); Рис. 2.2. Основныее типы ко онструкци ий сцеплеений: а) одноди исковое с периферрийными пружинам ми; б) одн нодисковое с цеентральноой коничееской пруужиной; в) однодиссковое с д диафрагм менной пруж жиной; г) двухдиск д ковое с периферийн ными пруужинами; 1- ведомы ый диск, 2 - пружи ина, 3 - гл лавный ци илиндр, 4 - выжим мной под дшипникк, 5 - регуллировочн ная гайка, 6 - рабоч чий цилин ндр, 7 - мааховик 14 двигателя, 8 - нажимной диск, 9 - рычаг выключения, 10 - пружина гасителя крутильных колебаний, 11 - прокладки, 12 - центральная пружина, 13 - диафрагменная пружина В ряде конструкций сцеплений с гидроприводом, например в автомобиле ГАЗ-3102 (рис. 2.2, а), регулировка зазора между подшипником муфты выключения и концами рычагов отсутствует, и подшипник муфты выключения постоянно прижимается с небольшой силой к концам рычагов. По мере износа трущихся поверхностей концы рычагов перемещают подшипник с муфтой выключения сцепления и через вилку выключения, и толкатель рабочего поршня вытесняют соответствующее количество жидкости в главный цилиндр привода сцепления. При этом регулировочный размер между толкателем и поршнем главного цилиндра сохраняется. Такая конструкция упрощает обслуживание сцепления. Чистота выключения. Полное разъединение двигателя и трансмиссии в однодисковых сцеплениях достигается созданием необходимого отвода нажимного диска; в двухдисковых сцеплениях (а также трехдисковых, имеющих унифицированные с двухдисковыми элементы) должно предусматриваться для принудительного отвода внутреннего диска специальное устройство. Оно предназначено для установки внутреннего нажимного диска в положение, при котором оба ведомых диска находятся в свободном состоянии, когда наружный нажимной диск принудительно отводится при выключении сцепления. Различные конструктивные решения устройств принудительного отвода внутреннего нажимного диска показаны на рис. 2.3. В сцеплениях автомобилей КамАЗ равноплечий рычаг автоматически устанавливает средний нажимной диск на одинаковом расстоянии от маховика и наружного нажимного диска (рис. 2.3, а). В сцеплениях автомобилей МАЗ стержень связан со средним нажимным диском, имеющим разрезное пружинное кольцо, которое позволяет перемещаться этому диску на расстояние, равное зазору между пружинным кольцом и скобой (рис. 2.3, б). При износе накладок ведомого диска пружинное 15 колььцо усили ием нажи имных прружин сц цепления устанавлливается в новое полоожение. Таким Т обрразом, реггулирован ние происходит аввтоматически. На рис. 2.3, в пооказан пеериодичесски регул лируемый й в эксплууатации упорный у стерж жень. Величина отводаа s = Δ . i нару ужного нажимног н го диска должна обеспечивать необход димый заазор Δ между м тррущимисяя поверхн ностями, значения котоорого при иведены ниже. н Сцеплени ия: − одн нодисковые 0,5...0,77 мм − двуухдисковы ые 0,5...0,77 мм − мн ногодискоовые 0,25...00,3 мм включения, в процессе Чистота выключ чения, как к и полнота п п эксплуатации и должны ы поддерживатьсяя монтаж жной и эксплуатац ционной регуллировкам ми. Монтажн ная регуллировка предусмат п тривает точную т уустановку у концов рычаагов сцеп пления в одной плоскостти, чтобы ы предоттвратить перекос нажи имного ди иска при включени в ии и вык- Рисс. 2.3. Схеемы разли ичных усттройств для отводаа внутрен ннего наж жимного д диска при и выключ чении дву ухдисковоого сцеплеения лючеении. В некотоорых сц цеплениях х (напри имер, с диафраагменной пруж жиной) таакая регуллировка отсутствуе о ет. 16 Эксплуатационная регулировка - регулировка привода. Правильность эксплуатационной регулировки определяется свободным ходом педали сцепления, который обычно находится в пределах 20...40 мм. В сцеплениях с периферийными пружинами для обеспечения чистоты выключения число нажимных пружин кратно числу рычагов выключения (исключается перекос нажимного диска). Минимальный момент инерции ведомых элементов. Он необходим для уменьшения ударных нагрузок зубчатых колес и работы трения в синхронизаторах при несинхронизированной переключении передачи передач. ударная При нагрузка включении на зубья пропорциональна моменту инерции ведомых элементов сцепления, снизить который можно только уменьшением диаметра диска (снижение маховой массы диска) и массы фрикционных накладок. Диаметр ведомых дисков сцеплений автомобилей большой грузоподъемности редко превосходит 400 мм. Толщину накладки в соответствии с ГОСТом выбирают в пределах 3,3...4,7 мм. Хороший отвод теплоты от поверхностей трения. Поддержание постоянного теплового режима обуславливает стабильность работы сцепления. При длительном буксовании температура поверхностей трения достигает 600 0С и выше, но уже при 200 0С коэффициент трения снижается примерно в 2 раза. При высокой температуре начинает «вытекать» связующий компонент накладок, в результате чего они становятся пористыми, сухими и быстро изнашиваются. Для отвода теплоты предусматриваются: вентиляция картера сцепления через окна или ажурный кожух, направление потока воздуха специальными щитами, поглощение теплоты массивными дисками, удаление продуктов изнашивания, при наличии которых снижается коэффициент трения. Для этого на фрикционных накладках выполняют радиальные канавки. Для сохранения работоспособности нажимных пружин при нагреве сцепления они должны устанавливаться на термоизоляционных прокладках. 17 Предохранение Динамические трансмиссии нагрузки в от трансмиссии динамических могут быть нагрузок. единичными (пиковыми) и периодическими. Пиковые нагрузки возникают в следующих случаях: при резком изменении скорости движения (например, при резком торможении с невыключенным сцеплением); при резком включении сцепления; при наезде колес на неровности. Наибольшие пиковые нагрузки элементы трансмиссии испытывают при резком включении сцепления. В этом случае трансмиссия закручивается не только крутящим моментом двигателя Ме, но в большей степени моментом касательных сил инерции Ми вращающихся частей двигателя: Мс = Мк + Ми; При условии, что момент касательных сил инерции полностью используется на закручивание валов: Ми = Сβ . αтр; где Сβ - крутильная жесткость трансмиссии; αтр - угол закручивания валов трансмиссии. Элементарная работа по закручиванию валов трансмиссии dL = (Сβ . αтр)dαтр; или после интегрирования L = (Сβ . αтр2) / 2. Инерционный момент зависит от угловой скорости коленчатого вала в момент резкого включения сцепления и от крутильной жесткости трансмиссии. Включение в трансмиссию упругого звена способствует уменьшению этого момента. Таким упругим звеном может быть упругий полукарданный шарнир, установленный в карданной передаче (автомобили ВАЗ), в меньшей степени эти функции выполняют гасители крутильных колебаний (снижают нагрузки на 5...10%), устанавливаемые в в ведомом диске сцепления. 18 Пиковые нагрузки, независимо от их происхождения, ограничиваются возможным пробуксовыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления β, определяющий максимальный момент, передаваемый трансмиссии, не должен превышать заданного значения (1,2-2,5). Следует также иметь в виду, что при резком включении сцепления коэффициент запаса на мгновение становится значительно больше расчетного. Это происходит в результате ударного импульса поступательно движущихся масс при резком отпускании педали сцепления, когда сила удара суммируется с усилием пружин. Периодические нагрузки (колебания) возникают в результате неравномерности крутящего момента двигателя. Для гашения крутильных колебаний трансмиссии в сцеплении устанавливают гаситель крутильных колебаний. В настоящее время широко применяются гасители крутильных колебаний упруго-фрикционного типа, некоторые конструкции которых показаны на рис. 2.4. Основное назначение таких гасителей - поглощать энергию колебаний трансмиссии при совершении работы трения фрикционных элементов, размещенных в гасителе. Ступица ведомого диска и сам ведомый диск связаны между собой в тангенциальном возникающие направлении в трансмиссии, пружинами вызывают гасителя. Колебания, относительное угловое перемещение ведомого диска 1 и его ступицы 2 за счет деформации пружин гасителя, сопровождающееся трением фрикционных элементов гасителя. Работа трения гасителя определяется усилием Рг, сжимающим его фрикционные кольца, коэффициентом трения μ, средним радиусом rср фрикционных колец, относительным углом ϕ перемещения элементов (углом буксования), числом пар трения i гасителя крутильных колебаний: Lтр.г = Рг.μ . rср.ϕ .i Момент трения Мтр.г = (0,15...0,20)Мк max. Для некоторых конструкций момент трения устанавливается при сборке на заводе и не регулируется в 19 проц цессе эксп плуатации и (рис. 2.4, в). По о мере иззноса фри икционны ых колец момеент трени ия снижаается, чтоо может привести п к полном му прекр ращению выпоолнения этим э мехаанизмом функций ф гасителя.. ис. 2.4. Коонструкц ции гаситеелей круттильных колебаний й: Ри а) МАЗ, б) ГАЗ-3102, в) ЗИЛ Л-4314100 ируемый. В ряде конструукций гаасителей момент трения -регули Напрример, в сцепления с ях автомообилей МАЗ М момеент тренияя гасител ля можно регуллировать затяжкой й болтов 3 со сфер рическими и упругим ми шайбаами (рис. 2.4, а). В сцеплении с и автомообиля ГА АЗ-3102 момент трения гасителя г подд держиваеттся в зад данных прределах центральн ц ной пруж жиной 4, которая через изолируующее коольцо 5 создает с даавление на н трущиххся повер рхностях колььца и ведоомого дисска (рис. 2.4, б). Фрикцион Ф нное колььцо 6, сид дящее на лыскках ступи ицы ведом мого дискка, при износе мож жет перем мещаться только в 20 осевом направлении. На автомобиле ЗИЛ-431410 использован гаситель, момент трения которого установлен при сборке (рис. 2.4, в). Обычно 6...8 пружин гасителя устанавливают в окнах ведомого диска ступицы с предварительным натягом. Момент предварительной затяжки составляет 15...20% максимального крутящего момента двигателя. Крутящий момент, передаваемый при максимальной деформации пружин гасителя, несколько превышает расчетный максимальный момент сцепления Мг = (1,2...1,3)МСmax. Этим обеспечивается гашение колебаний при значении крутящего момента больше расчетного, что необходимо для преодоления трения покоя в сцеплении. Максимальная деформация пружин гасителя ограничивается специальными упорами, позволяющими ступице поворачиваться относительно ведомого диска на такой угол, при котором между витками пружины остается небольшой зазор. Наряду с основной функцией по гашению крутильных колебаний гаситель уменьшает вероятность возникновения в трансмиссии резонансных крутильных колебаний значительной амплитуды. Это объясняется нелинейностью упругой характеристики трансмиссии с гасителем. Гаситель эффективно поглощает энергию высокочастотных колебаний. Принципиально возможно осуществить гашение колебаний низкой частоты, возникающих при малой эксплуатационной скорости. Для этого необходимо уменьшить жесткость пружин гасителя, что практически трудно выполнить в ограниченном пространстве ступицы ведомого диска. Поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации. Применение сцеплений с регулируемым в эксплуатации нажимным усилием, установка сцеплений с диафрагменными пружинами, уменьшение жесткости нажимных пружин - все это позволяет поддерживать нажимное усилие в расчетных пределах. Примером конструкции с регулируемым нажимным усилием может служить сцепление, показанное на рис. 2.2 б). Здесь при износе накладок ведомого диска 1 деформация центральной конической пружины 12 уменьшается, соответственно снижается нажимное усилие. В этой 21 консструкции первонач чальное нажимное н усилие может м бы ыть восстаановлено путеем уменьшения числа реггулировоч чных проокладок 111 под опорным о дискком. Упрругая хаарактерисстика конической й пружины тако ова, что умен ньшение деформаации при иводит к резком му снижеению наж жимного усиллия. Поэттому при и эксплуаатации автомобил а лей с тааким сцеплением необ бходимо строго слледить заа неизмеенностью свободн ного ходаа педали сцеп пления, так т как увеличен ние своб бодного хода сввидетельствует о вается наажимное сниж жении наж жимного усилия. Автоматтически поддержи п усиллие в опрееделенны ых пределлах в сцеп плении с диафрагм менной пр ружиной (рис. 2.2, в). Упругая У характеристика ди иафрагмеенной пруужины пр риведена на рис. р 2.5. Обычноо в такихх сцеплеениях во включен нном пол ложении нажи имное уси илие сооттветствуеет деформ мации ди иафрагмен нной пруж жины за точккой переггиба упруугой хараактеристи ики. Поэттому в н начальной й стадии изнаашивания фрикциоонных наккладок уссилие не уменьшается, а неесколько увелличивается. Ри ис. 2.5. Уп пругие харрактеристтики нажи имных прружин: 1 - коническаая, 2 - диафрагменн ная; f1 и f2 - деформ мации пруужин; Рпрр1 и Рпр2 усилияя пружин до износа; ие пружин ны после износа Рпрр2' - усили Применеение диаафрагмен нной пру ужины в сцепллении по озволяет ию, так как к число о деталей й сцеплеения сокр ращается упроостить коонструкци прим мерно в 2 раза, а длин на сцепл ления ум меньшаетсся в результате 22 совмещения одной деталью функций нажимной пружины и рычагов выключения. Диафрагменная распределение нажимного преимуществом пружина усилия диафрагменной по обеспечивает всей пружины, равномерное накладке. по Важным сравнению с периферийными, является то, что при повышенной угловой скорости центробежные силы не искажают ее характеристику. Как видно из упругой характеристики, для удержания сцепления в выключенном состоянии требуется меньшее примерно на 30%, чем в момент начала выключения, усилие. В некоторых конструкциях сцеплений с диафрагменной пружиной выпуклая сторона пружины 1 направлена внутрь сцепления (рис. 2.6). При этом опоры пружины имеют иное расположение (см. рис. 2.2, в), что позволяет несколько уменьшить габариты сцепления, однако усложняется привод, так как для выключения сцепления перемещение нажимной муфты с подшипником должно иметь направление, обратное по сравнению с направлением перемещения в обычном сцеплении. Сцепления с диафрагменными пружинами находят широкое применение не только на легковых, но и на грузовых автомобилях и автобусах. Ранее возможности использования диафрагменных пружин были ограничены технологическими трудностями их изготовления, которые в настоящее время преодолены. 23 иафрагмен нной пруж жиной Рис. 2..6. Сцеплеение с ди (выпуклоость пруж жины напр равлена внутрь сцеепления) Поддерж жанию нажимногоо усилияя в зад данных п пределах,, т.е. в пред делах, обееспечиваю ющих соххранение достаточн ного коэф ффициентта запаса сцеп пления в процесссе эксплууатации, в значи ительной степени и может споссобствоватть примеенение наажимных пружин малой жеесткости. На рис. 2.7 приведен ны упруггие харакктеристикки двух цилиндррических пружин ичной жеесткости, сжатых до д получеения один наковых н нажимных х усилий разли Рпр. При уменьшении деформаации пруж жин на одну о и ту же величину Δf, ющую од динаковом му износсу наклаадок, пруужина, имеющая и соответствую мное усиллие (Рпр1 > Рпр2). менььшую жесткость, сохраняеет большеее нажим Однаако дляя размещения одной пружин ны маллой жеесткости, обеспечивающ щей необ бходимое нажимно ое усилие, необход димо знач чительно увелличивать размеры ы сцеплеения. В этом случае прим менять н несколько о периф ферийно расположенных предпочттительно пружин малой жестткости, в сумме обеспечив о вающих заданное з нажимноое усилиее. Так, в 24 сцеп плении аввтомобилля ГАЗ-31102 размещено деевять двоойных пр ружин 2 (рис. 2.2, а)), жесткоость котторых со оставляет примерн но 10 Н/мм. Н В плении МАЗ-5335 М установллено 28 пружин п п двум кконцентр по рическим сцеп окруужностям с жестккостью 13,6...15,8 1 Н/мм. В некотоорых сцееплениях жестткость прружин дохходит до 40...45 Н/мм, Н чтоо приводи ит к сокр ращению срокка их надеежной экссплуатаци ии. Рис. 2.7. Сравн нительнаяя характер ристика цилиндричческих пр ружин большой и малой й жесткоссти Минималльная затррата физи ических усилий у наа управлеение. Вып полнение этогоо требоваания обесспечиваеттся как ко онструкци ией механ низма сцеепления, так и конструукцией егго привод да. При уп правлени ии сцеплением физзические усиллия затраачиваютсяя водителлем в тр ри этапа:: выключчение сцеепления; удерржание сц цепления в выключ ченном со остоянии;; включен ние сцепл ления. Работа, затрачивваемая на н управвление сцеплени с ием, не должна преввышать определен нных знач чений, таак как поользоватьься сцепл лением в услоовиях горродского движен ния прих ходится до 2000 раз за смену. Чреззмерно большое усилиее управл ления сц цеплениеем привводит к проф фессионалльным заб болевани иям водиттеля. Для легковогго автомобиля эта рабоота должн на быть нее более 255 Дж, дляя грузовогго и автоб буса - не более 30 Дж. Усилиее на пеедали сц цепления при в выключен нии не должно преввосходитьь для леггковых автомобил а лей 150 Н, для ггрузовых 250 Н. 25 Усилие на педали сцепления при выключении может быть определено по следующей формуле: Рпед = (1,2.Рпр) / (iп.с. .ηп.с.) = (1,2.Мк max.β) / (μ.Rср.i. iп.с. .ηп.с.), где iп.с. - передаточное число привода сцепления. Анализируя данное уравнение, можно отметить следующие реальные пути снижения усилия на педали: уменьшение коэффициента запаса β, что может быть достигнуто в конструкциях сцеплений, где нажимное усилие регулируется или мало изменяется при износе фрикционных накладок; увеличение коэффициента трения μ, что связано с дальнейшим совершенствованием материала накладок; увеличение КПД привода сцепления ηп.с. путем замены трения скольжения в элементах привода трением качения. Другие пути снижения усилия на педали нецелесообразны. Увеличить число пар поверхностей трения можно только усложнив конструкцию, а увеличение среднего радиуса Rср дисков приводит к росту момента инерции ведомых элементов сцепления. Изменять передаточное число привода можно лишь в узких пределах, так как оно ограничивается полным ходом педали, который для автомобилей различного назначения лежит в пределах 120...190 мм. Снижение затрат физических усилий на управление в разной степени может быть достигнуто при применении полуцентробежных или центробежных сцеплений, а также гидромуфт. Облегчают управление усилители, установленные в приводе сцепления. Полностью освобождают водителя от усилий на управление автоматические приводы сцеплений. Хорошая уравновешенность. Фрикционное сцепление должно уравновешиваться. В большинстве случаев сцепление балансируют в сборе с маховиком. 2.2. Сцепления специальных типов Полуцентробежное сцепление. В полуцентробежном сцеплении (рис. 2.8) давление на нажимной диск создается периферийно расположенными 26 пруж жинами и центрробежным ми грузи иками, выполнен в ными вм месте с рычаагами уп правленияя. Пружи ины 2 подбираютт так, чттобы их усилие обеспечивалоо коэффи ициент запаса з сц цепления,, близкий к еди инице, а добаавочное усилие у с создавало ось центр робежным ми грузи иками 1. Усилие центтробежны ых грузикков Ргруз, изменяю ющееся в зависим мости от угловой скоррости ωе коленчаттого валла двигаттеля по параболи ическому закону, сумм мируется с усилием м пружин н Рпр. Рис. 2.8. Полууцентробеежное сцеепление: 1 - центробеж жный гру узик, 2 - пружина Поэтомуу при троогании аввтомобиляя, а такж же при уд держании и педали сцеп пления в выключен в нном состтоянии, когда к углоовая скоррость колеенчатого вала низкая, усилие у наа педали получаетс п ся сравниттельно неебольшим м. Однако при п переключ чении передач п к педаали при иходится илие дляя преодолления сум ммарного о усилия приккладыватьь значитеельно уси пруж жин и центтробежны ых гру узиков. Опыт исполььзования полууцентробеежных сц цеплений показал,, что при и движении автом мобиля в 27 тяжеелых дороожных уссловиях с малой сккоростью такие сцеепления буксуют, б что приводи ит к сни ижению их ресу урса. Эти им объясняется то, что цепления применяяются в настоящеее времяя крайне полууцентробеежные сц редкко. Центробеежные сц цепления. В таких сцеплени иях давление на наажимной дискк создаеттся центрробежными грузи иками. Центробеж Ц жные сц цепления норм мально раазомкнуттые, т.е. при мало ой угловвой скороости колеенчатого вала, а также при нерааботающеем двигатееле сцеплление выкключено. Схема и и центробежных сцеплени с й показан ны на рис. 2.9. В консструкция одного из выкллюченном м состоян нии сцепления рееактивный й диск 2 зафикси ирован в осевом напрравлении в полож жении, показанно п ом на ссхеме. Фиксация Ф живается рычагами и 5 выкл лючения, обуссловлена тем, что этот диск удерж конц цы которы ых упираю ются в поодшипникк муфты 6 выключеения. Рисс. 2.9. Цен нтробежн ное сцеплеение: а) сххема, б) конструкц ция Перемещ щению впрраво самоого подшипника вм месте с н нажимной й муфтой преп пятствует упор 7 (на рис. 2.9., б)) не покказан). Наажимной диск 1 отжи имными пружинами 8 поодтягивается к рееактивном му диску у 2, что обеспечивает необхоодимый зазор между м в ведущими и и веедомыми элем ментами сцепленияя. 28 По мере увеличения угловой скорости коленчатого вала двигателя центробежные грузики 9 под действием центробежных сил расходятся и, упираясь пятками в нажимной диск 1 и реактивный диск 2, заставляют нажимной диск перемещаться влево, создавая при этом давление на ведомый диск. При небольшой деформации пружин 4, что имеет место даже при малом увеличении угловой скорости, рычаги выключения 5 поворачиваются на опорах и между концами рычагов и подшипником муфты выключения 6 образуется необходимый зазор. При торможении автомобиля до полной остановки сцепление автоматически выключается, не позволяя двигателю остановиться. Для переключения передачи необходимо принудительно выключать сцепление при помощи педали. Для торможения двигателем на малых скоростях движения (например, на спуске), а также для пуска двигателя буксированием автомобиля, необходимо отодвинуть упор 7, для чего предназначен специальный привод (с места водителя). В этом случае сцепление включается под действием пружин 4, которые упираются в картер 3, и становится постоянно замкнутым. Центробежное сцепление автоматизирует управление лишь частично. В некоторых конструкциях автоматических сцеплений центробежное сцепление применяется в качестве одного из его элементов. Гидравлические сцепления (гидромуфты). Гидромуфты на автомобиле в качестве самостоятельного агрегата, выполняющего функции сцепления, не используют, так как они не могут обеспечить чистоты выключения. Кроме того, большой момент инерции турбинного колеса не дает возможности безударного переключения передач. Поэтому в тех случаях, когда применялась гидромуфта, последовательно с ней устанавливалось фрикционное сцепление. Фрикционное сцепление служит лишь для переключения передач, а функцию буксования выполняет гидромуфта. Это дает возможность применять в фрикционном сцеплении пружины, обеспечивающие минимальный коэффициент запаса, тем самым облегчая управление им. Так на автомобиле-самосвале МАЗ-525 применялась 29 гидрромуфта (рис. 2..10.) с последоввательно установленным за ней двуххдисковым м фрикци ионным сцеплени ием. Соед динение ээтих мех ханизмов осущ ществлялоось кроткой кардан нной переедачей. При устаановке наа автомоб биле гидр ромуфты увеличи ивается пл лавность трогания авттомобиля с места, устойчивость движени ия автомо обиля в тяжеелых дороожных уссловиях с малой скоростью с ю при досстаточно высокой угловой скоррости кооленчатогго вала двигателяя и болльшом кр рутящем момеенте(за сч чет просккальзыван ния гидро омуфты); снижаюттся динам мические нагрузки в трансмисссии; раззобщениее двигателя и ттрансмисссии при торм можении происхоодит авттоматичесски, когд да скороость автомобиля сниж жается, чтто не позвволяет дви игателю остановит о ться. Рис.. 2.10. Гид дромуфтаа и ее характеристи ика: 1 - насосноее колесо, 2 - турбин нное колеесо Ведущеее лопастн ное насоосное ко олесо 1 гидромууфты свяязано с колеенчатым валом в дви игателя, а ведомоее лопастн ное турбинное колесо 2 - с тран нсмиссией й. Оба коллеса помеещены в корпусе, к нном прим мерно на заполнен 30 4/5 своего объема турбинным маслом. Радиально расположенные лопасти обычно выполняют плоскими. При вращении насосного колеса кинетическая энергия жидкости, расположенной между лопастями и движущейся под действием центробежной силы, передается турбинному колесу. Передача энергии может происходить только в том случае, если турбинное колесо вращается с меньшей скоростью, чем насосное. Таким образом передача энергии в гидромуфте может иметь место только при относительно проскальзывании лопастных колес, когда между лопастями насосного и турбинного колес обеспечивается циркуляция жидкости (на рисунке показана стрелкой). Момент на насосном колесе всегда равен моменту на турбинном колесе: Мн = Мт. Разница угловых скоростей обусловливает то, что мощности Nн и Nт соответственно на насосном и турбинном колесах не равны: Nн = Мн . ωн, Nт = Мт . ωт. Таким образом, КПД гидромуфты: ηгм = Nт / Nн = ωт / ωн. При остановленной турбине момент Мт максимален, а ηгм = 0. Гидромуфты не получили широкого применения, в первую очередь потому, что при их установке снижается топливная экономичность автомобиля, причиной чего является неизбежное проскальзывание при передаче мощности, которая расходуется на нагрев жидкости. При передаче максимальной мощности потери на проскальзывание составляют 1...3%. Второй причиной, препятствовавшей широкому применению гидромуфт, являлось увеличение сложности, металлоемкости и стоимости трансмиссии. Электромагнитные сцепления. Эти сцепления являются одним из видов сцеплений с автоматическим управлением. При установке на автомобиль сцепления с автоматическим управлением педаль сцепления 31 обычно отсутствует, и поэтому такие автомобиля называют автомобилями с двухпедальным управлением. Конструкции механизмов сцеплений, применяемых при автоматическом управлении, могут быть различными, а автоматизация управления достигается при использовании вакуумного, пневматического, гидравлического, электрического или комбинированного привода. Сцепление с автоматическим управлением должно обеспечивать: автоматическое выключение на режиме холостого хода двигателя; быстрое выключение при переключении передач; плавность и различную скорость включения при трогании и переключении передач; пуск двигателя буксированием и торможение двигателем. Для выполнения перечисленных функций некоторые конструкции автоматических объединенных сцеплений в одном имеют агрегате: два автономных сцепление механизма, трогания (обычно центробежное) и сцепление переключения передач, обеспечивающее разъединение двигателя и трансмиссии. Однако при этом усложняется конструкция и значительно увеличивается стоимость. Массового применения на автомобилях такие сцепления не получили. Достоинством электромагнитных сцеплений является сравнительная простота автоматизации управления. Особенностью сцеплений этого типа является совмещение выполнения двух функций (трогания и переключения передач) в одном механизме. Конструктивно они выполняются как фрикционные сцепления с электромагнитным созданием нажимного усилия или как электромагнитные - порошковые. Схема фрикционного постоянно разомкнутого сцепления с созданием нажимного усилия электромагнитными силами показана на рис. 2.11. В этом сцеплении нажимной диск 2 при помощи пальцев жестко связан с диском 4, в котором размещен электромагнит 8. К электромагниту через контактные кольца 5 и щетки 7 подводится ток от генератора. Якорь 3 электромагнита жестко связан с кожухом 1 сцепления, закрепленным на маховике двигателя. 32 При маалой углловой сккорости ωе колеенчатого вала дввигателя сцеп пление осстается выключен в нным пру ужинами 9. По м мере увееличения угловой скоррости ток, подводи имый к электрома э агниту, сооздает маагнитное ивается к якорю; вместе в с электром магнитом полее и электрромагнитт подтяги переемещаетсяя нажимн ной диск, создаваяя давлени ие на ведомый дисск. Сила возбуждеения ген тока регулирруется соопротивллением обмотки о нератора, ления. Прри перекллючении передач зависсящим отт положеения педаали сцепл электтрическаяя цепь питания электром магнита разрываеется контактным устройством в рычагее переклю ючения передач п и сцеплен ние выклю ючается. Муф фта 6 блокироввки сцеепления служит для п пуска дввигателя букссированиеем. цепления с создани ием нажи имного Рис. 2.11. Схемаа фрикционного сц уси илия элекктромагни итными силами с Электром магнитное порош шковое сцеплени ие полуучило неекоторое расп пространение на автомобилях маалого класса. В частности, оно устан навливалось до последн него времени наа автомообили ЗАЗ-968Б “Зап порожец” (для и инвалидо ов). Кон нструкцияя магнитно-порошкового норм мально раазомкнутоого сцепления ЗАЗ З приведен на на рисс. 2.12. Ведущим м элементтом сцеплления является махховик 1 с закрепленным на нем магнитоп проводом м 2. Ведоомый элеемент - диски д 8 из немаггнитного 33 матеериала жеестко связзан со стуупицей, установле у нной на ш шлицах ведущего в вала коробки передач. К дискам м прикреп плены два магнитоопроводаа 6 и 7. В м ровод 3 с обмоткоой возбуж ждения 4. картер сцеплеения запррессован магнитопр н конец обмотки о в возбужден ния соеди инен с масссой, а дрругой - с выводом в Один 5. Магнитопр М роводы 2,, 6 и 7 раазделены воздушн ными зазоорами, в которые засы ыпан феррромагнитный пороошок, об бладающи ий высоки ими магн нитными свой йствами. При отссутствии тока в обмотке о возбуждеения меж жду веду ущими и ведоомыми элементам э ми сцеплления си иловой связи нет - сц цепление выкллючено. Если Е к обмотке о ввозбуждения подвводится тток, то создается магн нитное поле, котторое возздействуеет на феерромагнитный порошок, п вслед дствие чеего частиц цы порош шка взаим мно притяягиваютсяя и одноввременно приттягиваютсся к маагнитопрооводам 2 и 6, 7. Создается силовое взаим модействвие междуу ведущим ми и ведо омыми элементами и сцеплен ния. Рис. 2.112. Электрромагниттное поро ошковое сцепление ЗАЗ-968 8Б 34 Силовая связь зависит от силы тока, поступающего в обмотку возбуждения. При малой силе тока сцепление пробуксовывает, что необходимо при трогании автомобиля. По мере увеличения силы тока буксование уменьшается вплоть до полной блокировки ведущих и ведомых элементов. Длительное пробуксовываение, несмотря на хороший теплоотвод, приводит к нежелательным результатам: ферромагнитный порошок в результате трения измельчается, окисляется и теряет магнитные свойства. Периодически порошок необходимо заменять. Кроме того, длительное буксование приводит к перегреву обмотки возбуждения, увеличению ее сопротивления, а иногда и к выходу из строя. Существенным недостатком такого сцепления является постоянное потребление электроэнергии (примерно 50 Вт). 2.3. Основные элементы фрикционного сцепления Нажимной диск. Для передачи части крутящего момента двигателя этот диск должен иметь силовую связь с маховиком в тангенциальном направлении и возможность перемещения в осевом направлении при включении и выключении сцепления. Схемы различных способов обеспечения связи нажимных дисков с маховиком приведены на рис. 2.13. Наиболее простой способ - применение упругих пластин, закрепленных одним концом на нажимном диске, другим - на кожухе сцепления (рис. 2.13, а). Другие способы более сложные; кроме того, при выключении сцепления необходимо дополнительно к усилию для сжатия нажимных пружин, преодолеть трения между элементами, через которые передается усилие от диска к маховику или кожуху сцепления. В сцеплениях автомобилей ГАЗ связь осуществляется бобышками нажимного диска, которые входят в окна, выфрезерованные в кожухе сцепления (рис. 2.13, б). В сцеплениях ряда автомобилей (КамАЗ, МАЗ и др.) нажимные диски связаны с маховиком при помощи четырех шипов на каждом диске (рис. 2.13, в), которые входят в пазы, имеющиеся в маховике. 35 В однод дисковом м сцеплен нии наж жимной диск д перредает половину п круттящего момента м двигателля; в дввухдисковвом сцеплении средний нажи имной ди иск переедает полловину крутящего к о момен нта, а нааружный нажи имной ди иск - четвеерть круттящего мо омента. Это Э следует учитыввать при опрееделении нагрузокк в элемеентах связзи нажим мных диссков с мааховиком двиггателя. мы способ бов обесп печения сввязи нажи имного ди иска с Рис. 2.13. Схем маховикком Нажимны ые диски выполняяются масссивными и для погллощения теплоты, т ющей перредаваемой ими доле крутящего к о момен нта при соответствую букссовании сцеплени с ия. Поверрхность нажимного дискаа, обращ щенная к ведоомому ди иску, шли ифуется. Для луч чшего оттвода теп плоты наажимные дискки иногдаа имеют вентиляци в ионные раадиальны ые каналы ы. Нажимн ной диск (в неекоторыхх конструккциях в сборе с с кожухом) подвергаается статтической балаансировкее. Допусскаемый дисбалан нс 2...3 Н.м. Н Нажимныее диски выпоолняютсяя из чугун на марки СЧ С 21-40;; СЧ 21-444. Рычаги выключен ния сцеп пления. Шарнирна Ш ая связь их с опорами в нажи имном ди иске и в коожухе сцепления может м бы ыть обеспечена усттановкой рычаагов на игольчаты и ых подши ипниках, при этоом потери и на трение при упраавлении сцеплени ием мин нимальны ы. В экксплуатац ции иго ольчатые подш шипники являютсся одним м из слаабых месст сцеплеения: см мазочный матеериал в поодшипникки заклад дывают то олько при и сборке; уугловой диапазон д переемещенияя подшип пника небольшой,, что прриводит к значиттельному 36 местному износу под действием нагруженных иголок. В некоторых конструкциях сцеплений наблюдается сильный износ концов рычагов, в которые упирается подшипник выжимной муфты при включении сцепления, несмотря на то, что рабочие поверхности рычагов подвергают цементации или азотированию. В некоторых конструкциях сцеплений грузовых автомобилей для предотвращения износа концов рычагов к ним прикрепляется опорная шайба, в которую упирается подшипник выжимной муфты при включении сцепления (автомобили МАЗ, КамАЗ и др.). При выключении сцепления, когда рычаги из наклонного положения перемещаются в горизонтальное, расстояние между опорами рычага меняется. Для обеспечения кинематического согласования перемещений рычага (углового перемещения) вилка, в которой размещен игольчатый подшипник опоры, связанной с кожухом сцепления, опирается на кожух сцепления через регулировочную гайку со сферической поверхностью и, таким образом, позволяет опоре рычага перемещаться по дуге. Вилка фиксируется от осевого перемещения конической пружиной (автомобили ГАЗ) или упругими пластинами (автомобили ЗИЛ). Материал рычагов обычно сталь 10, сталь 15. Допускаемое напряжение изгиба [σи] = 300 МПа. Иногда материалом для рычагов служит ковкий чугун. В этом случае допускаемое напряжение примерно вдвое ниже, чем для стали. Ведомый диск сцепления. Ступица, диск с фрикционными накладками и гаситель крутильных колебаний - элементы ведомого диска, который центрируется по ступице и подвергается статической балансировке (в сборе). Для предохранения диска от коробления при нагреве в нем выполняются радиальные прорези. Диск должен обладать упругостью, чтобы обеспечить плавность включения сцепления. Достигается это различными конструктивными мероприятиями. Например, в сцеплениях автомобилей ВАЗ сектора ведомого диска имеют выпуклости, поочередно направленные в противоположные стороны. Одна накладка 37 прикклепываеттся к сеекторам, направл ленным в одну сторону, другая наклладка при иклепываеется к секкторам, направлен н нным в дрругую сто орону. В сцеп плении автомоби иля ГАЗ З-3102 “Волга” к дисску при иклепаны пласстинчатыее пружин ны волноообразной й формы,, на котоорых закклепками креп пятся фрикционныее накладкки (рис.2.14). В двухди исковых сцеплени с иях упруги ие диски обычно н не исполььзуются, так как этоо привод дит к уввеличени ию хода нажимн ных дискков при выкллючении и хода нажимны н х дисковв при выкключении и, а такж же хода педаали. Однаако при установкке упругих дискоов на оп пытных образцах о двуххдисковыхх фриккционныхх сцепллений наклад док. з значитель ьно увееличился По--видимом му, при срок примен нении службы уссилителя приввода сцеп пления, когда пеередаточн ное числло привоода можеет быть умен ньшено и ход педаали ограни ичен, цел лесообразн но исполььзование упругих дискков в двуххдисковыхх сцеплен ниях. ис. 2.14. Ведомый диск сцеп пления авттомобиляя ГАЗ-310 02: Ри 1 - втуллка с упоррным флаанцем, 2 - пружинаа гасителяя (нажимн ная), 3 ф нная шайб ба, 5 и 6 - заклепки и, 7 и 13 тепллоизолируующая шайба, 4 - фрикцион - ди иски, 8 - фрикцион ф нные наклладки, 9 - пластинч чатые пруужины, 10 0 - одна 11 - упор из пружин гасителя, г рный палеец, 12 - сттупица, 14 - баалансироввочный гррузик 38 Материал диска - высокоуглеродистая сталь 60Г, 65Г. Диск соединяется с фланцем ступицы при помощи заклепок или болтов через демпфер крутильных колебаний. Число пружин гасителя обычно шесть или восемь, редко - больше. Параметры пружины: диаметр проволоки dпр ≅ 3...4 мм; средний диаметр витка Dв = 15...18 мм; полное число витков 5...6; жесткость пружины 100...300 Н/мм. Для пружинной стали допускаемое напряжение [τ] = 700...900 МПа. Материал ступицы ведомого диска - легированная сталь типа 40Х, допускаемое напряжение смятия [σс] = 15...30 МПа, допускаемое напряжение кручения [τ] = 5...15 МПа. Фрикционные накладки. К накладкам предъявляется ряд требований: высокий коэффициент трения, мало изменяющийся от температуры, давления и скорости буксования (по ГОСТ 1786 в зависимости от материала μ = 0,28...0,62); высокие износоустойчивость и прочность (накладки должны выдерживать без разрыва угловую скорость, в 2 раза превышающую максимальную угловую скорость двигателя); плавное, пропорциональное нажимному усилию нарастание силы трения; достаточная термостойкость и теплопроводность. При этом конструкция сцепления должна быть такой, чтобы обеспечить хороший теплоотвод. Температура накладок не должна превосходить при длительной работе 2000 С, при кратковременной 3500 С. До последнего времени для фрикционных сцеплений в основном применялись асбофрикционные накладки, в состав которых входят асбест, наполнители, связующие. В настоящее время применение асбеста в фрикционных накладках не допускается. Это связано с тем, что при буксовании сцепление выделяет пыль, содержащую канцерогенные вещества, что экологически опасно. Добавление наполнителей обусловлено необходимостью придать накладке ряд необходимых свойств: износостойкости - смоляные частицы и графит; теплопроводности и плавности включения - медь, латунь, 39 бронза, алюминий в виде порошка, стружки или проволоки; стабильности коэффициента трения - цинк; уменьшения износа и задирообразования свинец (ухудшает термостойкость). Связующие материалы определяют фрикционные свойства, износостойкость и термическую стойкость. В качестве связующих применяются фенолформальдегидные смолы и их модификации, синтетические каучуки, а также комбинации смол и каучуков. Кожух сцепления. Кожух сцепления изготавливают из малоуглеродистой стали (методом глубокой вытяжки) или из чугуна (методом литья). Центрирующими элементами являются установочные штифты, болты или центрирующий буртик на маховике. Для отвода теплоты от нагретых деталей кожух имеет окна, которые обеспечивают необходимую вентиляцию. Вилка выключения сцепления. Конструктивно вилка может быть выполнена за одно целое с вильчатым рычагом и опираться на шаровую опору. При этом муфта выключения сцепления, а следовательно, и нажимной диск перемещаются без перекосов. Металлоемкость вилки в этом случае минимальна. В большинстве конструкций сцеплений грузовых автомобилей вилка закреплена на валу или выполнена вместе с валом, который установлен во втулках картера сцепления. Подшипник выключения сцепления. Установленный на муфте, обычно герметичный, подшипник в процессе эксплуатации не смазывают. Он может воздействовать при выключении сцепления непосредственно на концы рычагов выключения или через опорное кольцо, что предпочтительнее. В сцеплениях с диафрагменной пружиной подшипник при выключении сцепления упирается в концы лепестков через фрикционное кольцо. В некоторых конструкциях подшипник упирается непосредственно в концы лепестков. Это допустимо при высоком качестве подшипника выключения сцепления. 