/
Автор: Успенский И.Н. Цимбалин В.Б.
Теги: техника средств транспорта машиностроение атлас конструкции автомобилей учебное пособие
Год: 1977
Текст
А шик' коистрд кц и и
г
ШАССИ АВТОМОБИЛЯ
Атлас конструкций
Допущено Министерством высшего и среднего специального
образования СССР в качестве учебного пособия для студентов
машиностроительных специальностей высших учебных заведений
Москва
„Маш и построение"
1977
6Т2.1
Ш27
УДК 629.11.01 (075.8) (084.42)
ПРЕДИСЛОВИЕ
Ав торы: В. Б. Цимбалин, И. Н. Успенский, В. В. Кон я шов,
В. И. Песков, В. Н. Кравец, 3. И. Талантова, Б. В. Савинов»
С. М. Кудрявцев, Л. Н. Орлов, В. В. Шатилов
Рецензент канд. техн, наук Г. А. Гаспаряйц
Атлас конструкций шасси автомобиля является учебным посо-
бием, необходимым для выполнения студентами курсовых и дип-
ломных проектов по курсу «Конструирование и расчет автомобиля».
В атлас включены чертежи подвесок, тормозов и рулевых управ-
лений современных отечественных автомобилей. Значительное место
в атласе уделено новым конструктивным решениям узлов шасси
автомобиля (пневматические подвески, регуляторы тормозных сил,
гидроусилители рулевого управления и др.). .
Графический материал атласа соответствует учебным целям.
На чертежах даны необходимые сечения, поясняющие конструк-
цию узлов, в ряде случаев приведены сечения, дающие представле-
ние о посадках сопряженных деталей.
При пользовании атласом необходимо учитывать масштаб изоб-
ражений, который указан на листе чертежа. Если масштаб дробный,
то на листах даны масштабные линейки, соответствующие основ-
ным проекциям. Для изображений, приведенных в другом масштабе,
указаны численные значения масштабов по отношению к основному
чертежу.
В текстовой части атласа приведена методика расчета узлов под-
вески, тормозов и рулевого управления, причем основное внимание
уделено вопросам, которые недостаточно освещены в технической
литературе.
Раздел I написан И. Н. Успенским, раздел II — И. Н. Успен-
ским и В. В. Коняшовым, раздел III — 3. И. Талантовой. Чертежи
атласа подготовлены В. Н. Кравцом (лист. 35 и 38—43), В. В. Коня-
шовым (листы 10, 18—25 и 63—67), С. М. Кудрявцевым (листы 5,
6, 14, 34, 48, 57, 60 и 61). В. И. Песковым (листы 8, 9, 16, 17, 36 и
51—55), Б. В. Савиновым (листы 1, 2, 11, 12, 31, 37, 44, 45 и 56),
Л. Н. Орловым (листы 3, 4, 13, 26—29, 46, 47 и 59) и В. В. Шати-
ловым (листы 7, 15, 30, 32, 33, 49, 50 и 58).
Ш27 Шасси автомобиля. Атлас конструкций. Учеб-
нре пособие для вузов. М., «Машиностроение», 1977.
108 с. с ил.
На обороте тит. л. авт.! В. Б. Цимбалин, И. Н. Успенский,
В. В. Коняшов и др.
В атласе представлены чертежи шасси (подвески, тормозной системы,
рулевого механизма) современных грузовых и легковых автомобилей.
Показана методика проектирования, приведены рекомендации по вы-
бору отдельных систем шасси,, а Также даны примеры расчета.
Атлас предназначен для студентов вузов в качестве учебного посо-
бия при курсовом и дипломном проектировании различных узлов шасси
автомобиля. Может быть полезен и специалистам, работающим в обла-
сти автомобилестроения.
31803-217
Ш-оЩоТрГ'217'77 6Т2Л
© Издательство «Машиностроение», 1977 г.
РАЗДЕЛ 1
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОДВЕСКИ АВТОМОБИЛЯ
При проектировании подвески автомобиля необходимо решить
три основные задачи:
1) выбрать оптимальные характеристики упругих элементов,
амортизаторов, стабилизаторов и направляющих устройств;
2) определить наиболее рациональные конструктивные формы и
размеры всех узлов и деталей подвески;
3) обеспечить требуемые надежность и долговечность деталей
подвески.
Проектирование подвески автомобиля целесообразно вести в опре-
деленном порядке, обеспечивающем наиболее полное решение ука-
занных выше задач. Можно выделить пять основных этапов проек-
тирования:
1) выбор характеристики подвески;
2) проектный расчет (предварительное определение основных
конструктивных параметров подвески);
3) поверочный расчет (уточнение основных характеристик под-
вески);
4) расчет деталей подвески на прочность и долговечность;
5) теоретический анализ влияния выбранных конструктивных
параметров подвески на плавность хода, утойчивость и управляе-
мость автомобиля.
1. ВЫБОР ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОДВЕСКИ
АВТОМОБИЛЯ
При проектировании подвески современного автомобиля дол-
жен быть решен целый комплекс тесно связанных между собой во-
просов. Критериями правильности их решения — критериями кон-
структивного совершенства подвески являются: требуемая плав-
ность хода, устойчивость движения, управляемость автомобиля,
а также высокая долговечность всех деталей подвески, ходовой части
и пневматических шин. Решение этой проблемы зависит и от опыта
конструкторов, и от масштабов и целеустремленности доводочных
работ. Однако чем совершеннее расчетные методы, тем меньше тра-
тится сил на опытную доводку новых конструкций подвески. Поэтому
применение точных расчетных методов при проектировании позво-
ляет экономить время и средства на создание новых моделей авто-
мобилей.
ВЕРТИКАЛЬНАЯ УПРУГАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ПОДВЕСКИ
Вертикальная упругая характеристика подвески выражает за-
висимость между вертикальной нагрузкой Т на подвеску и ее вер-
тикальной деформацией s, измеряемой, обычно, цад осью колеса.
Выбором параметров вертикальной упругой характеристики под-
вески (в сочетании с надлежащей характеристикой амортизатора)
необходимо обеспечить: колебания кузова автомобиля с заданными
ускорениями; отсутствие пробоев подвески, т. е. ударов в ограничи-
тели хода и отсутствие отрывов колес от дорожного полотна. Выпол-
нение этих условий связано с обеспечением максимально высоких
скоростей движения автомобиля в заданных дорожных условиях.
На рис. 1 и 2 изображены типичные вертикальные упругие ха-
рактеристики подвески автомобилей, вид и параметры которых за-
висят главным образом от типа автомобиля и соотношения нагрузок
на подвеску в снаряженном и груженом состоянии. Обозначения,
принятые на рис. 1 и 2, имеют следующие значения: Тсг и Т'а —
статические нагрузки на подвеску соответственно в нагруженном
Рис. 1. Вертикальная упругая характери-
стика подвески легкового автомобиля;
а) передней подвески; б) задней подвески
5)
Рис. 2. Вертикальная упругая характе-
ристика задней подвески грузового ав-
томобиля:
а) кусочно-линейная; б) прогрессивная
и снаряженном состоянии; и 8Д — полные динамические хода
отбоя и сжатия; звб и sc6 — динамические хода отбоя и сжатия от
статического положения до включения буферов; sm — действитель-
ный статический прогиб подвески; sCT — условный статический
прогиб подвески; Да — деформация подвески при нагружении авто-
мобиля от снаряженного до груженого состояния; Тт„ — макси-
мальная сила, действующая на подвеску.
На рис. 1, а изображена характеристика передней подвески,
характерная для легковых автомобилей, у которых отношение
7ст/7ст находится в пределах 1,1—1,5. Жесткость средней части
характеристики, которая, обычно, постоянная по величине, опре-
деляется, исходя из условия обеспечения высокой плавности хода
автомобиля:
Тст®1 н
С ess------ — . ч
1 g ММ ’
где <»} — частота свободных колебаний кузова автомобиля над
передней осью в рад/с; g — ускорение силы тяжести.
На рис. 1, б изображена характеристика задней подвески легко-
вого автомобиля. Аналогичный, обычно, вид имеет характеристика
передней подвески грузового автомобиля.
Величины жесткостей задней подвески с2 и жесткостей cj под-
вески грузовых автомобилей выбираются аналогично. Наиболее
сложной задачей в этом случае является выбор оптимального зна-
чения частоты собственных колебаний кузова и <в2 над передней
и задней осями автомобиля. Для легковых автомобилей решающим
фактором при выборе этих величин является обеспечение высокой
плавности хода. Однако в настоящее время не представляется воз-
можным определить величины <о£ и ®2 теоретическим расчетом с до-
статочной достоверностью. Поэтому наиболее целесообразно для
этой цели использовать многолетний опыт, накопленный автомо-
бильной промышленностью. Для определения частот собственных
колебаний легковых автомобилей можно использовать график за-
висимости частоты колебаний от нагрузки, приходящейся на под-
веску автомобиля в нагруженном состоянии, приведенный на рис. 3.
Однако по некоторым данным [181 на плавность хода автомобиля
оказывает существенное влияние также и соотношение частот соб-
ственных колебаний над передней и задней осями. Угловые колеба-
ния после переезда отдельной неровности будут практически отсут-
ствовать, если собственная частота колебаний на передней подвеске
меньше, чем на задней. Оптимальное соотношение частот зависит от
скорости движения и базы автомобиля [181. Оно может быть, в прин-
ципе, определено теоретическим расчетом.
Выбор частот колебаний подвески грузовых автомобилей может
быть сделан на основании анализа подвесок отечественных автомо-
билей, приведенного в работе [221:
©i = 10,54-14,2 рад/с — для негруженого автомобиля;
®2 = 11,3-i-15 рад/с — для груженого автомобиля.
Для легковых автомобилей в 'первом приближении можно принять,
что — (0,8 4-0,9) со2 [161. ’Для автобусов <вг = юа = 9,44-
4-12,5 рад/с (согласно отраслевой нормали ОН 025 313—68).
Условный статический прогиб подвески определится по формуле
Величина динамического хода подвески (хода сжатия 8Д) должна
быть выбрана из условия, что вероятность (степень риска) ударов
в упоры не , превосходила заданную [171. Если - известна характе-
ристика микропрофиля дорожного полотна, то можно, задаваясь
определенной скоростью движения автомобиля, рассчитать теоре-
тически необходимую величину зд. Однако этот метод в связи с тру-
доемкими расчетами, а также вследствие отсутствия в настоящее
время достаточно полных данных о микропрофиле дорожного по-
лотна .не может обеспечить требуемую достоверность расчётов.
Поэтому целесообразно для определения зд использовать опытные
данные, полученные анализом существующих моделей автомоби-
лей. В этом случае величина зд определится по формуле
®д == ^е^ст»
где йе = 0,6 4-1—для малых и средних легковых автомобилей;
fee = 0,3 4-0,7 — для больших легковых автомобилей;
fee = 0,8 4-1,1 —для грузовых автомобилей.
Обычно меньшие значения fee принимаются для передних, боль-
шие — для задних подвесок. Величина хода подвески до касания
буфера зсб определится по формуле
^сб ==
где fee = 0,64-0,7 — для легковых автомобилей;
fee = 0,7 4-0,8 — для грузовых автомобилей.
Величина хода отдачи зОб определяется по формуле
®об == ^0®сб>
где fe6 равно 0,8-—1,8 для задних подвесок и 0,7—1,5 для передних.
В большинстве случаев fe0 = 1,0 4-1,3 [161.
Ход отдачи зоб в передних подвесках легковых автомобилей
ограничивается специальными буферами. В задних подвесках лег--
ковых и в пёрёдних подвесках грузовых автомобилей для ограниче-
ния хода отбоя обычно служат амортизаторы. В задних подвесках
грузовых автомобилей ход отдачи (если отсутствует амортизатор)
не ограничивается.