40 3. Общие сведения о коробках передач и их типы Коробкой передач называется механизм трансмиссии, изменяющий при движении автомобиля соотношение между частотой вращения коленчатого вала двигателя и ведущих колес. Коробка передач служит для изменения крутящего момента на ведущих колесах автомобиля, длительного разъединения двигателя и трансмиссии и получения заднего хода. Крутящий момент на ведущих колесах необходимо изменять в соответствии с дорожными условиями для обеспечения оптимальной скорости и проходимости автомобиля, а также для наиболее экономичной работы двигателя. Двигатель и трансмиссию необходимо разъединять на продолжительное время при работе двигателя на холостом ходу. Задний ход автомобиля требуется для совершения автомобилем определенных маневров. Изменение крутящего момента на ведущих колесах и скорости движения автомобиля осуществляется путем увеличения или уменьшения передаточного числа коробки передач, представляющего собой отношение частоты вращения ведущего вала к частоте вращения ведомого вала. Наличие коробки передач в трансмиссии позволяет повысить тяговоскоростные свойства, топливную экономичность и проходимость автомобиля. В зависимости от типа и назначения автомобилей на них применяются различные типы коробок передач (рис. 3.1). На большинстве легковых и грузовых автомобилей применяются 41 Рис. 3.1 Типы коробок передач, классифицированных по различным признакам ступенчатые коробки передач. Все большее распространение в настоящее время на легковых автомобилях и автобусах получают гидромеханические коробки передач, состоящие из гидротрансформатора и ступенчатой механической коробки передач. К коробке передач предъявляются следующие требования: − обеспечение оптимальных тягово-скоростных и топливно- экономических свойств автомобиля при заданной внешней характеристике двигателя; − бесшумность при работе и переключении передач; − лёгкость управления; − высокий КПД; − обеспечение минимальных размеров и массы; − простота устройства и обслуживания; − технологичность; − ремонтопригодность; − невысокая стоимость. 3.1 Классификация и принцип действия коробок передач Ступенчатые коробки передач. В общем случае ступенчатая коробка передач представляет собой зубчатый (шестеренный) механизм, в котором изменение передаточного числа происходит ступенчато. Передаточные числа ступенчатой коробки передач на всех передачах, кроме высшей, больше единицы (U к > 1). При включении этих передач уменьшается скорость вращения ведомого (вторичного) вала коробки передач и почти во столько же раз увеличивается передаваемый крутящий момент двигателя. Высшая передача в ступенчатых коробках передач может быть прямой (Uк = 1) или повышающей (Uк < 1). При повышающей передаче 42 снижается скорость вращения коленчатого вала двигателя на 10... 20 %, повышается долговечность деталей коробки передач и уменьшается расход топлива при движении с той же скоростью, что и на прямой передаче. На автомобилях применяются различные типы ступенчатых коробок передач (рис. 3.2.). Рис. 3.2 Типы ступенчатых коробок передач, классифицированных по различным признакам Трехвальные коробки передач устанавливаются на заднеприводных легковых автомобилях с передним расположением двигателя, на грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемностью и на автобусах. Число передач в этих коробках составляет не менее четырех для легковых и грузовых автомобилей малой грузоподъемности и от четырех до шести для грузовых автомобилей средней грузоподъемности. Многовальные коробки передач применяются на грузовых автомобилях большой грузоподъемности с целью увеличения числа передач. Чем больше число передач в коробке передач, тем лучше используется мощность двигателя и выше тягово-скоростные свойства и топливная экономичность автомобиля. Однако при этом усложняется конструкция коробки передач и затрудняется выбор передачи, оптимальной для данных условий движения. В многовальных коробках передач число передач может быть от 8 до 24. В связи с этим многовальные многоступенчатые коробки передач наибольшее 43 применение получили на автомобилях-тягачах, работающих с прицепами и полуприцепами. Переключение передач в большинстве ступенчатых коробок передач выполняется водителем. Однако в последнее время появились конструкции ступенчатых коробок передач, в которых переключение передач автоматизировано на основе применения микропроцессорной техники. Двухвальные коробки передач. Такие коробки передач применяются в переднеприводных и заднеприводных (с задним расположением двигателя) легковых автомобилях. Эти коробки просты по конструкции, имеют небольшую массу и высокий КПД. Конструктивно они объединены в одном блоке с двигателем, сцеплением, главной передачей и дифференциалом. Конструкция двухвальной коробки передач во многом зависит от того, какое расположение на автомобиле имеют двигатель коробка передач — продольное или поперечное. При поперечно расположении коробки передач применяется цилиндрическая главная передача и дистанционный привод переключения передач. При продольном расположении — коническая или гипоидная главная передача и непосредственный привод переключения передач. В двухвальной коробке передач на любой передаче, кроме заднего хода, крутящий момент двигателя передается двумя шестернями 2 и 3 непосредственно с первичного вала 1 на вторичный вал 4, который соединен с ведущими колесами автомобиля. Движение автомобиля задним ходом обеспечивается промежуточной шестерней 6, которая вводится в зацепление между шестернями 5 и 7. 44 Рис. 3.3 Схема работы двухвальной коробки передач: а- движение вперед; б- движение задним ходом; 1- первичный вал; 2,3,5,6,7- шестерни; 4- вторичный вал. В результате этого вторичный вал коробки передач вращается в сторону, противоположную вращению первичного вала 7. Конструкция двухвальной коробки передач, применяемой переднеприводных легковых автомобилях ВАЗ, представлена на рис. 3.4. Коробка передач механическая, четырехступенчатая(или пятиступенчатая), трехходовая, с постоянным зацеплением шестерен, с синхронизаторами и ручным управлением. Картер 18 коробки передач, отлитый из алюминиевого сплава соединен шпильками с картером 17 сцепления и образует с ним единый картер, в котором размещены первичный и вторичный валы с шестернями и синхронизаторами, главная передача и межколесный дифференциал. Главная передача — одинарная, цилиндрическая, косозубая. Дифференциал — конический, двухсателлитный, симметричный, малого трения. Картер коробки передач сзади закрыт крышкой 27, в которой установлен сапун 1 для связи внутренней полости коробки передач с атмосферой. Первичный вал 2 представляет собой блок ведущих шестерен I, II, III, IV передач и заднего хода. Вал вращается в двух подшипниках, один из которых установлен в картере коробки передач, а другой — в картере сцепления. Вторичный вал 8 изготовлен вместе с ведущей шестерней 7 главной передачи. Он вращается в двух подшипниках, установленных в картере сцепления и в картере коробки передач. На вторичном валу свободно установлены ведомые шестерни 23, 24, 25 и 26 соответственно I, II, III и IV передач, находящиеся в постоянном зацеплении с соответствующими ведущим шестернями первичного вала. На вторичном валу жестко закреплены ступицы синхронизаторов 3 и 6. На скользящей муфте синхронизатора 6 имеется зубчатый венец 5 для включения заднего хода. Промежуточная шестерня 35 заднего хода 45 свободно установлена на оси 34, которая закреплена в картерах коробки передач и сцепления. При включении I и II передач синхронизатор 6 соединяет соответственно шестерни 23 и 24 с вторичным валом коробки передач, а при включении III и IV передач синхронизатор соединяет с вторичным валом соответственно шестерни 25 и 26. Задний ход включается вилкой 36 путем введения в зацепление шестерни 35 с шестерней 4 и зубчатым венцом 5. Синхронизатор состоит из ступицы 33, скользящей муфты 29, блокирующих колец 28, сухарей 32 с шариковыми фиксаторами 30 и пружинами 31. Ступица синхронизатора жестко крепится на вторичном валу коробки передач. Она имеет наружные шлицы, на которых установлена скользящая муфта 29, и шесть пазов, в трех из которых размещаются сухари с фиксаторами. Бронзовое блокирующее кольцо 28 имеет внутреннюю коническую поверхность наружные зубья со скосами и шесть выступов. 46 47 Выступы кольца входят в пазы ступицы с боковым зазором, ограничивающим поворот кольца относительно ступицы. На конической поверхности кольца нарезаны резьба и канавки, которые предназначены для разрыва масляной пленки. Передача включается после уравнивания угловых скоростей вторичного вала и свободно вращающейся на нем шестерни включаемой передачи за счет трения между коническими поверхностями блокирующего кольца и шестерни. В этом случае зубья скользящей муфты входят в зацепление с зубчатым венцом синхронизатора, выполненным на шестерне, которая и стопорится на вторичном валу. Ведущая шестерня 7 главной передачи находится в постоянном зацеплении с ведомой шестерней 9, прикрепленной болтами к корпусу 10 дифференциала, который установлен в подшипниках 21. Внутри корпуса дифференциала установлена ось 16 с двумя сателлитами 11, находящимися в постоянном зацеплении с шестернями 12, которые связаны с шлицевыми хвостовиками внутренних шарниров 14 и 22 привода передних ведущих колес. Сателлиты и шестерни 12 имеют сферические опорные поверхности, что исключает применение опорных шайб. На корпусе дифференциала установлена ведущая пластмассовая шестерня 13 привода 15 спидометра. Коробка передач имеет механический привод переключения передач (рис. 3.5.). Рис. 3.5. Привод переключения передач: 1 - картер; 2,3,8 - рычаги; 4- шток; 5-шарнир; 6- тяга; 48 7- чехол; 9- конец рычага; 10- опора. Он состоит из рычага 8 со сферическим концом 9, шаровой опоры 10, тяги 6, соединительного шарнира 5, штока 4 и механизмов выбора и переключения передач. Рычаг переключения передач закреплен на полу кузова автомобиля. Отверстие в полу для тяги 6 закрыто резиновым чехлом 7. На конце штока 4 установлен рычаг 2, который связан с трехплечим рычагом 3 механизма выбора передач, выполненного отдельным узлом и размещенным в картере 1 сцепления. В привод переключения передач входят также три штока с закрепленными на них вилками и шариковые фиксаторы штоков. Коробка передач вместе с картером сцепления крепится к блоку цилиндров двигателя. В коробку через резьбовое отверстие с пробкой 19 (см. рис. 3.4.) заливается моторное масло. Масло из коробки передач сливают через резьбовое отверстие с пробкой 20. Рис. 3.6. Коробка передач переднеприводных автомобилей АЗЛК: 49 1 - корпус дифференциала; 2- ось; 3- сателлит; 4- отверстие; 5,22гайки; 6- манжета; 7- фланец; 8,36,41-кольца; 9- подшипник; 10,31ведущая и ведомая шестерни главной передачи; 11,25- первичный и вторичный валы; 12,13,16,17,19,20,26,28,29,33,34шестерни; 14,35- болты; 15,30- картеры; 18,21,27- синхронизаторы; 23- крышка; 24- шайба; 32- пробка; 37- палец; 38- муфта; 39- выточка; 40- пружина; 42- ступица На рис. 3.6. показана коробка передач переднеприводных автомобилей АЗЛК. Коробка имеет пять передач для движения вперед и одну передачу для движения назад. В коробке два вала и шестерни всех передач, кроме заднего хода, косозубые, что уменьшает шум при работе. Они имеют постоянное зацепление. Шестерни передачи заднего хода прямозубые. Для движения вперед передачи включаются с помощью синхронизаторов, а для движения назад — перемещением промежуточной шестерни заднего хода. Переключение производится с помощью рычага, который имеет три хода вперед и назад для переключения передач. Отлитые из алюминиевого сплава картер 15 коробки передач, крышка 23 картера коробки передач и картер 30 главной передачи соединены между собой болтами 14 и образуют единый картер, в котором размещены первичный и вторичный валы коробки передач с шестернями и синхронизаторами, главная передача и межколесный дифференциал. Первичный вал 11 изготовлен вместе с ведущими шестернями 13 и 16 соответственно I и II передач и шестерней 12 заднего хода. Вал вращается в трех подшипниках, которые установлены в хвостовике коленчатого вала двигателя, в картере главной передачи и в картере коробки передач. На первичном валу свободно установлены ведущие шестерни 17, 19 и 20 соответственно III, IV и V передач, а также жестко закреплены ступицы синхронизаторов 18 и 21 для включения этих передач. Вторичный вал 25 изготовлен вместе с ведущей шестерней 10 главной передачи. Он вращается в двух подшипниках, установленных и картерах главной 50 передачи и коробки передач. На вторичном валу свободно установлены ведомые шестерни 26 и 28 соответственно I и II передач, находящиеся в постоянном зацеплении с соответствующими ведущими шестернями первичного вала. На вторичном валу также жестко закреплены ведомые шестерни III, IV, V передач и заднего хода, а также ступица синхронизатора 27 для включения I и II передач. При включении I и II передач синхронизатор 27 соединяет соответственно шестерни 26 и 28 с вторичным валом, а при включении III, IV и V передач синхронизаторы 18 и 21 соединяют с первичным валом соответственно шестерни 17, 19 и 20. Задний ход включается вилкой путем введения в зацепление промежуточной шестерни заднего хода с шестернями 12 и 29. В коробке передач имеются три синхронизатора, обеспечивающие включение всех передач, кроме заднего хода. Они имеют одинаковое устройство и являются двухсторонними для включения I и I I , III и IV передач; синхронизатор для включения V передачи — односторонний. Синхронизатор состоит из ступицы 42, скользящей муфты 38, двух конических колец 36, трех блокирующих пальцев 37 и пружины 40. Ступица синхронизатора жестко крепится на шлицах на валу коробки передач. Она имеет наружные шлицы, на которых установлена скользящая муфта 38 с тремя отверстиями для блокирующих пальцев 37. Пальцы жестко соединены с латунными коническими кольцами 36 и имеют в средней части кольцевую блокировочную выточку 39. Латунные кольца имеют наружную коническую поверхность, аналогичную внутренней конической поверхности колец 41, приваренных к шестерням. На коническом поверхности латунных колец нарезана резьба для разрыва масляной пленки и увеличения трения. Пружина 40 поджимает блокирующие пальцы к скользящей муфте синхронизатора и обеспечивает ее связь с коническими кольцами. Работа синхронизатора основана на использовании сил трения. Передача включается только после предварительного уравнивания угловых скоростей вала коробки передач и свободно вращающейся на нем 51 шестерни включаемой передачи за счет трения между коническими поверхностями колец синхронизатора и шестерни. В этом случае зубья скользящей муфты входят в зацепление с зубчатым венцом синхронизатора, выполненным на шестерне. Свободно вращающаяся шестерня соединяется с валом, и передача включается. Трехвальные коробки передач. Наибольшее распространение на легковых, грузовых автомобилях и автобусах получили трехвальные коробки передач. Эти коробки передач имеют три вала — первичный (ведущий), вторичный (ведомый) и промежуточный, на которых установлены шестерни различных передач. Отличительной особенностью трехвальных коробок передач является наличие прямой передачи с передаточным числом Uк = 1, на которой первичный и вторичный валы соединяются напрямую, и автомобиль движется большую часть времени. На прямой передаче КПД трехвальной коробки передач больше по величине, чем у двухвальной, и коробка передач работает менее шумно. На остальных передачах, кроме заднего хода, в трехвальной коробке передач в зацеплении находятся две пары шестерен, что несколько снижает КПД коробки, но позволяет иметь на первой передаче большое передаточное число. В трехвальной коробке передач (рис. 3.7.) на любой передаче, кроме прямой и заднего хода, крутящий момент двигателя с первичного вала 1 передается через шестерни 2 и 7 постоянного зацепления, промежуточный вал 5 и шестерни 6 и 3 на вторичный вал 4, соединенный с ведущими колесами автомобиля. При этом крутящий момент на промежуточном валу 5 больше крутящего момента на первичном валу 1, так как диаметр и число зубьев шестерни 7 больше, чем у шестерни 2. В то же время крутящий момент на вторичном валу 4 будет больше, чем на промежуточном валу 5. 52 Рис. 3.7. Схема работы трехвальной коробки передач: а, б - движение вперед; в- движение задним ходом; 1- первичный вал; 2,3,6,7,8,9,10- шестерни; 4- вторичный вал; 5промежуточный вал. При включении прямой передачи крутящий момент передается непосредственно с первичного вала 1 на вторичный вал 4. При включении передачи заднего хода промежуточная шестерня 9 вводится в зацепление между шестернями 8 и 10. Вследствие этого вторичный вал 4 коробки передач вращается в сторону, противоположную вращению первичного вала 1, и обеспечивается движение автомобиля задним ходом. 53 Рис. 3.8 Коробка передач легковых автомобилей ВАЗ: а - общий вид; б, г - схемы коробки и синхронизатора; в - синхронизатор; 1 - первичный вал; 2, 12, 14, 19 - крышки; 3, 5, 6, 9, 10, 16, 17, 23 - шестерни; 4, 7 - синхронизаторы; 8 - вторичный вал; 2 9 - пружины; 13 - рычаг; 15 - вилка; 18 - ось; 20 - пробка; 21 - промежуточный вал; 22 - картер; 24, 26, 28 - ползуны; 25 - фиксатор; 27 - замок; 30 - кольцо; 54 31 - ступица; 32 - муфта; I - IV - передачи Конструкция трехвальной коробки передач и число ее передач во многом зависят от типа автомобиля. Однако широкое применение получили четырех- и пятиступенчатые коробки передач на легковых и грузовых автомобилях и автобусах. Конструкция коробки передач легковых автомобилей ВАЗ показана на рис.3.8. Коробка передач механическая, четырехступенчатая, трехходовая, с постоянным зацеплением шестерен, с синхронизаторами и неавтоматическая (с ручным управлением). Коробка имеет четыре передачи для движения вперед и одну передачу для движения назад. Шестерни всех передач (кроме заднего хода) — косозубые, что уменьшает шум при работе коробки передач, имеют постоянное зацепление. Шестерни передачи заднего хода — прямозубые. Передачи для движения вперед включаются с помощью синхронизаторов, а для движения назад — передвижением промежуточной шестерни заднего хода. Переключаются передачи с помощью рычага, который имеет три хода вперед и назад для переключения передач. В отлитом из алюминиевого сплава картере 22 коробки передач на подшипниках установлены первичный (ведущий) 1, вторичный (ведомый) 8 и промежуточный 21 валы. Первичный вал выполнен как одно целое с шестерней 3, находящейся в постоянном зацеплении с шестерней 23 промежуточного вала, представляющего собой блок шестерен. На вторичном валу свободно установлены шестерни 5, 6 и 9 соответственно III, II и I передач, находящиеся в постоянном зацеплении с соответствующими шестернями промежуточного вала. На вторичном валу также жестко закреплены ступицы синхронизаторов 4 и 7 и шестерня 10 заднего хода. Промежуточная шестерня 16 заднего хода свободно установлена на оси 18. При включении I и II передач синхронизатор 7 соединяет соответственно шестерни 6 и 9 с вторичным валом коробки передач. При включении III и IV передач синхронизатор 4 соединяет соответственно шестерню 5 и первичный вал 1 с вторичным валом. Задний ход включается вилкой 15 путем введения в зацепление шестерни 16 с 55 шестернями 17 и 10. Картер коробки передач закрывается крышками 19, 2 и 14. Под нижнюю 19 и заднюю 14 крышки установлены прокладки. Синхронизатор состоит из ступицы 31, скользящей муфты 32, блокирующих колец 30 и пружин 29. Ступица синхронизатора закреплена на вторичном валу коробки передач. Она имеет наружные шлицы, на которых установлена скользящая муфта 32 с внутренними коническими поверхностями. Блокирующие кольца 30 имеют наружные конические поверхности и внутренние зубья со скосами. Блокирующие кольца постоянно отжимаются пружинами 29 к скользящей муфте 32. Работа синхронизатора основана на использовании сил трения. Включение передачи возможно только после предварительного уравнивания угловых скоростей вторичного вала и шестерни включаемой передачи. После уравнивания угловых скоростей за счет трения между коническими поверхностями скользящей муфты 32 и блокирующего кольца 30 зубья муфты входят в зацепление с зубчатым венцом синхронизатора, выполненным на шестерне. В этом случае свободно вращающаяся шестерня на вторичном валу с помощью синхронизатора соединяется с вторичным валом, и передача включается. Механизм переключения коробки передач включает рычаг переключения 13, ползуны 24, 26 и 28 с вилками, шариковые фиксаторы 25 и замок 27. Рычаг 13 прижимается пружиной 11 к сферической поверхности крышки 12 шаровой опоры и имеет фигурный конец, который при переключении передач входит в пазы вилок. Вилки, установленные на ползунах, входят в выточки скользящих муфт синхронизаторов 4 и 7 и промежуточной шестерни 16 заднего хода. Шариковые фиксаторы 25 удерживают ползуны в нейтральном и включенном положениях, а замок 27 исключает одновременное включение двух передач. Замок состоит из двух блокировочных сухарей и штифта между ними. При перемещении среднего ползуна 26 оба сухаря выходят из его углублений и запирают крайние ползуны 24 и 28, исключая их смещение. При перемещении одного из крайних ползунов сухарь выходит из его углубления, блокирует 56 средний ползун и, действуя через штифт на другой сухарь, запирает также другой крайний ползун, что исключает включение двух передач одновременно. Коробка передач крепится к заднему торцу картера сцепления. В нее через резьбовое отверстие с пробкой 20 заливают трансмиссионное масло. Внутренняя полость коробки передач через сапун сообщается с атмосферой. Масло из коробки передач сливается через резьбовое отверстие с пробкой, расположенное в нижней крышке 19. На рис. 3.9 представлена трехвальная коробка передач легковых автомобилей ГАЗ. Коробка передач четырехступенчатая, с постоянным зацеплением шестерен, с синхронизаторами для переключения передач и с непосредственным управлением. 57 Рис. 3.9. Коробка передач легковых автомобилей ГАЗ б- синхронизатор; 20,24- кольца; 21- скользящая муфта; 22- сухарь; 23- ступица. В картере 2 коробки передач и удлинителе 12 на подшипниках установлены первичный 1 и вторичный 13 валы. Первичный вал изготовлен вместе с шестерней 19, находящейся в постоянном зацеплении с шестерней 18 промежуточного вала 16, представляющего собой блок шестерен, который установлен на игольчатых подшипниках на оси 17, закрепленной в картере 2. На вторичном валу свободно установлены косозубые шестерни 6, 7 и 9 соответственно III, II и I передач, которые находятся в постоянном зацеплении с соответствующими шестернями промежуточного вала. На вторичном валу жестко закреплены ступицы синхронизаторов 3 и 8. Промежуточная шестерня 15 заднего хода свободно установлена на оси 14, закрепленной в картере. При включении I и II передач синхронизатор 8 соединяет соответственно шестерни 9 и 7 с вторичным валом коробки передач. При включении III и IV передач синхронизатор 3 соединяет соответственно шестерню 6 и первичный вал 1 с вторичным валом. Задний ход включается вилкой путем введения в зацепление промежуточной шестерни 15 одновременно с соответствующей шестерней блока шестерен промежуточного вала 16 и зубчатым венцом муфты синхронизатора 8. 58 Синхронизатор — разборный, состоит из ступицы 23, скользящей муфты 21, блокирующих колец 20, пружинных колец 24 и сухарей 22. Ступица синхронизатора жестко крепится на вторичном валу коробки передач. Она имеет наружные шлицы и три паза. На шлицах установлена скользящая муфта, а в пазах размещены сухари. Сухари прижимаются к шлицам скользящей муфты пружинными кольцами. Бронзовые блокирующие кольца 20 имеют внутреннюю коническую поверхность, наружные зубья с торцовыми скосами и три паза, куда входят сухари и ширина которых больше ширины сухарей. Работа синхронизатора аналогична работе синхронизаторов, описанных ранее. Механизм переключения передач находится в крышке 11 коробки передач и включает рычаг переключения 10, ползуны 5 с вилками 4, шариковые фиксаторы, блокирующий штифтовой замок и пружинный предохранитель включения заднего хода. При переключении передач нижний конец рычага входит в пазы головок ползунов, которые через вилки связаны со скользящими муфтами синхронизаторов и промежуточной шестерней заднего хода. Шариковые фиксаторы удерживают ползуны в нейтральном и включенном положениях. Блокирующий замок исключает одновременное включение двух передач. Пружинный предохранитель исключает ошибочное включение заднего хода при включении I или II передач, так как для включения заднего хода необходимо прилагать большее усилие. Гидромеханические коробки передач. Основным неудобством при использовании механических ступенчатых коробок передач является то, что водителю для переключения передач постоянно приходится нажимать на педаль сцепления и перемещать рычаг переключения передач. Это требует от него затрат значительных физических сил, особенно в условиях городского движения или при управлении автомобилем, работающим с частыми остановками. Для устранения таких неудобств и облегчения работы водителя на легковых автомобилях все более широкое применение получают гидромеханические коробки передач. Они выполняют 59 одновременно функции сцепления и коробки передач с автоматическим или полуавтоматическим переключением передач. При гидромеханической коробке передач управление движением автомобиля осуществляется педалью подачи топлива и при необходимости тормозной педалью. Гидромеханическая коробка передач состоит из гидротрансформатора и механической коробки передач. При этом механическая коробка передач может быть двух-, трех-, или многовальной, а также планетарной. Гидромеханические коробки с вальными механическими коробками передач применяются главным образом на грузовых автомобилях. Гидромеханические коробками передач коробки применяются с планетарными главным образом механическими на легковых автомобилях. Их преимущества: компактность конструкции, меньшие металлоемкость и шумность, большой срок службы. К недостаткам относят сложность конструкции, высокая стоимость, пониженный КПД. Переключение передач в этих коробках производится при помощи фрикционных муфт и ленточных тормозных механизмов. Гидротрансформатор представляет собой гидравлический механизм, который размещен между двигателем и механической коробкой передач. Рис. 3.10. Гидротрансформатор: а - общий вид; б - схема; 1- маховик; 2 - турбинное колесо; 3- насосное колесо; 4 - реактор; 5 - вал; 6 - муфта. 60 Он состоит из трех колес с лопатками - насосного (ведущего), турбинного (ведомого) и реактора. Насосное колесо 3 закреплено на маховике 1 двигателя и образует корпус гидротрансформатора, внутри которого размещены турбинное колесо 2, соединенное с первичным валом 5 коробки передач, и реактор 4, установленный на роликовой муфте 6 свободного хода. Рис. 3.11. Схема гидромеханической коробки передач: 1,6,7,9,10,11,13- шестерни; 2,3,17- фрикционы; 4- муфта; 5,12,19ведомый, промежуточный и ведущий валы; 8- регулятор; 14,15- насосы; 16- коленчатый вал; 18- гидротрансформатор. 4. Раздаточные коробки 4.1. Определение. Кинематика Раздаточная коробка – агрегат трансмиссии, который служит для распределения крутящего момента механизмов. Как дополнительной правило, коробкой двигателя на несколько приводных раздаточную передач для коробку объединяют увеличения с диапазона 61 передаточных чисел трансмиссии и получения малых скоростей движения автомобиля при работе двигателя на режиме максимального момента. Таким образом, в автомобилях повышенной проходимости раздаточная коробка: − распределяет крутящий момент между ведущими мостами таким образом, чтобы обеспечивалась наилучшая проходимость (максимальная сила тяги) автомобиля; − увеличивает крутящий момент на ведущих колесах в пределах, необходимых для преодоления сопротивления качению колес при движении по плохим дорогам и бездорожью, а также на крутых подъемах; − обеспечивает устойчивое движение автомобиля с малой скоростью при работе двигателя в режиме максимального крутящего момента. Раздаточные коробки устанавливаются за коробкой передач или за гидромеханической передачей. В общем случае раздаточная коробка может быть с одной ступенью или с двумя ступенями передаточных чисел. Первый вариант применяется при отсутствии необходимости увеличения диапазона трансмиссии. Во втором случае, обычно на автомобилях повышенной проходимости , для плохих дорожных условий, обе ступени раздаточной коробки понижающие или одна прямая, а другая понижающая. Раздаточные коробки могут быть выполнены по двум принципиально различным схемам: − коробки с блокированным приводом на ведущие мосты или − коробки с дифференциальным приводом на ведущие мосты. На рис. 4.1. и 4.2. представлены кинематические схемы раздаточных коробок обоих типов. 62 Рис. 4.1. Кинематтическая схема и сххема разд даточной коробки с блокироованным приводом м Рис. 4.2. Кинемати ическая схема с разд даточной коробки с дифференциал льным при иводом Если ди ифференциальный механиззм симмеетричный й, то вну утреннее переедаточноее число ди ифференц циала i21 = - 1 и, слеедователььно, М// = М///, т.е. момеенты расспределяю ются пороовну меж жду переедним и задним мостами. м Если и дифферренциальн ный мехаанизм нессимметри ичный, тоо его вну утреннее переедаточноее число нааходится в интервале 0 > i21 огда М// <М///, т. е. 2 > -1. То на задний моост будетт передавваться бо ольший крутящий к момент,, чем на переедний. Этто требуеется в тоом случаае, когда задний мост дву ухосного автом мобиля более б наггружен весовой нагрузкой н й, чем пеередний. Простой (сим мметричны ый) дифф ференциалл имеет меньшие м габариты ы и, как правило, п униф фицироваан с диф фференциаалами веедущих мостов. м Н Несимметтричный дифф ференциаал, обычно цили индрическкий, мен нее надежен, всл ледствие 63 худших условий работы опор сателлитов, и менее технологичен при производстве. Наличие в раздаточной коробке дифференциального механизма позволяет осям ведущих мостов иметь различные скорости вращения. Так, например, при повороте автомобиля колеса управляемого моста в сумме вращаются быстрее колес неуправляемых мостов, поскольку первые проходят больший путь, чем колеса неуправляемого моста. Разность в скоростях компенсируется дифференциалом. Заметим что, как бы ни работал дифференциал, соотношение между крутящими моментами на его валах остается постоянным и равным внутреннему передаточному числу дифференциала. Это исключает возможность появления циркуляции мощности в силовой передаче. В раздаточной коробке с блокированным приводом циркуляция мощности при прямолинейном движении возможна, а при повороте неизбежна. Дифференциал в раздаточной коробке называют межосевым (в отличие от межколесного, установленного в ведущих мостах). Раздаточные коробки могут раздавать силовой поток, подводимый от основной коробки передач или гидромеханической передачи на один передний и один или два задних моста автомобиля (4х4 или 6х6), на два передних и два задних моста — на тележки (8x8), на ведущие колеса одного из бортов, на правый и левый борта автомобиля. В соответствии с этим раздаточные коробки называются: межосевыё, межтележечные, межколесные, межбортовые. В приведенных выше схемах раздаточных коробок (рис. 4.1. и 4.2.) имеется блокировочная муфта m3, которая позволяет отключать передний мост. Это делается в том случае, если автомобиль движется по хорошей дороге, и нет необходимости подводить мощность от раздаточной коробки к переднему мосту. 64 На рис. 4.3. и 4.4. привеедены ки инематичееские схеемы разд даточных корообок с бллокирован нным и дифферен нциальны ым привоодами неекоторых отечественны ых автомообилей. Р 4.3. Кинемати Рис. К ические сх хемы разд даточныхх коробокк с блоокированн ным привоодом 65 Р 4.4. Кинемати Рис. К ические сх хемы разд даточныхх коробокк с дифференциал льным при иводом 4.2.Разд даточные коробки с блокированным приводом м. Одноступ пенчатыее коробки и. Если в раздаточн р ной короб бке нет нееобходим мости имееть две передачи, то коробка делаетсяя или с одной й прямоой перед дачей, имеющей и переедаточноее число, равное еди инице, ил ли с одной й понижаающей передачей. Корообки пеервого т типа пррименяли ись на америкаанских военных автом мобилях «Виллисс», немец цких «Унимог» S--404, советских ГАЗ-67 Г и ГАЗ--67Б, коробки вторрого типаа - на армеейских аввтомобиляях ЗИЛ. Такие раздаточн р ные корообки обы ычно изгготовляю ются отдеельно и креп пятся к каартеру оссновной коробки к передач п и выполлняются в одном или картере с нею ю. На отечеественных армейсских тран нспортераах ЗИЛ н на каждо ом борту автом мобиля установллено по одной раздаточн р ной корообке (ри ис. 4.5.), имею ющей од дну пони ижающую ю передаачу (разд даточный редукто ор). Эта корообка вып полнена по схем ме а (ри ис. 4.3.). Назначчение кор робки расп пределять силовой поток поо колесам м, автомоб биля, а таакже отсо оединять 66 один н борт аввтомобиляя от силоовой переедачи и неработаю н ющего дввигателя этогоо борта в случае работы р дввигателя на н другом м борту (аавтомобил ль имеет два параллель п ьно устан новленныхх по борттам двигаттеля). Рис. 4.5. 4 Раздатточная ко оробка авттомобиляя ЗИЛ Рис. 4.66. Раздатоочная кор робка автоомобиля Г ГАЗ-63 Раздаточ чная коробка крепи ится к кар ртеру одн ной из борртовых передач и пред дставляет собой трехвалььный дем мультиплликатор с передааточным числлом 1,296,, имеющи ий муфту отключения. Валы ы коробки и установвлены на 67 шарико- и роликоподшипниках (конические - регулируемые), смазываются разбрызгиванием. Раздаточные коробки с двумя передачами. На рис. 4.6. приведена раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-63, выполненная по схеме б (рис. 4.3). Коробка имеет прямую и понижающую ступени и представляет собой четырехвальный демультипликатор, смонтированный в отдельном картере. Раздаточная коробка соединяется с коробкой передач посредством карданного вала. Передний мост отключается нижней зубчатой муфтой. В этом случае, как указывалось выше, устраняется возможность появления циркулирующей мощности при прямолинейном движении автомобиля. Силовой поток на задний мост передается или напрямую (включением верхней муфты), или через прямозубые зубчатые колеса. В последнем случае в коробке реализуется передаточное число 1,96. На рис. 4.7 приведена раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-66, выполненная по схеме в (рис. 4.3). Коробка имеет прямую и понижающую передачи и по сравнению с коробкой автомобиля ГАЗ-63 имеет ряд существенных отличий. В коробке автомобиля ГАЗ-66 применены прямозубые колеса с коррекцией зуба, обеспечивающей увеличение коэффициента перекрытия до 1,6 вместо 1,32, как у прямозубых колес с эвольвентным профилем коробки автомобиля ГАЗ-63. Здесь также установлены радиальные шарикоподшипники (вместо роликовых - рис. 4.6), не требующие регулировок. передвижением зубчатого промежуточном валу, колеса вследствие Передний (каретки), чего мост включается установленного устранена зубчатая на муфта включения этого моста. Упрощена конструкция валов. Общий вес коробки на 4…5 кг меньше веса коробки автомобиля ГАЗ-63. 68 Рис. 4.77. Раздатоочная кор робка автоомобиля Г ГАЗ-66 На рис. 4.8. пред дставленаа раздаточная корробка автомобиля ГАЗ-69. Эта коробка к и имеет двее ступени,, обе пони ижающиее. Особенностью д данной р раздаточн ной корробки поо сравнеению с пред дыдущими и (ГАЗ-63, ГАЗ-666) являеттся блоки ировка ваалов, связзанных с переедним и задним м ведущ щими мостами м автомобиля. В случае возн никновени ия циркулляции силлового по отока меж жду этим ми мостам ми он не будеет проходить черезз зубчатые колеса коробки, к а пойдет непосред дственно по сб блокировванным ваалам. Этоо уменьшаает износ коробки и увелич чивает ее к. п. д. 69 Рис. 4.88. Раздатоочная кор робка автоомобиля Г ГАЗ-69 На рис.. 4.9. приведена п а раздато очная кооробка п полнопри иводного трехосного автомоби а иля ЗИЛ Л-157 .Ко оробка имеет и двве понижающие ступ пени. Перредачи переключа п аются веерхней кареткой. к Передни ий мост откллючается нижней н з зубчатой м муфтой. При П вклю юченной м муфте пер редний и средний моосты сооединены напрям мую. М Между этими мостами цирккулирующ щая мощн ность имееет наибол льшую вееличину, так как передний п мостт управлляемый. Между средним м и зад дним моостами величина в цирккулирующ щей мощн ности неввелика, таак как об ба моста неуправл ляемые и близзко стоят один к од дному. В короб бке примеенены коосозубые колеса и роликоовые кон нические подш шипники. Эти п подшипни ики реггулируютсся за ссчет про окладок, устан новленны ых между картером м и его нааружными и крышкаами. Рассмотрренные типы т разд даточных х коробокк имеют промеж жуточные валы ы. Известтны также раздатоочные ко оробки беез промеж жуточных валов. Схем мы таких коробок зависят от о способа передач чи мощноости на ср редний и задний мосты ы. При таккой схемее коробкка имеет высокий й КПД и констр руктивно полуучается боолее просстой. 70 Рис. 4.9. Раздаточ чная коро обка автом мобиля ЗИЛ-157 Рис. 4.100. Раздатоочная коробка автоомобиля ЗЗИЛ-131 Раздаточ чные корообки с диф фференци иальным приводом п м. Раздаточ чные прим меняются на кооробки с а автомобил лях нессимметри ичным бол льшой дифферен нциалом г грузоподъ ъемности и. Если автом мобиль двухосны ый или трехосны ый, то крутящий к й моментт может расп пределятьсся в следуующей прропорции и: на переедний мосст - 1/3, на задний или задние мосты - 2/3. Этто достиггается вы ыбором эпицикли ического зубч чатого коллеса диф фференциала, диам метр котоорого в два раза больше 71 диам метра соллнечного колеса, т. т е. внутр реннее пеередаточн ное число о i21 = 0,5. На рис. 4.11. прриведена раздаточ чная корробка с несимметтричным дифф ференциаалом двуххосного автомоби иля МАЗ--501 (МА АЗ-502). Коробка имееет две понижающи ие передаачи. Дифф ференциаал распрееделяет кр рутящий момеент: на передний п мост - 1/3, на зад дний - 2//3. В данной консструкции имееется промежуточн ный вал, увелич чивающий й межоссевое рассстояние межд ду ведущ щим и вед домыми валами. в Силовой С поток зд десь перед дается к дифф ференциаалу через два полю юса зацеп пления. На некоторрых иностранных автом мобилях промежууточный вал в раздаточн р ной корообке отсу утствует (автоомобиль "Магирус " с"), поэтом му к.