При выборе характеристики задней подвески грузового авто-
мобиля (рис. 2, а) целесообразна стремиться к сближению, насколько
это'возможно, величин зст и Зет, тар как это приводит к выравнива-
нию частот свободных колебаний подвески в нагруженном и снаря-
женном состояниях. Нагрузка Тв, при которой включается подрес-
сорник, обычно определяется по формуле
А ' -Т J- т'
гр ст” * СТ
в~ 2 ’
При выборе прогрессивной характеристики подвески целесооб-
разно стремиться к равенству условных статических прогибов, не-
зависимо от величины нагрузки, действующей на подвеску. Однако
при этом значительно возрастает суммарная деформация подвески.
Поэтому, обычно, приходится принимать компромиссное решение,
при котором
$СТ < Sot, X ^ст»
Важным параметром упругой характеристики подвески является
.значение максимальной силы Тшах, возникающей в конце полного
хода сжатия $д. Обычно принимают, что допустимая деформация
буфера-ограничителя хода подвески равна ®/3 номинальной его вы-
соты [16]. Потенциальная энергия деформации буфера должна
быть достаточной для полного поглощения энергии удара при про-
бое подвески. Однако ввиду отсутствия разработанных теоретиче-
ских методов определения характеристики буфера-ограничителя
' Обычно используют рекомендации, полученные опытным путем.
Величина Тшах определяется по формуле
Т —kT
где fea — коэффициент динамичности (для грузовых автомобилей
ka = 2,5 4-3; для легковых автомобилей ka — 3 4-4). Определив
величину Тщах, можно найти основные параметры характеристики
буфера-ограничителя хода подвески.
ХАРАКТЕРИСТИКА АМОРТИЗАТОРА
Амортизатор, предназначенный для гашения колебаний колес
и кузова, повышает плавность хода автомобиля, устойчивость дви-
жения, долговечность упругих элементов и шин. Решающее влия-
ние на все указанные выше качества автомобиля оказывает правиль-
ный выбор характеристики амортизатора, т. е. правильный выбор
зависимости силы на штоке амортизатора от скорости относитель-
ного перемещения штока и цилиндра. Математически эта зависи-
мость устанавливается уравнением
Ра = fea^n,
где Ра — сила на штоке амортизатора;
vn — скорость относительного перемещения штока и цилиндра
амортизатора;
fea — коэффициент пропорциональности;
п — показатель степени, который обычно колеблется в преде-
лах 1—2.
На рис. 4 изображена линейная характеристика современного
гидравлического амортизатора, которая обычно определяется сле-
дующими параметрами: коэф-
фициентами сопротивления от-
боя fea0 и сжатия feac при за-
крытых клапанах амортизатора;
коэффициентами сопротивления
feao и feac при ОТКРЫТЫХ КЛЭПЭ-
нах и силами на штоке аморти-
затора Ра0 и Рас, при которых
открываются клапаны аморти-
затора.
Величины коэффициентов fea0
Рис. 4. Характеристика амортизатора и fea0 определяются расчетом,
исходя из определенных требо-
ваний к плавности хода или устойчивости движения автомобиля.
Силы на штоке амортизатора могут быть определены цо формулам
Ра0 = И ^ас = ^ао®хо«
Скорости относительного движения штока и цилиндра аморти-
затора и охс, соответствующие моменту открытия клапанов,
обычно лежат в пределах 0,3—0,52 м/с.
Величины коэффиЦиентов fead и feac рбычнр не рассчитываются.
Однако, если имеется экспериментально определенная характерис-
тика амортизатора, то они могут быть подсчитаны по формулам
р' р р' _р
, аО *а0 гт ас ас
, Йа0 ~ ^ас —* ' *
vxc vxq
В большинстве конструкций амортизаторов показатель степени п
не равен единице, однако характеристика амортизатора для инже-
нерных расчетов приводится к линейной.
При выборе характеристики амортизатора, обычно, задаются
величиной парциального коэффициента апериодичности, рассматри-
вая подвеску как одномассовую систему:
ф = —--------------- (П
v 2m“ 2 ,
где fen — приведенный коэффициент сопротивления амортизатора;
g — ускорение силы тяжести;
сп — жесткость подвески;
Т„ — статическая нагрузка на подвеску.
Из выражения, (1) находим
йп = 2ф]Л-^. (2)
Величина коэффициента апериодичности ф на основании опыта
и многочисленных исследований может быть принята равной 0,15—
0,30. Меньшее значение коэффициента ф обеспечивает высокую
плавность хода, большее значение обеспечивает хорошую устойчи-
вость движения автомобиля.
При симметричной характеристике амортизатора величина fen
определяется полностью выражением (2). При несимметричной ха-
рактеристике необходимо, зная величину fen, определяемую по
формуле (2), установить приведенные коэффицеинты сопротивления
амортизатора при сжатии и отбое. С этой целью необходимо выбрать
отношение а == п‘0 , которое для современных амортизаторов на-
Кп. с
ходится в пределах от 2 до 5. В этом случае получим:
и йп.о = а^п.с-
Действительные коэффициенты сопротивления амортизатора
определяются из выражений
^•0 = ^.0 И &а. с = &п. с (-3)7 ) »
где з — вертикальная деформация подвески;
fa — относительное перемещение поршня и цилиндра аморти-
затора.
Величину при любом способе установки амортизатора можно
а/а
определить графическим построением или аналитическим расчетом.
При установке амортизатора следует согласовать максимальный
ход амортизатора с максимальной деформацией подвески. На рис. 5
показаны способы графического определения величины при
“7 а
двух наиболее распространенных способах крепления амортиза-
торов. На рис. 5, а приведена схема крепления амортизатора в пе-
редней подвеске легкового автомобиля. На схеме приняты следую-
щие обозначения: Ра — сила на штоке амортизатора, Та — при-
веденная к колесу сила амортизатора, Qa, и Qd — реакции в шар-
нирах, А, В и D. Работа трения силы Та, приведенной к колесу
автомобиля, должна равняться работе трения амортизатора. Из урав-
нения баланса работ вытекает, что
ds _ Ра
dfa ~~ Та
Следовательно, для того чтобы определить величину по
V а
Р
формуле (3), необходимо найти соотношение сил что может
быть сделано с помощью несложного графического построения,
которое приведено на рис. 5, а. Реакция в шарнире А может
быть найдена построением силового треугольника abc. При" этом
построении следует учитывать, что сила Та — вертикальна, реак-
ция Qd направлена вдоль верхнего рычага, а реакция Qa проходит
через шарнир А и точку пересечения направления действия силы Тй
с осью верхнего рычага (точку m на рис. 5, а). Сила Ра может быть
найдена построением силового треугольника bed. При этом построе-
нии следует учесть,.что сила Ра направлена вдоль оси амортизатора,
а реакция Qb проходит через точку пересечения сил Qo и Ра (точку q
Рис. 5. Схема установки амортизатора;
а) в передней подвеене; б) в задней падвевке
на рис. 5, а) и шарнир В. При этом построении не требуется знать
абсолютные значения сил Та и Ра, а только найти их соотношение,
поэтому при построении силу Та можно отложить произвольной
величины. Найдя из треугольников abc и bod соотношение сил Та
ds
и Ра, можно по формуле (3) рассчитать величину -гт~. В случае
Я/а
ряда положений
на рис. 5, б, ве-
необходимости можно найти величину -тт— для
а/а
колеса.
При расположении амортизатора, показанном
ds .
личина определяется по формуле
ds_________1_________1_
dfa cos (90” — 6) sin р *
ПРОДОЛЬНАЯ СТАБИЛИЗАЦИЯ КУЗОВА
Известно, что при мягких подвесках современных автомобилей
происходит заметный крен кузова в продольной плоскости: при тор-
можении «клевок», при разгоне «приседание». Это неприятно влияет
на самочувствие пассажиров и водителя, снижает в ночное время
безопасность движения вследствие нарушения направления свето-
вого потока автомобильных фар, изменяет высоту расположения
переднего и заднего бамперов при торможении, что небезопасно при
возможных столкновениях автомобилей. Для устранения этого
недостатка необходима продольная стабилизация кузова, т. е. при-
менение подвески с антиклевковым эффектом. Такая подвеска должна
обеспечить или малый крен кузова, или полное его отсутствие при
воздействии горизонтальных сил на автомобиль.
Принципиальная схема такой подвески приведена на рис. 6.
При этой схеме обеспечивается деформация подвески от действия
как вертикальных, так и горизонтальных сил. Во время торможения
или разгона автомобиля деформация подвески, возникающая в ре-
зультате изменения вертикальной силы, полностью или частично
компенсируется деформацией, возникающей от действия горизон-
тальной силы. Некоторое представление о противоклевковых свой-
ствах подвески дает расположение центра крена кузова (рис. 6,
точка а) относительно центра тяжести автомобиля (рис. 6, точка о).
Положение центра крена изображенной на рис. 6 подвеске опреде-
ляется пересечением двух линий, одна из которых проходит через
центр контакта переднего колеса с дорогой и ось качания переднего
рычага подвески, а вторая — через центр контакта заднего колеса
с дорогой и ось качания заднего рычага подвески. Чем выше рас-
положен центр крена, тем меньше наклон кузова при торможении
или разгоне автомобиля. Если высота расположения центра крена
совпадает с центром тяжести автомобиля (Н = уа), то при торможе-
нии автомобиля крен кузова может полностью отсутствовать. Та-
кого положения центра крена легко добиться конструктивным пу-
тем, однако стремиться к этому в большинстве случаев нецелесооб-
разно по той причине, что, придавая подвеске противоклевковые
Рис. 6. Схема крена кузова автомобиля в продольной пло-
скости
свойства, одновременно изменяют ее жесткость при переезде отдель-
ных дорожных неровностей. Это отражается на величинах динами-
ческих воздействий, передаваемых от дорожного полотна на кузов
автомобиля.
На рис. 6 видно, что плечо суммарной силы Sj относительно оси
качания рычага передней подвески (точка а^) уменьшается с уве-
личением горизонтальной оси. Известно, что горизонтальная сила
возникает не только при торможении, но и при переезде колесом
неровности. Теоретически возможен такой случай, когда плечо
силы Si относительно точки ах будет равно нулю, т. е. линия дей-
ствия силы Si пройдет через точку а±. В. этом случае подвеска пол-
ностью лишится своих амортизирующих свойств. Для задней под-
вески автомобиля (рис. 6) характерно обратное явление: с увеличе-
нием горизонтальной силы РХг растет'плечо суммарной силы S2
относительно точки аг, т. е. уменьшаются динамические воздействия
на кузов автомобиля при переезде отдельных неровностей дороги.
Степень противоклевкового эффекта подвески наиболее полно оце-
нивается коэффициентами Xj и Х2:
л _ fa
1У» *
где. fxi и — вертикальные деформаций соответственно передней
и задней подвесок, возникающие в результате
' действий горизонтальных сил Рх, и Ptt;
fgi и fgz — вертикальные деформации соответственно перед-
ней и задней подвесок, возникающие вследствие
изменения вертикальных сил, действующих на под-
веску во время торможения автомобиля.
При проектировании подвески с противоклевковым эффектом
прежде всего необходимо выбрать' оптимальные значения коэффи-
циентов и Х2. Однако этот вопрос в настоящее время мало изу-
чен и требует в дальнейшем специального исследования. В первом
приближении можно, используя имеющиеся рекомендации, вели-
чину коэффициента Xi, чтобы не повышать в заметных пределах
жесткости передней подвески при переезде дорожных неровностей,
принимать равной 0,5—0,68. Коэффициент Х2, обычно принимают
равным 0,68—1,0. Его увеличение, как показано ранее, только
уменьшает жесткость подвески и снижает величину динамических
воздействий при переезде неровностей задними колесами.
При конструктивной схеме подвески с противоклевковым эффек-
том, приведенном на рис. 6, определение ее основных параметров
может быть сделано по формулам:
— -?1,# • (для передней подвески), (4)
Р1Аа
-ъг = ~а~<' (для задней подвески), (5)
где hi, h2, jRi и Т?2— размеры, определяющие установку рыча-
гов подвески (показаны на рис. 6);
Н — высота расположения центра тяжести;
La — база автомобиля;
^1== , , мх~’ Ра== ,
* Mxt
МХ1 и Mxi — тормозные моменты соответственно на пе-
редних и задних колесах автомобиля.