п.д. такой корробки боллее высоккий. Рис. 4.11. Раздатоочная коро обка автоомобиля М МАЗ-501 На трудн нопроход димых доорогах ди ифференц циал разд даточной коробки можн но блоки ировать. Для Д этогоо примен няется сп пециальнаая блокир ровочная муфтта m4 (ри ис. 4.2.), которая устанавли у ивается на н шлицахх вала пеереднего мостта. Передн ний мостт здесь нее отключаается, такк как муф фты m3 в коробке нет. На рис. 4.12. покказана рааздаточнаая коробкка трехоссного автомобиля Уралл-375 с несимметр н ричным дифферен д нциалом, выполненная по схеме 2. 72 Так же как и коробкка МАЗ-501, эта коробка имеет д две понижающие переедачи, п промежут точный вал и дифферренциал с внутренним переедаточным м числом i21 = - 0,55. С помощ щью зубчаатой муф фты, устан новленной на ниж жнем валу у, можно выпоолнять трри операц ции: муфтта в крайн нем правом полож жении - передний п мостт отключеен, дифференциалл заблокир рован и силовой с п поток пер редается на срредний и задний мосты; м мууфта в ср реднем пооложении и - диффееренциал заблоокирован н, силовой й поток подводит п тся ко всеем трем мостам; муфта в край йнем левоом полож жении - передний п мост вкллючен, силовой поток п по мосттам распрределяетсяя через ди ифференц циал. Рис. 4.122. Раздатоочная коро обка автоомобиля У Урал-375 В послед дних кон нструкцияях автомобиля Уррал-375 м муфта бл локирует только диффееренциал, вал же от раздатточной коробки к н на передн ний мост целььный. Раздаточ чные корообки с сим мметричн ным дифф ференциаллом. На рисс. 4.13 представвлена раздаточн р ая корообка треехосного автом мобиля КрАЗ-214 К с симметтричным диффереенциалом,, выполнеенная по схем ме а (рисс. 4.4.). Отличием О м принцип пиальной й схемы этой кор робки от 73 схем мы раздатточной кооробки аввтомобил ля Урал-375 являеттся то, что здесь дифф ференциаал устаноовлен нее между передни им и срредним (задним) ( мосттами, какк в автом мобиле Урал-375, У а междуу средним м и задн ним. Это неверно, так как цирккуляция мощности м и при поввороте буудет прои исходить межд ду перед дним и средним м мостам ми, здессь и следовало ставить дифф ференциаал. К перееднему моосту мощ щность под дводится непосред дственно от раздаточн р ной коробки, мин нуя дифф ференциаал. Дифф ференциал л может блоккироватьсся кулачкоовой муф фтой. Такаая же муф фта имееттся и в пр риводе к перееднему мосту, м бллагодаря чему на н послеедний моожет под даваться круттящий мом мент от раздаточноой коробкки или он н отключаается от нее. н Раздаточ чная корообка имееет две по онижающие ступен ни перед даточных чисеел: 1,32 и 2,28. Констрруктивно о коробкка значи ительно сложнее рассм мотренны ых выше. Ее отделльные элеементы — дифференциал, зубчатые з колееса пони ижающихх ступен ней и привод п к передн нему мо осту — монттируются в отделльных карртерах и затем сооединяюттся межд ду собой болттами. Свеерху на раздаточн ной коро обке мон нтируется коробкаа отбора мощ щности. Рис. 4.13. Раздаточная кооробка 74 автомобилей КрАЗ-214, КрАЗ-221. КрАЗ-222 На рис. 4.14. приведена раздаточная коробка четырёхосных автомобилей МАЗ с симметричным дифференциалом, выполненная по схеме б (рис. 4.4.). Дифференциал установлен между двумя передними и задними ведущими мостами. Силовой поток к мостам подводится через два нижних выходных вала коробки, которые соединяются с дополнительными раздаточными редукторами. От этих редукторов привод идет непосредственно к ведущим мостам. Коробка имеет прямую и понижающую передачи и выполнена по схеме с промежуточным валом. Зубчатые колеса цилиндрические с косым зубом. Валы смонтированы в литом картере со съемной крышкой и установлены на шарико- и роликоподшипниках. Передачи включаются верхней муфтой, а блокируется дифференциал нижней муфтой с помощью пневматического привода. На верхнем валу справа установлено зубчатое колесо отбора мощности. Коробка имеет комбинированную систему смазки: под давлением и разбрызгиванием. Для подачи масла к подшипникам верхнего вала, справа, установлен масляной насос, приводящийся во вращение от зубчатого колеса коробки отбора мощности. Управление коробкой пневматическое, однако, имеется и дублирующая система — ручной привод управления. 75 Рис. 4.114. Раздатточная ко оробка авттомобилеей МАЗ На некооторых грузовых г автомоб билях ин ностранноого произзводства («Меерседес-Б Бенц»), а также отечествеенного (оопытные образцы ы завода ЗИЛ Л) примен няются раздаточн р ные коро обки, у которых передни ий мост подкключаетсяя и отклю ючается муфтой м свободногоо хода авттоматичесски (рис. 4.5.). Муфта имеет два д наруж жных зуб бчатых кольца к 1 и 3, каж ждое из котоорых мож жет быть связано с п подвижно ой кареткоой 2 с зуб бчатым венцом в 4 колееса 5 валаа привода заднего моста. Ко ольцо 3 передает п ккрутящий й момент к валлу передн него мостта при дввижении автомоби иля впереед, а колььцо 1 — при движении д и задним ходом. При дви ижении автомобил а ля без бу уксовани ия заднихх ведущи их колес вслед дствие кинемати к ического несоотвветствия (разногоо числа зубьев раздаточной коробки к в привод де к заднеему и перреднему введущим мостам) скоррость наруужного кольца к 3 муфты, связанногго с приводом к заднему мостту, будетт меньшее скороссти внутр реннего кольца 6, связан нного с 76 приводом к переднему мосту. Передний мост будет отключен. При буксовании колес заднего моста наружное кольцо 3 обгоняет внутреннее 5, ролики заклиниваются, благодаря чему передний мост автоматически включается в работу. 5. Коробки отбора мощности 5.1. Дополнительное оборудование автомобилей Под дополнительным оборудованием понимается смонтированное на шасси оборудование, которое позволяет в необходимых случаях усиливать отдельные эксплуатационно-технические показатели автомобилей, например, проходимость, производительность, тормозные свойства и т. д. К числу типовых агрегатов, включаемых в дополнительное оборудование, относятся механизмы отбора мощности, лебедки, вспомогательные катки (колеса), водоходные движители, горные тормоза и пр. К дополнительному оборудованию следует также отнести средства механизации: подъемники запасных колес, механизмы самосвальных платформ, различные устройства для самопогрузки и т. д. Дополнительное оборудование устанавливается только на некоторой части автомобилей. Вид его зависит от специфики использования автомобилей, условий их эксплуатации и особенностей конструкции автомобиля в целом. Кроме дополнительного оборудования автомобили могут оснащаться специальным оборудованием. Специальное оборудование является технологическим обо- рудованием. Оно предназначено для производства того или иного вида узкоспециальных работ. Сам автомобиль при этом служит лишь в качестве транспортного средства для перевозки этого оборудования. К числу автомобилей со специальным оборудованием относятся автокраны, бензомасловодозаправщики, авторазливочные станции, автодегазационные автомобили и т. д. 77 Для привода дополнительного и специального оборудования необходим отбор мощности от приводного двигателя автомобиля. Местом отбора может служить носок коленчатого вала двигателя, коробка передач или раздаточная коробка (чаще всего), главная передача (привод лебедки у «Татры-138»), карданная передача (привод водооткачивающих средств ЗИЛ-485) и др. В дальнейшем рассматривается только дополнительное оборудование автомобиля и привод к нему. 5.2. Коробки отбора мощности Основным агрегатом привода на дополнительное (а также и на специальное) оборудование является коробка отбора мощности (КОМ). Последняя представляет собой зубчатую коробку передач, число ступеней которой определяется назначением и местом ее установки в силовой передаче автомобиля. При отборе мощности от основной коробки передач (от шестерни отбора мощности промежуточного вала и блока шестерен заднего хода) общее число передач равно числу передач самой КОМ; при отборе мощности от раздаточной коробки (чаще всего от одной из шестерен входного вала или самого вала) общее число ступеней КОМ увеличивается в число раз, равное числу передач в основной коробке. На одном автомобиле может быть одновременно несколько (до двух-трех) коробок отбора мощности. Так, например, по три коробки отбора мощности устанавливается на отдельных модификациях автомобилей ЗИЛ-131, Урал-375 и КрАЗ-214 (привод лебедки, отбор мощности к ведущим осям прицепного звена, привод спецагрегата). Коробка отбора мощности может передавать на дополнительное оборудование от 10 до 40% максимальной мощности двигателя. В целях унификации стандартом определены модули зубчатых колес КОМ, а также основные размеры люков и фланцев крепления. На рис. 5.1. показана КОМ автомобиля Урал-375 для привода лебедки. Отбор мощности производится от раздаточной коробки. Первичный вал 78 раздаточной коробки 1 заканч чивается шлицами ш и. Такие ж же шлицы имеет ведоомый валл 14 КО ОМ. С помощью ю каретки 13 ооба валаа могут блоккироватьсся. При блокироввке мощ щность будет перредаватьсся через кард данную пеередачу к редукторру лебедкки. Управлен ние карееткой осууществляяется поллзуном 55, имеющ щим две выем мки для шариково ш ого фиксаатора 4, соответст с вующие выключенному и вклю юченномуу положеению карретки. КОМ К при ивалочноой поверхностью картера 3 при исоединяеется к карртеру 2 рааздаточной коробки и. Рис. 5.11. Коробкка отбора мощностти без ред дуктора При рабооте лебед дки автом мобиль обычно о сттоит на м месте и зубчатые з колееса раздааточной коробки,, сидящи ие на подшипни п иках скольжения перввичного вала, нееподвижн ны. Масл ло в каартере эттой коро обки не разбррызгивается, а следовател с льно, по одшипникки не см мазываюттся. Для смаззки всех работаю ющих под дшипнико ов раздатточной ккоробки и КОМ служ жит специальный плунжеррный нассос. Он состоит из плун нжера 7, нагн нетательноого клап пана 8 с пружин ной, всасывающегго клапан на 10 с пруж жиной, об братного клапана к 9 Корпусс насоса вставлен 9. в в прилив крышки 11. Привод плунжерра 7 оссуществляяется от эксценттрика 6. Масло 79 засасывается насосом из картера раздаточной коробки по трубопроводу 12 и по каналам подается к подшипникам валов и шестерням первичного вала. Данная КОМ имеет наиболее простую конструкцию, так как у нее одна ступень прямая, а необходимое редуцирование получается за счет коробки передач. Значительно более сложную конструкцию имеет КОМ с приводом от промежуточного вала коробки передач. Конструкция таких КОМ обычно имеет одну-две (до трех) передачи переднего хода и одну передачу заднего хода. Примером может служить вторая КОМ автомобиля Урал-375, конструкция которой показана на рис. 5.2. Привалочной плоскостью картера 1 коробка соединяется с картером коробки передач. На оси 2 зубчатых колес на подшипнике установлен блок зубчатых колес 3, одно из колес которого постоянно сцеплено с зубчатым колесом отбора мощности, укрепленным на промежуточном валу коробки передач, а другое - с колесом 4 блока 6, сидящим на оси 5 коробки отбора мощности. На шлицы выходного вала 7 надета каретка 8, которая может вводиться в зацепление с блоком 6 с помощью вилки переключения 9. 80 Рис. 5.22. Коробкка отбора мощностти с редукктором Последняяя устаановлена на по олзун 100. Полззун имееет три фикссированны ых полож жения А,, В и С. При полложении В кареткка КОМ выкллючена (н нейтраль)), при пооложении и А зубчаатое колеесо 8 сцееплено с малы ым колесоом блока, что даетт передач чу передн него ходаа. При пол ложении С зуб бчатое коолесо 8 сц цеплено с колесом 3 (чертеж ж разверн нут на пло оскость), что дает д перед дачу обраатного хоода. Для привода ряд да бортоввых агреггатов (нап пример, вспомогаательных катков БРДМ М-1) примееняются КОМ К с ко оническим ми шестеернями (р рис. 5.3.). В каартере КО ОМ, приккрепленноом к разд даточной коробке 8, смонттировано ведуущее кони ическое коолесо 2. Последне П ее насажен но на шли ицы удли иненного конц ца вала прривода пеереднего моста авттомобиляя. Ведомое колесо 4 может блоккироватьсся с валом м 3 привоода бортоввых агреггатов с поомощью зубчатой з муфтты 5. Муф фта перем мещается с помощ щью вилки и 6, посаж женной наа ползун 7. Поолзун имееет два фи иксированных пол ложения: / — нейтральь, // — вкллючение передачи п . 81 Рис. 5.33. Коробка отбора мощности и с конич ческими ш шестерням ми Управлен ние корообками оттбора мо ощности осуществвляется рычагом, р монттируемым м в каби ине води ителя. Ры ычаг череез систем му тяг связан с с полззунами п передвиж жных каареток. Последни П ие представляютт собой сколльзящие шестерни ш или муфтты. Способ смазки деталей д КОМ зависит отт места ее крепл ления, к осноовному агрегатуу. При верхнем креп плении подача смазки прин нудительн ная (МАЗ З-537): насосы заби ирают см мазку из ккартера оссновного агреггата (разд даточной коробки,, коробки и передач ч) и подаю ют ее к тр рущимся повеерхностям м КОМ. При П боковвом крепл лении к основному о у агрегату у детали смаззываются разбрызгиванием м. В этом м случае КОМ м может им меть или самоостоятельн ную массляную емкость, или общ щую емкоость с оссновным агреггатом. Методы расчета КОМ К на прочность п ь, жесткоссть и износ не отл личаются от методов м расчета других зубчатых х механи измов си иловой передачи п автом мобиля (ккоробки передач, п р раздаточн ной короб бки и др.). Для опрееделения расчетноой нагруззки следуует задатьь скорость (число оборротов) и сопротивл с ление (круутящий момент) м н ведомом на м валу КО ОМ, т. е. необ бходимо знать уссловия работы р приводног п го агрегаата, на который отби ирается моощность от о коробкки. 82 Материалы КОМ М (и отдеельные детали) д о обычно уунифицированы с матеериалами деталей базовых б а агрегатов. . 6. Карданн ные пере едачи Карданнаая перед дача служ жит для передач чи крутящ щего мом мента к агреггатам тррансмиссии, валы ы котор рых при и движен нии автомобиля расп положены ы несоосноо и (или) меняют свое с взаим мное полоожение. У автомообилей с механич ческой траансмисси ией с пом мощью каарданной переедачи осууществляеется подаача крутящ щего мом мента от коробки передач или раздаточ чной коробки к ведущи им мостаам. Кард данная передача п испоользуется также длля передач чи момен нта от глаавной перредачи к ведущим в и уп правляемы ым колессам и отт коробки и отбораа мощноссти к отд дельным (навеесным) механиззмам а автомоби иля (леебедки, дополни ительное оборрудованиее…). В общем м случае карданн ная перед дача автоомобиля 4х2 с передним п состоитт из кар двиггателем и задними ведуущими колесами к рданных шарн ниров (1), карданн ных валовв (2) и про омежуточ чной опорры (3) (рисс.6.1.). Р 6.1. Схема Рис. С кар рданной передачи п Условия работы карданной к й передач чи опредееляются в первую очередь углам ми наклоона их валлов (γ): - чем болььше эти углы, у тем тяжелее условия рабооты карданной передачи. 83 Угол между валами зависит от того, каким механизмам карданная передача передает крутящий момент. Например: − для передачи момента от коробки передач к раздаточной коробке или к промопоре – γ ≤ (3…5)0 ; − для привода ведущих и управляемых колес – γ≤400 (изменяясь по величине и направлению) – особо тяжелые условия. Но, с другой стороны, использовать карданную передачу с γ=00 нельзя, т.к. при этом тела вращения шарнира не перемещаются относительно сопряженных поверхностей, что приводит к пластичному деформированию этих поверхностей в местах взаимодействия с телами вращения (бриннелированию). Требования к конструкции карданной передачи зависят от ее назначения. Общими требованиями ко всем карданным передачам являются: − надежная передача крутящего момента и создание условий для равномерного вращения вала приводного механизма во всем диапазоне оборотов и углов; − отсутствие резонансных явлений в зоне эксплуатационных скоростей движения автомобиля; − минимальные вибрационные нагрузки и уровень шума при работе передачи; − обеспечение высокого КПД за счет снижения трения во всех подвижных соединениях передачи; − надежность работы с большим периодом между техобслуживаниями. Основным конструктивным элементом карданной передачи является карданный шарнир. Тип шарнира определяет кинематическую схему передачи в целом и допустимые углы между ее валами. В общем случае карданные шарниры подразделяются на шарниры неравных и равных угловых скоростей. Первые (асинхронные), при наличии угла между валами, характеризуются периодическим 84 неравенством угловой скорости ведомого валов при равномерном вращении ведущего. Вторые (синхронные) обеспечивают равенство угловых скоростей соединяемых валов при любом их угловом перемещении во время вращения. По конструктивным признакам карданные шарниры делятся на жесткие и мягкие (упругие). У первых, передача крутящего момента обеспечивается шарнирным соединением деталей. У вторых за счет наличия деталей с большой податливостью. Кроме этого шарниры разделяют на простые и универсальные. Первые обеспечивают только передачу вращения между соединяемыми валами, вторые помимо этого обеспечивают возможность осевого перемещения центра шарнира относительно оси одного из соединяемых валов. Кроме перечисленных классификационных признаков для классификации шарниров может быть использован еще один по форме деталей, используемых для передачи вращения. По этому признаку все карданные шарниры различают на шариковые, игольчатые (роликовые) и кулачковые. Разрушение применяемых жестких шарниров происходит в результате разрушения (бриннелирования) и выкрашивания шипов крестовины и рабочих поверхностей стаканов игольчатых подшипников, а также вследствие износа рабочих поверхностей из-за недостатка смазки. Выкрашивание рабочих поверхностей шипов и стаканов является следствием усталостного разрушения под действием значительных контактных напряжений при неравномерном распределении нагрузки по длине иголок подшипника. Бринеллирование шипов также является результатом неравномерного распределения нагрузки по длине игл, которое обусловлено их сдвигом относительно оси рабочих поверхностей шипов и стаканов подшипников. Бринеллирование обычно возникает в карданных шарнирах, имеющих малую жесткость вилок или недостаточную твердость рабочих 85 поверхностей шипов, а также при больших суммарных круговых зазорах в подшипнике. Применение подшипников со сферическими или коническими иглами (по сравнению с цилиндрическими) увеличивает нагрузочную способность подшипников и уменьшает силы трения на торцах игл (что снижает возможность их перекоса). Конструкция карданного шарнира должна свести к минимуму появление дисбаланса карданной передачи, причиной которого могут быть (самопроизвольные) осевые зазоры в шарнире под действием центробежных сил при вращении. Поэтому к величине осевых зазоров и к точности фиксации центра крестовины относительно оси карданного вала предъявляются особые требования. (Селективный подбор по толщине стопорных колец по сравнению с торцевыми стопорными пластинами позволяет более жестко контролировать смещение (центрирование) деталей карданного шарнира). Для компенсации изменения длины карданной передачи во время передачи крутящего момента применяют подвижные шлицевые соединения или универсальные шарниры. В таком соединении при работе передачи возникает осевая сила, дополнительно нагружающая шарниры. Наличие достаточно больших осевых сил и малой рабочей поверхности шлицев способствует интенсивному изнашиванию шлицевых соединений карданных передач, что, в свою очередь, приводит к увеличению дисбаланса и возникновению вибраций. Поэтому для снижения осевых сил и уменьшения износа, скользящие шлицевые соединения карданной передачи располагают не около ведущего моста, а вблизи коробки передач или промопоры. Снижение осевой силы при этом связано с улучшением условий смазки шлицевого соединения. Еще большее снижение осевой силы в подобном соединении карданной передачи возможно при замене трения скольжения на трение качения в шлицевом соединении сопряженными (установка шлицами). шариков Соосность или роликов шлицевого между соединения 86 обеспечивается выбором соответствующего способа центрирования шлицев и посадки (по боковым поверхностям). При углах между валами меньше 50 и небольших нагрузках вместо жестких шарниров, вместо переднего шарнира устанавливают упругую (резиновые) муфту, которая также позволяют компенсировать небольшую несоосность валов. Если осевая податливость резиновых соединительных муфт достаточна, то компенсирующее шлицевое соединение в карданной передаче не применяют. Применение упругих резиновых соединительных муфт приводит к снижению динамических нагрузок на трансмиссию при переходных режимах, но требует применения специальных центрирующих устройств (для снижения дисбаланса передачи). К резине для таких муфт предъявляется повышенные требования по прочности на разрыв, относительному удлинению, твердости, морозо- и теплоустойчивости. В зависимости от компоновочного расстояния между соединяемыми агрегатами трансмиссии и максимальной длиной валов карданной передачи, по условию отсутствия резонансных поперечных колебаний при вращении, применяются разные схемы таких карданных передач (рис. 6.2.). Так как в карданной передаче применяются асинхронные шарниры, то для каждой из этих схем условие равенства угловых скоростей ведущего и ведомого валов передачи будет разным. 87 Рис. 6.2. Кинематические схемы каррданных передач: а) с одним карданным вало ом (В) и двумя шаррнирами; шарнираами и б) с двумя д каррданными и валами (В ( и D), четырьмя ч проомежуточ чной опоррой (вал С); в) с дввумя кард данными валами (В В и С), тремя шарнираами и пром мопорой на валу В В. Значениее угловой й скороссти ведом мого валла каждогго шарни ира при посттоянном угле у е осям ми его вал лов будет находитьься в интеервале: γ между ω 1 ⋅ cos γ ≤ ω 2 ≤ ω1 .. coss γ При этом м увеличеение углаа между валами в буудет вызы ывать увееличение разницы углоовых скорростей егго валов при вращ щении. Н Неравном мерность вращ щения веедомого вала шарнира ш характерризуется коэффициентом нераавномерноости: ω 2 max − ω 2 min 1 − cos 2 γ m m K= = . ω1 ccos γ Для двуххшарнирн ной схемы ы карданной переедачи с од дним вал лом (рис. 6.2, а) а значени ия угловоой скорости вращения валовв при ϕ1 = 0 буду ут: вала (А) первого - максим мальное зн начение угловой у скорости с в ведомого шарн нира переедачи: ω B = ωA , cos γ 1 88 - угловая скорость ведомого вала (С) второго шарнира: cos γ 2 . ω C = ω B ⋅ cos γ 2 или ω C = ω A ⋅ cos γ 1 Равномерное вращение выходного (ведомого) вала такой карданной передачи с жесткими простыми шарнирами будет только при равенстве углов γ1 и γ 2 между валами шарниров. При этом оси валов А и С такой передачи для обеспечения равномерности вращения выходного вала (вала С), не обязательно должны быть параллельны, но условие равенства углов γ1 = γ2 должно соблюдаться. При этом, также обязательным условием равномерности вращения вала С такой передачи, является расположение вилок шарниров на карданном валу В строго в одной плоскости. Для двухшарнирной одновальной карданной передачи, условие равномерности вращения ведомого вала трудно достижимо при ее работе на автомобиле. Это связано с тем, что угол γ 2 изменяется при движении автомобиля не только за счет вертикальных перемещений ведущего моста, но и вследствие поворота ведущего вала главной передачи (ведомого вала карданной передачи) при вертикальных перемещениях моста в соответствии с кинематикой направляющего устройства задней подвески. В случае четырехшарнирной карданной передачи (рис. 6.2, б) с двумя карданными валами (В и D) равномерное вращение ведомого вала (Е) обеспечивается при условии: γ1 = γ 2 и γ3 = γ 4. При этом вилки шарниров на каждом из валов В и D и на промежуточной опоре вала С должны лежать в одной плоскости. Из рис. 6.2, б) также очевидно, что вал С должен быть жестко закреплен, т.е. он представляет собой промежуточную опору такой карданной передачи. В случае трехшарнирной двухвальной карданной передачи с промежуточной опорой на валу В (рис. 6. 2, в), условие равномерности вращения ведомого вала (D) определяется выражением: cos γ 1 ⋅ cos γ 2 = cos γ 3 . При этом вилки первого вала В (с промопорой) должны быть развернуты на 90о, а на втором – должны лежать в одной плоскости. 89 Для трехшарнирной двухвальной карданной передачи ситуация с обеспечением равномерности вращения ведомого вала еще более сложная. Так как при движении автомобиля, аналогично предыдущему случаю, меняются углы γ 2 и γ3, а угол γ1 остается практически неизменным (γ1 = const). Поэтому полную компенсацию неравномерности вращения ведомого вала в такой передаче получить практически невозможно. Рис. 6.3. Карданная передача с промежуточной опорой: 4 - вал;14 - балансировочный грузик; 17 - пыльник; 15 - кольцо пыльника; 5 - подшипник промопоры; 22 – прессмасленка 7. Главные передачи 7.1. Классификация главных передач Главной передачей называются механические редукторы, устанавливаемые в ведущих мостах или непосредственно около ведущих колес автомобиля. Увеличивая передаточное число силовой передачи па постоянную величину, главная передача обеспечивает: − согласование скоростной характеристики двигателя с тяговодинамической характеристикой автомобиля на расчетной (обычно прямой) 90 передаче в коробке передач, в частности, получение при данных оборотах двигателя требуемой максимальной скорости движения автомобиля; − изменение крутящего момента как по величине, так и по направлению его действия при передаче момента от двигателя, расположенного вдоль продольной оси автомобиля, к колесам под углом 90°; В связи с тем, высокооборотными, что автомобильные редукторы главной двигатели передачи являются с большим передаточным числом имеются на всех современных автомобилях независимо от типа и компоновки их силовой передачи. По числу и месту расположения редукторов главные передачи разделяются на четыре вида: − мостовые центральные передачи, представляющие собой центральный (межколесный) редуктор, установленный в средней части моста; к этому виду относятся передачи легковых и грузовых автомобилей общетранспортного назначения и большинства многоцелевых автомобилей; − мостовые разнесенные передачи, состоящие из одного центрального и двух конечных бортовых или колесных редукторов; − бортовые передачи, состоящие из одного центрального межбортового редуктора и нескольких конечных бортовых редукторов, расположенных около каждого ведущего колеса; − раздельно-бортовые передачи, состоящие только из конечных бортовых и колесных редукторов. Мостовые центральные передачи классифицируются по следующим признакам: − по числу ступеней — на одноступенчатые и двухступенчатые. Последние иногда применяются на седельных тягачах и грузовых автомобилях большой грузоподъемности. − по числу пар шестерен, находящихся в зацеплении на одинарные и двойные. 91 Одинарные передачи в свою очередь в зависимости от вида зацепления зубчатых колес могут быть конические (с прямым или спиральным зубом), гипоидные и червячные. Двойные передачи обычно представляют собой сочетание конической или гипоидной пары с парой цилиндрических зубчатых колес. По взаимному расположению валов и шестерен они делятся на непроходные передачи и проходные (тандемные) передачи. На входе передач с непроходным ведущим валом обычно устанавливается коническая пара, а на выходе — цилиндрическая с ведомой шестерней, прикрепленной к корпусу межколесного дифференциала. В передачах с проходным валом первая пара шестерен может быть или конической (автомобиль Урал-375), или цилиндрической. В мостовых разнесенных передачах функцию второй (цилиндрической) пары шестерен выполняют два бортовых редуктора (БТР-60П и др.). В бортовых и раздельно-бортовых передачах у каждого колеса устанавливаются конические и цилиндрические редукторы. 7.2. Требования, предъявляемые к конструкциям главных передач Конструкция главной передачи должна обеспечивать: − реализацию достаточно большого передаточного числа при высокой компактности, особенно центрального редуктора; − малый вес неподрессоренной части; − высокий и маломеняющийся при изменении нагрузок и скорости вращения к. п. д.; − высокую жесткость корпуса, опор, шестерен и валов как одно из главных условий повышения долговечности и бесшумности работы передачи; − малые размеры центрального редуктора. 92 Малые размеры центрального редуктора главной передачи по высоте являются крайне важным требованием, от выполнения которого зависит величина дорожного просвета, а следовательно, проходимость автомобиля по мягким грунтам. Кроме того, размеры главной передачи переднего ведущего моста определяют высоту расположения двигателя, а следовательно, и компоновку автомобиля в целом. 7.3. Типовые конструкции главных передач Передачи с одинарными центральными редукторами. Одинарные центральные редукторы наиболее просты по конструкции и технологичны в производстве и поэтому широко применяются на всех типах легковых автомобилей, на легких и средних колесных тягачах, бронированных машинах, автобусах, а также на грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности, т. е. во всех тех случаях, когда этот тип передачи обеспечивает необходимое передаточное число силового привода при допустимых габаритах редуктора по высоте и требуемой долговечности. Принципиальные схемы одинарных главных передач представлены на рис. 7.1. В конической передаче (рис. 7.1, а) оси валов пересекаются в точке, совпадающей с вершиной конусов зубчаты колес. построение профиля При этом возможно зубьев передачи по сферической эвольвенте и достижение наиболее благоприятных в отношении к. п. д. условий работы зацепления с чистым качением в контакте начальных конусов и с незначительными участками скольжения в поперечной плоскости зубьев. 93 Рис. 7.1. Схемы одинарных главных передач Рис. 7.2. Коническая главная передача' 94 Пример типовой конструкции конической главной передачи грузового автомобиля приведен на рис. 7.2. Ведущая коническая шестерня 1 выполнена за одно с валом. Ведомая шестерня 2 закреплена на корпусе дифференциала. Для повышения прочности и долговечности зубчатые колеса в этих передачах выполняются с криволинейными, чаще спиральной формы, зубьями. Жесткость передачи достигается за счет крепления ведущего вала на трех опорах 3 и 4. На легковых и грузовых машинах малой грузоподъемности часто применяется консольное крепление ведущего вала на двух подшипниках, разнесенных на некоторое расстояние .друг от друга. Подшипники устанавливаются с предварительным натягом, который регулируется изменением толщины втулки 5. Зацепление в этой передаче регулируется с помощью прокладок 6 пол фланцем стакана подшипников. К преимуществам конических главных передач относятся: − высокий к. п. д.; − технологичность при массовом производстве; − относительно невысокие требования к качеству смазывающих материалов. К недостаткам относятся: − небольшая величина передаточного числа, ограниченная прочностью ведущего зубчатого колеса и габаритами ведомого; − высокие требования к точности изготовления и регулировке зубчатых колес, нарушение которых приводит к их быстрому износу, а также к появлению шумов при работе. В связи с этим , на современных автомобилях конические передачи практически не применяются. В гипоидной передаче оси валов скрещиваются на расстоянии Е одна от другой (рис. 7.3. и рис. 7.4.). Зубья ведущей и ведомой шестерен имеют форму спирали. При этом углы наклона спирали ведущего ((3,) и ведомого (р2) колес различны (pi>|32)- Вследствие разного угла наклона зубьев торцовый модуль также будет разный. Благодаря этому при одинаковых диаметрах колес и одинаковых передаточных числах конической и гипоидной 95 передач ведущее колесо последней будет иметь больший диаметр начального конуса и большие размеры зубьев, 'а следовательно, большую прочность зубьев, чем у ведущего колеса конической передачи. преимуществам гипоидных передач относится также и то, что в их зацеплении, помимо относительного скольжения в поперечном направлении, имеет место характерное для всех передач с перекрещивающимися осями (рис. 7.1.) продольное скольжение, способствующее лучшей приработке, плавности хода и бесшумности работы передачи. Отсутствие участков поверхности с чистым качением обусловливает более высокое сопротивление рабочих поверхностей зубьев усталостному разрушению, поскольку усталостное выкрашивание зубьев (питинг) возникает в первую очередь вблизи полюса зацепления, т. е. вблизи зоны чистого качения. Однако наличие продольного скольжения способствует увеличению потерь в передаче и снижению ее к.п.д., а также повышает требования к смазке передачи, которая может выдавливаться при больших нагрузках в направлении продольных контактных линий. В связи с этим возможность заедания в гипоидных передачах выше, чем в конических. Для уменьшения этого недостатка в гипоидных передачах повышается твердость рабочих поверхностей зубьев и применяется специальная, так называемая гипоидная смазка. Учитывая широкое распространение гипоидных передач в настоящее время требование к специальной гипоидной смазке проблемой не является. Рис. 7.3. Гипоидная главная передача 96 С этой же целью смещение осей (Е) в главных передачах легковых автомобилей принимают не более 0,2 D2 (D2 - средний диаметр ведомого колеса), а в грузовых автомобилях - 0,125 D2. Значительное смещение осей валов (E>0,25D2) позволяет осуществить с помощью гипоидной передачи проходной (тандемный) привод ведущих мостов. Главная передача с таким приводом показана на рис. 7.4., где 1 — ведущая шестерня, 2 — ведомая шестерня, 3 — проходной вал, 4 — межосевой дифференциал с фрикционной блокирующей муфтой. Рис. 7.4. Гипоидная главная передача с проходным ведущим валом К положительным качествам этой передачи можно отнести простоту конструкции, к недостаткам — низкий к.п.д. при большом смещении осей валов Е, повышенные требования к точности изготовления зубчатой пары, ее сборке и регулировке. Применение гипоидных передач благодаря меньшим размерам ведомой шестерни и смещению ведущего вала дает возможность увеличить дорожный просвет и уменьшить углы наклона карданной передачи, а также понизить расположение днища корпуса (у корпусных машин). Червячные передачи (рис. 7.5.) применяются на значительной части зарубежных автомобилей — на трех- и четырехосных автомобилях, на некоторых двухосных автомобилях («Кенворт»), на автобусах. Эти передачи представляют собой разновидность винтовой зубчатой передачи со скрещивающимися осями валов с тем отличием от последней, что 97 число зубьев (заходов) на ведущем элементе (червяке) в этой передаче может быть очень малым (до одного захода). К преимуществам червячных передач относятся: − малые габариты и малый вес при большом передаточном числе (до 8); − бесшумность и плавность в работе; − облегчение компоновки автомобиля, так как червячная передача может быть выполнена с верхним или нижним расположением червяка; − упрощение привода к ведущим колесам многоосных автомобилей за счет применения ведущих мостов с проходными валами. Малые габариты червячных передач объясняются меньшим числом зубьев, необходимых для плавной и бесшумной работы, возможностью изготовления червяка с большой величиной угла подъема винтовой линии (pi). Благодаря большому значению (3j соотношение между диаметрами ведущего (dj) и ведомого (d2) элементов у червячной пары обеспечивает большее i0, чем у конической. Размеры червячной передачи отличаются от конической, тем больше, чем больше передаточное число i0, особенно при i0>5. 98 Рис. 7.5. Червячная главная передача К недостаткам червячных передач по сравнению с зубчатыми относятся меньший к.п.д. и большая стоимость изготовления передачи. На корпусных автомобилях устанавливаются червячные передачи с нижним расположением червяка (рис. 7.5, а), что позволяет уменьшить высоту расположения кузова автомобиля примерно на 100—120 мм, т. е. значительно больше, чем это допускает гипоидная передача. В такой конструкции вал червяка располагается ниже уровня масла в картере передачи и поэтому его необходимо надежно уплотнять. Верхнее расположение червяка (рис. 7.5, б) способствует увеличению дорожного просвета под картером главной передачи. Условия смазки червяка в этой конструкции хуже. Ввиду значительных потерь на трение в червячной 99 п передаче следуетт обращать вним мание на н надеж жное охллаждение картераа, н например р, за счет оребрени ия его стен нок и дни ища. Переедачи с центральн ц ными двойными редукторрами. Перредачи этого тип па п применяю ются на гррузовых автомоби а илях средн ней и болльшой груузоподъем мности, на н п полнопри иводимыхх трех- и четыреехосных автомоби илях, средних и тяжелых б брониров ванных коолесных машинахх, тягачах х и самохходных ш шасси, т. е. во всех с случаях, к когда неообходимоое передатточное чи исло (i0 = 7... 12) не удаетсяя получитть с помощьью одинаррной переедачи. Наиб большее применен п ние получ чили три схемы с двоойных перредач (ри ис. 7.6.). Двой йная переедача (рисс. 7.6, а) с непрохо одным ' ведущим в ввалом при именяетсся н грузоввых автоомобилях средней на й и большой груззоподъем мности с колесной ф формулой й 4x2 (ЗИ ИЛ-130, МАЗ-200 М ). Она вкключает коническкую пару зубчатых к колес и пару п цили индрическких колесс. Наличи ие второй пары зац цепления позволяеет п повысить ь прочноссть и доолговечноость кони ической передачи. п . Разбивкка общегго п передаточ чного чи исла меж жду отделльными зубчатым з ми парам ми произвводится с у учетом слледующихх соображ жений: i i г д Рис. 7.6. Схемы ы двойных х главныхх передачч 10 00 − возможно большее передаточное число должно быть у цилиндрической пары, расположенной ближе к колесам автомобиля; − передаточное число первой конической или гипоидной передачи должно быть малым, чтобы обеспечить большие размеры ведущей конической шестерки, повысить ее прочность, а также чтобы уменьшить осевые силы, вызывающие нарушение зацепления зубчатых колес. На автомобилях, предназначенных для работы с прицепами, седельных тягачах и автомобилях повышенной проходимости передаточное число конической пары имеет несколько большее значение, чем на автомобилях, работающих без прицепов по усовершенствованным дорогам, что обеспечивает увеличение общего передаточного числа io. Цилиндрическая передача второй ступени делается с прямым или косым зубом. Так, в передаче ЗИЛ (рис. 7.7.) первая пара 1 коническая, а вторая 2 — цилиндрическая с косыми зубьями. 101 Рис. 7.7. Главная передача ЗИЛ-432900 Применение косозубого зацепления обеспечивает уменьшение шума при работе передачи и повышение ее долговечности. Частичное уравновешивание осевых усилий, действующих на подшипники промежуточного вала, в этой конструкции достигается за счет соответствующего подбора углов спирали конических и цилиндрических колес. При этом следует иметь в виду, что если при движении автомобиля передним ходом обеспечивается разгрузка подшипников от осевых усилий, то при заднем ходе, наоборот, усилия, возникающие в зацеплении конической и цилиндрической пары, складываются и .могут достигать больших величин, что необходимо учитывать при выборе размеров подшипников и при расчете деталей их крепления. 