Таким образом, выражения (4) и (5) позволяют определить соот-
/ll ha
ношения и обеспечивающие заданные противоклевковые
свойства подвески при торможении автомобиля.
Для легковых автомобилей наиболее часто применяется схема
противоклевковой подвески, приведенная на рис. 7. Для передней
подвески используют направляющее устройство, имеющее попереч-
ное расположение рычагов с наклоном их осей качания в продоль-
ной плоскости (у обоих рычагов или только у верхнего). Для задней
подвески применяется несимметричная листовая рессора или одно-
рычажная подвеска. При однорычажной задней подвеске для опре-
деления ее антиклевковых свойств может быть использована формула
(5). Способ определения антиклевковых свойств несимметричной
рессоры изложен ниже.
Необходимый противоклевковый эффект передней подвески,
изображенной на рис. .7, можно определить, используя выражение
(4). Только вместо размеров, определяющих положение действи-
тельной точки качания рычагов подвески, должны быть найдены
размеры hi и R i, ^характеризующее положение мгновенного центра
перемещения колеса в вертикальной плоскости (точка ai), которая
лежит на пересечении линий, проходящих через верхний и нижний
шарниры вертикальной стойки параллельно соответствующим осям
5
качания рычагов поДвеСки. На рис. 7 высота расположения шар-
ниров стойки соответственно Определена размерами Яв и Ня.
Найдя координаты точки ai, легко рассчитать углы наклона осей
рычагов передней подвески. Тангенсы углов наклона в продоль-
ной плоскости соответственно осей верхнего и нижнего рычагов
подвески находим по формулам
. Противоклевковые качества задней подвески должны быть обе-
спечены выбором соответствующего коэффициента kz асимметрии
листовой рессоры
2₽ALa *" V 4₽2ft2^
(6)
где L — длина рессоры.
Уравнение (6) дает возможность определить требуемую асим-
метричность рессоры только с точки зрения противоклевкового
эффекта. При наличии компоновочных или других затруднений, есте-
ственно, величина коэффициента kz должна подвергнуться соответ-
Рис. 7. Схема реальной «антиклевковой» подвески
ствующей корректировке. Кроме того, асимметричность рессоры
должна определяться не только при режиме торможения, но и при
режиме интенсивного разгона с целью предотвращения «приседания»
автомобиля. Уравнение (6) можно использовать и при этом режиме,
однако в данном случае коэффициент ра будет равен единице, что
приведет к соответствующему уменьшению коэффициента асиммет-
ричности kz. Очевидно, что выбор окончательного значения коэффи-
циента kz должен быть компромиссным между двумя значениями,
определенными при режимах торможения и разгона автомобиля.
Пример. Определение размеров подвески легкового автомобиля,
обеспечивающей требуемые противоклевковые качества (конструк-
тивная схема подвески изображена на рис. 7). При проектировании
подвески задано:
Ьл = 2,7 м; L = 1,3 м; ра = 0,4;. На = 0,23 м;
Н =0,6 м; Pj = 0,6; Нв = 0,42 м; йа = 0,24 м.
Определим для передней подвески требуемое соотношение
I
принимая, что = 0,5:
__________0,5-0,6 _ а , ое
ТАГ “ 0.6-2,7 ““
Принимая, йто = 1,5 определим величину hi и значения
углов ув и ун:
hi - 0,185-1,5 = 0,278 м;
tg - 0,0948 (?в = 5’25’);
tg ?. ~ - °’-У2?- - 0,032 (?в = 1’50’).
Коэффициент асимметрии задней рессоры определим по формуле
(6), принимая =я 0,7:
. 0,7-0,6-1,3 . -if 0,7М,6М,За , . _ 9 _
" 2-0,4-0,24-2,7 т* V 4-0,4а-0.24а-2,7а "г 1 ~
Размеры концов рессоры определяем по формулам:
а = « 2,5-0,372 = 0,928 м.
ПОПЕРЕЧНАЯ СТАБИЛИЗАЦИЯ КУЗОВА
Поперечная стабилизация кузова обеспечивается суммой кон-
структивных мероприятий, ограничивающих крен кузова в опреде-
ленных пределах. Практически установлено, что величина угла
крена не должна превышать 0,1—0,12 рад при боковой силе, рав-
ной 40% от полного веса автомобиля 113]. Уменьшение угла попе-
речного крена можно получить за счет увеличения вертикальной
жесткости подвески, применения соответствующей конструктивной
схемы направляющего устройства, а также за счет установки ста-
билизаторов поперечной устойчивости.
Полный угол крена кузова автомобиля в поперечной плоскости 0
может быть определен по формуле
0 = —пг—»
Сд14“ сдъ
где
Мя = Р6Н — момент, создающий крен кузова автомобиля
(рис. 8);
egi и egi — суммарные угловые жесткости передней и задней
подвесок, определяемые по формулам:
_ cgic»i
(7)
(8)
где
cyl + cxi ’
„ __ Су2Сх2
------ ; >
Cff2+ С*2
c'gi и с fl — угловые жесткости передней и задней подвесок;
Cxi и сха — приведенные угловые жесткости передних и задних
шин.
Величины cgi и су2 могут быть определены только для вполне
определенных конструктивных схем подвесок. Например, для под-
весок, изображенных на рис. 8, они могут быть рассчитаны по фор-
мулам:
сп2йз
Hit “ н
где cni и сп2 — вертикальная жесткость соответственно пе-
редней и задней подвесок (в данном случае
жесткость подвески одного колеса);
» cnlBl . '
Cgl---------Сд2
2 1 1
Bs, h'v li — размеры подвески, указанные на рис. 8;
Ла — расстояние по вертикали от земли до того
конструктивного элемента подвески, через ко-
торый передается боковая сила от кузова
к оси автомобиля.
Приведенная угловая жесткость шин определится по формулам
@#1 в 2 ’ ^Jc2 =я 2 *
где сШ1 и Сш, — вертикальная жесткость соответственно шины пе-
реднего и заднего колес;
В а —- колея задних колес.
а) б)
Рис. 8. Схема крена кузова легкового автомобиля в поперечной плоскости;
а яш передней подвееки; б && задней подвески
Требуемую приведенную жесткость стабилизатора поперечной
устойчивости са можно найти по формуле
0,4баЯ
сов С»1 са>
(9)
где Ga — полный вес автомобиля;
0х — допустимый угол крена кузова автомобиля (0Х =я
= 0,l-J-0,12 рад).
В дальнейшем необходимо так подобрать конструктивные раз-
меры стабилизатора, чтобы его действительная приведенная жест-
Рис. 9. Схема стабилизатора
поперечной устойчивости
кость равнялась требуемой жесткости, определяемой по формуле
(9). Жесткость; стабилизатора с, может быть приближенно рассчи-
тана по формуле
(10)
\ 40 )
где величина зависит от конкретной конструктивной схемы
подвески. Для трапециевидной подвески, изображенной на рис. 10,
величина приближенно может быть определена по формуле
4Га - . &1п /111
^0 2ЙГ’
где пит — размеры, указанные на рис. 10.
Диаметр прутка стабилизатора, обеспечивающий
жесткость с„ можно рассчитать по формуле
требуемую
0,75£
/р </а+М21
1,5£ J*
(12)
Рис. 10. Схема установки стабилизатора
Формула (12) позволяет найти
с некоторым приближением, так кг
где Е и G — модули упругости
материала прутков
стабилизатора соот-
ветственно 1-го и
2-го рода;
Z, Z о> размеры
стабилиза-
тора, ука-
занные на
рис. 9, ко-
торые дол-
жны быть
выбраны из
конструк-
тивных со-
ображений,
диаметр прутка стабилизатора
< она не учитывает деформаций
Определяем суммарные угловые жесткости передней и задней
подвесок по формулам (7) и (8):
гВяЯ—22’3 кНм'Ра«
“ 16,24-181 " к^н^Рад-
По формуле (9) определяем угловую жесткость' стабилизатора,
обеспечивающую допустимый крен кузова автомобиля, принимая
0х = 0,1 рад:
са в р.4;18.25.0,7 _ 22>3_ u в 14 кНм/раД<
Определяем величину по формуле (11), принимая т ==
в 0,395 м и п «= 0,32 м:
<Уо 1,47-0,32 « egg
«Ю 2-0,395 0,5УЬ М'
Требуемую жесткость стабилизатора определяем по формуле (10):
= 39,4 кН/м =» 0,0394 МН/м.
Задаваясь из конструктивных соображений размерами стабили-
затора I — 0,18 м; Z, = 0,78 м, 1Я = 0,2 м, Zo = 0,7 м, Z2 = 0,04 м,
18 — 0,09 м, определяем диаметр стержня стабилизатора по фор-
муле (12), принимая Е = 2-Ю5 МПа и G = 8-Ю4 МПа:
резиновых втулок и резиновых подушек (рис. 10), однако погреш-
ность расчета при этом будет невелика.
0,18»-0,78 .
8-Ю4 +
0,2« .
0,75-2-10^ "г
Для определения коэффициента ?х может быть использована
эмпирическая формула
’1-(‘-^)”
где L — длина рессоры;
di — расстояние между осями стремянок;
фх — коэффициент, зависящий от конструктивного выполне-
ния узла крепления рессоры к оси.
В случае жесткого крепления рессоры, т. е. когда между рессорой
ц подушкой моста отсутствует резиновая прокладка, этот коэффициент
может быть принят равным 0,4—0,5. На коэффициент ?2 влияет
главным образом длина и способ установки серьги рессоры. Под-
робный анализ этого вопроса приведен в работе [121- Однако при
практических расчетах в большинстве случаев можно принять, что
коэффициент ?2 = 1.
При проектировании листовой рессоры необходимо определить
обе ее жесткости ср и ср. ОбЪтчно по упругой характеристике под-
вески устанавливают необходимую жесткость рессоры, стянутой
стремянками ср, а по ней, используя коэффициенты и ?2 или точ-
Пример расчета стабилизатора поперечной устойчивости
легкового автомобиля типа ГАЗ-24
При конструировании стабилизатора задано:
В1=1,47 м; В2==1,42 м; В3=1,02 м;
Н = 0,7 м; hi — 0,23 м; Zi=1,3m;
Й2 = 0,25 м; сП1 = 19,00 кН/м; Сл2 = 20 кН/м;
сш, «= 180 кН/м; сШ{ »= 180 кН/м; G& = 18,25 кН.
Определяем угловые жесткости передних и задних подвесок,
передних и задних шин:
«п1В1 19-1,472 ORO „ , „
Cyl~~ h',B, = о 0,23-1,47 ~~25,2 кНм/раД;
2—ЯГ ----------ОТЛУ
Сп2^з 20-1,022 и,
Сяг------= 7 2-0,25= 16’2 кИм/рад;
2—ТГ 2-ТТ-
г R2
стс2 180-1,42» 1С1 „ . .
Ай = —f ---------о2— = 181 кНм/рад.
07 (0,04 + 0,09)» I я 0,017 м-» 17 мм.
1,5-2-10$ J
2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЛИСТОВЫХ РЕССОР
Процесс проектирования листовых рессор целесообразно раз-
бить на два этапа: на первом этапе определить все основные размеры
листовой рессоры, на втором уточнить ее основные параметры.
При расчете предполагается, что известна нагрузка, приходящаяся
на рессору в статическом состоянии, известны основные характе-
ристики автомобиля (например, крутящий и тормозной моменты
на колесах автомобиля), а также выбраны следующие параметры
подвески:
ср — жесткость листовой рессоры;
/о и fд — соответственно статический и динамический прогибы
рессоры.
Следует отметить, что у рессоры требуется определить жесткость
свободной рессоры ср, которая обычно указывается на ее чертеже,
и жесткость рессоры, установленной на автомобиле ср, от которой
зависят частота свободных колебаний и плавность хода автомобиля.
На жесткость ср оказывает влияние конструкция крепления рес-
соры к оси и к раме (или кузову) автомобиля (рис. 11):
Ср в ?1?2Ср,
где ?! — коэффициент, зависящий от конструкции крепления рес-
соры к оси автомобиля;
?2 — коэффициент, зависящий от конструкции крепления рес-
соры к раме или кузову автомобиля.