102 При косозубом зацеплении цилиндрической пары ведущий и промежуточный валы, а также корпус дифференциала обычно крепятся на роликовых конических подшипниках, натяг которых регулируется с помощью прокладок 3 и 5 и регулировочных гаек 4. Двойные редукторы с непроходным ведущим валом в недавнем прошлом имели довольно широкое распространение не только на двухосных, но и на многоосных автомобилях. В настоящее время на автомобилях с колесной формулой 6x4, 6x6, 8x8 они почти целиком заменены редукторами с проходным ведущим валом, на основе которого строятся так называемые проходные, или тандемные, силовые приводы. Схемы редукторов с проходным валом весьма разнообразны (рис. 7.6, б- д). По схеме (рис. 7.6, б) выполняются главные передачи трехосных автомобилей многоцелевого назначения ЗИЛ-433420, Урал-4320, КамАЗ-4310 и других грузоподъемностью до 5 т. Редуктор главной передачи среднего моста автомобиля Урал-4320 (рис. 7.7.) состоит из конической пары шестерен 2 и 3 и косозубой цилиндрической пары шестерен 5 и 7. Консольное расположение ведомой конической шестерни 3 на промежуточном валу позволяет пропустить ведущий вал 1 к следующему (заднему) мосту и таким образом упростить конструкцию силового привода автомобиля. Однако в схеме с консольным расположением ведомой конической шестерни труднее получить требуемую высокую жесткость передачи. Для повышения жесткости промежуточный вал устанавливается на трех опорах: одном роликовом цилиндрическом подшипнике 4 большого размера и двух роликовых конических подшипниках 6. 103 Рис. 7.7. Главная передача среднего моста автомобиля УРАЛ-375 Центральные редукторы с проходным валом ведущей конической шестерни иногда применяются и на трехосных автомобилях большой грузоподъемности (например, ЗИЛ-133 грузоподъемностью 8 т). При этом привод среднего и заднего ведущих мостов осуществляется через симметричный межосевой дифференциал (рис. 7.6, в). На трех- и четырехосных автомобилях большой грузоподъемности в настоящее время часто применяют специальные тележки, состоящие из двух мостов, один из которых (обычно средний) имеет главную передачу, выполненную в виде двойного редуктора, а второй - обычную коническую или гипоидную передачу (иногда от автомобиля типа 4x2). 104 Рис. 7.8. Двойная главная передача с цилиндрической парой шестерен на входе Рис. 7.9. Двойная главная передача автомобиля МАЗ На входе двойных редукторов в этих мостах устанавливаются две или три цилиндрические шестерни (рис. 7.6, г и рис. 7.6, д), обеспечивающие возможность смещения ведущего вала передачи относительно картера моста. Схема (рис. 7.6, г) с двумя цилиндрическими шестернями обеспечивает простоту и компактность конструкции передачи. Но в 105 связи с различным направлением вращения валов в передачах, выполненных по этой схеме, должны применяться конические шестерни с различным направлением спирали. Схема (рис. 7.6, д) с тремя цилиндрическими шестернями на входе обеспечивает одинаковое направление вращения приводных валов, а следовательно, полную унификацию конической или гипоидной пары смежных мостов. Примеры конструкций двойных редукторов с одной цилиндрической парой шестерен на входе даны на рис. 7.8. и рис. 7.9. Редукторы, у которых отбор мощности к двум смежным мостам осуществляется от ведущего вала цилиндрической передачи через симметричный дифференциал (рис. 7.8.), выпускаются американскими и европейскими фирмами для автомобилей большой грузоподъемности с колесной формулой 6x4 и 8x4 (фирмы Итон и Тимкен - США, Форд Англия, Фиат - Италия, Юник - Франция и др.). Редукторы с отбором мощности от ведомого вала цилиндрической пары шестерен (рис. 7.9.) применяются на четырехосных тягачах и шасси высокой проходимости с колесной формулой 8x8. В редукторе МАЗ цилиндрическая пара шестерен расположена в отдельном картере. В приводе мостов вместо межосевого дифференциала установлен самоблокирующийся механизм свободного хода клинового типа. Мостовые разнесенные передачи. Передачи этого типа обеспечивают реализацию большого передаточного числа при малых габаритах и весе центрального редуктора. Поэтому они применяются на автомобилях высокой проходимости, у которых должен быть большой дорожный просвет, а также на транспортных автомобилях большой грузоподъемности и тягачах. 106 Рис. 7.10. Главная передача четырехосного автомобиля МАЗ Примеры конструкций разнесенных главных передач представлены на рис. 7.9. и рис. 7.10. Конструкция главной передачи переднего ведущего моста автомобиля МАЗ-502 (рис. 7.9.) состоит из центрального конического редуктора и двух цилиндрических бортовых редукторов 5, картеры которых крепятся к балке 4 моста. Передача момента от центрального редуктора к бортовым редукторам осуществляется через полуоси 2. В главной передаче переднего моста четырехосного автомобиля МАЗ (рис. 7.10.) связь между первой частью (центральным коническим редуктором 1, установленным на раме 2) и второй частью передачи (колесными планетарными редукторами 4) осуществляется через карданную передачу). К преимуществам разнесенных передач относятся: - реализация большой части постоянного передаточного числа в конце силовой передачи, особенно в передачах с планетарными колесными редукторами, что позволяет значительно уменьшить вес и габариты остальных агрегатов силовой передачи; - высокая плотность компоновки автомобиля по высоте (низкое расположение двигателя и 107 других агрегатов при большой величине дорожного просвета). К недостаткам передачи относятся: усложнение и удорожание конструкции по сравнению с двойной передачей, расположенной в едином картере, большое количество деталей (цилиндрических шестерен, подшипников и т. п.), большая трудоемкость обслуживания. Двухступенчатые (двухскоростные) главные передачи. Передачи этого типа применяются на специальных автомобилях-тягачах, работающих постоянно с прицепами или полуприцепами, полная нагрузка которых изменяется в широких пределах. Их конструкции обычно разрабатываются на базе одноступенчатых центральных редукторов. В конструкции автомобиля ЗИЛ вторая ступень получена путем установки на промежуточном валу 1 и корпусе дифференциала не одной, а двух пар цилиндрических шестерен. Ведущие цилиндрические шестерни при этом устанавливаются на подшипниках скольжения и могут соединяться с промежуточным валом через зубчатую муфту 2. Для тягачей ЗИЛ-130В1 разработан двухскоростной мост с передаточным числом главной передачи на низшей ступени io = 7,47 и на высшей ступени io = 5,76. Для более мощных тягачей ЗИЛ-130ВТ передаточные числа главной передачи увеличены до io = 8,6 и io = 6,63. Применение этих мостов обеспечит улучшение тягово- динамических свойств и топливной экономичности автопоездов как с полностью груженым прицепом, так и с прицепом без груза. Однако разработанная для этих мостов конструкция двухскоростной главной передачи имеет значительные недостатки: большие габариты и вес центрального редуктора, вследствие чего уменьшается дорожный просвет машины, а также требуется усиление балки ведущего моста. Для автомобилей-тягачей МАЗ-500В, предназначенных для работы с прицепами в тяжелых дорожных условиях, разработана конструкция 108 двухскоростной главной передачи, кинематическая схема которой приведена на рис. 7.11. Главная передача состоит из конического редуктора и планетарного демультипликатора. Водило демультипликатора соединено с корпусом конического межколесного дифференциала. При соединении зубчатой муфтой 3 водила 2 с сателлита 1 планетарный редуктор будет блокирован и передаточное число передачи будет равно передаточному числу только конической пары шестерен ii2=2,5. При соединении зубьев «сателлита 1 через муфту 3, выполняющую роль солнечной шестерни, с неподвижным картером 4 и освобождении водила 2 планетарный редуктор будет передавать силовой поток на корпус дифференциала с передаточным числом i24= 1,391. Дополнительное увеличение передаточного числа в передаче МАЗ осуществляется с помощью колесных редукторов. 109 Рис. 7.11. Схема двухступенчатой главной передачи с планетарным демультипликатором 8. Дифференциалы 8.1. Назначение дифференциалов Со времени появления самодвижущегося транспортного средства перед конструкторами стоит проблема правильного распределения потока мощности между ведущими колесами. В первых конструкциях самодвижущихся транспортных средств вся мощность передавалась на один вал, соединявший оба ведущих колеса. Из-за ограниченной мощности транспортное средство застревало на первом же повороте. В 110 поисках причин этого было установлено, что внутреннее и наружное колеса должны вращаться с разной частотой вращения. Чтобы как-то разрешить эту проблему, стали всю мощность подводить к одному ведущему колесу, благодаря чему другое колесо могло двигаться самостоятельно в соответствии с колеей транспортного средства и дорожными условиями. Ограниченная способность маневрирования таких транспортных средств становилась заметной, как только ведущее колесо попадало в плохие условия по сцеплению. Мысль о подводе мощности к каждому колесу отдельно возникла в связи с тем, что отсутствовала возможность с учетом быстро меняющихся дорожных условий делать ведущими колесами левое или правое. Идея механического соединения двух ведущих колес появилась в 1827 г. В конце XIX века такое соединение, представляющее собой дифференциальный механизм, распространилось на транспортные средства всех видов и по настоящее время находит широкое применение. Успешность автомобилизации во многом может быть обязана этому изобретению. В других отраслях промышленности в тех случаях, когда требуется переменное распределение потока мощности и скорости между двумя ведомыми узлами, также используют такую конструкцию. Простейшим способом устранения циркуляции мощности в ведущем мосту является применение в ступицах колес односторонних муфт свободного хода, передающих крутящий момент только в одном направлении. Когда при движении автомобиля на повороте частота вращения наружного колеса увеличивается, односторонняя муфта не допускает передачи мощности в противоположном направлении, т. е. от опорной поверхности через колесо к оси автомобиля. Односторонние муфты не должны исключать движения автомобиля назад, что требуется предусматривать в их конструкции. Вместо того, чтобы размещать в ступицах колес две односторонние муфты, с этой целью лучше применять один механизм, общий для двух полуосей и 111 установленный по центру у главной передачи. Механизмы, которые при движении на повороте отключают колесо, проходящее больший путь (независимо от направления движения автомобиля вперед или назад), называют отключающими механизмами. Однако наиболее часто применяемым механизмом для распределения мощности по колесам автомобиля является дифференциал. Передаточное число дифференциала. Дифференциалы, устанавливаемые между колесами, чаще всего имеют внутреннее передаточное число im = -1. Это означает, что при невращающемся корпусе (со0 = 0) одно колесо вращается с частотой вращения coi = 1, а второе - со2 = -1. Такой дифференциал называется симметричным. Симметричный дифференциал (без учета внутреннего трения) распределяет крутящий момент между колесами поровну. Если дифференциал распределяет крутящий момент между двумя или более ведущими мостами, потребность которых в крутящем моменте из-за разных нагрузок разная, то такой дифференциал называется несимметричным, и его внутреннее передаточное число i№ Ф -1. В отдельных конструкциях передаточное число дифференциала может циклически изменяться в определенных пределах, тогда мы имеем дело с пульсирующим дифференциалом. Виды механизмов распределения распределения мощности, применяемые мощности. в Механизмы автомобилях, можно классифицировать следующим образом. В зависимости от назначения различают дифференциалы: межколесные (рис. 8.1.), межосевые (рис. 8.2.) и межбортовые. По конструктивной схеме дифференциалы делятся на простые и сложные, а также симметричные и несимметричные. Учитывая степень автоматизации дифференциалов, можно выделить дифференциалы без блокировки, с принудительной блокировкой, включаемой водителем, и самоблокирующиеся. По конструкции дифференциалы можно разделить на дифференциалы малого трения (конические и цилиндрические), дифференциалы повышен-ного трения 112 (с дисками трения, кулачковые, с зубчатыми колесами), дифференциалы с гидравлическим сопротивлением, пульсирующие дифференциалы (с переменным передаточным числом), отключающие механизмы (с односторонними муфта ми), самоблокирующиеся дифференциалы (с помощью многодисковых муфт свободного хода или гидравлической муфты с вязкой жидкостью). Рис. 8.1. Конструктивные схемы простых межколесных дифференциалов малого трения: а - конический симметричный дифференциал; б – цилиндрический дифференциал (с парными сателлитами) Требования, предъявляемые к дифференциалу. Идеальной конструкцией дифференциала с точки зрения динамических свойств была бы такая, при которой крутящий момент, снимаемый с коленчатого вала двигателя и передаваемый корпусом дифференциала к ведущим колесам автомобиля, был бы пропорционален силам сцепления каждого из колес с опорной поверхностью в различных условиях движения. Ни один из применяемых в настоящее время дифференциалов этому требованию не удовлетворяет (не считая самоблокирующихся дифференциалов). Таким образом, рационально сконструированным дифференциалом можно считать механизм, повышающий способность автомобиля к движению по бездорожью, т. е. способный подвести крутящий момент к одному из ведущих колес, когда другое утрачивает сцепление с дорогой. 113 г) д) Рис. 8.2. Конструктивные схемы простых межосевых дифференциалов малого трения: а - конический симметричный дифференциал; б, в и г – конические несимметричные дифференциалы; д - цилиндрический дифференциал Основные требования, которые предъявляются к автомобильным дифференциалам, сводятся к следующему. 1. Кинематические свойства дифференциала не должны нарушать закономерностей качения ведущих колес при криволинейном движении автомобиля и отвечать условию со0 = (coi + co2)/2. 2. Автомобиль, оснащенный дифференциалом, должен отличаться легкой управляемостью. Сила трения, возникающая обычно внутри механизма, вызывает стабилизирующий момент на колесах, для преодоления которого необходимо прикладывать к управляемым колесам некоторую силу, и чем эта сила меньше, тем легче управлять автомобилем. 3. Дифференциал должен иметь постоянный механический КПД. 4. Конструкция дифференциала должна быть простой и приемлемой для массового производства. 5. Интенсивность изнашивания элементов дифференциала должна быть малой. 114 8.2. Дифференциалы малого трения. Симметричные дифференциалы Конический дифференциал (кинематическая схема дана на рис. 8.1, а и 8.2, б). Обычный дифференциал с коническими зубчатыми колесами, применяемый в грузовых автомобилях, имеет чаще всего четыре сателлита (рис. 8.3.) или, реже, три. Большинство легковых автомобилей имеет дифференциалы с двумя сателлитами. 1 а) 2 б) Рис. 8.3. Конический дифференциал (без корпуса): а) в сборе; б) в разобранном виде; 1 - шестерни полуосей; 2 -сателлиты; 3 - крестовина; 4 - опорная шайба шестерни полуоси; 5 - опорные шайбы сателлитов Они могут свободно вращаться вокруг шипов неподвижной крестовины, концы которой зажаты между чашками корпуса дифференциала, и постоянно находятся в зацеплении с шестернями полуосей. В общем случае сателлиты опираются на внутренние стенки корпуса через опорные шайбы 5 скольжения, а полуосевые шестерни через опорные шайбы 4. Составные части (чашки) корпуса дифференциала соединяют между собой с помощью болтов или винтов, причем часто для этого применяют установочные штифты. Корпус дифференциала в большинстве случаев имеет фланец, к которому с помощью болтов или заклепок крепится 115 шестерня главной передачи. Иногда ведомая шестерня соединяется с корпусом дифференциала с помощью болтов, соединяющих обе его чашки. Каждый из конических сателлитов работает как рычаг между двумя шестернями полуосей, поэтому крутящий момент, снимаемый с корпуса дифференциала, теоретически, делится поровну между шестернями полуосей и, следовательно, между ведущими колесами. Такое распределение моментов происходит независимо от траектории движения транспортного средства и дорожных условий. Конические дифференциалы, отличающиеся высоким механическим КПД, наиболее распространены и находят применение в большинстве автомобилей. Существенный недостаток обычного конического дифференциала заключается в задерживании вращения одного из ведущих колес при скольжении другого колеса данного моста. Цилиндрический дифференциал. В некоторых автомобилях применяют цилиндрический дифференциал, который отличается от конического только выполнением сателлитов в виде пар цилиндрических шестерен (рис. 8.4.). Такая конструкция не нарушает упомянутого выше принципа действия конического дифференциала, причем роль конического сателлита выполняет пара цилиндрических шестерен, а выходных шестерен — цилиндрические шестерни, установленные на концах полуосей. Длину зубьев сателлитов и их положение выбирают такими, чтобы каждый сателлит частью своего зубчатого венца зацеплялся с цилиндрической шестерней полуоси. Остальной частью зубчатого венца сателлит взаимодействует с другим сателлитом (равным ему по размерам), который зацепляется с цилиндрической шестерней другой полуоси. К корпусу дифференциала болтами крепится ведомая коническая шестерня главной передачи. Вместе с ведомой шестерней вращается корпус дифференциала, а также закрепленные в нем оси сателлитов. 116 Рис. 8.4. Конструктивная схема цилиндрического дифференциала при главной передаче: а - конической; б - червячной; 1 и 2 - шестерни полуосей; 3 –корпус дифференциала; 4 и 5 - сателлиты; 6 - шестерня ведомая коническая; 7 шестерня ведущая коническая; 8 - червяк; 9 - колесо червячное Недостатком цилиндрического дифференциала является необходимость применения большого числа сателлитов, что усложняет конструкцию и увеличивает массу ведущего моста. Обычно такой дифференциал короче, но при одной и той же передаваемой мощности имеет больший диаметр. Использование дифференциала большего диаметра создает трудности в обеспечении необходимого просвета автомобиля. Малая ширина оказывается желательной для применения в некоторых отраслях промышленности. 117 Шариковый дифференциал. Оригинальная конструкция автомобильного дифференциала показана на рис. 8.5. В этой конструкции шариковые сателлиты 5 установлены в водиле 4, имеющем форму плоской коробки. Крутящий момент, передаваемый передачей этого типа, не может быть большим вследствие возникновения больших давлений (теоретически нагрузка передается одной точкой), которые приводят к быстрому изнашиванию передачи. Рис. 8.5. Шариковый дифференциал: 1 - левая полуось; 2 и 6 шестерни полуосей; 3 - шестерня ведущая главной передачи; 4 - водило; 5 сателлиты; 7 - правая полуось 118 8.3. Дифференциалы повышенного терния. Дифференциалы с фрикционными муфтами В случае применения обычного дифференциала максимальная сила тяги будет ограничена величиной, примерно вдвое большей той, которую развивает колесо, находящееся на скользкой дороге. Если эта величина будет превышена, то колесо, находящееся на скользкой поверхности, начнет проскальзывать, и движение автомобиля прекратится. По этому поводу существует мнение, что затруднения, создаваемые этими ограничениями, проявляются чаще всего у двух совершенно разных типов автомобилей. 1. У автомобилей с высокой удельной мощностью (отношением мощности двигателя к массе автомобиля), которые могут работать на грани потери сцепления, например, спортивные и гоночные автомобили. 2. У транспортных средств, двигающихся на грани потери сцепления благодаря особым свойствам поверхностей, по которым они ездят, например сельскохозяйственные машины и автомобили высокой проходимости, включая санитарные и пожарные. Большинство механизмов, изобретенных и усовершенствованных к настоящему времени в целях исключения потери способности автомобиля к движению вследствие скольжения ведущего колеса в неблагоприятных дорожных условиях, основаны на повышении трения в дифференциале. Очевидные преимущества дифференциала повышенного трения проявляются зимой на обледенелой или покрытой снегом дороге. В этих условиях дифференциал повышенного трения позволяет подвести к колесам, которые имеют большее сцепление, увеличенный крутящий момент и таким образом повысить силу тяги автомобиля. Дифференциал повышенного трения необходим тем потребителям, которые иногда используют автомобиль в туристических целях и при этом сталкиваются с самыми неблагоприятными условиями бездорожья. В течение многолетней борьбы за рынок появилось множество механических и гидравлических конструкций дифференциалов. Из них 119 наиболее широкое конструкции, в применение которых в автомобилестроении используется трение. получили Дифференциалы повышенного трения относятся к более простым конструкциям и почти не влияют на тяговые качества автомобиля. Во всех дифференциалах повышенного трения используются явления трения для получения коэффициента блокировки дифференциала большего, чем единица. Преимущества дифференциалов повышенного трения, основанные на подведении крутящего момента ко всем ведущим колесам даже тогда, когда одно колесо имеет малое сцепление или уже потеряло сцепление, распространяются на все транспортные средства. Однако польза от этогоразличная и зависит от вида транспортного средства и области его применения. Легковые автомобили. Общепринято, что дифференциал повышенного трения необходим только в спортивных автомобиля или на период зимней эксплуатации (т.е. по снегу и льду) и поэтому не применяется в обычных условиях эксплуатации. Современные дифференциалы с фрикционными муфтами мягки в работе и совсем не ощущаются при движении автомобиля в обычных условиях эксплуатации. Транспортное средство, оборудованное таким дифференциалом, может проехать там, где автомобиль с обычным дифференциалом вынужден будет остановиться из-за снега или льда и, кроме того, не застрянет на мягком грунте. Благодаря этому' водитель может действовать решительно, а повышенное трение в дифференциале не допускает при медленном выезде с какого-либо вязкого участка дороги буксования колес. Применение современных дифференциалов повышенного трения значительно уменьшает вероятность резкой смены направления движения передних колес на выбитой дороге вследствие отрыва какого-либо колеса от опорной поверхности и последующего свободного вращения и затем резкого замедления вращения при соприкасании с этой поверхностью. Уменьшаются потери мощности, а также колебания моста на крутых 120 поворотах. Что касается управляемости, то действие дифференциала повышенного трения также способствует повышению устойчивости автомобиля при боковых порывах ветра. Грузовые автомобили малой грузоподъемности. Приведенные выше замечания касаются также легких развозных автомобилей, особенно в случае движения их без груза. Для них особенно важны вопросы сохранения устойчивости при боковом ветре. Грузовые оказываются автомобили. особенно Дифференциалы эффективными для повышенного грузовых трения автомобилей, эксплуатируемых на твердых дорогах и вне их. Самосвалы иногда вынуждены разгружаться, когда одно из ведущих колес имеет недостаточное сцепление; из-за этого разгруженное транспортное средство не может отъехать. Другой серьезной проблемой является случай выезда автомобиля из грязи, так как часто в этом случае одно колесо начинает буксовать, и в тот момент, когда оно касается твердой поверхности, возникает ударная нагрузка, которая чаще всего бывает причиной скручивания полуоси. Чтобы уйти от этих проблем, выпускают ведущие мосты грузовых автомобилей, оборудованные устройствами для блокировки дифференциалов, которые, жестко соединяя полуоси, позволяют достигать максимальной силы тяги по сцеплению. Однако для размещения указанных устройств требуются значительные изменения в корпусе дифференциала и картере главной передачи, и кроме того, требуется установка на автомобиль дополнительно привода механизма блокировки дифференциала. Замена дифференциала с блокировкой на дифференциал повышенного трения позволяет избежать упомянутых трудностей ценой небольшой потери сцепления. Другой недостаток жесткого вала проявляется при движении на скользких поверхностях, когда радиус поворота может значительно возрасти. Используя дифференциал с фрикционными муфтами, можно найти компромиссное соотношение между силой сцепления и радиусом поворота. 121 Автобусы. повышенного Наиболее трения эффективно в применение автобусах, которые дифференциалов часто вынуждены задерживаться на остановках, особенно в горных районах. В зимнее время, даже когда дорога не обледенела и посыпана песком, часто нужно (для удобства пассажиров) съезжать на обочину (на снег и лед). Далее рассмотрены некоторые конструкции дифференциалов повышенного трения с фрикционными муфтами. Дифференциал фирмы "Порше". В конструкции, согласно рис. 8.6., одиночный конус большого диаметра с помощью паза установлен на выходной шестерне дифференциала. Этот конус соприкасается с корпусом дифференциала и прижат к нему тарельчатой пружиной. Сопротивление вращательному движению дифференциала обусловливает давление пружины. Рис. 8.6. Дифференциал повышенного трения фирмы "Порше" Дифференциал "Паурлок". На рис. 8.7. показан дифференциал с фрикционными элементами. Этот механизм применяется во многих автомобилях США, обеспечивая высокую степень блокировки дифференциала. В этом механизме в основном применены элементы обычного конического дифференциала, определенные конструктивные изменения, однако в него внесены которые заключаются в следующем. 1. Крестовина заменена двумя отдельными пересекающимися под прямым углом осями 4 четырех сателлитов 5. Вследствие скользящего соединения осей в средней части каждый из сателлитов имеет возможность независимого частичного осевого и окружного перемещения. В целях 122 обеспечения подвижного соединения с корпусом дифференциала концы осей сателлитов оформлены в виде буквы V. Подобные же вырезы в виде буквы V выполнены, в свою очередь, на противоположных торцовых поверхностях взаимодействующих чашек 1 и 2 дифференциала. Торцовые поверхности этих вырезов подвергнуты поверхностной закалке. в) г) Рис. 8.7. Дифференциал: а – разрез; б - вид с вырезом четверти; в - ось сателлитов, передвинутая влево по подвижному диску муфты левой полуоси; г - ось сателлитов, передвинутая вправо по нажимному диску муфты правой полуоси; 1 и 2 - чашки дифференциала; 3 - нажимной диск (опорная чашка); 4 - ось сателлитов; 5 - сателлит; 6 - нажимной диск и шестерня полуоси; 7 - ведомые диски фрикционной муфты; 8 - ведущие диски фрикционной муфты 2. Между шестернями полуосей и чашками дифференциала установлены на шлицах нажимные диски 3, выполненные в виде опорных чашек. Эти диски контактируют с наружными краями сателлитов. Между 123 каждым из нажимных дисков и обработанной внутренней поверхностью корпуса дифференциала установлен комплект из четырех штампованных стальных дисков муфты. Эти диски улучшены термообработкой и механически обработаны для получения требуемой толщины. Из этих дисков два установлены на наружных шлицах нажимного диска, а два - в корпусе дифференциала. Описание действия дифференциала следует начать с механизма передачи крутящего момента при прямолинейном движении автомобиля. Под действием окружных сил Ро приложенных к концу оси сателлитов и создаваемых корпусом дифференциала, происходит незначительное окружное перемещение оси относительно корпуса (рис. 1.4.29, в и г), причем оси перемещаются по вырезам в виде буквы V в направлении, противоположном обеспечивает направлению максимальное движения перемещение корпуса в (конструкция выемках корпуса приблизительно 0,1 мм). Это вызывает поперечное перемещение опорных поверхностей оси (вдоль оси выходных шестерен) на величину 8 (в разные для каждой оси стороны). Расхождение осей сателлитов под действием передаваемого крутящего момента вызывает разведение нажимных дисков, на которые давят цилиндрические поверхности сателлитов, перемещение нажимных дисков и увеличение давления между подпружиненными фрикционными дисками. Кроме того, на нажимные диски действуют осевые составляющие сил зацепления сателлитов с шестернями полуосей. В сумме это приводит к появлению определенного момента трения во фрикционной муфте, в результате чего в описываемом механизме повышается внутреннее трение. Момент трения в дифференциале обусловливает трение во фрикционных муфтах, между сателлитами и нажимными дисками, а также в местах посадки сателлитов на осях. При криволинейном движении автомобиля описанный процесс частично происходит в обратном направлении; шестерни полуосей работают как шестерни планетарной передачи. Для лучшего понимания 124 кинематического взаимодействия частей дифференциала шестерню полуоси внутреннего ведущего колеса следует рассматривать как неподвижный элемент, по отношению к которому шестерня полуоси наружного ведущего колеса увеличивает частоту вращения в связи с прохождением наружным колесом большего пути. Сателлиты, находящиеся в зацеплении с шестернями полуосей (наружная вращается, внутренняя неподвижна), также должны вращаться, но, чтобы произошел поворот, они сместят концы осей по срезанным в виде буквы V поверхностям в прежнее положение, в связи с чем значительно уменьшится давление на нажимной диск и, следовательно, момент трения между дисками муфты. Таким образом, работа дифференциала при криволинейном движении автомобиля осуществляется так же, как и при прямолинейном движении, т. е. с подтормаживанием, пропорциональным крутящему моменту, передаваемому колесами. Дифференциал "Локоматик" (рис. 9.8.) Этот дифференциал, выпускаемый фирмой «Цанрадфабрик», представляет собой дальнейшее развитие дифференциала «Паурлок», причем дифференциал работает по сложной схеме. Часть момента трения зависит от нагрузки, а другая, постоянно действующая часть момента трения создается двумя тарельчатыми пружинами, каждая из которых расположена с внешней стороны комплекта дисков муфты. Так как выходные шестерни (10) опираются на корпус дифференциала двумя узкими опорными дисками (9), то осевые силы зацепления конических шестерен не используются для сжатия фрикционных муфт. Благодаря этому зазор в конической передаче при уменьшении толщины пакета фрикционных дисков, вследствие износа, остается неизменным. 125 Рис. 8.8. Дифференциал "Локоматик" фирмы «Цанрадфабрик»: 1 - ведомая шестерня главной передачи; 2 - корпус дифференциала; 3 сателлит; 4 - ось сателлита; 5 - лыски (в форме буквы V) на поверхностях торцов оси сателлитов: 6 - фрикционные наружные диски; 7 – внутренние фрикционные диски; 8 - крышка корпуса; 9 - опорное кольцо; 10 - выходная шестерня; 11 - нажимной диск; 12 тарельчатая пружина Дифференциал "Спин-резистент" (рис. 8.9.). В зависимости от нагрузки и ее постоянства во времени усилие, прикладываемое к обоим фрикционным конусам, вследствие действия осевых сил зацепления конических шестерен и комплекта спиральных пружин (размещенных между двумя нажимными дисками, опирающимися на внутренние поверхности выходных шестерен) создает момент трения. 126 а) б) Рис. 8.9. Дифференциал "Спин-резистент", в котором внутреннее трение увеличивается по мере роста силы тяги: а - разрез; б - схема действия Подбором угла вершины фрикционных конусов и числа пружин, а также их усилия можно устранить все зазоры в механизме. Остальные детали просты по своей конструкции; например, фрикционные диски даже можно было бы установить непосредственно на шлицах полуоси. На рис. 8.10. показана конструкция дифференциала фирмы с одиночной центральной спиральной пружиной. Рис. 8.10. Дифференциал "Спин-резистент" с центральной нажимной пружиной 127 8.4. Червячные дифференциалы Коэффициент блокировки этого дифференциала (рис. 8.11.), у которого момент трения пропорционален передаваемому через Д. моменту, постоянный и определяется выражением: Кб = 1/Т1 , где л = T|i* г)2* Лз* Л4 произведение КПД четырех червячных пар, находящихся в зацеплении при передаче крутящего момента от одной полуоси к другой, когда водило (корпус дифференциала) остановлено. В выполненных конструкциях коэффициент блокировки часто был неоправданно высоким и доходил до Кб = 20. Червячный дифференциал наиболее сложный и дорогостоящий из всех типов диференциалов. Он требует применения дефицитных материалов (сателлиты и червячные шестерни из оловянистой бронзы). В настоящее время применяется крайне редко. На рис. 8.11. показан поперечный разрез червячного дифференциала. Сателлитами в дифференциале этого типа являются червяки 3 и 7, отдельно для каждой из выходных шестерен, роль которых в данном случае играют червячные колеса, 1 и 9. Ведущий червяк 10 главной передачи зацепляется с червячным колесом 11, связанным с центральной частью 4 корпуса дифференциала, состоящего из чашек 2 и 8. В этом корпусе закреплены оси 5 на которых установлены червячные колеса 6. Колеса, в свою очередь, зацепляются с сателлитами - червяками 3 и 7, а они - с выходными червячными колесами 1 и 9. Таким образом, оба ведущих колеса автомобиля связаны между собой четырьмя взаимодействующими червячными передачами. Когда разность крутящих моментов, передаваемых червячными колесами 1 и 9, не превышает внутреннего момента трения дифференциала, то он не работает, а червячные колеса 6 только выполняют функции кулачковых муфт. Когда же упомянутая разница крутящих моментов превысит внутренний момент трения дифференциала, то пары 128 сателлитов придут в движение, и дифференциал начнет работать. В случае потери сцепления одним из ведущих колес червячный дифференциал частично блокируется, не давая этому колесу возможности увеличивать частоту вращения. Рис. 8.11. Червячный дифференциал: 1 и 9 - червячные выходные колеса: 2 - левая чашка дифференциала: 3 и 7 червяки-сателлиты: 4 - центральная часть корпуса дифференциала: 5 - ось: 6 - червячное колесо: 8 - правая чашка дифференциала: 10 – червяк главной передачи: 11 - червячное колесо главной передачи 129 8.5. Дифференциалы с гидравлическим сопротивлением Как уже упоминалось, в определенных случаях большой момент внутреннего тренья ухудшает управляемость и устойчивость движения автомобиля. К этим случаям относится криволинейное движение, а также прямолинейное движение с разными радиусами качения ведущих колес. Очень полезным для внедорожных транспортных средств является дифференциал с переменным внутренним сопротивлением, меняющимся вместе с относительной частотой вращения полуосей. Этим требованиям отвечает специальный дифференциал с гидравлическим сопротивлением. На рис. 8.12. показана одна из конструкций дифференциала с гидравлическим сопротивлением, в котором применен лопастной насос. При движении автомобиля с одинаковыми частотами вращения ведущих колес масляный насос не работает. С момента появления разницы в частотах вращения колес лопастной насос начинает перекачивать масло, находящееся в корпусе дифференциала. Возникающее при этом гидравлическое сопротивление будет тем больше, чем больше разница частот вращения колес. На основании анализа динамических качеств дифференциала с гидравлическим сопротивлением можно сделать следующие выводы. 1. Момент гидравлического сопротивления растет пропорционально квадрату относительной частоты вращения вала насосу, т. е. квадрату разности частот вращения обеих полуосей. Такой характер изменения момента сопротивления целесообразен в связи с разнообразием условий движения автомобиля по твердым дорогам и бездорожью. 2. При мощность, работе дифференциала вызывающая появляется дополнительное циркулирующая нагружение полуосей и дифференциала. На величину момента, определяемого этой мощностью, влияет в основном момент гидравлического сопротивления, который не является постоянной величиной, а изменяется указанным выше способом (момент трения в случае дифференциала с коническими шестернями 130 относительно невелик). В отличие от дифференциала с постоянно повышенным моментом трения изменение момента гидравлического сопротивления положительно влияет на сопротивление усталости элементов, передающих эту мощность. 3. Отрицательным свойством дифференциалов с гидравлическим сопротивлением является то, что момент гидравлического" сопротивления в значительной степени зависит от вида и состояния нагнетаемого масла, и прежде всего от его температуры. С ростом температуры уменьшается вязкость масла, а это, в свою очередь, приводит к уменьшению гидравлического сопротивления. 4. Для получения необходимых моментов гидравлического сопротивления, особенно в грузовых автомобилях и тягачах, требуется создание высоких давлений, дополнительно нагружающих элементы насоса. Эти давления значительно превышают величины, встречающиеся в применяемых в настоящее время масляных насосах. 131 А-А Рис. 8.12. Дифференциал с гидравлическим сопротивлением: 1 - кольцо насоса; 2 - входной канал; 3 - ротор лопастного насоса; 4 пружина для поднятия лопастей; 5 - лопасть; 6 - регулировочный клапан; 7 - выходной канал; 8 - устройство, распирающее выходные шестерни; 9 - масляный черпак; 10 - диск насоса. 8.6. Пульсирующие дифференциалы (с переменным передаточным числом) В дифференциалах с переменным передаточным числом (так называемых пульсирующих) крутящий момент распределяется между полуосями переменно, без увеличения сил трения в механизме. В обычном дифференциале с эвольвентными коническими шестернями профиль зубьев обеспечивает постоянство плеч сил, действующих на шестерни полуосей. В этом случае сохраняется постоянное равновесие крутящих моментов на дифференциале полуосях. сателлит, В отличие от расположенный этого в между пульсирующем полуосевыми шестернями, служит промежуточным рычагом и в зависимости от своего углового положения относительно оси имеет неодинаковые плечи. Поэтому поворот одной из выходных шестерен вызывает поворот другой с 132 частотой вращения, изменяющейся в пределах каждого шага поворота сателлита. Рис. 8.13. Схема изменения плеч сателлита в дифференциале повышенного трения фирмы "Тимкен" Испытания пульсирующих дифференциалов показали, что, несмотря на применение зубьев шестерен со специальным профилем, не удается добиться значительного повышения проходимости автомобиля, поскольку блокирующие свойства этих механизмов малы. Коэффициент блокировки дифференциалов описанного типа обычно колеблется в пределах 1,25 - 1,5. Эти значения коэффициентов самые низкие по сравнению с коэффициентами блокировки других дифференциалов повышенного трения. 