ные расчетные методы, определяют жесткость свободной рессоры Ср.
При конструировании рессоры необходимо определить:
1) тип рессоры;
2) длину рессоры L;
3) коэффициент асимметрии рессоры;
4) форму и размеры профиля листов рессоры, а также их число;
5) длину каждого листа рессоры;
6) радиус выгиба каждого листа рессоры;
7) стрелу выгиба собранной рессоры в свободном состоянии;
8) установить минимально необходимое число хомутов рессоры
и их конструкцию;
9) выбрать размеры и конструкцию ушка рессоры;
10) выбрать конструктивную схему крепления рессоры к оси
и к раме автомобиля.
Конструкция листовой рессоры должна обеспечивать простоту
изготовления, минимальный вес, простоту монтажа и необходимую
долговечность всех ее элементов. В некоторых случаях конструк-
цией рессоры обеспечиваются «противоклевковые» свойства под-
вески, а также повышение устойчивости движения автомобиля.
Обычно с этой целью задние рессоры легковых автомобилей уста-
навливаются с некоторым наклоном в вертикальной плоскости, что
при крене кузова вызывает небольшой перекос заднего моста в го-
ризонтальной плоскости, способствующий приданию автомобилю,
так называемой, избыточной поворачиваемости.
Кроме того, конструкция рессоры должна удовлетворять требо-
ваниям ГОСТ 3396—54, согласно которому рессоры должны
изготовляться трех классов:
1
J) рессоры I класса, применяемые на легковых автомобилях
высшего класса;
2) рессоры II класса, применяемые на дегковых автомобилях и
автобусах;
3) рессоры III класса, применяемые на грузовых автомобилях
массового, выпуска, фургонах, прицепах и т. п.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕССОРЫ
На современных автомобилях в подавляющем большинстве слу-
чаев применяются полуэллиптические рессоры, которые целесооб-
разно применять и на вновь проектируемых автомобилях, так как
они лучше, чем другие типы рессор, выполняют функцию направ-
ляющего устройства подвески. Кроме того, полуэллиптическая рес-
сора обладает очень важным качеством — она рассредоточивает
нагрузку на раму или кузов автомобиля, что создает в них более
благоприятную эпюру распределения напряжений.
В дальнейшем для общности 'случая будем преимущественно рас-
сматривать методику расчета несимметричной рессоры.
Длина рессоры обычно выбирается из компоновочных соображе-
ний. Ориентировочно можно принять, что».
L = (0,4 -5-0,55) La — для задних рессор легковых автомобилей;
L = (0,26-5-0,35) La — для передних рессор грузовых автомобилей;
L = (0,35-е-0,45) La — для задних рессор грузовых автомобилей,
где £а.— база автомобиля. „
Вопросы компоновки рессоры на автомобиле рассмотрены в ра-
ботах [4, 12, 16].
Суммарный момент инерции сечений листов рессоры /0 может
быть определен из выражения
, Ж _ аср^3^1,а , аср^14,а
ie~~ ЗЕ ~~ 3EL ’ U3)
где а — коэффициент формы рессоры (можно ориентиро-
вочно принять, что а = 1,25-5-1,35 для рессор
грузовых автомобилей и а = 1,35-5-1,45 для рес-
сор легковых автомобилей);
Е — модуль упругости 1-го рода (для рессорной стали
Е = 2,1-105 МПа);
kt и а — коэффициенты асимметрии рессоры
(^i = -р; Л, а = т1);
G и h, а — величины короткого и длинного концов рессоры
(Zx + ^a^L).
Для симметричной рессоры (при = klt а = 0,5)
<13а>
Степень несимметричности рессоры определяется либо из ком-
поновочных соображений, либо, при мягких подвесках, из условия
уменьшения углового колебания кузова при торможении или раз-
гоне автомобиля. Этот вопрос подробно рассмотрен ранее.
Рассчитав значение /с из уравнений (13) или (13а), необходимо
в дальнейшем подбором определить число листов рессоры, их тол-
щину и ширину, имея в виду, что:
а) алгебраическая сумма моментов инерции сечений всех листов
рессоры должна равняться суммарному моменту инерции (0;
8
б) число листов рессоры обычно находится в пределах 6—14,
в отдельных случаях до 20 (у тяжелых грузовиков) или до 1—3 (у не-
которых моделей современных легковых автомобилей);
в) отношение ширины листа к его толщине у большинства рес-
сор находится в пределах: 6—10, хотя в отдельных случаях это отно-
шение может принимать и большее значение;
г) толщина листов должна быть рассчитана из условий, что при
максимальных прогибах напряжения в листах рессоры не превос-
ходят допустимой величины.
Условная средняя толщина листов может быть определена из
уравнения *
t. 2?с 2а (If — 0,5dx) (Zj, а — 0,5^) <rmax
Па~~ Wo ~ 3EfB ’
где Wa — суммарный момент сопротивления сечения рессоры
изгибу;
ошах — максимальное напряжение, величина которого может
быть принята 950—1000 МПа;
f„ — полный прогиб подвески (fn = /ст + /д).
При несимметричном сечении рессорных листов определяется
среднее значение расстояний zc от нейтральной оси сечения до край-
него, работающего на растяжение волокна:
_ _ Л « — (Zj.a —0,5dt) Стдах
°- W'o “ 3£/n
Если рессора имеет все листы одинаковой толщины, то величина га
округляется до ближайшего стандартного размера (или по значе-
нию гс подбирается ближайшее стандартное сечение листа, имею-
щего несимметричный профиль).
При неодинаковой толщине листов рассчитанные значения h
или гс, являясь средними величинами, позволяют выбрать макси-
мальные и минимальные толщины листов, разница между которыми
обычно не превышает 1—3 мм. Необходимость применения в рессоре
листов неодинаковой толщины связана либо с желанием упрочнить
ушко коренного листа, либо с желанием наиболее точно подобрать
требуемое значение суммарного момента инерции сечения рессоры.
Однако в любом случае целесообразно толщину самого нижнего
листа иметь несколько меньшую, чем всех остальных листов, так
как в нижнем листе возникают большие напряжения, чем в других
листах рессоры.