133 8.7. Механизмы распределения мощности с односторонними муфтами (отключающие механизмы) В конце 30-х годов в США начали применять различные отключающие механизмы, действующие по принципу односторонних муфт двустороннего действия. Современные модификации этих механизмов производятся во многих странах. Отключающие механизмы с односторонними муфтами при прямолинейном движении автомобиля способны передавать через полуоси максимально возможный по сцеплению колес крутящий момент. Сила тяги на каждом из ведущих колес дифференциала с односторонними муфтами может изменяться в пределах коэффициента сцепления с опорной поверхностью. Отключающий механизм с односторонними муфтами двустороннего действия обеспечивает автоматическое отключение полуоси, имеющей на повороте кинематическое опережение при хорошем сцеплении ведущих колес автомобиля с дорогой. В этом случае крутящий момент не распределяется, а целиком передается на отстающую полуось. Эти механизмы (рис. 8.14.) не всегда относят к дифференциалам, так как они не подчиняются закономерностям, устанавливаемым кинематическим уравнением дифференциала. В этом случае жесткая кинематическая связь между полуосями отсутствует. Дифференциал работает практически постоянно, что обусловлено наличием неровностей дороги, неравномерным износом шин, неодинаковой нагрузкой на колеса и другими факторами, поэтому крутящий момент передается в большинстве случаев через одно колесо. Это может стать причиной ускоренного изнашивания шин интенсивность изнашивания зависит от передаваемого Коэффициент блокировки дифференциала свободного хода момента. Кб = со, что позволяет передавать тяговое усилие на одно колесо, когда второе вывешено или когда одна полуось сломалась. 134 Рис. 8.14. Кулачковый дифференциал свободного хода 8.9. Кулачковые дифференциалы Эти дифференциалы относятся к дифференциалам с повышенным внутренним трением; по способу расположения сухарей делятся на радиальные (рис. 8.15, а) и осевые (рис. 8.15, б). Принцип работы кулачкового дифференциала показан на рис. 1.4.38. Рейки 1 и 4 с выступами заменяют в этой схеме кулачковые шайбы полуосей. Сухари 3 вставлены в обойму 2, связанную с корпусом дифференциала и являющуюся его ведущим элементом. Если передвигать обойму 2, то сухари 3, упираясь концами в соответствующие выступы реек, начнут их перемещать. Когда оба ведущих колеса испытывают одинаковое сопротивление, угловые скорости обоймы и кулачковых шайб возрастает, а на забегающем уменьшается. Число выступов на обеих рейках (а следовательно, и числе кулачков на шайбах полуосей) не должно быть одинаковым, Обычно число сухарей в кулачковом дифференциале делают кратным кулачкам одинаковы. 135 Одновременно рабочие поверхности сухарей скользят относительно поверхности реек. Возникающие силы трения между сухарями и поверхностями выступов увеличивают тангенциальную составляющую реакции от действия обоймы на отстающей рейке и уменьшают на забегающей. Вследствие этого момент на отстающем колесе. б) Рис. 8.15. Кулачковые дифференциалы: а - с радиальным расположением сухарей; б - с осевым расположением сухарей. Если одна из реек (колесо) будет испытывать большее сопротивление, чем другая, то она будет стремиться перемещаться медленнее, чем обойма 2. При этом она будет толкать своим выступом сухарь 3 в сторону другой рейки, ускоряя ее движение 136 Рис. 8.16. Схема работы кулачкового дифференциала 137 9. Подвеска автомобиля 9.1. Требования к подвеске При движении автомобиля по дороге с неровной поверхностью возникают различные силы взаимодействия колес и дороги, которые можно свести к трем составляющим: вертикальной, продольной и поперечной, или боковой. Передача этих сил и их моментов происходит через детали подвески. Вертикальные силы и их моменты динамического характера обусловлены неровностями дороги. Продольные составляющие сил и их моменты вызываются в основном тяговыми и тормозными силами, но определенное влияние на них оказывают кинематические особенности подвески. Поперечные составляющие и их моменты создаются такими боковыми силами, как, например, инерционные силы при движении на повороте, аэродинамические силы от бокового ветра и т. п. Для передачи сил, действующих на колеса, раму и кузов автомобиля, и придания их кинематическому и динамическому воздействию желаемой формы служит подвеска, представляющая собой совокупность деталей, связывающих колеса с рамой или кузовом автомобиля. По своему функциональному назначению детали подвески делятся на три группы, составляющие упругий элемент, гасящее и направляющее устройства подвески. Подвеска должна удовлетворять следующим основным требованиям: − иметь надлежащие упругие и амортизационные харак теристики, обусловливающие плавность хода, поперечные крены, удары в ограничители хода (пробои подвески), устойчивость движения; 138 − надежно передавать горизонтальные силы и их моменты от колес к раме автомобиля, в частности обеспечивать надежное торможение двухосных тележек; − иметь надлежащую кинематическую характеристику, в частности кинематика подвески должна быть хорошо согласована с кинематикой рулевого привода, карданной передачи, обеспечивать при повороте качение колес двухосной тележки по одному следу; − обладать высокой прочностью и долговечностью при минимальных стоимости и эксплуатационных затратах; − иметь минимальную массу. Степень выполнения этих требований зависит от типа и конструкции подвески и ее устройств. На грузовых автомобилях наибольшее распространение получили зависимые подвески с листовыми рессорами в качестве упругих элементов. Это объясняется простотой конструкции, низкой стоимостью и нетрудоемким обслуживанием в эксплуатации по сравнению с подвесками других типов. Следует учесть, что при наличии рессор не требуется направляющего устройства. Некоторое распространение получили пневматическими упругими также зависимые элементами; подвески независимые с подвески встречаются редко. От схемы подвески зависит компоновка автомобиля, параметры плавности хода, устойчивости и управляемости, массы автомобиля и др. На рис. 9.1. представлены характерные схемы подвесок. Зависимая (рис. 9.1, а) и однорычажная независимая (рис. 9.1, б) подвески отличаются тем, что вертикальное перемещение колеса сопровождается изменением угла λ, что вызывает гироскопический эффект, возбуждающий колебания колеса относительно шкворня. 139 В двухрычажной подвеске с рычагами равной длины — параллелограммной (рис. 9.1, в) угловое перемещение отсутствует, но значительно поперечное перемещение Δl колеса, что ведет к быстрому изнашиванию шин и уменьшению боковой устойчивости. В двухрычажной подвеске с рычагами разной длины (рис. 9.1, г) при λ = 5...6 и p/p1 =0,55...0,65 гироскопический момент гасится моментом сил трения в системе, а поперечное перемещение Δl = 4...5 мм компенсируется упругостью шин. Рычажно-телескопическая подвеска передних колес легковых автомобилей — качающаяся свеча (рис. 9.1, д) обеспечивает незначительные изменения колеи, развала и схождения колес, при этом замедляется изнашивание шин, улучшается устойчивость автомобиля. Подвеска имеет один поперечный рычаг внизу, ее основной элемент амортизаторная стойка, имеющая верхнее шарнирное крепление под крылом, что обеспечивает большое плечо между опорами стойки. В верхней опоре имеется подшипник, необходимый для исключения закручивания пружины» что могло бы вызвать стабилизирующий момент и дополнительные изгибающие нагрузки. Малые размеры и масса, большое расстояние по высоте между опорами, большой ход также относятся к преимуществам этой подвески. Конструктивные трудности обусловлены нагружением крыла в точке крепления верхней опоры. 140 Рис. 9.1. Кинемаатическиее схемы подвесок п автомоби илей: а - зависимоой; б - од днорычаж жной незаввисимой: 9 - двух хрычажноой независи имой с ры ычагами равной р дл лины; г - двухрычаажной неззависимоой с рычагаами разноой длины; д - незаввисимой рачажнор -телескопической; е - независимой двухрычажной с торсионом; ж - независимой с продолььным качаанием. Клаассификац ция подвеесок привведена на рис. 9.2. По назначен нию детаали подввески деллятся на упругий й элементт, ющий включаю в себя стабили изатор п поперечно ой усто ойчивости и, направляющее устройств у во и гасяящее усттройство. Упругий й элемен нт передаетт вертиккальные нагрузки н и снижает уроввень динаамически их нагрузокк, возниккающих при движ жении аввтомобилля по нер ровностям м поверхн ности дорроги, обеспечивая при этоом необходимую плавностть хода авттомобиля. Нап правляющ щее устроойство подвески передаетт несущей й систем ме автомоб биля силы ы и момеенты меж жду колесом и кузовом и определяе о ет характерр перем мещения колес относиттельно н несущей системы ы 1 141 автомобиля. В зависимости от конструкции направляющее устройство полностью или частично освобождает упругий элемент от дополнительных нагрузок, передаваемых колесами раме автомобиля. Гасящее устройство, а также трение в подвеске, обеспечивают затухание колебаний кузова и колес автомобиля, при котором механическая энергия колебаний переходит в тепловую энергию. Подвески по типу упругого элемента подразделяются на рессорные, пружинные, торсионные, резиновые, пневматические, гидравлические и комбинированные. В зависимости от типа направляющего устройства все подвески делятся на зависимые и независимые. Особенностью зависимой подвески колес является наличие жесткой балки, связывающей левое и правое колеса, поэтому перемещение одного колеса в поперечной плоскости передается другому. При независимой подвеске отсутствует непосредственная связь между колесами. Каждое колесо данного моста перемещается независимо одно от другого. Независимые подвески по характеру перемещений, сопутствующих вертикальному подъему колеса, подразделяются на подвески с перемещением колеса в поперечной, продольной плоскости или в двух плоскостях (поперечной и продольной) и свечные. Гасящее действие в подвеске обеспечивается главным образом амортизатором. В настоящее время наибольшее распространение получили гидравлические амортизаторы. По характеру работы различают амортизаторы одностороннего и двухстороннего действия. Амортизаторы одностороннего действия создают сопротивление и гасят колебания только при ходе отбоя, а двухстороннего действия как при ходе отбоя, так и при ходе сжатия. По конструктивному признаку различают амортизаторы телескопические и рычажные. 142 ПОДВЕСКА П пу о ти х о ег Постоянной жесткости щ ) ся га ора ат т и т из о р П мо (а ти Рессорная пу уп ру го го Пружинная эл ем ен та ств ля ющ их уст ро й на пр ав пу ти По кво рня Комбинированная ес кол Вертикальная По нал и чи юш в от нто оме им Автономная Резиновая сил Независимые Гидропневматическая ачи Зависимые Пневматическая д ере Двухтрубным Неметаллическая п обу Гидравлическим Комбинированная Металлическая с спо Механическим Торсионная По С рычажным амортизатором С телескопическим амортизатором Однотрубным та ен м е эл пу Переменной жесткости Прогрессивная По ки исти к те р а р а Балансирная По п и ст ко с ло ия ан ч ка Поперечная Продольная Рычажная Однорычажная Шкворневая Рессорная Двухрычажная Безшкворневая Штанговая Рис. 9.2. Классификация подвесок 143 9.2. Упругая характеристика подвески Для удовлетворения требованиям плавности хода подвеска должна обеспечивать определенный закон изменения вертикальной реакции на колесо Rz в зависимости от прогиба - эта зависимость называется упругой характеристикой подвески. Упругая характеристика подвески представляет собой зависимость вертикальной нагрузки Rz на колесо от деформации подвески f, измеренной непосредственно над осью колеса. Подвеска характеризуется статическим прогибом fст, динамическим прогибом fд и коэффициентом динамичности Кд. Коэффициент динамичности Кд=Rzmax/Rzст. В некотором диапазоне изменения нагрузок, близком статической Rzст, характеристики подвески должны обеспечивать оптимальную частоту колебаний; для легковых автомобилей 0,8...1,2 Гц, для грузовых 1,2...1,9 Гц, что соответствует уровню колебаний человека при ходьбе. Упругая характеристика подвески должна проходить через точку А (рис. 9.3.), соответствующую полной статической нагрузке и статическому прогибу, характеризующему заданную плавность хода. С другой стороны, для устранения опасности соприкосновения металлических деталей при максимальной деформации упругого элемента характеристика должна пройти через точку В, определяемую коэффициентом динамичности, причем Кд=1,75...2,5. Выполнить эти условия можно только при нелинейной характеристике. При линейной характеристике ОВ коэффициент динамичности будет иметь заданное значение, но неудовлетворительную плавность хода (точка Ав). И наоборот при характеристике Ова статический прогиб равен заданному, но 144 возможны частые пробои, вызванные малой динамической емкостью подвески. Основными функциональными параметрами, т. е. параметрами, определяющими компонуемость рессор и способность выполнять функциональное назначение, является статический прогиб fст и полный прогиб fп, являющийся суммой статического и динамического прогибов. К основным конструктивным параметрам относятся число листов и их геометрические размеры — длина и толщина. При заданной толщине листа рессоры длина рессоры уже однозначно определена определяется важность значением задачи полного прогиба, нахождения чем и минимально необходимого значения полного прогиба. Полный прогиб подвески и параметры системы подрессоривания должны быть так взаимно согласованы, чтобы в предполагаемых условиях эксплуатации не происходили пробои подвески. При прочих равных параметрах и одинаковом возмущении полный прогиб подвески fп зависит только от статического прогиба fст, что дает возможность пользоваться для выбора полного прогиба графиками зависимости полного прогиба от статического. Динамический прогиб по отношению к статическому для легковых автомобилей составляет fд=0,5fст, для автобусов fд=0,75fст, а для грузовых автомобилей fд=fст. 145 R Rz max В Ва Аb Rz ст А fст f fд Рис. 9.3. Упругая характеристика подвески Масса подрессоренной части, определяющей величину статического прогиба, изменяется на легковых автомобилях для передних подвесок в среднем на 10...30%, а для задних на 45...60%; у автобусов на 200...250% и у грузовых автомобилей на 240...400%. 9.3. Упругие элементы К металлическим упругим элементам относятся: листовые рессоры, спиральные пружины и торсионы. Для зависимых подвесок чаще используют листовые рессоры, а для независимых - пружины и торсионы. 146 Листовые рессоры. Они имеют широкое применение, так как одновременно выполняют три функции: упругого элемента, а также направляющего и гасящего устройств. К недостаткам листовых рессор относятся: высокая металлоемкость (энергия, запасаемая единицей объема листовой рессоры, в 4 раза меньше, чем у пружин и торсионов); наличие межлистового трения, отрицательно влияющего на характеристику рессоры и на ее долговечность. Часты случаи поломки листов вследствие микротрещин, возникающих при межлистовом трении. Для увеличения долговечности листовых рессор их разгружают от скручивающих напряжений, иногда от передачи толкающих усилий; уменьшают напряжения в листах, ограничивая амплитуду или вводя дополнительные упругие элементы. Для снижения межлистового трения предусматривают смазку листов, устанавливают прокладки и др. Межлистовое трение в рессоре особенно усиливается при попадании между листами абразивных частиц, что приводит к местному поверхностному износу, задирам и образованию микротрещин, а в конечном итоге к поломке листов. Наименьшее межлистовое трение имеет малолистовая рессора щелевого типа с необходимым зазором между листами, наименьшую массу - однолистовая рессора На рис.9.4. показана подвеска с трехлистовой основной параболической рессорой 1 щелевого типа и здесь же приведены два варианта дополнительной параболической рессоры - одно- 3 и двухлистовая 2. Малолистовые рессоры имеют по сравнению с многолистовыми меньшую на 25...50% массу и в 1,3...1,5 раза большую долговечность. 147 с трехлисстовой паараболичееской ресссорой Р 9.4. Подвеска Рис. П щелевого типа На рис. 9.5. приведеены консттрукции дополниттельных упругих у элементов; дополлнительнаая рессор ра доходи ит до опорр и включ чается в работу при проггибе 0,6 /д. Кривая формаа опор п по мере прогиба основноой рессорры умен ньшает рабочую р длину дополнительной рессоры ы и увелич чивает ее жесткостть. Корреектирующ щие пружи ины при статичесской нагррузке расположен ны гориззонтальноо и испы ытывают растяжение или сжатие с прри прогиб бе основноой рессорры. Доллговечноссть рессорр зависитт от чистооты поверрхности листов л и точности и прокатаа, а такжее от их пр рочности. Введени ие дробесттруйной обработки листоов, применение би иметаллич ческих ли истов поззволяют упрочни ить рессорры. Изноосостойко ость листоов можетт быть по овышена при при именении покрыти ий из поро ошков сам мофлюсуующихся сплавов на осноове никеля. При использзовании листов л н несимметр ричного профиляя также уввеличивается долгговечностть и снижаается массса. 148 Рис. 9.5. Ресссорные поодвески с дополни ительными и пружин нами: а – рессорой й (передняя опора с накладн ным ушкоом, задняяя опора сколльзящая); б – нижн ними листтами рессооры (переедняя опо ора с загнуты ым ушком м, задняя опора на сережкахх); в – коррректирую ющими пружинаами; 1 – дополните д ельная ресссоры или и листы; 2 - осноовная рессора; 3 – буфер сж жатия; 4 – кронштеейн доополнителльной ресссоры; 5 – корректи ирующиее пружины ы; 6 – резиновые подушки п крепления к я основноой рессор ры. При и больш ших дефоормациях х листы рессор прямоуггольного профиляя приним мают воогнутую форму. На повеерхности листа, испытыввающей растяягивающи ие нап пряженияя, воззникают дополни ительные “мембран нные” нап пряженияя. При при именении и листов 149 несиммеетричногоо профи иля вли ияние мембранны ых напр ряжений уменьшаается. Прри смещ щении ней йтральной й оси Х Х-Х поперечного сечения происхходит сторонам ми проф филя, п перераспр ределение и испытываю ющими в напряяжений рабооте между напр ряжения растяжения и сж жатия. В результате повы ышается д долговечн ность и прочноссть рессорры. У профилей п й трапециевидного о сечения допустимые напр ряжения сжатия в 1,22 раза болльше нап пряжений й растяж жения. Наиболее Н пециальноой формы ы имеют применяяемые проофили рессорных листов сп трапециевидное, Т-обраазное или и тррапециеви идно-ступ пенчатое чное сечен ние (рис. 9.6). попереч Ри ис. 9.6. Формы Ф сеч чения ресссорных листов: a - трап пециевид дное; б - Т-образно Т ое; в - тррапециеви идное стуупенчатоее. 9..4. Рессорры как нап правляющ щие устроойства Какк направлляющие и передаю ющие толлкающие усилия рессоры р могут бы ыть связааны с нессущей сисстемой раазличным ми способ бами. На рис. 9.7 приведен ны констрруктивные вариантты связи ррессоры с рамой. ы (рис. 9..7, а и б),, заменяю ющие в ряяде консттрукций Резиновые опоры ы скольж жения и серьгу, не вызы ывают н необходим мости в шарниры смазываании, ум меньшаютт динами ические нагрузки и, вибраацию и скручивание реессоры. Однако их п применен ние ограаничено ми на резиновые элементы э с недостааточной нагрузкаами, дейсствующим 1 150 жесткостью соеединений й, что может вызвать дополни ительное колебание колес. Р 9.7. Опоры Рис. О реессор: а и б - реззиновые опоры о пер редней реессоры сооответственно перредняя и задняя; з в и г - креп пления коонцов задн ней рессо оры соответсственно заднее з и переднее; п д - перед днее креплление ресссоры; 1 и 2 - резин новые опооры; 3 - палец; п 4 - резиновы ые втулки и. Поээтому длля автом мобилей повышеенной гррузоподъеемности использууются дрругие сп пособы креплени к я рессорр (рис. 9.7, д). Приведеенные на рис. 9.7,, в) и г) шарниры ы с резиновыми вттулками применяяются наа легковы ых автом мобилях. При сб борке реззиновые втулки в осевом направлеении сжим маются уссилием, ообеспечиввающим поворотт ушка рессоры относи ительно пальца. Серьгу можно установи ить под различн ным угло ом α (ри ис. 9.8), причем способ установкки влияеет на хаарактерисстику под двески. Н На рис. 9.8, а) показанаа схема установки у и серьги, при котоорой состтавляющаая силы, вызываю ющая расстяжение коренногго листа, приводи ит к увел личению жесткости рессорры (при α = 34° по о сравнен нию с α = 0°, приведенное 151 на рис.. 9.8, в)) до 1122%). В схеме (ррис. 9.8,, б) пояявляется составляяющая, сжимающ с щая рессо ору, котоорая сни ижает жеесткость соответсственно до д 84% прри α = 42°, что сп пособствуует уменььшению собствен нных часстот колеебаний. Длина Д сеерьги обы ычно сосставляет 5...10% длины д рааспрямлен нной ресссоры. Рис. 9.8. Способы ы располо ожения сеерег листоовой рессоры 1 Торм 10. мозное уп правлени ие 10.1. Требован ния, классификаци ия, примееняемостьь К тормозному упрравлению ю автомообиля, сслужащем му для ния его движения д я вплоть до д полной й остановвки и удеержания замедлен на местее на стоян нке, предъ ъявляются повышеенные треебования,, так как тормозн ное управвление является ваажнейшим м средстввом обесп печения активной безопасности автомоб биля. Трребованияя к тор рмозным м реглам ментировваны ГО ОСТ 228895 и м международными системам правилаами (Праввила N 13 ЕЭК ООН Н). Треебования к тормозн ным системам след дующие: − минималь м ьный т тормозной й путьь или максим мальное установи ившееся замедлен ние в соо ответстви ии с треб бованиями и ГОСТ 22895; 1 152 − сохранение устойчивости при торможении (критериями устойчивости служат линейное отклонение, угловое отклонение, угол складывания автопоезда); − стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях; − минимальное время срабатывания тормозного привода; − силовое следящее действие тормозного привода, т.е. пропорциональность между усилием на педали и приводным моментом; − малая работа управления тормозными системами - усилие на тормозной педали в зависимости назначения автотранспортного средства должно лежать в пределах 500...700Н (низший предел для легковых автомобилей); ход тормозной педали 80...180 мм; − отсутствие органолептических явлений (слуховых; обонятельных); − надежность всех элементов тормозных систем; наличие сигнализации, оповещающей водителя о неисправности тормозной системы. Структура тормозного управления автомобиля обусловлена ГОСТ 22895. Согласно этому стандарту тормозное управление должно состоять из четырех систем: рабочей, запасной, стояночной и вспомогательной. Рабочая тормозная система предназначена для уменьшения скорости или полной остановки автомобиля в любых дорожных условиях. Её действие должно распространяться одновременно на все колеса с рациональным распределением тормозного момента по мостам. Различают два вида рабочего торможения: экстренное (аварийное), когда торможение осуществляется с максимальной 153 эффективностью для возможно быстрой остановки автомобиля, и служебное - торможение с умеренной интенсивностью. Действуют следующие нормы максимально установившегося замедления: 7,0 м/с2 для легковых автомобилей, их грузовых модификаций и автобусов полной массой до 5 т; 5,5м/с2 - для грузовых автомобилей. Так как рабочей тормозной системой водитель пользуется в самых различных условиях движения автомобиля, предусматривают возможность управления этой системой педалью. Запасная тормозная система предназначена для торможения автомобиля Применение с случае отказа автономной рабочей запасной тормозной тормозной системы. системы не обязательно, если её функции может выполнять любой контур рабочей тормозной системы или стояночная тормозная система. Установлены следующие нормы максимального замедления автомобиля при его торможении запасной тормозной системой или системами, выполняющими её функции: 3 м/с2 - для пассажирских автомобилей; 2,8 м/с2 - для грузовых автомобилей. Стояночная тормозная система предназначена для удержания автомобиля неподвижным. Она должна надежно и неограниченно по времени удерживать полностью нагруженный автомобиль на уклоне, заданном техническими условиями на транспортное средство, но не менее 25%. Приведение в действие тормозных механизмов стояночной тормозной системы может быть осуществлено при использовании любого привода. Вспомогательная тормозная система используется для длительного торможения автомобиля на затяжных спусках без использования обычных тормозных систем. Автобусы с полной массой свыше 5 т и грузовые автомобили с полной массой свыше 12 т оснащены тормозом-замедлителем. 154 Каждая из перечисленных тормозных систем включает в себя один или несколько тормозных механизмов и тормозной привод. Классификация тормозных механизмов приведена на рис.10.1. Рис. 10.1. Классификация тормозных механизмов 10.2. Тормозные механизмы Для оценки конструктивных схем тормозных механизмов служат следующие критерии. Коэффициент тормозной эффективности. Отношение тормозного момента, создаваемого тормозным механизмом, к условному приводному моменту Кэ = Мтор / (ΣР*Rтр); где Мтор - тормозной момент; ΣР - сумма приводных сил; 155 Rтр - радиус приложения результирующей сил трения (в барабанных тормозных механизмах - радиус барабана Rб, в дисковых - средний радиус расположения накладки Rср). Тормозная эффективность должна оцениваться раздельно при движении вперед и назад. Стабильность. коэффициента Этот критерий тормозной характеризует эффективности зависимость от изменения коэффициента трения. Эта зависимость представляется графиком статической характеристики тормозного механизма. Лучшей стабильностью обладают тормозные механизмы, характеризуемые линейной зависимостью. Уравновешенность. Уравновешенными являются тормозные механизмы, в которых силы трения не создают нагрузку на подшипники колеса. Для оценки конкретных конструкций тормозных механизмов необходимо дополнительно пользоваться расчетными нормативами (давление на колодки, нагрев тормозного барабана и др.). 10.2.1. Дисковые тормозные механизмы Дисковые тормозные механизмы применяются главным образом на легковых автомобилях. Конструкции дисковых тормозных механизмов могут выполняться с неподвижной или плавающей скобой. Схема и статическая характеристика дискового тормозного механизма приведены на рис. 10.2. 156 Рис. 100.2. Схемаа дисковогго тормозн ного мехаанизма и его е статическаяя характерристика Дляя него торрмозной момент м 2 ср, Мтр = 2*P*μ*Rс а кооэффициеент тормоозной эфф фективноссти К = Мтр / (2*P*Rсрр) = μ. Кэ При и расчетн ном коэф ффициентте тренияя μ = 0,335 коэфф фициент эффекти ивности Кэ К = 0,35.. Из этого о можно заключитть, что ди исковый тормоз обладает малой эф ффективн ностью (ккак можн но будет увидеть дальше - мини имальной сравниттельно с другим ми торм мозными Т при расчетном р м коэффи ициенте ттрения механиззмами). Так, μ = 0,35 тормозн ной момен нт примеерно в 3 раза р менььше привводного момента. м Основны ым достоинством дисковогго тормоззного мехханизма является я его хоорошая стабильн ность, что ч отрражено в стати ической характерристике, которая имеет линейный л й характеер. В насстоящее время сттабильности отдаёётся пред дпочтениее перед ээффективностью, так как необхходимый тормозной момент моожно получить увеличением прриводных сил в результаате прим менения рабочих р шего диам метра или и усилителля. цилиндрров больш К другим д доостоинствам дисковвого торм мозного м механизмаа можно отнести следующ щие: м шей на накладки воде, в по − меньшую чувствиттельностьь к попавш сравнени ию с б барабанн ным тормозным механиззмом (д давление накладок в 3...4 раза преевосходитт давлени ие наклад док барабанного тормозн ного механ низма, чтто объясняяется мен ньшей их площадью); 157 − возможность увеличения передаточного числа тормозного привода благодаря малому ходу поршня; − хорошее охлаждение тормозного диска, так как тормозной механизм открытый; для более интенсивного охлаждения диска в нем часто выполняются радиальные каналы; − меньшую массу по сравнению с барабанным. Дисковый тормозной механизм неуравновешенный, так как при торможении создаётся дополнительная сила, нагружающая подшипники колеса. Следует также отметить, что в дисковом тормозном механизме тормозные накладки изнашиваются более интенсивно, чем в барабанном, поэтому необходима более частая смена колодок. Широкому применению дисковых тормозных механизмов препятствует их высокая чувствительность к загрязнению и трудности при использовании их в качестве стояночного тормоза. 10.2.2. Барабанные тормозные механизмы К основным конструктивным схемам барабанных тормозных механизмов следует отнести следующие: − с равными приводными силами и односторонним расположением опор; − с равными приводными силами и разнесенными опорами; − с равными перемещениями колодок; − с большим самоусилением. При анализе силового взаимодействия тормозных колодок с тормозным барабаном примем следующие допущения: − накладки расположены симметрично относительно горизонтальной оси; 158 − равнодейс р ствующиее элементтарных нормальны н ых сил проходят через цеентр торм мозного мееханизмаа. т пррижимаеттся к торм мозному Коллодку, которая моментом трения барабануу, принятто называть активвной; коллодку, кооторая мо оментом трения отжимаеттся от тоормозного о барабан на, - пассивной. (Иногда активную колод дку называют сам моприжим мной илли первич чной, а дку - самооотжимно ой или втооричной.)) пассивную колод ыми сил лами и Торрмозной механиззм с раавными приводны односторонним располож р жением оп пор - схеема сил, д действую ющих на колодки и, и статич ческая характери х стика пооказаны н на рис. 10.3. 1 На рисункее Р'; Р''; Р - привоодные си илы; Р'n; P''n - раввнодействвующие нормалььных сил, действую ющих со стороны барабанаа на колод дки; Р'т; P''т - си илы трени ия, дейсттвующие на колод дки; R'x; R''x; R'y y; R''y реакции и опор. Рис. 10.3. Схем ма тормоззного мехханизма с равными и ми силами и и односсторонним м располоожением опор и прриводным его статтическая характерристика и При приняятых доп пущениях х активн ная торм мозная колодка обеспечи ивает прримерно в 2 разаа больши ий тормоззной мом мент по сравнени ию с пассивноой, что приводи ит к уускоренно ому её изнашивванию. Для Д тогоо чтобы уравновесить и износ наакладок, необход димо сд делать д давления док наклад оди инаковыми и, что достигаеется умен ньшением м длины пассивн ной наклаадки ("ГА АЗель"). Возможн но примеенение сттупенчаты ых цилинд дров, в ккоторых поршень п 159 большегго диаметтра воздей йствует на н пассивн ную колоодку, но при этом неоправданно услложняетсся констру укция, прричем: нт коэффициен торм мозной эффективвности (при тех же независи имо от упрощен ниях) Кэ = (2* μ) / (1 - μ2) = 0,8; т я − тормозная эффекктивностьь одинааковая направления движ жения; с ая − статическа харрактеристтика т тормозног го мех ханизма нелиней йна, что сввидетельсствует о недостато н очной стаб бильностти; − в результаате неураавновешеенности Р'n Р = P''n и P'т = Р''т при торможеении н на подш шипники ступиц цы коллеса деействует дополни ительная нагрузка. н ыми сил лами и Торрмозной механиззм с раавными приводны разнесен нными оп порами - схема сил, с дейсствующихх на кол лодки, и статичесская харакктеристикка показааны на рисс. 10.4. ма тормоззного мехханизма с равными и Рис. 10.4. Схем привоодными си илами и разнесенн ными опоррами и егго стаатическая характерристика. В этом торрмозном механиззме обе колодки и активны ые при ии вперед д, поэтомуу тормозн ные момеенты, созд даваемые обеими движени колодкаами одинааковы. Оцеенка торм мозного механизм м а: давлен ния на пооверхностти обеих наакладки имеют фициент тормозной й эффекти ивности одинакоовый изноос; коэфф Кэ = накладок один наковы, следоваттельно, обе 2* μ / (1 - μ) = 1,08, т.е. т торм мозной моомент неесколько больше 160 приводн ного; на заднем з ходу эффеективностть тормоззного мех ханизма снижаеттся примеерно в 2 раза; р этим м объясняеется, что такой тор рмозной механиззм исполльзуют только для перредних колёс торм мозной "Москви ич-408", ГАЗ-66); Г (ГАЗ-24, мееханизм уравновешенный й. м с равн ными перремещени иями кол лодок Торрмозной механизм схема си ил, дейсттвующих на колод дки, и стаатическаяя характеристика показаны ы на рис. 10.5. Проофиль ного разжимн ку улака ичен, симметри поэтому п перемещ щения и деформ мации наакладок и тормоозного барабана б одинакоовы. изма: даввления н на повер рхности Оцеенка торрмозного механи накладок один наковы, следоваттельно, обе наакладки имеют одинакоовый изноос; коэфф фициент тормозной т й эффекттивности Кэ = 2* μ ; т.е. торм мозной момент м меньше м п приводно ого - тор рмозной механиззм недосстаточно эффекти ивен; тоормозная эффекттивность одинакоова незаввисимо от напр равления движени ия; статтическая характерристика линейна, л тормозно ой механизм стабилен; тор рмозной механиззм уравноовешен. Рис. 10.5. Схем ма тормоззного мехханизма с равными и п перемеще ениями коолодок и его стати ическая хаарактерисстика Торрмозной механизм с раввными перемеще п ениями колодок к широко примен няется на н грузоввых авттомобиляхх и авттобусах, оснащен нных торм мозным пневмопри п иводом (аавтомобилли ЗИЛ, МАЗ). М 161 Торрмозной механизм м м с больши им самоуусилением м (сервото ормоз) схема си ил, дейсттвующих на колод дки, и стаатическаяя характеристика показаны ы на рис. 10.6. Рисс. 10.6. Сеервотормооз и его статическаая характтеристика На схеме показан серрвотормозз одностоороннего д действия. В этом механиззме во время торм можения при п движ жении впееред обе колодки к являютсся активны ыми, а наа заднем ходу х - пасссивными и. Оцеенка торрмозного механи изма: даввления н на повер рхности накладок неодин наковы, в результаате чего накладка н второй акктивной колодки и изнашиввается инттенсивней й; кооэффициеент эффекти ивности Кэ = 4*μ 4 / (1 1 - μ)2 тор рмозной = 3,331; серво отормоз одностороннего действияя имеет примерн но в 3 раза мееньшую ивность на н заднем м ходу; двусторонний серрвотормозз имеет эффекти одинакоовую эфф фективноссть независимо отт направлления дви ижения; имеет наименьш н шую стаби ильность по сравн нению с другими типами тормозн ных механ низмов; неуравновешен. Из--за болльшой ны величин коээффициен нта тор рмозной эффекти ивности, малой м стаабильностти и больш шой неурравновешенности этот т тормозной й механ низм, вызывающ щий чреезмерно резкое торможеение, в современ нных авттомобиляхх в качестве ко олесного тормозн ного мехаанизма нее применяяется. В то т же время серво отормоз довольн но широко испоользуется в качеестве тррансмисси ионного тормозн ного механ низма (ГА АЗ-53, авттомобили и МАЗ). 162 На рис. характерристик, 10.7. прриведен позволяю ющий сводный й сравнить с графи ик стати ических рассмоотренные выше тормозн ные механ низмы. Ряс. 10.7. Сводн ный графи ик статичееских харрактеристтик тормозн ных механизмов раазличныхх типов: 11- дисковы ый: 2 с равны 2ыми перем мещениям ми колодоок: 3- с од дносторон нним раазмещени ием опор и равным ми привод дными силами: 4 - с раазнесенны ыми опоррами и раввными прриводным ми силами и; 5- сер рвотормозз 163 Рис. 10.8. Схема пневмогидравлического привода тормозного управления автомобиля: 1 - компрессор, 2 - регулятор давления, 3 влагомаслоотделитель, 4 - регенерационный ресивер, 5 - клапан контрольного вывода, 6 - тройной защитный клапан, 7 - ресивер, 8 кран слива конденсата, 9 - пневмоэлектрический датчик падения давления, 10 - манометр, 11 - двухсекционный тормозной кран, 12 - выключатель сигнала торможения, 13 - двухпершневой пневмоцилиндр, 14 - главный тормозной цилиндр, 15 - сигнальное устройство, 16 - рабочий цилиндр дискового тормозного механизма переднего колеса, 17 – клапан 164 перераспределения тормозных сил, 18 - рабочий тормозной цилиндр барабанного тормозного механизма заднего колеса, 19 тормозной кран стояночной тормозной системы, 20 - релейный клапан стояночной тормозной системы, 21 - пневмокамера с пружинным энергоаккумулятором привода стояночной тормозной системы Для повышения надежности и безопасности на автомобилях применяют двухконтурные приводы. Существуют разные варианты разделения гидропривода на контуры: − один контур передает давление к колесным цилиндрам передней оси, а второй - к цилиндрам задней оси. − отдельный контур к тормозам правых колес и отдельный - к тормозам левых колес. − скрещивающиеся контуры - один для переднего правого и заднего левого колес, второй для переднего левого и заднего правого колес. В более сложных схемах каждый контур действует на три колеса из четырех, например на оба передних и на одно из задних, или каждый контур передает усилие к тормозам всех колес. Усложнение схемы привода ведет к повышению надежности, но к увеличению массы привода, его стоимости, усложняет обслуживание. Объемный гидропривод с усилителем применяется для тормозов легковых автомобилей и грузовых автомобилей небольшой грузоподъемности, когда для торможения недостаточно мускульной силы водителя. Усилители бывают вакуумные и пневматические. Пневматические усилители используют сжатый воздух создаваемый специально устанавливаемым компрессором, поэтому такие усилители применяются на автомобилях с большой удельной 165 мощностью или на автомобилях дизельными двигателями. К недостаткам пневматических усилителей являются большая масса и стоимость изготовления, сложность обслуживания и меньшая надежность привода. На автомобилях с бензиновыми двигателями применяются вакуумные усилители, так как они используют разряжение во впускном коллекторе двигателя, и не требуют дополнительных источников энергии в виде компрессора. К недостаткам вакуумных усилителей относятся большие габаритные размеры и необходимость установки вакуумного насоса при применении вакуумного усилителя на автомобилях с дизельными двигателями. Насосный гидропривод сложнее объемного с усилителем, надежность его несколько ниже. Источником энергии служит специальный насос, нагнетающий тормозную жидкость в гидроаккумулятор. К гидроакуумулятору подсоединен тормозной кран, управляющий давлением, передаваемым к рабочим цилиндрам . Дисковые тормозные механизмы Механизм, предназначенный для непосредственного создания и изменения искусственного сопротивления движению автомобиля, называется тормозным. В процессе торможения кинетическая энергия движущегося автотранспортного средства преобразуется в теплоту, которая рассеивается в окружающей среде. Тормозные механизмы по форме вращающихся элементов делятся на барабанные и дисковые. К тормозным механизмам автомобилей предъявляются следующие основные требования: эффективность действия, т. е. создание большого тормозного момента; стабильность эф- фективности торможения при изменении скорости автомобиля, количества торможений, температуры трущихся элементов и т. д.; 166 долговечность трущихся пар; высокий и стабильный механический КПД; плавность действия, отсутствие при торможении вибраций; автоматическое восстановление номинального зазора между трущимися парами. Дисковые тормоза различаются в зависимости от конструкции суппорта (плавающий, жесткозакрепленный), количеством поршней действующих на колодку, тормозным диском (вентилируемый, цельнолитые). Дисковый тормоз состоит из плоского диска, который вращается вместе с колесом, и жестко закрепленной скобы, охватывающей диск. На скобе может находиться от одного до четырех гидравлических цилиндров с поршнями, которые прижимают колодки из фрикционного материала к диску. Дисковые тормоза рассеивают тепло намного лучше, чем барабанные. Сам диск открыт для доступа атмосферного воздуха; скоба тоже открыта и легко охлаждается. Снижения тормозящего действия практически не происходит. Недостатки дисковых тормозов – высокая стоимость, необходимость в усилителе того или иного типа, чтобы восполнить отсутствие самоусиления, и потенциально более быстрый износ фрикционных накладок из-за большего давления при торможении. По конструктивному механизмы делятся на исполнению открытые и дисковые закрытые, тормозные одно- и многодисковые. В зависимости от конструкции диска различают тормозные механизмы со сплошным и вентилируемым, металлическим и биметаллическим дисками. Сплошной диск самый простой применяется в случаях, если возможно активное охлаждение дискового тормоза. Вентилируемый выполнен в виде крыльчатки-турбины. В автомобилях применяются 167 в основн ном одно - дисковы ые тормозные мехханизмы с вентили ируемым диском и креплением по внутренн нему диам метру. В зависим мости от способа креплеения сккобы раазличают дисковвые тор рмозные механиззмы с фикксированн ной и плавающей скобой. с Диссковым тормозом м с фикксированн ной скоб бой (рисс. 10.9) обеспечи ивается большое б п приводно ое усилие и повыш шенная жеесткость механиззма. Колессные торм мозные ци илиндры 2 размещ щаются на скобе 1 с двух сторон диска 9. В цилиндр ц входит поршен нь 8 с уплотни ительным кольцом 7 и пылеезащитный чехол. Внуутренние полости цилиндро ов скобы с помощьью трубоп провода 3 сообщ щаются с главным торм мозным цилиндроом. Порш шень 8 непосред дственно воздей йствует на тормозные колодки и 6 с фрикциоонными накладкам н ми 10. Рисс. 10.9. Ди исковый тормозно т ой механи изм с фи иксирован нной скоб бой При и тормож жении ди исковым тормозом давлен ние в ко олесных цилиндррах 2 повы ышается и поршни 5, перемеещаясь, пррижимаютт с двух сторон накладки н 10 к вращ щающему уся дискуу 9. Торм мозные ко олодки 6 удерживваются в скобе с 1 с помощью ю пальцевв 4. Спеециальногго устрой йства дляя отводаа колодокк и регул лировки зазора в паре трения т н требуеется. При не и снижен нии давл ления в колесны ых цилинд драх за счет с упру угости уп плотнителльных колец 7 и осевого биения диска д колоодка фикссируется с минимаальным заазором. 168 В дисковом д тормозноом механи изме с плаавающей скобой (р рисунок 5.2) торм мозной ци илиндр 1 с поршнеем 4, уплоотнительн ным колььцом 5 и пылезащ щитным чехлом ч 6 устанавл ливается в скобе с одной стороны с диска 3. Скоба им меет возм можность перемещ щаться соввместно с другой ной колод дкой в суппорт те по направляю н ющим штифтам ш тормозн (пальцам м) 2. При и тормож жении пор ршень при ижимает к диску одну из колодокк 8. В реззультате возникшеей реакци ии скоба перемещ щается в противооположном напраавлении и прижи имает к диску вторую реактивн ную колоодку 7. Для Д сниж жения виб браций коолодок на н скобе установллены пласстинчаты ые пружин ны 9. Рисс. 10.10. Дисковый Д й тормозн ной механ низм с плаавающей скобой: 1 – сккоба (тормозной цилиндр); ц 2 – напраавляющиее штифты ы; 3 – суппоорт; 4 – отттяжные пружины п наружной колодки и; 5 – дисск; 6 – поршень; 7 – упллотнителььное кольцо; 8 - уп плотнителльное кольцо; 9 – реакттивная коолодка; 10 0 – тормозная колоодка; 11 - пластин нчатые прружины Торрмозной механизм м с плавающей скобой с им меет лиш шь один колесны ый цилинд др. Его коолодка наагреваетсяя меньшее (30...50 °С), ° чем в механ низме с фиксироованной скобой, с но имеетт сущесттвенный недостатток — прри деформации, коррозии направляяющих во озникает одностороннее иззнашиван ние наклаадок и дисска (со сттороны ко олесного цилиндрра). Эфф фективноссть торм можения снижаеттся, пояявляется вибраци ия скобы и тормозн ной колод дки. 169 Тормозные диски изготовляются из чугуна. В однодисковых механизмах сплошные диски имеют толщину 8…13 мм, вентилируемые - 16...25 мм. Биметаллический тормозной диск может выполняться с алюминиевым или медным основанием. Фрикционный слой выполняется из серого чугуна. Для тормозов автомобилей используются фрикционные материалы на асбокаучуковой основе, в основном формованные и прессованные, а также спеченные материалы на железной или медной основе На сегодняшний тормозных механизмов день среди производителей дисковых лидирующее положение занимают такие фирмы как Knorr-Bremse и Haldex. Рассмотрим конструкции данных фирм – производителей. Тормозной механизм фирмы Knorr-Bremse: Принцип работы: дисковый тормозной механизм с подвижной скобой следующий. При торможении шток поршня комбинированного тормозного цилиндра или тормозной мембранной камеры (рис. 10.11.) 18/1 или 18/2 давит на рычаг 19. Через этот эксцентриковый рычаг происходит передача усилия на толкатель 17. Усилие сжатия действует через резьбовые втулки 16 на внутреннюю фрикционную накладку 12. 170 Рис. 10.10. Разрез стандартного дискового тормозного механизма: 12 - фрикционная накладка тормозной колодки; 17 – толкатель; 18/1 - комбинированный тормозной цилиндр (с энергоаккумулятором); 18/2 - тормозная камера (мембранного типа); 19 – рычаг; 27 – пружина; 28 – пружина; 46 - тормозной диск Усилие прижатия фрикционных накладок 12 воздействует на тормозной диск 46 и на колесе возникает тормозной момент. При снятии тормозного давления, пружины 27 и 28 возвращают толкатель 17, резьбовые втулки и рычаг 19 в исходное положение. Для поддержания постоянного зазора между фрикционными накладками и диском тормозной механизм оснащен автоматическим устройством компенсации износа тормозных колодок. При каждом срабатывании тормозного механизма одновременно происходит срабатывание регулятора, связанного с рычагом 19. При увеличении зазора вследствие изнашивания фрикционных накладок и тормозного диска резьбовая втулка посредством регулятора и поводка проворачивается на величину, соответствующую износу. Величина суммарного зазора составляет от 0,6 до 0,9 мм. Тормозной механизм фирмы Haldex: 171 В тормозном механизме Haldex используются состоящие из двух частей подвижные суппорты. Износ тормозной накладки компенсируется механизмом автоматического регулирования зазора. Механизм, активируемый тормозной камерой, работает на упорном диске, который прижимает внутреннюю тормозную накладку к тормозному диску, который в свою очередь заставляет суппорт двигаться в сторону таким образом, что внешняя тормозная накладка приходит в контакт с тормозным диском. Суппорт перемещается на штифте скольжения. Там, где дисковый тормоз выполняет также функции стояночного тормоза, механизм активируется при помощи камеры пружинного тормоза. Во время торможения (рис. 10.11.) рычаг 44 перемещается под действием тормозного давления от тормозной камерой 25 / 26. Внутренняя часть рычага 44 прижимает поперечину 41 по осевой линии к тормозному диску А. Сила передаётся от поперечины 41 через регулировочные втулки 74 / 75, регулировочные винты 35 и упорный диск 28 к внутренней тормозной накладке 5. Как только тормозная накладка 5 приходит в контакт с тормозным диском А, суппорт 2 перемещается на штифте скольжения в сторону, чтобы дать возможность наружной накладке 5 контактировать с тормозным диском А. При отпускании тормоза оттяжная пружина 38 возвращает поперечину 41 в исходное положение, позволяя тем самым зазору между накладкой 5 и тормозным диском А достичь первоначально предусмотренного размера. Регулировка базируется на основе зазора. Процесс торможения включает три фазы: спроектированный зазор С, чрезмерный зазор Се (который должен быть устранён в результате регулировки) и фазу эластичности Е. Эти фазы имеют место быть при приведении в действии и выключении тормозов. 172 Рычаг 44 приводит в движение регулировочный механизм 54 при помощи направляющего штифта 47. Зазор между направляющим штифтом 47 и пазом в корпусе регулировочного механизма 62 определяет зазор между тормозными накладками 5 и тормозным диском А. Рис. 10.11. Принцип работы дискового тормоза 11. Рулевое управление 11.1. Основные требования Рулевое управление – это совокупность устройств, обеспечивающих поворот управляемых колес автомобиля при воздействии водителя на рулевое колесо. Оно состоит из рулевого механизма и рулевого привода. Для облегчения поворота колес в 173 рулевой механизм или привод может быть встроен усилитель. Кроме того, для повышения комфорта и безопасности езды на автомобиле в рулевое управление может встраиваться амортизатор. Рулевой механизм предназначен для передачи усилия от водителя к рулевому приводу и для увеличения момента, приложенного к рулевому колесу. Он состоит из рулевого колеса, рулевого вала и редуктора. Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма (редуктора) к управляемым колесам автомобиля и для обеспечения необходимого соотношения между углами их поворота. Амортизатор компенсирует ударные нагрузки и предотвращает биение рулевого управления. Задачей рулевого управления является возможно более однозначное преобразование угла поворота рулевого колеса в угол поворота колес и передача водителю через рулевое колесо информации о состоянии движения автомобиля. Конструкция рулевого управления должна обеспечивать: 1. Легкость управления, оцениваемую усилием на рулевом колесе. Для легковых автомобилей без усилителя при движении это усилие составляет 50…100 Н, а с усилителем 10…20 Н. Согласно проекту ОСТ 37.001 "управляемость и устойчивость автомобилей. Общие технические требования", который введен в действие в 1995 году, усилие на руле для автомобилей категории М1 и М2 не должно превышать следующих величин: Для неподвижного автомобиля без усилителя Для неподвижного автомобиля с усилителем Для движущегося автомобиля с исправным рулевым автомобилем Для движущегося автомобиля при отказе усилителя Нормы по усилию на рулевом колесе, приведенные в … 250 Н … 60 Н … 150 Н … 300 Н проекте ОСТ соответствуют введенным в действие правилам ЕЭК ООН №79. 174 2. Легкость управления, оцениваемую усилием на рулевомкачение управляемых колес с минимальным боковым уводом и скольжением при повороте автомобиля. Несоблюдение этого требования приводит к ускорению изнашивания шин и снижению устойчивости автомобиля при движении. 3. Стабилизацию повернутых управляемых колес, обеспечивающую их возвращение в положение, соответствующее прямолинейному движению при отпущенном рулевом колесе. Согласно проекту ОСТ 37.001.487, возврат рулевого колеса в нейтральное положение должен происходить без колебаний. Допускается один переход рулевого колеса через нейтральное положение. Это требование также согласовано с Правилами ЕЭК ООН №79. 4. Информативность обеспечивается его рулевого реактивным управления, действием. Согласно что ОСТ 37.001.487.88, усилие на рулевом колесе для автомобиля категории М1 должно монотонно возрастать с увеличением бокового ускорения до величины 4,5 м/с2. 5. Предотвращение передачи ударов на рулевое колесо при наезде управляемых колес на препятствие. 6. Минимальные зазоры в соединениях. Оцениваются углом свободного поворота рулевого колеса автомобиля, стоящего на сухой, твердой и ровной поверхности в положении, соответствующем прямолинейному движению. По ГОСТ 21398-75 этот зазор не должен превышать 150 при наличие усилителя и 50 – без усилителя рулевого управления. 7. Отсутствие автоколебаний управляемых колес при работе автомобиля в любых условиях и на любых режимах движения. 175 8. Углы поворота рулевого колеса для автомобилей категории М1 должны находиться в пределах, установленных таблицей 3. Таблица 1. Кривизна Угол поворота руля, рад траектории х10-2, м-1 минимальный максимальный 0,21 (0,21L+0,2)i⋅10-2 (0,21L+1,3)i⋅10-2 0,42 (0,42L+0,4)i⋅10-2 (0,42L+2,6)i⋅10-2 0,84 (0,84L+0,48)i⋅10-2 (0,84L+5,0)i⋅10-2 Помимо указанных основных функциональных требований, рулевое управление должно обеспечивать хорошее "чувство дороги", которое также зависит от: 1) ощущение точности управления; 2) плавности работы рулевого управления; 3) усилия на руле в зоне прямолинейного движения; 4) ощущения трения в рулевом управлении; 5) ощущения вязкости рулевого управления; 6) точности центрирования рулевого колеса. При этом в зависимости от скорости движения автомобиля наибольшую значимость имеют различные характеристики. Практически, на этом этапе проектирования создать оптимальную конструкцию рулевого управления, которое бы обеспечило хорошее "чувство дороги", очень сложно. Обычно эта задача решается эмпирическим путем, на основе личного опыта конструкторов. Окончательное решение этой задачи обеспечивается на этапе доводки автомобиля и его узлов. Особые требования предъявляются к надежности рулевого управления, поскольку при его блокировке, при разрушении или 176 ослаблении какой-либо из его деталей автомобиль становится неуправляемым, а авария почти неизбежной. Все изложенные требования учитываются при формулировании частных требований к отдельным деталям и элементам рулевого управления. Так, требования по чувствительности автомобиля к повороту руля и к предельным усилиям на рулевом колесе ограничивают передаточное отношение рулевого управления. Для обеспечения "чувства дороги" и снижения усилия на руле прямой КПД рулевого механизма должен быть минимальным, но с точки зрения информативности рулевого управления и его вязкости обратный КПД должен быть достаточно большим. В свою очередь, большое значение КПД может быть достигнуто за счет снижение потерь на трение в шарнирах подвески и рулевого управления, а также в рулевом механизме. Для обеспечения минимального скольжения управляемых колес рулевая трапеция должна иметь определенные кинематические параметры. Большое значение для управляемости автомобиля имеет жесткость рулевого управления. С повышением жесткости улучшается точность управления, повышается быстродействие рулевого управления. Трение в рулевом управлении играет как положительную, так и отрицательную роль. Малое трение ухудшает устойчивость качения управляемых колес, повышает уровень их колебаний. Большое трение снижает КПД рулевого управления, повышает усилие на руле, ухудшает "чувство дороги". Зазоры в рулевом управлении также играют как положительную, так и отрицательную роль. С одной стороны, при их наличии исключается заклинивание рулевого управления, уменьшается трение за счет "встряхивания" узлов; с другой стороны, 177 ухудшается "прозрачность" рулевого управления, ухудшается его быстродействие; чрезмерные зазоры в рулевом управлении способны привести к автоколебаниям управляемых колес. Особые требования предъявляются к геометрическим размерам рулевого колеса, его конструкции. Увеличение диаметра рулевого колеса приводит к снижению усилия на руле, однако затрудняет его компоновку в салоне показатели, обзорность. автомобиля, В ухудшает настоящее эргономические время для легковых автомобилей малого класса общего назначения величина диаметра рулевого колеса составляет 350…400 мм. Рулевой механизм должен обеспечивать минимальный зазор в среднем положении руля (соответствующем прямолинейному движению автомобиля). В этом положении рабочие поверхности деталей рулевого механизма подвержены наиболее интенсивному изнашиванию, то есть люфт рулевого колеса в среднем положении увеличивается быстрее, чем в крайних. Чтобы при регулировке зазоров не происходило заклинивания в крайних положениях, зацепление рулевого механизма выполняется с увеличенным зазором в крайних положениях, что достигается конструктивными и технологическими мероприятиями. В процессе эксплуатации разница в зазорах зацепления в среднем и крайних положениях уменьшается. Рулевой механизм должен иметь минимальное количество регулировок. Для обеспечения пассивной безопасности автомобиля вал рулевого колеса должен изгибаться или расцепляться при аварии, труба рулевой колонки и ее крепление не должны препятствовать этому процессу. Эти требования реализуются в автомобилестроении в виде травма безопасных рулевых колонок. Рулевое колесо должно деформироваться при аварии и поглощать передаваемую на него 178 энергию. При этом оно не должно разрушаться, образовывать осколки и острые кромки. Ограничители повороте передних колес на поворотных рычагах или на корпусе рулевого механизма должны сокращать жесткость даже при больших нагрузках. Это предотвращает перекручивание тормозных шлангов, трение шин о брызговик крыла и повреждения деталей подвески и рулевого управления. 11.2. Анализ известных конструкций рулевого управления . Обоснование выбора реечного управления Рулевое колесо через свой вал передает на рулевой механизм вращающий момент, развиваемый водителем, и преобразует его в силы растяжения с одной стороны, и силы сжатия с другой, которые через боковые тяги воздействует на поворотные рычаги рулевой трапеции. Последние закреплены на поворотных цапфах и поворачивают их на требуемый угол. Поворот происходит вокруг шкворневых осей. Рулевые механизмы делятся на механизмы с вращательным и возвратно-поступательным движением на выходе. На легковые автомобили устанавливаются рулевые механизмы трех видов: "червяк-двухгребневый ролик", "винт-гайка с циркулирующими шариками" – с вращательным движением на выходе, и "шестернярейка" – с вращательно-поступательным. Рулевой механизм "винт-гайка с циркулирующими шариками" является достаточно совершенным, но и наиболее дорогим из всех рулевых механизмов. В винтовой паре этих механизмов имеет место не трение скольжения, а трение качения. Гайка, являясь одновременно и рейкой, находится в зацеплении с зубчатым сектором. Ввиду малого угла поворота сектора, у такого механизма 179 легко реализовать переменное передаточное отношение с повышением его по мере увеличения угла поворота руля за счет установки сектора эксцентриситетом либо применением переменного шага зубчатого зацепления. Высокий КПД, надежность, стабильность характеристик при больших нагрузках, высокая износостойкость, возможность получения беззазорного соединения обусловили практическое исключительное применение этих механизмов на автомобилях большого и высшего классов, отчасти и среднего класса. На легковых автомобилях малого и особо малого классов применяются рулевые механизмы вида "червяк-ролик" и "шестернярейка". При зависимой подвеске передних колес, которая в настоящее время применяется только на автомобилях повышенной и высокой проходимости, необходим рулевой механизм только с вращательным движением на выходе. По подавляющему числу показателей механизмы вида "червяк-ролик" уступают механизму "шестерня-рейка" и ввиду удобства компоновки на переднеприводных автомобилях последние механизмы получили исключительно широкое применение. Преимуществами рулевого управления вида "шестерня-рейка" являются: - простота конструкции; - малые затраты на изготовление; - легкость хода благодаря высокому КПД; - автоматическое устранение зазоров между зубчатой рейкой и шестерней, а также равномерное собственное демпфирование; - возможность шарнирного крепления боковых поперечных тяг непосредственно к рулевой рейке; - низкая податливость рулевого управления и, как следствие, его высокое быстродействие; 180 - малый объем, требуемый для установки этого рулевого управления (благодаря чему на всех переднеприводных автомобилях, выпускающихся в Европе и Японии, установлено именно оно); - отсутствие маятникового рычага (включая и его опоры) и средней тяги; - высокий КПД вследствие малого трения как в рулевом механизме, так и в рулевом приводе за счет уменьшения количества шарниров. К недостаткам относятся: - повышенная чувствительность к ударам вследствие малого трения, большого обратного КПД; - повышенная нагрузка от усилий со стороны боковых тяг; - повышенная чувствительность к колебаниям рулевого управления; - ограниченная длина боковых тяг (при их шарнирном закреплении к концам рулевой рейки); - зависимость угла поворота колес от хода зубчатой рейки; - повышенные усилия во всем рулевом управлении из-за иногда слишком коротких поворотных рычагов рулевой трапеции; - уменьшение передаточного отношения при увеличении угла поворота колес, вследствие чего маневрирование на стоянке требует больших усилий; - невозможность применения этого рулевого управления в автомобилях с зависимой подвеской передних колес. Наиболее широкое применение нашли следующие типы исполнения реечного рулевого управления: Тип 1 – боковое расположение шестерни (слева или справа в зависимости от расположении рулевого колеса) при креплении боковых тяг к концам зубчатой рейки; 181 Тип 2 – среднее расположение шестерни при таком же креплении рулевых тяг; Тип 3 – боковое расположение шестерни при креплении боковых тяг к середине зубчатой рейки; Тип 4 – экономичный укороченный вариант: боковое расположение шестерни при креплении обоих боковых тяг к одному концу зубчатой рейки. Конструкция реечного рулевого управления типа 1 является самой простой и требующей минимум места для его размещения. Поскольку шарниры крепления боковых тяг закреплены на концах зубчатой рейки. Рейка нагружена, в основном, осевыми усилиями. Радиальные усилия, которые зависят от углов между боковыми тягами и осью рейки, невелики. Практически у всех переднеприводных автомобилей с поперечным расположением двигателя поворотные рычаги рулевой трапеции направлены назад. Если при этом вследствие изменения высоты внешних и внутренних шарниров боковых тяг требуемый наклон при движении на повороте не достигается, то, как при ходе сжатия, так и при ходе отбоя схождение становится отрицательным. Предотвращение нежелательного изменения схождения возможно у автомобиля, у которого рулевой механизм расположен низко, а боковые тяги несколько длиннее нижних поперечных рычагов подвески. Более благоприятным случаем является переднее расположение рулевой трапеции, которое практически достижимо только для автомобилей классической компоновки. В этом случае поворотные рычаги рулевой трапеции должны быть развернуты наружу, внешние шарниры боковых тяг входят глубоко в колеса, боковые тяги могут быть выполнены более длинными. Реечное рулевое управление типа 2, в котором шестерня установлена в средней плоскости автомобиля, применяется только на 182 автомобилях со средним или задним расположением двигателя, поскольку среднее расположение двигателя влечет за собой такой недостаток, как большой требуемый объем для рулевого управления из-за необходимости в "изломе" рулевого вала. В случае, если рулевой механизм должен быть расположен относительно высоко, при использовании подвески МакФерсон неизбежно крепление боковых тяг к середине зубчатой рейки. Схема, иллюстрирующая основы выбора длины боковых тяг для подвески МакФерсон, приведена на рис. 11.1. В таких случаях внутренние шарниры этих тяг крепятся в средней плоскости автомобиля непосредственно к рейке или связанному с ней элементу. При этом конструкция рулевого механизма должна предотвращать скручивание зубчатой рейки воздействующими на нее моментами. Это предъявляет особые требования к направляющим рейки и поводков, так как при слишком малых зазорах в них рулевое управление будет очень трудным (из-за высокого трения), при слишком больших возникают стуки. Если поперечное сечение зубчатой рейки не круглое, а Y-образное, то дополнительные меры по предотвращению кручения рейки вокруг продольно оси можно не предусматривать. Рис. 11.1. Определение длины боковой тяги 183 Рулевое управление типа 4, которое устанавливается на легковые автомобили фирмы Фольксваген, отличается легкостью хода и недорого в изготовлении. К недостаткам следует отнести повышенные нагрузки отдельных деталей и возможное в результате этого снижение жесткости. Для предотвращения вызываемого изгибающим моментом прогиба/скручивания зубчатая рейка имеет относительно большой диаметр – 26 мм. На практике выбор типа реечного рулевого управления производится из компоновочных соображений. В нашем случае из-за отсутствия места для размещения рулевого механизма внизу, принято верхнее расположение рулевого механизма. Это обуславливает применение рулевого управления типов 3,4. для обеспечения прочности и жесткости конструкции окончательно принимается верхнее расположение рулевого механизма и тип 3 рулевого управления. Следует признать, что такая компоновка рулевого управления не является самой удачной. Высокое расположение рулевого механизма обуславливает его большую податливость из-за прогиба амортизационных стоек. При этом наружное колесо прогибается в сторону положительного развала, внутреннее – в сторону отрицательного. В результате колеса дополнительно наклоняются в направлении, куда их уже стремятся наклонить боковые силы при движении в повороте. 11.3. Кинематический расчет рулевого привода Кинематический расчет заключается в определении углов поворота управляемых колес, нахождении передаточных чисел рулевого механизма, привода и управления в целом, выборе 184 параметров рулевой трапеции, а также в согласовании кинематики рулевого управления и подвески. Определение параметров рулевой трапеции. Вначале рассчитывается максимальный средний угол поворота управляемых колес, необходимый для движения автомобиля с минимальным радиусом. Согласно схемы, изображенной на рис. 11.2. θ ср max = arctg L R 2 min − L2 − 0,5 ⋅ b12 Для того, чтобы управляемые жесткие колеса катились при повороте без проскальзывания, их мгновенный центр поворота должен лежать на пересечении осей вращения всех колес. При этом наружный θн и внутренний θвн углы поворота колес связаны зависимостью: ctgθ Н − ctgθ ВН = l0 L1 где l0 – расстояние между точками пересечения осей шкворней с опорной поверхностью. Поскольку эти точки практически совпадают для переднеприводных автомобилей с центрами контакта колес с дорогой (что обусловлено малым плечом обкатки и продольным углом наклона шкворня), l 0 ≈ b12 185 Рис. 11.2.Схема поворота автомобиля с абсолютно жесткими колесами 186 Рис. 11.3. Схема поворота автомобиля с податливыми колесами Обеспечить такую зависимость возможно лишь при помощи довольно сложной кинематической схемы привода, однако, рулевая трапеция позволяет максимально приблизиться к ней. Вследствие податливости шин в боковом направлении колеса под действием боковых сил катятся с уводом. Схема поворота автомобиля с податливыми колесами приведена на рис. 11.3. Для высоко эластичных шин форму трапеции приближают к прямоугольнику с тем, чтобы повысить эффективность работы наружного, более нагруженного колеса. На некоторых автомобилях трапеция спроектирована таким образом, что до угла поворота ≈100 колеса остаются примерно параллельными. Но при больших углах поворота колес кривая фактических углов поворота вновь достигает кривой требуемых углов по Аккерману. Благодаря этому износ шин при парковании и поворотах уменьшается. Подбор параметров трапеции начинается с определения угла наклона боковых рычагов трапеции. В настоящее время этот угол обычно подбирается на основании опыта проектирования предшествующих моделей. Для проектируемого рулевого управления принимаем λ=84,190. Далее определяется длина поворотного рычага трапеции. Эту длину принимают возможно большей по условиям компоновки. Увеличение длины поворотного рычага позволяет снизить усилия, действующие в рулевом управлении, как следствие, повысить долговечность и надежность рулевого управления, а также снизить его податливость. В нашем случае длина поворотного рычага принята равной 135,5 мм. 187 Очевидно, что с увеличением длины поворотного рычага возрастает ход рейки, необходимый для достижения заданного максимального угла поворота управляемых колес. Потребный ход рейки определяется графическим методом либо расчетным путем. Также графическим либо расчетным путем определяется кинематика рулевой трапеции. На рис. 11.4. показан график зависимости среднего угла поворота колес от хода рейки. Данные для построения графика получены с помощью программы WKFB5M1, которая применяется в отделе общей компоновки и отделе ходовой части и отделе тормозов УПШ ДТР ВАЗа для расчета кинематики подвески МакФерсон и реечного рулевого управления. По графику определяем, что для обеспечения угла поворота колес θ=34,320 необходим ход рейки в одну сторону равный 75,5 мм. Полный ход рейки l=151 мм. На рис. 11.5. показана зависимость разности углов поворота наружнего и внутреннего колес в функции угла поворота внутреннего колеса. Здесь же приведена рассчитанная по Аккерману кривая требуемого изменения разности углов поворота колес. Показателем, служащим для оценки кинематики рулевого привода, является разность углов поворота колес при угле поворота внутреннего колеса, равном 200: Δθ 200 = 0,9 0 (4) 188 36 30 средний угол поворота, град 24 18 12 6 10 20 30 40 50 60 70 80 ход рейки, мм Рис. 11.4. Зависимость среднего угла поворота управляемых колес от хода рейки 189 9 8 7 разность углов, град. 6 5 4 3 2 1 6 12 18 24 30 36 угол поворота внутреннего колеса, град. Рис. 11.5. Зависимость разности углов поворота колес от угла поворота внутреннего колеса: 1 - рассчитанная по соотношению Аккермана; 2 - для проектируемого автомобиля 190 191 11.4. Передаточное отношение рулевого управления Общее кинематическое передаточное отношение рулевого управления, определяемое передаточными числами механизма Uр.м. и привода Uр.п. равно отношению полного угла поворота рулевого колеса к углу поворота колес от упора до упора: U р. у . = Для легковых θ р. к. max автомобилей θ ср. max ⋅ 2 с механическим рулевым управлением θр.к.max=10800…14400 (3…4 оборота рулевого колеса), при наличии усилителя θр.к.max=7200…10800 (2…3 оборота рулевого колеса). Обычно количество оборотов рулевого колеса определяется в этих пределах по результатам расчета зубчатого зацепления "шестерня-рейка". В нашем случае расчеты показали оптимальное число оборотов, равное 3,6 (12960). Тогда общее передаточное число равно: U р. у. = 1296 = 19,3 2 ⋅ 33,55 Известно, что U р. у . = U р . м. ⋅ U р.п. = θ р.к. l р ⋅ lр θ к рулевой механизм с постоянным передаточным числом, Uр.м. для любого угла поворота руля: U р . м. = 1296 = 8,58 151 Передаточное число рулевого привода не является величиной постоянной и уменьшается с увеличением угла поворота руля, что неблагоприятно сказывается на усилии на рулевом колесе при парковании. 192 Зависимость кинематического передаточного отношения рулевого управления приведена на рис. 11.6. 11.5. Требования предъявляемые к рулевым механизмам Производство автомобилей рулевых механизмов регламентировано отраслевым для отечественных стандартом ОСТ 37.001.013—76, который определяет рекомендуемые типы рулевых механизмов в зависимости от массы автомобиля, приходящейся на управляемый мост, а также ряд параметров этих механизмов. Предусмотрено применение только двух типов механизмов. На все автомобили с вертикальными реакциями на мост до 25 кН при отсутствии усилителя и до 40 кН с усилителем рулевого управления рекомендуется устанавливать червячно-роликовый механизм, при большей нагрузке — винтореечный механизм. В некоторых случаях для автомобилей с нагрузкой на управляемый мост менее 12 кН допускается применение реечных механизмов, параметры которых стандартом не регламентированы. 193 21 передаточное отношение Р.У. 20 19 18 17 16 -800 -600 -400 -200 200 400 600 угол поворота рулевого колеса, град Рис. 11.6. Зависимость передаточного отношения рулевого управления от угла поворота руля 194 Выполнение требований, предъявляемых к рулевому управлению, в значительной степени зависит от конструкции рулевого механизма, который в связи с этим должен: 1) быть обратимым, чтобы не препятствовать стабилизации движении) управляемых колес; 2) обладать высоким к. п. д. для облегчения управления; при этом цель сообразно иметь высокий к. п. д. в направлении от рулевого колес и несколько пониженный в обратном направлении, чтобы толчки от удара колес о неровности дороги в значительной степени поглощались в механизме и не передавались на рулевое колесо; 3) обеспечивать заданный характер и величину изменения передаточного числа; 4) иметь минимальное число точек регулировки при обязательной возможности регулировки зазора в зацеплении рулевой пары. В нейтральном прямолинейном положении движении рулевого автомобиля механизма зазор должен при быть минимальным (рис. 11.7.). В крайних положениях рулевого механизма зазор должен увеличиваться с тем, чтобы не было заедания механизма после износа и последующей регулировки, так как наибольший износ рулевой пары происходит в среднем положении. Винтовые рулевые механизмы могут быть следующих типов: 1) винт – гайка- рычаг; 2) качающийся винт - гайка, 3) винт - качающаяся гайка, 4) винт - гайка - сектор. 195 Рис. 11.7. Изменение зазора в рулевой паре в зависимости от угла поворота рулевого колеса. Винтовые рулевые механизмы. Передаточное число винтового рулевого механизма может быть постоянным или переменным в зависимости от конструкции механизма. Стремление к увеличению к. п. д. привело к появлению винтовых рулевых механизмов с шариковыми гайками, где трение скольжения заменено трением качения. Последнее обстоятельство позволяет осуществить большое передаточное число, при этом рулевой механизм является обратимым. В конструкции обеспечивается непрерывная циркуляция шариков, для чего концы нарезки гайки замыкаются двумя трубками, заполненными шариками. В последние годы значительное распространение получил рулевой механизм винт - шариковая гайка - сектор (рис.11.8.), у которого передаточное число — величина постоянная. Рис. 11.8. Рулевой механизм винт - шариковая гайка - сектор 196 197 Это видно из следующих соображений: - элементарный угол поворота рулевого вала: - элементарный угол поворота вала сошки: где - радиус сектора. Зазор между винтом и гайкой не регулируется, но можно регулировать зазор в зацеплении сектора и рейки, а также осевой зазор рулевого вала. Габариты и вес механизма достаточно малые. Таким образом, передаточное отношение рулевого механизма . Усилители рулевых приводов. Управление автомобилем большой грузоподъемности требует значительной затраты физических усилий. Особенно трудно управлять автомобилем в условиях бездорожья. Если автомобиль для повышения проходимости снабжен системой центрального управления давлением в шинах, то при снижении давления в них для управления таким автомобилем требуются большие усилия на рулевом колесе. Для облегчения управления грузовым автомобилем или автомобилем высокой проходимости в систему рулевого привода должен включаться специальный сервомеханизм — усилитель рулевого привода. При наличии усилителя водитель затрачивает на поворот рулевого колеса сравнительно небольшую работу. Благодаря снижению утомляемости водителя увеличивается средняя скорость движения автомобиля. Применение усилителя обеспечивает высокие маневренные качества автомобиля вследствие уменьшения усилия на рулевом 198 колесе и выбора наиболее выгодного передаточного числа рулевого механизма. В настоящее время усилители рулевых приводов устанавливаются также на легковых автомобилях и на автобусах. Назначение усилителя в данном случае — не только облегчить управление, а главным образом в том, чтобы обеспечить большую безопасность движения с высокой скоростью. При наличии усилителя рулевого привода имеется возможность сохранять прямолинейное движение автомобиля в случае резкого снижения давления в шине или при ее разрыве. Следует иметь в виду, что при установке усилителя рулевого привода несколько повышается износ шин и повышается стоимость конструкции рулевого рулевого привода управления. должна отвечать Конструкция усилителя следующим основным требованиям: 1) обладать следящим действием с тем, чтобы поворот управляемых колес был пропорционален заданному водителем угловому перемещению рулевого колеса; 2) в случае выхода из строя не препятствовать нормальной работе рулевого управления; 3) не включаться от случайных толчков со стороны дороги при прямолинейном движении автомобиля; 4) обладать минимальным временем срабатывания и высокой чувствительностью. Наиболее распространенными типами усилителей являются гидравлические и пневматические, весьма редко применяются электрические усилители (в основном на легковых автомобилях малого класса). Эффективность работы усилителя оценивается коэффициентом усиления Ку, представляющим собой отношение усилия, создаваемого 199 водителем на рулевом колесе при работе без усилителя, к усилию, создаваемому водителем на том же колесе при работе с усилителем: где Ру - усилие, создаваемое усилителем и приведенное к ободу рулевого колеса. Приведенное усилие, создаваемое усилителем, где D - диаметр силового цилиндра; d - диаметр штока поршня; р- давление рабочей среды в силовом цилиндре; i - передаточное число от усилителя до рулевого колеса. В существующих конструкциях коэффициент усиления Ку = 2 - 6. Независимо от конструкции усилителя, последний должен иметь следующие основные элементы: 1. Источник питания. В гидравлическом усилителе источником питания служит гидравлический насос, приводимый в движение от двигателя, иногда с пневмогидравлическим аккумулятором давления; в пневматическом усилителе источник питания — компрессор с ресивером; в электрическом усилителе — аккумуляторная батарея и генератор. 2. Сервомотор, гидравлическом и передающий усилие на рулевой привод. В пневматическом усилителях сервомотором является силовой цилиндр, преобразующий давление рабочей среды в дополнительное усилие, воздействующее на рулевой привод. В электрическом усилителе сервомотором является электродвигатель, воздействующий на рулевой привод обычно через зубчатую передачу. 3. Распределительное устройство с приводом, которое обеспечивает следящее действие. Как можно видеть на простейшей 200 схеме гидравлического усилителя (рис. 11.9.), при повороте рулевого колеса золотник распределителя направляет жидкость под давлением, создаваемым насосом или аккумулятором давления, в ту полость силового цилиндра, которая соответствует выбранному водителем направлению поворота. Если водитель удерживает рулевое колесо повернутым на определенный угол, то распределитель обеспечивает за счет обратной связи фиксацию поршня силового цилиндра в соответствующем положении. С помощью обратной связи происходит также выключение усилителя при возвращении рулевого колеса в положение, соответствующее прямолинейному движению автомобиля. Рис. 11.9. Схема гидравлического усилителя: А- гидравлический усилитель с распределителем, имеющим закрытый центр (применяется при наличии аккумулятора давления); б - распределитель с открытым центром; 1 - резервуар с жидкостью; 2 - насос; 3 - аккумулятор давления; 4 - распределитель; 5 - силовой цилиндр В зависимости от устройства распределителя, последний может обеспечить следящее действие или только по перемещению рулевого колеса, или по перемещению и по силе сопротивления повороту. Различают три типа распределителей гидравлических усилителей: 201 1. Распределители, имеющие реактивные элементы, в которых золотники центрируются пружинами (рис. 11.10.). В распределителе 2 помещен золотник 1, центрируемый в нейтральном положении пружинами 4. Шайбы 3 служат реактивными элементами. Такой тип усилителя обеспечивает следящее действие по перемещению и по силе. Следящее действие по перемещению обусловливается обратной связью, а следящее действие по силе реактивными элементами. Так как при увеличении сопротивления повороту автомобиля давление жидкости в каналах распределителя увеличивается, то оно передается через реактивные элементы на золотник, а затем на рулевой механизм, вследствие чего нагрузка на рулевом колесе увеличивается пропорционально сопротивлению повороту. Это дает возможность водителю ощущать процесс поворота, дает «чувство дороги». Центрирующие пружины определяют усилие на рулевом колесе, при котором включается усилитель. 2. Распределители, имеющие реактивные элементы без пружин. Такие распределители имеют те же свойства, что и предыдущие, но включаются они сразу после приложения нагрузки к рулевому колесу. 3. Распределители без реактивных элементов, но имеющие центрирующие пружины. следящее действие только Эти распределители обеспечивают по перемещению. Усилие на рулевом колесе остается постоянным независимо от сопротивления повороту. Усилитель включается после того, как к рулевому колесу приложено усилие, преодолевающее усилие центрирующих пружин. 202 Рис. 11.10. Схема гидравлического усилителя с распределителем имеющим реактивные элементы Гидравлические усилители. Основными преимуществами гидравлических усилителей являются их большая компактность и малое время срабатывания. Большая компактность связана с высоким давлением жидкости, при котором работают гидравлические усилители (до 6,0—15,0 МПа). Гидравлические усилители способствуют гашению колебаний в рулевом управлении. К недостаткам гидравлических усилителей нужно отнести необходимость особо надежных уплотнений для жидкости и тщательного ухода. Течь в каком-либо соединении или разрыв трубопроводов приводит к отказу усилителя в работе. Конструкции гидравлических усилителей могут быть выполнены по трем типовым схемам: Первая схема. Силовой цилиндр и распределитель с приводом совмещены в одном агрегате с рулевым механизмом. Такие конструкции принято называть гидрорулями. Вторая схема. Распределитель с силовым цилиндром выполнен в одном агрегате и устанавливается отдельно от рулевого механизма. Третья схема. Распределитель и силовой цилиндр представляют собой отдельные агрегаты и располагаются в различных местах. 203 Достоинствами рулевых усилителей, выполненных по первой схеме - гидрорулей, являются компактность и минимальная длина трубопроводов, что сокращает время срабатывания. В связи с тем, что в таких конструкциях распределитель обычно связан непосредственно с рулевым валом, случайные удары колес о неровности дороги не вызывают включения распределителя и, как следствие, виляния управляемых колес. К существенным недостаткам гидроруля относится то, что при установке его все детали рулевого привода и частично рулевого механизма нагружены усилием, создаваемым силовым цилиндром. Это одна применяются из причин, только на из-за легковых которой такие автомобилях и усилители грузовых сравнительно небольшой грузоподъемности. Другой причиной является сложность конструкции. Кроме того, следует учитывать также, что не всегда габариты гидроруля позволяют устанавливать его на место обычного рулевого механизма. Рассмотрим некоторые конструкции гидрорулей. На рис. 11.11. показана схема гидроруля, в котором управление золотником распределителя производится путем осевого перемещения рулевого вала в пределах зазора 6. В данном случае осевое перемещение рулевого вала допускается конструкцией рулевого механизма (винт - гайка - сектор). При рулевом механизме другого типа (например, глобоидальный червяк и ролик) осевое перемещение не может быть допущено, и перемещение золотника должно обеспечиваться каким-либо другим способом. 204 Рис. 11.11. Схема гидроруля В рассматриваемой конструкции гайка 3 рулевой пары служит одновременно и поршнем силового цилиндра. На гайке закреплена рейка 2, которая входит в зацепление с сектором 1, изготовленным как одно целое с валом рулевой сошки. В нейтральном положении, показанном на рис. 11.11., когда рулевое колесо не повернуто, золотник 4 перекрывает напорную магистраль, и масло, нагнетаемое насосом, перетекает через редукционный клапан. При этом обе полости силового цилиндра сообщаются со сливной магистралью. Положение золотника в нейтральном положении фиксируется центрирующей пружинной шайбой 5. При повороте рулевого колеса в ту или другую сторону рулевой вал вследствие сопротивления поршня начнет перемещаться в осевом направлении, ввинчиваясь в гайку или вывинчиваясь из нее в зависимости от направления поворота рулевого колеса. Вместе с рулевым валом перемещается золотник 4, устраняющий зазор 6. При перемещении золотника напорная магистраль сообщается с одной из полостей силового цилиндра; другая его полость остается сообщенной со сливной магистралью. Если рулевое колесо остановлено повернутым на какой-то угол, например, при движении автомобиля на повороте с постоянным радиусом, то вследствие наличия обратной связи золотник распределителя остановится в таком положении, при котором 205 напорная и сливная магистрали будут перекрыты, и поршень силового цилиндра будет находиться в положении, соответствующем заданному радиусу поворота. При отпущенном рулевом колесе, когда последнее устанавливается в нейтральном положении, центрирующая пружинная шайба золотника также находится в нейтральном положении. Жесткость центрирующей пружины золотника распределителя определяет чувствительность усилителя рулевого управления. До тех пор, пока центрирующая пружина не получит необходимой деформации, усилитель не вступает в действие, и управление происходит только за счет усилия, прилагаемого водителем к рулевому колесу. Такое устройство ограничивает до известной степени возможность включения усилителя при случайных ударах колеса о неровности дороги и возникновения при этом виляния управляемых колес. На рис. 11.12. показана общая схема гидравлического усилителя, выполненного в одном агрегате с рулевым механизмом, у которого золотники включаются за счет тангенциального перемещения рулевого вала. В этом усилителе насос 1 с масляным бачком 2 монтируется на генераторе. Рулевой вал состоит из верхней и нижней частей, соединенных между собой карданным шарниром 5; на конце нижней части рулевого вала закреплена шестерня, которая входит в зацепление с шестерней, закрепленной на валу глобоидального червяка. Силовой цилиндр 10 через рычаг 12 связан с валом 9 рулевой сошки 11. Управление золотниками 8, 3, 7 и 4 производится колодкой 6, установленной на нижней части рулевого вала. При повороте рулевого колеса шестерня, закрепленная на конце нижней части вала, стремится обкатываться по шестерне, закрепленной на валу червяка. При этом колодка 6 получит некоторое перемещение и будет воздействовать на соответствующие золотники. 206 Рис. 11.12. Гидроруль с включением золотников распределителя за счет тангенциального перемещения рулевого вала На рис. 11.13. изображено положение золотников, соответствующее прямолинейному движению автомобиля. Масло от насоса подводится через штуцер 1 к распределительным золотникам 2 и 6, а оттуда по трубкам поступает в полость силового цилиндра 4, а затем к реактивным золотникам 3 и 5. От реактивных золотников масло течет в бачок по трубке, присоединяемой к штуцеру 8. Таким образом, полости силового цилиндра постоянно заполнены маслом, и толчки колес о неровности дороги воспринимаются силовым цилиндром и не передаются на рулевое колесо. Если рулевое колесо поворачивать, например, против часовой стрелки (см. рис. 11.12.), то колодка 6 переместится вверх. При этом реактивный золотник 3 (рис. 11.13.), переместившись, увеличит сопротивление на выходе из силового цилиндра, и давление в левой полости (рис. 11.12.) возрастет. Колодка 7 (рис. 11.13.) сместит также распределительный золотник 2, вследствие чего создается сопротивление на входе масла в правую полость цилиндра. 207 Рис. 11.13. Распределитель Если поворачивать рулевое колесо по часовой стрелке, то перемещаться начнут золотники 5 и 6, а под давлением окажется правая полость силового цилиндра. В гидроруле фирмы Сагинау распределитель имеет поворачивающийся золотник. Такой гидроруль устанавливается на американских легковых высокого класса и грузовых автомобилях. В конструкциях усилителей с поступательно перемещающимися золотниками обычно требуется повернуть рулевое колесо на значительный угол, чтобы переместить золотник на величину, необходимую для открытия одних каналов и перекрытия других. Это связано с большим передаточным числом устройства, которое преобразует вращательное движение рулевого вала в посту нательное движение золотника. В рассматриваемой конструкции золотник непосредственно связан с рулевым валом, и это дало возможность резко повысить скорость срабатывания усилителя. Так, давление жидкости в силовом цилиндре начинает нарастать при повороте рулевого колеса на 0,025° и достигает 7,0 МПа при угле 2°. В предыдущей конструкции усилителя той же фирмы давление начинало подниматься при угле поворота рулевого колеса 2° и достигало 7,0 МПа при угле 8°. 208 Рис. 11.14. Схема работы гидроруля На рис. 11.14. показан гидроруль с поворачивающимся золотником в трех положениях: нейтральном (рис. 11.14, а), при повороте вправо (рис. 11.14, б), и влево (рис. 11.14, в). Рулевой механизм представляет собой соединение винт - шариковая гайка сектор, где гайка служит также поршнем силового цилиндра. Рулевой вал связан с винтом при помощи короткого торсиона (рис. 11.14.). Золотник сидит на рулевом валу, а гильза золотника жестко скреплена с винтом рулевого механизма. Золотник может поворачиваться относительно гильзы при некоторой деформации торсиона. Если сопротивление повороту невелико, то углового перемещения золотника относительно гильзы не происходит, и усилитель не вступает в действие. В этом случае, так же как и при отсутствии усилия на рулевом колесе, золотник относительно гильзы находится в нейтральном положении, и обе полости силового цилиндра сообщаются со сливной магистралью. Масло из насоса поступает в центральное отверстие гильзы, а оттуда через радиальные канавки в золотнике во внутреннюю 209 полость золотника и также в сливную магистраль. Таким образом, торсион играет роль центрирующего элемента, устанавливающего золотник в нейтральное положение при снятии нагрузки. Если к рулевому колесу приложено в том или другом направлении усилие, вызывающее деформацию торсиона, то золотник поворачивается относительно гильзы, и соответствующая полость цилиндра усилителя сообщается с напорной магистралью. В этом усилителе следящее действие обеспечивается по такому же принципу, как и в предыдущих конструкциях. Чувствительность усилителя и его характеристику можно варьировать, подбирая жесткость торсиона. Труба, в которой проходит торсион, должна иметь ограниченное угловое перемещение относительно винта рулевой пары, чтобы рулевой механизм можно было использовать для поворота автомобиля, когда по тем или иным причинам усилитель не работает. Ограничение углового перемещения трубы торсиона необходимо для того, чтобы он не скручивался в том случае, если к рулевому колесу будет приложено большое усилие. Гидравлические усилители, выполненные по второй схеме (распределитель в одном агрегате с силовым цилиндром устанавливается отдельно от рулевого механизма), обеспечивают возможность использования любого стандартного рулевого механизма. При этом привод распределителя осуществляется от шарикового пальца сошки. Таким образом, силовой цилиндр не нагружает детали рулевого механизма, но полностью нагружает все детали рулевого привода. Длина трубопроводов при такой схеме усилителя больше, чем у усилителей, выполненных по первой схеме. На рис. 11.15. изображена схема гидравлического усилителя, выполненного отдельно от рулевого механизма. Силовой цилиндр 210 связан с продольной штангой, а шток его поршня 1 шарнирно укреплен на кронштейне рамы. Золотник 2, шарнирно связанный с шаровым пальцем 4 рулевой сошки, центрирующими пружинами 3 удерживается в нейтральном положении, при котором все каналы открыты и жидкость под действием насоса свободно циркулирует в системе. При повороте рулевого колеса золотник перемещается, устраняя зазор 5, и сообщает одну из полостей силового цилиндра с напорной магистралью, а другую - со сливной магистралью. В результате этого силовой цилиндр начинает перемещаться и создает дополнительное усилие на продольной штанге 5 рулевого привода. Направление перемещения силового цилиндра зависит от направления перемещения золотника, т. е., в конечном счете, от направления, в котором поворачивают рулевое колесо. Силовое воздействие цилиндра будет продолжаться до тех пор, пока не прекратится воздействие водителя на рулевое колесо. В этом случае центрирующие пружины будут удерживать золотник в нейтральном положении, и обе полости цилиндра будут сообщаться со сливной магистралью. Если водитель удерживает рулевое колесо в повернутом положении, то цилиндр, продолжая перемещаться относительно неподвижного шарового пальца, а следовательно, и золотника, остановится в тот момент, когда золотник будет в положении, обеспечивающем такое давление в рабочей полости цилиндра, которое уравновесит стабилизирующее действие управляемых колес. При неработающем усилителе управление автомобилем не нарушается, однако усилие на рулевом колесе значительно возрастает. Гидравлические усилители, выполненные по третьей схеме (распределитель и силовой цилиндр - отдельные агрегаты, рис. 211 11.16.) дают возможность более свободно компоновать рулевое управление. Рис. 11.15. Схема гидравлического усилителя, расположенного отдельно от рулевого механизма Рис. 11.16. Гидравлический усилитель с раздельным расположением силового цилиндра и распределителя Силовой цилиндр может быть расположен в любом месте, удобном для присоединения к одному из рычагов или к одной из тяг рулевого привода. Распределитель при этом может проектироваться так, чтобы его можно было располагать либо в картере рулевого 212 механизма, либо в рулевом приводе. В последнем случае в рулевом управлении может применяться стандартный рулевой механизм. Общим недостатком гидравлических усилителей указанного типа является необходимость большого количества трубопроводов, хотя следует отметить, что если распределитель расположен в рулевом механизме, а силовой цилиндр закреплен на раме, то для гидравлических коммуникаций могут быть использованы жесткие трубопроводы большого сечения. Основной характеристикой любого усилителя является зависимость между смещением золотника в корпусе распределителя (рассогласование в следящей системе) и усилием на штоке силового цилиндра (у усилителей, скомпонованных отдельно от силового цилиндра) или зависимость между углом поворота рулевого колеса и моментом на валу сошки (у усилителя, скомпонованного в одном агрегате с рулевым механизмом). Такие характеристики снимаются при неподвижном поршне силового цилиндра, т. е. при нулевом расходе жидкости Q в рабочих полостях (не считая утечек). При этом имеется в виду, что зазор в зацеплении рулевой пары отсутствует, когда вал сошки находится в среднем положении. Динамическая характеристика усилителя рулевого управления может интересовать конструктора с точки зрения оценки времени срабатывания усилителя, плавности включения и устойчивости работы системы рулевого управления. Поскольку все перечисленные свойства зависят в равной степени как от усилителя, так и от остальных элементов системы рулевого управления, динамическая характеристика определяется для рулевого управления с управляемой осью в сборе. Она может быть получена на стенде, па котором устанавливается передняя ось и рулевое управление, или непосредственно на автомобиле. 213 Динамической характеристикой усилителя рулевого управления называют зависимость момента на рулевом колесе от времени после резкого изменения скорости вращения рулевого колеса. В процессе включения усилителя момент зависит от величины кинематического рассогласования между углами поворота рулевого колеса и управляемых колес (с учетом передаточного отношения). Наибольшим изменениям за последние годы в конструкции рулевых механизмов с гидравлическим усилителем подвергся распределитель. Наметилась отчетливая тенденция замены осевого золотникового, распределителя тангенциальным. В тангенциальном распределителе перераспределение потоков рабочей жидкости происходит путем перекрытия кромок на сопряженных деталях в процессе их взаимного поворота. Кромки могут быть выполнены на торцевых или на цилиндрических поверхностях сопряженных деталей, и в зависимости от этого различают два вида тангенциальных распределителей; торцевые и роторные. Подводя итог выше изложенному можно сказать, что тангенциальные распределители в сравнении с осевыми обладают рядом очевидных преимуществ: простой конструкцией , меньшими габаритами, высокой чувствительностью. Однако распространение тангенциальных распределителей долгие годы сдерживали негативные факторы, с которыми сталкивались конструкторы попытках реализовать в этих распределителях в необходимый уровень реактивного действия рулевого управления. Конструктивные меры воздействия на жесткостные параметры, успешно применяемые в осевых распределителях для обеспечения необходимого уровня их реактивного действия, не получили распространения в тангенциальных распределителях по следующим причинам: 214 Реактивные камеры усложняют конструкцию тангенциального распределителя, но положительно на реактивном действии. Варьирование жесткостью упругих элементов малоэффективно, так как её выбор ограничен двумя заранее заданными и лежащими в узком диапазоне параметрами нечувствительности максимальным по распределителя усилию углом (усилием рассогласования - зоной его включения) и распределителя (конструктивным люфтом). Меры, направленные на расширение области варьирование жесткостью упругого элемента (например, ступенчатое включение различных участков торсиона по мере изменения угла поворота рулевого колеса), также приводят к значительным конструктивным усложнениям. Способы воздействия на закон дросселирования путём профилирования кромок усложняют конструкцию распределителя, а технологические методы его реализации достаточно сложны Реактивные камеры усложняют конструкцию тангенциального распределителя, но положительно сказываются на реактивном действии. Обращение предопределило конструкторов получившее в к этому последние способу годы и широкое распространение тангенциальных распределителей роторного типа в гидравлических усилителях рулевого управления. Опыт исследования, разработок и испытания рулевых механизмов с гидроусилителем свидетельствует, что тангенциальный распределитель, обладая практически вдвое более высокой чувствительностью, в состоянии обеспечить показатели реактивного действия, не уступающие соответствующим показателям осевого распределителя. 12. Передние управляемые мосты 215 12.1. Назначение, классификация передних управляемых (не ведущих) мостов и требования предъявляемые к ним Осуществляя силовую связь колес с рамой или кузовом транспортного средства, мосты передают вертикальные, поперечные и продольные силы и моменты от этих сил. При этом мосты с управляемыми колесами обеспечивают изменение направления движения автомобиля, а ведущие мосты передают крутящий момент к ведущим колесам и позволяют размещать главную передачу и другие детали трансмиссии. Детали мостов должны выдерживать осевую статическую нагрузку с учетом динамических воздействий неровностей дорог, на которых будет эксплуатироваться данный автомобиль. Эти стали должны иметь необходимую жесткость, ограничивающую возникающие при нагрузке упругие деформации и исключающую появление остаточных деформаций, и высокую прочность, характеризуемую способностью без разрушения выдерживать не только эпизодические динамические нагрузки, но и длительное воздействие переменных напряжений, которые вызывают усталость металла. Мосты с управляемыми колесами должны обеспечивать стабилизацию колес, легкость управления и хорошую маневренность автомобиля. Стабилизация достигаются при и, частично, соответствующем легкость выборе углов управления установки шкворней и колес. Автомобиль имеет хорошую маневренность, если конструкция моста позволяет получить максимально возможные углы поворота управляемых колес. Для выполнения этого требования следует уменьшать расстояние между рессорами. Колея передних колес при выбранном размере колес и ширине рамы определяется в основном условиями обеспечения необходимых 216 углов пооворота управляем у мых колесс и размещением д деталей рулевого приводаа между колесами и лонжеронами раамы. ральных Доррожный просвет под баалкой мооста для магистр (грузовы ых) автом мобилей принимаю п ют не менеее 270 мм м. Макксимальн ный угол поворотаа управляяемых коллес колеб блется в пределахх 38-46º. Праавильная установкка управвляемых колес, прриводящаая к их качению ю с мини имальной й затрато ой мощн ности, безз значиттельного износа шин и с необхходимой стабили изацией, обуславл ливается правильным выбоором углоов устано овки шквоорней и коолес. ляется угглами α и β (рисс. 12.1.), Полложение шкворняя определ характерризующими наклон в попер речной и продольн п ной плосккостях. служит д Поп перечный й угол α наклона н шкворня ш для стабил лизации колес заа счет исп пользован ния прихо одящегосяя на мост веса авто омобиля и наход дится в прределах от о 3 до 8º 8 и обеспечивается констр рукцией балки мооста. Рис. 12.1. Углы установки и передни их управляяемых ко олес Проодольный й угол β накклона ш шкворня вводитсся для стабилиззации коллес за счеет исполььзования боковых б рреакций опорной о поверхн ности, воззникающи их под деействием центроб бежной си илы при поворотте, и устан навливаеттся в пределах от 1º30' до 44º в зависсимости от эласстичности и Эластич чность шин ш шин и таккже консструкции спо особствуетт рулевоого упраавления. стаби илизации колес. 217 Продольный угол наклона шкворня обеспечивается соответствующей установкой передней рессоры. Угол развала γ передних колес необходим для компенсации деформации в системе передней подвески и зазоров в деталях моста по мере их износа. Угол развала устанавливается от 0º30' до 1º30' и обеспечивается конструкцией моста. Для уменьшения напряженности в контакте управляемых колес с дорогой углу развала должно соответствовать оптимальное схождение колес (А-Б), которое регулируется поперечной рулевой тягой. Оптимальный угол схождения составляет 15-20% от угла развала в зависимости от типа шин и других конструктивных факторов. Конструкции мостов должны обеспечивать низкий износ шин. При неправильном выборе или нарушении в процессе эксплуатации углов установки колес ухудшаются управляемость и устойчивость автомобиля, повышается износ шин и увеличивается расход топлива. При использовании двух- и трехосных тележек на автомобилях и автопоездах при движении на поворотах происходит боковое проскальзывание шин, в результате чего повышается их износ и увеличивается расход топлива. Для устранения этих недостатков стремятся уменьшить расстояние между мостами тележки. Мост с управляемыми передними колесами должен иметь конструкцию, позволяющую разместить над ним двигатель и создать необходимые зазоры между балкой моста и поддоном двигателя для случая пробоя подвески. Таким образом, конструкции мостов определяют важные эксплуатационные свойства автомобилей и прицепных звеньев автопоездов. Классификация мостов и их узлов. Мост автомобиля – агрегат, воспринимающий все виды усилий, действующих между колесами и подвеской. 218 Передний мост представляет собой совокупность несущих элементов, к которым относятся балки, шкворни, поворотные кулаки, подшипники и ступицы колес. Мосты автомобилей и автопоездов различного назначения разнообразны по конструкции. В общем случае, мосты могут быть: разрезные и неразрезные, управляемые и неуправляемые, с поворотной осью и с неповоротной осью, с одинарными колесами и со сдвоенными колесами, ведомые и ведущие. Допустимые осевые нагрузки, передаваемые на дорожное полотно колесами одного моста, регламентированы в зависимости от несущей способности дорог. В настоящее время в различных странах максимально допустимые нагрузки на одиночный мост колеблются в пределах от 78,4 до 127,8 кН (таблица 2). 219 Таблица 2. Страна Осевая Страна Осевая нагрузка, кН нагрузка, кН Финляндия 78,40 Россия 98,07 Венгрия 78,40 Чехия 98,07 Турция 78,40 Швеция 98,07 Польша 78,40 Португалия 98,07 Греция 78,40 Болгария 98,07 Дания 78,40 Швейцария 98,07 Венесуэла 79,80 Великобритания 110,00 Канада 79,80 Италия 117,90 США 79,80 Люксембург 127,80 Германия 98,07 Бельгия 127,80 Австрия 98,07 Испания 127,80 Румыния 98,07 Франция 127,80 Нагрузки на одиночные мосты выбирают с учетом многих факторов, основными из которых являются наиболее распространенный тип дорожного покрытия и физико-механические свойства грунтов во время эксплуатации. Вопросу соблюдения установленных ограничений нагрузок на одиночные мосты уделяется очень большое внимание. Строгий контроль обеспечивает сохранение дорожных покрытий и исключает возможность преждевременного выхода из строя автомобилей. Анализ конструкций управляемых мостов. Управляемые мосты автомобилей наряду с другими функциями обеспечивают поворот автомобиля, а управляемые мосты прицепных звеньев – маневренность автопоезда. Конструкции управляемых мостов должны обеспечивать безопасность движения, устойчивость 220 прямолинейного движения и стабилизацию колес, а также необходимые соотношения их углов поворота при движении. Получив наибольшее распространение на грузовых автомобилях управляемые неразрезные ведомые мосты состоят из: балки 1, шкворней 5, поворотных кулаков 6 с цапфами, шкворневых втулок 4, упорных подшипников 10, ступиц колес 9 с деталями крепления, конических подшипников 7, рычагов рулевых тяг 3 и 11 , продольной 2 и поперечной 12 рулевых тяг, опорных дисков тормозов 8 (рис. 12.2.). Как правило, балки имеют площадки для крепления упругих элементов подвески, чаще всего листовых опор. По сравнению с неуправляемыми мостами управляемые мосты автомобилей имеют меньшее расстояние между рессорами. Такое расположение рессор позволяет получить требуемый максимально возможный угол поворота управляемых колес. С увеличением диаметра шин, их ширины и углов поворота колес при прочих равных условиях расстояние между рессорами уменьшается. При неизменных вертикальных и угловых жесткостях рессор уменьшение расстояния между рессорами приводит к снижению угловой жесткости передней подвески, что повышает нагруженность балки моста и ухудшает управляемость автомобиля. Последнее обуславливает применение в наше время стабилизаторов поперечной устойчивости, уменьшающих боковой крен автомобиля и позволяющих получить необходимые соотношения углов увода управляемых колес, что способствует улучшению управляемости автомобиля. 221 Рис. 12.2. Перредние мо осты грузоовых автоомобилей й Ресссорные площадкки балокк имеют отверсттия, в которых к устанавлливают стремянки с и креплеения ресссор. Умееньшениее числа листов рессор для д сниж жения меежлистоввого трен ния привводит к 222 увеличению ширины рессор, что также обуславливает некоторое сокращение расстояния между рессорами. Применение пружинных или упругих пневматических элементов передней подвески позволяет несколько увеличить расстояние между ними и повысить угловую жесткость подвески. Это относится только к мостам с управляемыми колесами. Однако уменьшение расстояния между рессорами увеличивает вылет колеса, в результате чего повышается нагруженность балки переднего моста изгибающим моментом в вертикальной плоскости. Конструкция переднего моста с управляемыми ведомыми колесами должна обеспечивать максимальный угол поворота внутреннего управляемого колеса, равный 45º, чтобы наружный радиус поворота (не более 12 м) и ширина габаритного коридора грузового автомобиля соответствовали требованиям ЕЭК ООН. Оси шкворневых отверстий, расположенных на наружных концах балки, могут иметь поперечный и продольный наклоны. При поперечном наклоне шкворня уменьшается плечо обкатки, так как невозможно расположить шкворень вертикально над центром контакта шины с дорогой. Уменьшение плеча обкатки снижает боковое отклонение автомобиля во время торможения при разной эффективности действия тормозов правого и левого колес. Этим объясняется получившее в последнее время распространение конструкции передних мостов с отрицательным плечом обкатки. Однако совершенствование тормозных систем позволит снизить требования по уменьшению плеча обкатки передних управляемых колес. Отрицательным фактором, также обусловленным поперечным наклоном шкворня, является некоторый подъем передней части автомобиля при повороте колес, затрудняющий поворот управляемых колес, что нежелательно при отсутствии усилителя 223 рулевого управления, особенно для грузовых автомобилей. При опускании передней части автомобиля в результате возвращения колес в нейтральное положение образуется стабилизирующий момент, составляющий около 5% общего стабилизирующего момента, действующего на передние управляемые колеса. Продольный стабилизацию наклон колес шкворня при обеспечивает небольших углах скоростную их поворота, соответствующих прямолинейному движению автомобиля. Шкворни как правило, неподвижно закрепляются в балках мостов. В последнее время применяют поворотные кулаки вильчатого типа, что значительно упрощает технологию изготовления балок мостов. Вертикальные нагрузки, передаваемые от балки к поворотным кулакам, воспринимаются упорными подшипниками, снижающими усилия, необходимые для долговечность торцовых поворота колес сопряжений и балки повышающими с поворотными кулаками. На некоторых грузовых автомобилях вместо упорных подшипников качения используют подшипники скольжения (автомобиль ЗИЛ-130), изготавливаемые из графитизированной бронзы и обеспечивающие высокую долговечность. В конструкции поворотных кулаков предусматривают развал поворотных колес, необходимый для компенсации деформаций деталей переднего моста под действием вертикальных нагрузок. При этом передние управляемые колеса при статической нагрузке на передний мост устанавливают Необходимое с небольшим схождение развалом, передних близким колес для к нулю. компенсации отрицательного влияния развала на изнашивание шин управляемых колес обеспечивается соответствующей регулировкой длины поперечной рулевой тяги. На фланце поворотных кулаков устанавливают опорный диск, который крепят болтами или заклепками, а на их цапфовой части – 224 подшипники и ступицы колес. К ступицам колес прикрепляют тормозные барабаны и диски колес. Для исключения попадания смазочного материала от подшипников ступиц на детали тормозов с внутренней стороны ступиц устанавливают радиальные сальники. Для предотвращения самоотворачивания гаек крепления ступиц колес и нарушения регулировки затяжки подшипников применяют корончатые шплинтуемые гайки или резьбовые зажимы. Вследствие того, что расстояние от внутреннего и наружного подшипников ступиц до точки пересечения цапфы с продольной плоскостью симметрии шины различны, внутренний подшипник как наиболее нагруженный имеет большие размеры, чем наружный. К нижней части поворотных кулаков крепят боковые тяги трапеции, шарнирно соединенные с поперечной рулевой тягой, а к верхней части левого кулака – рычаг, шарнирно связанный с продольной рулевой тягой. С поворотным кулаком рычаги связаны конусными и шпоночными соединениями. Конструкция рулевого привода и установка продольной рулевой тяги должны обеспечивать минимальный поворот управляемых колес при их вертикальных перемещениях относительно рамы автомобиля. Поперечную рулевую тягу располагают несколько выше нижней кромки балки переднего моста для предотвращения ее повреждения при наезде автомобиля на препятствие. Форма боковых рычагов трапеции должна быть подобрана таким образом, чтобы при движении на поворотах с учетом бокового увода шин достигалось оптимальное соотношение углов поворота внутреннего и наружного колес относительно воображаемого центра поворота и минимальное проскальзывание и изнашивание шин. На первых автомобилях тормозами оборудовали только задние колеса. Отсутствие тормозов передних колес значительно снижало нагруженность балки переднего моста изгибающим моментом в 225 горизонтальной плоскости. При этом балка переднего моста нагружается в основном изгибающим моментом в вертикальной плоскости и, в меньшей степени, в горизонтальной. С применением тормозов передних колес, повышением их эффективности возросла доля изгибающего в горизонтальной плоскости и крутящего моментов, воспринимаемых балками переднего моста. Поэтому двутавровое сечение для этих балок не следует считать оптимальным, поскольку его целесообразно применять для балок, воспринимающих изгибающий момент в одной плоскости – вертикальной. Вертикальная стенка двутавра практически не нагружена при изгибе в горизонтальной плоскости, и все нагрузки воспринимаются только горизонтальными полками, площади поперечных сечений которых малы и незначительно удалены от нейтральной линии. Учитывая соотношения изгибающих моментов, воспринимаемых балкой в вертикальной и горизонтальной плоскостях при реальных условиях движения, следует признать, что наиболее рациональным поперечным сечением для балки переднего моста является прямоугольное полое сечение с большей стороной в вертикальной плоскости. Такое сечение обеспечивает оптимальное соотношение моментов сопротивления сечения изгибам в вертикальной и горизонтальной плоскостях и достаточно хорошо выдерживает нагрузки при кручении. Однако они используются в настоящее время только для балок прямолинейной формы. В результате того, что балки передних мостов автомобилей имеют изгибы, их изготавливают с двутавровым поперечным сечением. Исключение составляют сварные балки передних мостов автомобилей большой грузоподъемности, в которых средняя часть балки имеет прямое полое трубчатое сечение, а кованые концы – двутавровое. 226 Соввременны ые кован ные стал льные б балки пеередних мостов являютсся цельноой деталью ю (рис. 12.3.). 1 Они имеют площадкки 2 для креплен ния рессоор и боб бышки 1, 1 с отвеерстиями для установки шкворнеей. дних мостов разли ичных авттомобилей й Рисс. 12.3. Баалки перед Чассти балкки междуу площаадками рессор р и шквор рневыми отверсти иями услловно наззовем нааружными и, а частть балки между рессорны ыми площ щадками – среднеей. Из уссловий коомпоновкки и для обеспечения неообходимы ых рабочих зазорров межд ду двигаттелем и балкой последняяя имеет изгибы в наружн ных частяях, а ино огда и в среднихх. иболее Наи распросттраненныее поперречные сечения балок показаны ы на рис. 12.4. 227 Горизонтальные поверхности верхней и нижней полок сечения имеют выпуклую форму со скругленными краями. Уклон полки должен быть не менее 7º, чтобы поковка легко отделялась от штампа. Размеры горизонтальных полок и вертикальных стенок, а также радиусы закруглений значительно отличаются от размеров стандартизированных двутавров и для различных балок передних мостов, близких по грузоподъемности, имеют разные значения. Размеры поперечного сечения балок передних мостов по длине, как правило, не постоянны (рис. 12.3. и 12.4.). Толщина вертикальной стенки сечения по мере приближения к шкворневому отверстию постепенно увеличивается, образуя шкворневую бобышку 1. Верхние горизонтальные полки наружных и средних частей балок плавно сужаются от рессорных площадок до шкворневых бобышек. Рессорные площадки в месте перехода в верхние полки двутаврового сечения средней части балки имеют сравнительно большие радиусы кривизны. Радиусы кривизны участков перехода от рессорных площадок к горизонтальным полкам наружных и средних частей для разных балок различны (рис. 12.3 и 12.4.). У балок автомобилей, предназначенных для усовершенствованным эксплуатации покрытием, по радиусы дорогам кривизны с делают меньшими, чем у балок автомобилей, предназначенных для эксплуатации по плохим дорогам. Наружные части балок могут иметь утолщения и отверстия для крепления амортизаторов. Вблизи шкворневых отверстий делают приливы для упора болтов, ограничивающих максимальные углы поворота колес. Размеры поперечного сечения средней части балки обычно постоянны. При ковке необходимо обеспечить скругленные формы двутаврового сечения, повышающие долговечность штампов и облегчающие отделение заготовки от поверхности штампа. 228 Рис. 12.4. Поперречные сеечения баллок перед дних мосттов Харрактерныее особенн ности поп перечныхх сечений й балок пеередних мостов обусловллены стреемлением м к сниж жению перераспред деления металла при коовке и повышен п ию вслеедствие ээтого стойкости бъясняется широккое прим менение балок б с штамповв. Послеедним об попереч чным сечением II (рис. 12 2.4.). Баллки с сеччением I имеют лучшие прочносттные хараактеристи ики, чем балки с ссечением м III, так т сеечении большая часть мееталла соосредоточ чена на как в таком периферрийных уч частках горизонта г альных поолок, наиб более удааленных от нейтрральных линий л прри изгибе в вертиккальной и горизонтальной плоскосттях. Однако в балкке с сечением м III металл перерасп пределяеттся менььше, штаамповочны ые уклон ны больш ше, что повышает долговвечность штампов. ш . б двуутавровогго сечени ия изготоввляют часстичной Неккоторые балки прокаткой. Проц цесс прои изводства начинаеется с проокатки бо олванки д получ чения балки двутавврового сечения. с прямоуггольного сечения до Затем балке прид дают неообходиму ую формуу, а концы ы высажи ивают и ют в заккрытых штампах. ш Прокатка несколько увел личивает штампую прочносстные кач чества баллок передн них мостоов. ычно баллки изготоовляют ковкой. к П этом поковки сначала При Обы подвергаают терм мообработтке для снятия с вн нутреннихх напряж жений, а затем об бработке резанием р . 229 Некоторые размеры поперечных сечений балок передних мостов регламентированы ОСТ 37. 001.212. Стандарт не распространяется на разрезные балки передних мостов автомобилей, предназначенных для эксплуатации в условиях бездорожья, транспортных средств мелкосерийного производства, транспортных средств, максимальная скорость которых не превышает 25 км/ч и которые имеют менее четырех колес, если их полная масса не превышает 1т. Основные параметры балок не ведущих передних мостов грузовых автомобилей представлены в таблице 3. Шкворневые отверстия в балках выполняют двух типов: цилиндрические и конические. Первые обеспечивают снижение стоимости изготовления, а вторые позволяют повысить надежность крепления шкворней в балках. 230 Таблица 3. Параметр Максимальная нагрузка на управляемые колеса, кН 13,72 14,70 20,60 26,42 34,30 Высота 56 60 сечения в 70 75 (75) 44,10 59,00 68,70 85 95 105 115 (90) (105) 65 75 80 85 (70) (80) 38 45 50 50/39 средней части, мм Ширина 47 50 сечения 52 64 (64) полки в средней части, мм Диаметр 25 25 30 35 отверстия под шкворневой палец, мм Предел 687 785 (568) 785 текучести материала, МПа Примечание. В скобках – допускаемые значения. В числителе дроби – наибольший диаметр отверстия под шкворневой палец, в знаменателе – наименьший. Поверхности под гайки стремянок обычно обрабатывают. Иногда эти поверхности изготавливают без уклонов и не подвергают обработке резанием, что снижает стоимость изготовления балок. Важной характеристикой балки переднего моста является ее жесткость при изгибе в вертикальной плоскости. При оценке 231 жесткости балки проектируемого автомобиля ее следует сопоставлять с жесткостью балок аналогичных автомобилей, надежность которых проверена опытом эксплуатации. Поэтому при выборе размеров балки переднего моста и ее материала необходимо принимать оптимальное решение с учетом условий эксплуатации проектируемого автомобиля и обеспечения необходимой жесткости балки при минимальной массе. Из опубликованных статистических материалов, характеризующих прочность балки переднего моста, представляет интерес зависимость, приведенная на рис. 12.5. При определении моментов сопротивления изгибу полки двутаврового сечения, имеющие штамповочные уклоны, заменялись равновеликими по площади и длине прямоугольниками. При этом положения центров тяжести, принятых при расчете полок, относительно центра тяжести осевого сечения сохранялись. Большинство углеродистой балок стали 40, передних 45, мостов хромистой изготавливают 30Х, 35Х из или хромоникелнвой. При использовании углеродистой стали увеличиваются размеры сечений балки и ее масса, однако обеспечивается необходимая жесткость. Применение хромистых и хромоникелевых сталей позволяет снизить массу балки и повысить ее долговечность, однако при этом возможно некоторое снижение ее жесткости. Так, например, замена стали 45 на сталь 40Х позволяет получить экономию металла 8-9 кг. Стремление к снижению неподрессоренных масс автомобиля обусловило использование алюминиевых сплавов для балок передних мостов грузовых автомобилей и седельных тягачей. Снижение массы балки на (4…5 кг) в этом случае достигается при сохранении высокой прочности и долговечности. В качестве 232 материаала для таких балок используется высокопр рочный, термооб бработанн ный алюм миниевый й сплав. Предел текучестти этого сплава близок к соответтствующи им значеениям прредела теекучести сталей, применяеемых дляя изготовл ления баллок. Алю юминиевы ые балки и дввутавровоое попереечное сеч чение. Длля изготовления также имеют алюминиевых балок прим меняют сп плавы, сод держащиее AL, Mg g, Si, Cu, держание Si в этихх сплавах достигаетт иногда 1 %, а Mg g 3 %. Mn. Сод Рис. 12.5. Зависимоость момеента сопрротивлени ия сечени ия при изгиб бе в верти икальной плоскости балок различных х ческой наагрузки авттомобилеей от осеввой статич Повворотныее кулаки, шкворни ш и ступиц цы колес. Повворотныее кулаки, шкворни и ступиц цы колес п х мостов передних автомоб билей явлляются од дним из наиболее н ответствеенных детталей, к прочноссти и доолговечноости котторых прредъявляю ют повышенные требован ния. Повворотные кулаки (рис. 12.6.) состооят из цаапфы 1, фланца 2, верхнеей и нижн ней шкво орневых проушин п 3 и отвер рстий А для креп и рулевоой тяги (верхнее пления боковых рычагов р трапеции т ( отверсти ие есть только т у левых по оворотны ых кулакоов и служ жит для креплен ния рычагаа продолььной рулеевой тяги). 233 Рис. 122.6. Поворротные ку улаки разлличных аввтомобил лей пфа Цап нач чинается галтельью от фланца и имеет две цилиндррические поверхн ности дл ля устаноовки внуутренних обойм подшипн ников, коонусную поверхно ость при переходее от посаадочной поверхн ности внуутреннегоо (больш шого) под дшипникаа к посаадочной поверхн ности нарружного (меньшегго) подш шипника и заканч чивается резьбой.. Кон нструктиввное исп полнение фланцеев поворротных кулаков различное: фланц цы бываю ют круглы ые, квадрратные и прямоуггольные. Круглыее фланцы ы имеют, как к прави ило, шестьь или воссемь отвер рстий, а квадратн ные и пряямоугольн ные – четтыре или шесть. Чеем больш ше число резьбовы ых отверсстий для креплени ия опорн ных дискоов тормоззов, тем выше наадежностьь данногоо соединеения. Одн нако при ээтом повы ышается трудоем мкость сбоорки и стооимость изготовле и ения повооротных кулаков. к Веррхняя и ни ижняя чассти фланц ца повороотного куулака перееходят в шкворнеевые п проушины ы с цилиндри ической поверх хностью, расположенные под углоом к плоскости фланца, ф ччто обесп печивает необход димые накклоны шккворня. Отверстия О я для креепления боковых б рычаговв трапеци ии и веррхнего рычага р прродольноой рулево ой тяги имеют конусную к ю поверхн ность со шпоночн ными канаавками. Радиусы Р закруглеений в меесте переехода от фланца ф к шкворнеевым проушинам обеспечи ивают усттранение зон с реззким измеенением н напряжений. 234 Поворотные кулаки изготавливают ковкой из легированной хромоникелевой или хромистой сталей. В этом случае обеспечивается волокнистая структура материала поворотного кулака, что обуславливает его высокое сопротивление усталости. Поковку обрабатывают на автоматических линиях и затем подвергают термообработке. Основные усталостные разрушения поворотных кулаков (70%) происходят в зоне галтели на участке перехода от цапфы к фланцу. Чтобы повысить предел выносливости применяют способ накатки галтели, что повышает предел выносливости этого сопряжения на 50% и долговечность в 4,3 раза при сохранении тех же размеров поворотного кулака. Также, для повышения сопротивления усталости зоны галтели ее радиус увеличивают, и применяет термообработку поверхности цапфы ТВЧ с глубоким нагревом. Исследования показали, что такая термообработка позволяет увеличить сопротивление усталости поворотных кулаков на 20% по сравнению с объемной закалкой. При этом поверхностная твердость поворотного кулака достигает НВ 290…320. У поворотных кулаков автомобиля МАЗ – 500 была увеличена также толщина фланца. Сопротивление усталости поворотных кулаков этих автомобилей обеспечивает их пробег до 400 тыс. км. В некоторых конструкциях поворотных кулаков наблюдалось снижение сопротивления усталости шкворневого узла из-за недостаточной толщины перемычки между поверхностью конусного отверстия и Сопротивление посадочным усталости гнездом таких од упорный поворотных подшипник. кулаков было повышено в результате увеличения толщины стенки шкворневого узла в месте соединения с рычагом рулевой трапеции и ликвидации прорезей от инструмента при обработке торцов проушин. При этом 235 целесооб бразно также п применят ть накаттку роли иком ко онусной поверхн ности повооротного кулака под рычаг рулевой трапеции и. к праввило, им меют циллиндричеескую фо орму и Шккворни, как изготовлляются из р различны ых сталлей. П Преимуществами цилиндррических шкворнеей являетсся простоота изготоовления, высокая в надежноость крепления вследстви ие устраанения ввозможно ости их поворотта в балкее и малое число деталей д к крепления я. На неккоторых грузовы ых автом мобилях большой й грузоп подъемноссти испо ользуют ступенчатые шквворни с резьбово ой хвостоовой часттью (рис. 12.7.). Такие шкворни устанавлливают в конусн ш ных гнезздах бал лки при помощи и гайки и распорн ной втулкки, которрая упирается в верхний в торец баалки. пенчатый й шкворен нь с резьб бовой хвосстовой чаастью Рис. 12.7. Ступ В большин нстве авттомобилей й шкворрни запрессовывааются в и двумя шкворнеевые отвеерстия баалок и сттопорятсяя в них оодним или клиновы ыми штиф фтами. Для Д этого шкворни и имеют две или четыре лыски, позволяю ющие в процессее эксплуаатации п поворачиввать их относительно пооворотногго кулака, так как к рабоччие повер рхности омерно. При поввороте шкворня ш шкворняя изнашиваются неравно восстанаавливаюттся необхходимые в этом сопряжеении зазо оры без замены деталей. д бочие Раб сти п поверхно шккворней перед шлифо ованием цементи ируют на глубинуу 1…1,5 мм до тввердости HRC 56-63 или подвергаают повеерхностноой закалкее ТВЧ наа глубинуу 2-2,5 мм м. Такая термооб бработка значитель з ьно повыш шает изноосостойкоость шкво орня без 236 снижения сопротивления усталости в результате образования вязкой сердцевины в материале шкворня. В настоящее время применяют хромирование шкворней, что повышает их износостойкость и увеличивает срок службы. При изготовлении шкворней из хромоникелевой стали значительно упрочняют поверхности, антифрикционными которые втулками, находятся в запрессованными контакте в с проушины поворотных кулаков. Для втулок используют стальную ленту, покрытую антифрикционным оловяннистой бронзы. В слоем из некоторых свинцовистой случаях или применяют фосфористую бронзу. Для повышения срока службы шкворневого сопряжения шкворневые используют втулки из игольчатые подшипники, порошковых а материалов, также хорошо удерживающие смазочный материал и позволяющие повысить периодичность смазывания сопряжения. Конструктивные характеристики поворотных кулаков и шкворней грузовых автомобилей представлены в таблице 4. 237 Таблица 4. Наименование Осевая нагрузка на ГАЗ-53 ЗИЛ-130 КамАЗ-5320 МАЗ-504В 17,75 25,22 42,90 44,10 35Х 40Х 40Х Хромоникел передний мост, кН Сталь, применяемая для изготовления евая поворотного кулака Диаметр цапфы, мм Внутренний 45,00 55,00 65,00 70,00 Наружный 30,00 40,00 50,00 60,00 50 18ХГТ 18ХГТ 45 30,00 38,00 45,00 50,00 Сталь, применяемая для изготовления шкворня Диаметр шкворня, мм Ступицы колес подразделяют на два основных типа: бесспицевые (или – фланцевые для дисковых колес) и спицевые (для бездисковых колес). Фланцевые ступицы применяют на легковых автомобилях и грузовых малой и средней грузоподъемности. Фланцевые ступицы 4 имеют сложную форму и состоят из подшипниковой части 4 (I) с подшипниками 2 и фланцевой 4 (II). Фланцевая часть имеет отверстия, в которые запрессовываются шпильки 1 крепления колес. У грузовых автомобилей шпильки 1 затягиваются гайками 8 с внутренней стороны фланцевой части ступицы. Она имеет утолщение в местах расположения шпилек и ребра жесткости 7, повышающие жесткость соединения фланцевой части с подшипниковой. Для уменьшения нагруженности галтели и ребер жесткости в месте перехода подшипниковой части во фланцевую, а также повышения прочностных показателей ступиц, 238 используют следующие конструктивно – технологические мероприятия: увеличивают толщину фланцевой части при обработке резанием; увеличивают радиус галтели (до 3…5 мм); увеличивают толщину ребер жесткости; увеличивают радиусы перехода от поверхности ребер к подшипниковой и фланцевой частям ступицы для снижения концентрации напряжений; контролируют качество литья заготовок ступиц для устранения раковин и качество их обработки резанием. С наружной стороны подшипниковой части ступиц предусматривают крепление колпачка 5, служащего для удержания смазочного материала в подшипниках 2 и защиты этого узла от попадания грязи. Сальник 3 предотвращает попадание разогретого смазочного материала из подшипникового узла на детали тормозов. Гайки 6 крепления подшипников стопорятся шайбой с контрогайкой или резьбовым зажимом. Для ступиц колес в настоящее время применяют в основном конические роликоподшипники. Увеличение скоростей движения автомобилей и автопоездов на автомагистралях обусловило пересмотр условий работы подшипников ступиц колес. 239 Рис. 12.8. Флаанцевые ступицы: с а - без оребрени ия; б - с оребрение о ем Неккоторые зарубежн з ные фирмы разработали кон нструкци ии таких уплотнеений, котоорые позвволяют исспользоваать для эттих подши ипников жидкий смазочны ый материал, чтоб бы улучш шить услоовия их работы и повыситть долгоовечностьь. При этом поодшипникки работтают в масляноой ванне, которая находится междуу сальникком внуттреннего подшипн ника и крышкоой из прозрачн п ого плаастика. Крышка К выполнеена без вентиляц ционного о отверсттия, в ррезультатте чего исключаается поп падание на н подши ипники влаги в и п пыли. Об бычно в ступицаах наружн ный подш шипник мееньше внуутреннегоо. Стуупицы коолес мосттов автом мобилей изготовля и яют из сттальных или чуггунных (ковкий чугун КЧ К 37 - 12) ли итых загготовок, обрабаты ываемых резанием на авттоматических лин ниях. Об бработке резанием м подвеергаются места запрессоовки нааружных обойм подшипн ников и сальникка, а таккже флан нцевая чаасть, с которой к соприкаасаются тоормозной й барабан н и диск колеса. к Ноовой тенд денцией 240 является изготовление ступиц легковых автомобилей совместно с подшипниковым узлом. При этом в качестве наружных обойм подшипников используется ступица. Для такой конструкции требуется повышение качества материала ступицы и точности ее обработки, а также термообработка для получения необходимой твердости беговых дорожек тел вращения подшипников. В этом случае при изнашивании беговых дорожек ступицы заменяют вместе с подшипниками. Наряду с некоторым усложнением производства таких ступиц снижается общая трудоемкость изготовления подшипниковых узлов и масса ступицы. Вылет диска колеса обусловливает значительный момент (от вертикальной реакции), изгибающий дисковую часть ступицы относительно подшипниковой даже при прямолинейном движении. Так, вылет диска колеса у автомобиля ГАЗ-53А составлял 13,2 см, а у ЗИЛ-433360 достигает 16,8 см. Если в автомобилях на передних и задних мостах установлены одинаковые диски, то колеса имеют большой вылет диска (8…17см), что вызывает необходимость применения на мостах с одинарными колесами не совсем рациональной и более тяжелой конструкции ступиц. Поэтому использование таких ступиц на мостах автомобилей с управляемыми колесами является вынужденным компромиссным решением. 13. Конструкции ведущих мостов Ведущий мост - агрегат автомобиля, опирающийся на расположенные симметрично относительно средней продольной вертикальной плоскости автомобиля колеса и воспринимающий все виды усилий, действующих между колёсами и подвеской или рамой 241 (корпусом) автомобиля, в том числе тяговое усилие (ОСТ 37.001.214). Функционально ведущие мосты подразделяют на неуправляемые ведущие мосты и управляемые ведущие мосты. Неуправляемые ведущие мосты применяют в качестве заднего (и среднего) моста, а управляемые ведущие мосты - в качестве переднего моста на полно- и переднеприводных автомобилях. Ведущие мосты должны удовлетворять следующим требованиям: - иметь передаточного высокую числа надежность главной и обеспечивать передачи, величину соответствующую оптимальным тяговым качествам и топливной экономичности автомобиля или автопоезда; - иметь минимальные размеры, обусловленные компоновочными соображениями и требованиями обеспечения дорожного просвета; - иметь малую собственную массу, обеспечивая снижение неподрессоренных масс автомобиля. Ведущие мосты должны иметь также на различных режимах движения высокий и мало изменяющийся КПД и бесшумно работать. Наряду с этим необходимо, чтобы детали ведущих мостов обладали высокой технологичностью. Необходимо, чтобы ведущие мосты безотказно работали в течение всего пробега автомобиля до капитального ремонта. уплотнений. Основные При и этом допустима корпусные детали лишь должны замена быть работоспособны до списания автомобиля после нормированного пробега. На рис. 13.1. приведена классификация ведущих мостов по различным признакам. 242 Р 13.1.. Типы моостов Рис. Вед дущие мосты, крроме бал лки, вклю ючают в себя эл лементы трансми иссии: глаавную перредачу, ди ифференц циал, полууоси. Нерразрезныее ведущи ие мосты ы имеют картер м моста (баалку). В конструкции раазрезногоо моста балка может быть зааменена попереч чиной. Раазрезные мосты применяяются прри незаввисимой подвеске колес, а неразреззные - при и зависим мой. Карртер (баалка) веедущего моста удовлеетворять должен следующ щим требоованиям: - надежно н защищатть от пр роникновения вод ды, грязи и и от поврежд дения мехханизмы трансмисс т сии, расп положенны ые в балкке; - им меть высоокую жессткость (м максимальный стаатический й прогиб не долж жен преввышать 1,5 1 мм на н 1 м колеи), к д для того,, чтобы обеспечи ить норм мальные условия у работы р зуубчатых ззацеплени ий и не создаватть дополн нительноее напряжеение изгиба в полууосях; - при ми инимальн ной масссе облладать ггарантиро ованной прочносстью и доллговечностью в пр ределах сррока служ жбы автом мобиля; - об беспечиваать достатточный до орожный просвет; - об беспечиваать доступ п ко всем м укреплен нным на б балке механиззмам и усттройствам м для обсслуживани ия и ремоонта; - бы ыть техноологичным м в изгото овлении. 2 243 Конструктивные схемы картеров ведущих мостов. Наибольшее распространение получили три конструктивные схемы картеров ведущих мостов. Цельный картер, у которого средняя часть выполнена плоской, открытой с обеих сторон (картер типа "банджо"). К одной из сторон болтами или шпильками крепится картер главной передачи, а отверстие с другой стороны закрывают приваренной или установленной на болтах крышкой. Балки могут быть сварными из двух половин (рис. 13.2.), штампованных из листового материала, соединенных продольными швами с цапфами или фланцами по концам, или литыми (рис. 13.3.). В этом случае в балку часто запрессовывают усиливающие трубы, используемые в качестве цапф подшипников ступиц колёс (рис. 13.4.). Рис. 13.2. Картер типа "банджо" заднего моста грузового автомобиля Б - вырезы во фланце для удобства монтажа главной передачи; 1 и 2 – шейки подшипников ступиц, 3 - кольцо манжеты, 4 - фланец, 5 - цапфа, б - рессорная площадка, 7 - картер (состоит из двух половин - полубалок), 8 - клиновая вставка, 9 - кронштейн, 10 - кронштейн, 11 - отверстие под сапун, 12 - отверстие под контрольную (заливную) пробку, 13 - крышка картера, 14 - усилительное кольцо, 15 - отверстие под сливную пробку 244 Рис. 13.3. Варианты литых картеров Рис. 13.4. Составной литой картер ведущего моста: 1 - картер, 2 - трубчатый усилитель Балка, образованная картером главной передачи, в который запрессованы кожухи полуосей с фланцами на наружных концах получила название комбинированный картер моста (рис. 13.5.). В этом случае картер главной передачи имеет с задней стороны отверстие, что позволяет собирать и регулировать механизм моста. Отверстие закрывают крышкой, прикрепляемой болтами. Рис. 13.5. Комбинированный картер моста автомобиля "Мерседес-Бенц L/LA - 321": 1 - рессорная площадка, 2 - фланец тормозного диска, 3 - картер главной передачи. 245 Балка с поперечным разъёмом, образованная картером главной передачи и крышкой картера с гнездом для подшипника дифференциала, в которые запрессованы кожухи полуосей с фланцем или цапфой на наружном конце (рис. 13.6.). Рис. 13.6. Картер моста с поперечным разъемом:1 - болт, 2 - гайка, 3 - литая часть картера, 4 и 15 - кожухи полуосей, 5 - гайка ступицы, 6 - стопорная шайба, 7 - контргайка, 8 - фланец, 9 - рессорная площадка, 10 - картера главной передачи, 11 - отверстие под контрольную (заливную) пробку, 12 - прокладка, 13 - манжета, 14 - крышка картера. При применении картера моста типа "банджо" можно легко демонтировать главную передачу, представляющую собой отдельный сборочный узел, не нарушая при этом регулировок подшипников и пятна контакта зубьев. Сварные штампованные из листового материала балки имеют меньшую массу и технологичнее в производстве, чем литые, поэтому их применяют на легковых и грузовых автомобилях массового производства. Поперечное сечение таких картеров изменяется по длине: от круглого - у концов, до прямоугольного - в центральной части. Толщина исходного материала меняется в широких пределах (от 3,5 мм для мостов легковых автомобилей, до 13 мм для мостов грузовых автомобилей) в зависимости от нагрузки и характера работы моста. 246 Литые балки в меньшей мере отвечают условиям массового производства, область их применения - грузовые автомобили большой грузоподъёмности. Такие картера имеют прямоугольное по всей длине поперечное сечение. Для повышения жесткости в балках делают внутренние перегородки, используемые в качестве опор усиливающих труб. Литые балки имеют толщину стенок 8...12 мм. Балка, образованная картером главной передачи, в которой запрессованы кожухи полуосей, обладает высокой жесткостью, что способствует снижению уровня шума при работе моста. Крышка картера не несет нагрузки, что исключает возможность возникновения утечки масла через стык. Балки такого типа в сочетании с полуразгруженными полуосями применяют в ряде мостов легковых автомобилей, а полностью разгруженными полуосями используются на легких грузовиках. Картер ведущего моста с поперечным разъёмом отвечает требованиям массового производства, относительно прост, но имеет существенные недостатки, ограничивающие его широкое использование. К таким недостаткам относятся невозможность регулировки предварительного натяга подшипников дифференциала, ограниченная возможность регулировки пятна контакта шестерен изза того, что нельзя отрегулировать осевое положение ведомого зубчатого колеса, поэтому мосты с такой балкой при работе создают повышенный шум. Наличие нагруженной изгибающим поперечного моментом, разъёма вынуждает балки, регулярно проверять затяжку болтов, соединяющих картер и крышку, для предупреждения течи масла. Разъёмные картера ведущих мостов применяют только на легковых автомобилях или на грузовых автомобилях малой грузоподъёмности. При применении моста типа "банджо" вместо разъемного моста трудоемкость изготовления частично снижается за счет возможности 247 регулировки зацепления зубчатых колес и предварительных натягов подшипников. Детали ведущего моста типа "банджо" могут быть изготовлены с меньшей точностью, чем детали разъемных мостов. Главную передачу удобно регулировать, так как она является отдельным узлом, который в собранном и отрегулированном виде устанавливается на балку моста. В автомобилях с ведущими мостами типа "банджо" можно снимать главную передачу, не снимая с автомобиля весь мост. Штампосварные балки типа "банджо" широко применяют и для грузовых автомобилей средней и большой грузоподъемности. На большинстве грузовых автомобилей установлены ведущие мосты с вертикальным банджо. Поперечное сечение балок этих мостов полое прямоугольное, переходящее в квадратное в местах крепления рессор. По сравнению с полым круглым это сечение (при прочих равных условиях) обеспечивает большую прочность балки при действии вертикальных нагрузок вследствие того, что большая часть массы сосредоточена в горизонтальных (верхней и нижней) стенках. В результате появляется возможность уменьшить массу балок при сохранении такого же момента сопротивления изгибу. 14. Приводы к ведущим колесам 14.1. Анализ конструкций шарниров равных угловых скоростей, предназначенных для привода ведущих управляемых колёс Шарниры равных угловых скоростей применяются, как правило, в приводе к ведущим и одновременно управляемым колесам. Конструкции таких шарниров разнообразны. Рассмотрим некоторые из них, наиболее часто применяемые. 248 Четырехшариковый карданный шарнир с делительными канавками (типа "Вейс", рис. 14.1.). Устанавливается на ряде отечественных автомобилей (УАЗ-469, ГАЗ-66, ЗИЛ-131, ЗИЛ-4334) в приводе управляемых ведущих колес. При движении автомобиля вперед усилие передается одной парой шариков; при движении задним ходом - другой парой. Канавки в кулаках 2 и 3 нарезаны по дуге окружности радиуса R'. Четыре шарика 6 располагаются на пересечении симметрично расположенных канавок 5 - в биссекторной плоскости, что обеспечивает равенство угловых скоростей валов 1 и 4. Шарик 7 центрирующий. Наиболее точно шарики устанавливались бы при пересечении канавок пол углом 90°. но при этом скольжение шариков приводило бы к быстрому изнашиванию как шариков 6 и 7, так и канавок 5 и к снижению КПД шарнира. Пересечение окружностей под малым углом не обеспечивало бы точности установки шариков в биссекторной плоскости и могло бы привести к заклиниванию шариков. Обычно канавки выполняются так, что центр окружности, образующей ось канавок, находится на расстоянии а = (0,4...0,45)R от центра шарнира. Карданные шарниры этого типа обеспечивают угол между валами γ = 30...32°. Малая трудоемкость изготовления (наименьшая по сравнению с синхронными шарнирами других типов), простота конструкции и относительно низкая стоимость обеспечили их широкое распространение. КПД шарнира достаточно высокий, так как в нем преобладает трение качения. Следует отметить некоторые особенности этого шарнира, ограничивающие возможность его применения. Передача усилия только двумя шариками при теоретически точечном контакте приводит к возникновению больших контактных напряжений. Поэтому четырехшариковый карданный шарнир обычно устанавливают на автомобилях с нагрузкой на ось не свыше 25...30 кН. При работе 249 шарнираа возникаю ют распоррные нагр рузки, осообенно еслли центр шарнира ш не лежитт на оси шкворня. ш Для точн ной устаноовки шарн нира необ бходимы специалььные упоррные шай йбы или по одшипникки. Р 14.1. Шариковвый кардаанный шаарнир Рис. с делителльными канавками к и (типа "В Вейс") Доллговечноссть в экссплуатаци ии обычн но не прревышаетт 25...30 тыс. км.. В изнош шенном шарнире ш шарики ш прри передааче повыш шенного крутящеего момен нта, когдаа кулаки несколькко деформ мируютсяя, могут выпасть, что п приводит т к закклинивани ию шарн нира и потере управляемости. Износу И нааиболее подвержен ны средни ие части канавок, к что с соответст твует п прямолин нейному движеению, причем ненагруж женные канавки к изнашивааются боольше, чеем нагруж женные. Объясняяется этоо тем, чтто нагруж жается шарнир ш прри сравнительно редком включен нии перед днего веедущего управляемого моста для движени ия в тяжеелых дороожных уссловиях, а большаая часть пробега автомоб биля совеершается с выклю юченным передним м мостом м, когда шарнир нагружаается в обратно ом напраавлении небольш шим, но длительн но действвующим моментом м сопроттивления вращению ю части трансми иссии. 250 Шеестишарикковый каррданный шарнир с делителльным ры ычажком (типа "Р Рцепп", рис. р 14.2..). Основвными эллементами и этого шарнира ш являютсяя сферичееский кулаак 4, закреепленный на шлицах ш ваала 5, и сф ферическаая чашка 3, 3 связаннаая с други им валом 1. На куулаке и наа внутренней сторо оне чашки и выфрезееровано по п шесть меридиоональных канавок полукругл п лого сечен ния. Канаввки выпол лнены из одного центра. ц В канавках размешен но шесть шариков, которые связаны сепаратоором 6. При нааклоне ваалов шаррики усттанавливааются в биссектоорной плооскости прри помощи делителльного ры ычажка 2, который к поворачи ивает нап правляющ щую чашкку 7, а вместе с н ней и сеп паратор. Пружина 8 служ жит для поджатия п делителььного рыччажка к гнезду г в торце ваала 5 при изменени ии положения рычажка в реезультате наклона валов. Р Рис. 14.2. Шариковвый кардаанный шаарнир с делителльным рычажком (типа "Рцеепп") Точ чность усттановки шариков ш в биссектоорной плосскости заввисит от подбора плеч дели ительногоо рычажкаа. Каррданный шарнир с дел лительным м рычаж жком до опускает максимаальный уггол γ = 37°. Так какк усилие в этом шаарнире пер редается шестью шарикам ми, он об беспечиваает перед дачу болььшого кр рутящего моментаа при маалых разм мерах. Рааспорные нагрузки и отсутсттвуют в шарнирее, если цеентр послледнего со овпадает с осью ш шкворня. Шарнир 251 обладает большой надежностью, высоким КПД, однако технологически сложен: все детали его подвергаются токарной и фрезерной обработке соблюдением строгих допусков, обеспечивающих передачу усилий всеми шариками. По этой причине стоимость шарнира высокая. Шестишариковый карданный шарнир с делительными канавками (типа "Бирфильд", рис. 14.3.). На кулаке 4, поверхность которого выполнена по сфере радиуса R1 (центр О), выфрезерованы шесть канавок. Канавки кулака имеют переменную глубину, так как они нарезаны по радиусу R3 (центр О1, смешен относительно центра шарнира О на расстояние а). Внутренняя поверхность корпуса 1 выполнена по сфере радиуса R2 (центр О), также имеет шесть канавок переменной глубины, нарезанных по радиусу R4 (центр О2 смещен относительно центра шарнира О также на расстояние а). Сепаратор 3, в котором размешены шарики 2, имеет наружную и внутреннюю поверхности, выполненные по сфере радиусов соответственно R2 и R1. В положении, когда валы шарнира соосны, шарики находятся в плоскости, перпендикулярной оси валов, проходящей через центр шарнира. При наклоне одного из валов 5 на угол γ верхний шарик выталкивается из сужающегося пространства канавок вправо, а нижний шарик перемешается сепаратором в расширяющееся пространство канавок влево. Центры шариков всегда находятся на пересечении осей канавок. Это обеспечивает их расположение в биссекторной плоскости, что является условием синхронного вращения валов. Во избежание заклинивания шариков угол, под которым пересекаются оси канавок, не должен быть менее 11°20'. 252 Рис. 144.3. Шести ишариковвый кардаанный шаарнир (ти ипа "Бирфи ильд"): а - констру укция, б - схемы В отличие о о кардан от нного шар рнира с делительн д ным рычаажком в данном шарнирее профилль сечени ия канавоок выполлнен не по п дуге окружноости, а по п эллип псу (рис. 14.3, б)). Благодаря этом му силы взаимод действия стенки с каанавки и шарика составляю ют с верттикалью угол 45°°, что преедохраняеет кромки и канавокк от смяти ия и скал лывания. Отсутствие деллительного рычаж жка позволяет этому шарниру ш работатьь при углле между валами γ = 45°. КПД К шаррнира при и малых углах вы ыше 0,99, а при γ = 30° - 0,9 97. Сравни ительно б большие потери п в шарнирее объясняяются тем м, что нааряду с тррением ккачения для д него характеррно трени ие скольж жения. Рессурс соврееменных шарниро ов этого типа т составляет пр римерно 150 тыс. км. Основной причиной преждевре п еменного выхода из и строя шарнираа являетсяя поврежд дение защ щитного резиновог р го чехла. Шаарнир усстанавливвается в карданн ной передаче пеередних управляемых и ведущ щих кол лес неккоторых отечесттвенных автомоб билей (ВА АЗ-2108) на наруж жном кон нце кардаанного ваала. При этом на внутренн нем конце карданн ного валаа должен устанавл ливаться карданн ный шарни ир, позвооляющий компенси ировать и изменениее длины карданн ного вала при п дефоормации подвески. п Уни иверсальн ный шесстишарикковый каарданный й шарнир р (типа ГКН, рис. 14.4..). На внутреннеей поверххности ц цилиндри ического 253 корпуса шарни ира наарезаны шесть продолльных канавок эллипти ического сечения, с т такие же канавки имеютсяя на сфери ической поверхн ности куллака паралллельно продольн ной оси ввала. В канавках к размешааются ш шесть ш шариков, установвленных в сепаараторе. Взаимод действующие повеерхности кулака и сепаратоора сфери ические, радиус сферы с R1 (центр О1 О на рассстоянии а от центрра О, леж жащего в плоскостти центтров шаариков). Сферич ческая н наружная часть сепаратоора (ради иус R2) пеереходит в коничеескую (уггол конусса около 10°), чтоо огранич чивает максималььный уголл наклонаа вала пр римерно до 20°. Рис. 14..4. Шести ишариковы ый унивеерсальный й карданн ный ш шарнир (ттипа ГКН)): а - консструкция:: 1 - корпуус; 2 - шаарики; 3 - кулак;; 4 - сепарратор В результат р те смешен ния центр ров сферр сепараттора шари ики при наклоне вала устанавли у иваются и фикси ируются в биссеккторной плоскостти. Объяссняется этто тем, чтто при нааклоне валла шарик должен перемеш шаться оттносителььно двух центров О1 и O22, что засставляет шарик устанавли у иваться на н пересечении в вертикалльной пло оскости, проходяящей черрез центрр шарикаа, наружной и ввнутреннеей сфер сепаратоора. Осеевое перемещение происх ходит поо продолльным каанавкам корпуса, причем перемещ щение кард данного вала в равн но рабочеей длине канавок корпусаа, что вллияет на размеры ы шарнирра. При осевых перемещ щениях шарики ш нее перекаттываются,, а скольззят, что снижает с 254 КПД шарнира. Так выполнен внутренний шарнир переднеприводных автомобилей ВАЗ. При передаче больших крутящих моментов используют восьмишариконый шарнир этого типа. Универсальный шестишариковый карданный шарнир с делительными канавками (типа «Лебро», рис. 14.5.). Шарнир состоит из цилиндрического корпуса 1, на внутренней поверхности которого под углом (примерно 15...16°) к образующей цилиндра нарезаны шесть прямых канавок, расположенных в порядке, показанном на рисунке; сферического кулака 2, на его поверхности нарезано также шесть прямых канавок; сепаратора 3 с шариками 4, центрируемыми наружной сферической поверхностью по внутренней цилиндрической поверхности корпуса 1, а внутренней сферической поверхностью устанавливаются с некоторым зазором на кулаке 2. Шарики устанавливаются в пересечениях канавок, чем обеспечивается синхронность вращение валов, так как шарики, независимо от угла между валами ,всегда находятся в биссекторной плоскости. Этот шарнир имеет меньшие размеры, чем шарниры других типов, так как рабочая длина канавок и ход шариков в 2 раза меньше хода вала. Имеются и другие преимущества: сепаратор не выполняет функции деления угла между валами, он менее нагружен, а поэтому требования к точности его изготовления ниже; наличие фланцевого разъема шарнира обеспечивает удобство монтажа, хотя конструкция его при этом усложняется, что несколько компенсирует упрощение протяжки канавок корпуса. К точности расположения канавок предъявляются высокие требования. 255 Ри ис. 14.5. Шариковы Ш ый универ рсальный й карданны ый шарни ир (типа "Л Лебро") Шаарнир им меет выссокий КП ПД (около 0,99 при γ= =10°) и применяяется на переднепр п риводных х автомоб билях. Треехшиповоой кардаанный шарнир ш (ттипа «Тррипод»). Такие карданн ные шарн ниры усстанавливвают на легковы ых и гр рузовых автомоб билях маллой грузоп подъемно ости. Кон нструктивно эти шаарниры имеют два д исполлнения: шарниры, ш позволяю ющие перредавать момент м при угллах у меж жду валаами до 43°, 4 но не н допусккающие осевых перемещ щений (ш шарниры жесткиее), и ун ниверсалььные шаарниры, допускаающие о осевую компенссацию, но раб ботающиее при сравнитеельно неб больших углах у меж жду валам ми. В жестком ж ш шарнире (рис. 14.6.) шипы ы 2, расп положенные под углом 120°, заккреплены ы в корпусе 1. Ролики 3 с шаровой ш поверхн ностью усстановлен ны на шипах ш и могут сввободно на них поворач чиваться. Вилка 4. выполнеенная вмеесте с валлом 5, имеет три паза циллиндричесского сеч чения. Поверхность вилки ссферическкая, что обеспечи ивает поолучение большогго угла между м ваалами. Так Т как 256 принцип п работы ы жесткогго и унивверсальноого шарн ниров оди инаков, ограничимся более подроб бным рассмотрени ием лишь универсаального шарнираа. Рис. 14.6. Трехш шиповый жесткий карданны ый шарнир р (типа «Трипод» « ») Уни иверсальн ный трехш шиповой шарнир (рис. 144.7.) состтоит из цилиндррического корпуса 3. выпол лненного за з одно ц целое с валом, в котором имеютсяя три проодольных паза, стуупицы 2 с тремя шипами, ш закреплеенной на внутренне в ем конце карданног к го вала, тррех роликков 1 на игольчаттых подш шипниках. Шипы, как к и пазы ы, располоожены под д углом 120° оди ин относиттельно дрругого. Роллики имеют сфери ическую поверхноость такоого же радиуса, как циллиндричесское сеч чение про одольныхх пазов. При враащении валов поод углом ролики перекатыв п ваются в пазах, пооворачиваясь на игольчаттых под дшипникаах, и в то жее время шипы могут перемеш шаться вд доль ролликов по одшипникков, что обеспечи ивается кинематтикой ш шарнира. Удлинеение осууществляяется заа счет скольжеения шипаа вдоль поодшипни иков. 257 1 2 Рис. 14.7.. Трехшип повый уни иверсальн ный кардан нный шар рнир (типа «Трипод»») В этом э шарн нире равеенство угл ловых скооростей ваалов досттигается благодарря изменеению положения центра ц кон нца вала. Универссальный шарнир этого тип па может использов и ваться, еслли максим мальное зн начение угла γ не н превы ышает 25°°. Достои инством шарнира ш являются малые потери при осеевом перремещении, так как это обеспеч чивается практичеески толькко качени ием, что оп пределяетт высокий й КПД шар рнира. Сдввоенный карданн ный шар рнир. Пррименяем мые в приводе п управляемых вед дущих коолес эти шарниры ш могут им меть разл личную конструкцию; одни из варриантов приведен п н рис. 144.8, а). Зд на десь два шарнираа 1 нераавных уггловых сккоростей объедин няются двойной д вилкой 2. Схема шарнирра показзана на рис. р 14.88, б). Раввенство угловыхх скоростеей должн но обеспеч чиваться делителььным рыч чажком. Однако такое раввенство возможно в о только при п равен нстве углов γ1 = γ2, что в данной й конструукции не соблюдаается точно, так как к при наклоне вала плеечо, связаанное с леевым валоом, остаеется посто оянным а, а плеч чо, связан нное с друугим вало ом, увелич чивается на величину ∆а. Поэтомуу в сд двоенном шарнир ре с д делительн ным рыч чажком синхрон нное вращ щение соеединяемы ых валов может б быть обесспечено только с некоторрым прибллижением м. Коэффициент н неравномеерности вращени ия сдвоен нного шаррнира заввисит от угла меж жду валам ми и от 258 конструктивных размеровв делител льного усттройства.. Например, при γ = 30°° коэффи ициент неравноме н ерности сдвоенноого шарн нира не превосходит 1% %, что прримерно в 30 разз меньшее коэффи ициента неравномерности и шарнирра неравн ных угловвых скорростей пр ри этом же значеении углаа наклонаа γ. Р 14.8. Сдвоенный карданный шаррнир Рис. КПД шарни ира достааточно высокий и, и что особенно важно, шарнир не требуеет специаального ко орпуса длля его раззмещенияя. Куллачковый й кардан нный шаарнир (ррис. 14.99). Кулаачковые шарниры ы примен няются наа автомоб билях болльшой груузоподъеемности в привод де к ведуущим упрравляемым м колесам м. Если рразделить по оси симметррии кулач чковый каарданный й шарнирр на две ччасти, то каждая часть будет б прредставлятть собой й кардан нный шаррнир нер равных угловыхх скоростеей с фикссированными осям ми качани ия (так же ж как у сдвоенн ного кард данного шарнира)). Благод даря наличию раазвитых поверхн ностей в взаимодей йствующи их деталлей шаррнир сп пособен передаваать знач чительный й по вееличине крутящи ий момен нт при обеспечении углаа между валами в 45 5...50°. 259 На зарубеж жных аввтомобилях болььшой гррузоподъеемности широко применяеется кулаачковый карданный к й шарнирр, показан нный на рис. 14.99, а), извеестный поод назван нием шарн нир "Траккта". Он состоит с четырехх штамповванных деталей: д двух д вилоок 1 и 4 и двух фассонных кулаков 2 и 3, трущиееся повеерхности которыхх подвер ргаются шлифованию. 1 3 а) Ри ис. 14.9. Кулачковы К ые кардан нные шаррниры: а - шаррнир "Траакта"; б - дисковый й В нашей н стр ране был разработан кулачкковый шаарнир (ри ис. 14.9, б), кото орый усттанавливаается на ряде авттомобилей й (КамА АЗ-4310, Урал-4320, КАЗ--4540. Кр рАЗ-260 и др.). Шарнир Ш ссостоит из и пяти 260 простых х по конф фигурации и деталей: двух вил лок 1 и 44, двух кул лаков 2 и 3 и ди иска 5, по оэтому его о часто называют дисковым м. Трудоеемкость его изго отовленияя по сравн нению с трудоемко т остью шаарнира «Т Тракта» несколькко меньш шая. Макксимально ое значен ние угла между валами, в обеспечи иваемое этим э шарн ниром-35 5. 15. Тип пы полуо осей луоси – приводы п к ведущим м колесам м неуправвляемых мостов. м Пол Для пер редачи кр рутящего о момента от диф фференци иала к веедущим колесам м неразреезного моста м исспользую ются валы ы, получ чившие условное назван ние полуоси и могутт «по олуоси». Кроме крутящегго момента на воздействоватьь моментты изгиб бающие вертикал льных, пр родольны ых и боко овых реаккций (R Z от . RX и RY ), действую ющих от опорной й поверхн ности на колесо. к Д Для того , чтобы разгрузи ить полу уоси от действияя этих моментов м в, на гр рузовых автомоб билях исп пользуютт схему б (см. рис. 15.1.). На леегковых автомоб билях, гдее реакции не так веелики, исп пользуют схему а. Рис. 15.1. Типы «полуосеей» (по воосприятию ю реакци ий, деействующ щих на коллесо автом мобиля): а) «полурразгружен нная»; б) «п полностью ю разгруж женная»; 2,5,7 2 - под дшипники и; 4-полуоси; овая 3-«чулокк» балки моста; R X ,RY, RZ -продолььная, боко 261 и вертикальная реакции, соответственно . Полуоси: а) с фланцем и шлицевой нарезкой; б) со шлицами с двух сторон 262