В некоторых случаях, например при применении накладных
ушков, уменьшают и толщину коренного листа по сравнению с ни-
жележащими листами, снижая в нем напряжения изгиба, и, следо-
вательно, повышая его долговечность.
Особое внимание должно быть уделено выбору профиля сечений
листов рессоры. Применение несимметричных рессорных профилей
может дать и заметную экономию в весе листовой рессоры, и неко-
торое повышение ее долговечности.
Оценка совершенства профиля рессорного листа может быть
объективно сделана показателем q:
Gp
Лшах
где Gp — вес рессоры;
^шах — максимально возможная работа деформации листовой
рессоры, ограничиваемая величиной допускаемых
напряжений изгиба;
где ур :— удельный вес материала, из которого изготовлена рессора;
V — объем рессоры;
д ___________________________
^гпах —
Можно легко показать, что для идеальной рессоры, имеющей
постоянную толщину и треугольную форму в плане, показатель q
будет определяться следующим выражением:
где =
max
аШах — максимально допустимое в рессоре напряжение растя-
жения;
h — толщина рессорного листа;
._____L
Л ~~ h?F >
I — осевой момент инерции рессорного листа;
F — площадь поперечного сечения рессорного листа.
В общем случае, чем меньше показатель q, тем совершеннее 'ли-
стовая рессора.
При конструировании рессорного профиля необходимо стремиться
к максимально возможному увеличению параметра X и наимень-
шему значению параметра и. Увеличение X связано со значительным
усложнением рессорного профиля, а также с трудностью обеспе-
чить равномерное распределение напряжений по ширине профиля.
Параметр и зависит от соотношения напряжений сжатия (осж)
и растяжения (ор) в несимметричном рессорном профиле
1
и =--------.
1 [
<Тр
В реальных несимметричных рессорных профилях отношение
напряжений сжатия и растяжения должно выбираться в зависимо-
сти от величины максимально возникающих в рессоре напряжений.
Чем они выше, тем должно быть меньше отношение В любом
случае максимальные напряжения сжатия должны быть гаранти-
ровано меньше предела текучести применяемой рессорной стали,
так как при пластической деформации только слоя рессорного листа,
работающего на сжатие, которая может возникнуть в результате
пиковых перегрузок, эпюра остаточных напряжений будет, иметь
весьма неблагоприятный для долговечности рессоры характер:
в верхних волокнах рессорного листа, работающих на растяжение,
появятся остаточные напряжения, одинаковые по знаку с напряже-
ниями, возникающими от внешней нагрузки, что, естественно,
уменьшит усталостную прочность рессоры.
Таким образом, пластическая деформация рессорного листа,
создающая благоприятную эпюру распределения остаточных напря-
жений при симметричном рессорном профиле, может создать небла-
гоприятную эпюру остаточных напряжений при несимметричном
профиле, если пластическую деформацию будет иметь только сжи-
маемая сторона листа.
В общем случае долговечность листовых рессор с симметричным
профилем менее зависит от пиковых перегрузок, чем рессор с не-
симметричным профилем.
Для реальных несимметричных рессорных профилей отношение
Да находится в пределах 1,2—1,25.
(Jp
Некоторое влияние на долговечность рессор с несимметричным
профилем оказывает так называемый «мембранный» эффект [121.
Определение длин листов рессоры является,весьма сложной и
практически не решенной до сих пор задачей. Наиболее распростра-
нен способ, предложенный И. Г. Пархиловским. Сущность его за-
ключается в том, что длины рессоры подбираются с таким расчетом,
чтобы обеспечить равномерное распределение напряжений по длине
каждого листа. Однако такое распределение неприемлемо для ко-
ренного листа рессоры, в котором помимо напряжений изгиба от
вертикальной нагрузки возникают дополнительные напряжения от
тяговых сил и скручивающих моментов. Поэтому после проведения
трудоёмкого расчета приходится, используя несложный графиче-
ский способ, длины листов увеличивать [12]. Однако рекомендация
Рис. 12. Характерные эпюры распределения напряжений изгиба
в листах рессоры:
a) v < 1; б) у > 1; в) V «в 1
по удлинению листов рессоры не учитывает конкретной конструк-
ции рессорной подвески, что не позволяет получить оптимальной
эпюры распределения напряжений по длине коренного листа для
всех конструктивных вариантов рессор.
Используя метод, предложенный В. Л. Бидерманом и Б. А. Глу-
хом, приходится задаваться длиной последнего листа рессоры.
Кроме того, при этом методе остаются неизвестными эпюры рас-
пределения напряжений вдоль каждого листа рессоры.
Между тем, при выборе длин листов рессоры должна быть прежде
всего решена главная задача — обеспечена оптимальная эпюра рас-
пределения напряжений вдоль каждого листа рессоры. На рис. 12
изображены три, возможные эпюры распределения напряжений из-
гиба вдоль i-ro листа рессоры, из которых видно, что на рис. 12, а
oxi < на рис. 12, б ох1 > о{; на рис. 12, в ах{ = здесь oz —
напряжение в месте заделки рессоры (в данном случае в плоскости,
проходящей. через оси стремянок); ох{ — напряжение в плоскости,
отстоящей от оси стремянки на расстоянии, равном длине нижеле-
жащего листа.
С точки зрения рационального использования металла рессоры
наиболее выгодной является эпюра распределения напряжений,
изображенная на рис. 12, в. В этом случае обеспечивается равно-
протность листа по всей его длине. Однако, как уже указывалось,
ранее, такое распределение неприемлемо для коренного листа, так
как его участок, примыкающий к ушку, испытывает дополнительные
напряжения, например, напряжения кручения. Поэтому для ко-
ренного листа целесообразна эпюра распределения напряжений,
изображенная на рис. 12, а. Эпюра распределения напряжений,
изображенная на рис. 12, б, совершенно нерациональна и может
быть допустима только в исключительных случаях (например, для
компенсации предварительных напряжений, возникающих при
стяжке рессоры центровым болтом или стремянками).
Изложенный ниже метод определения длин листов рессоры ба-
зируется на выборе оптимальной эпюры распределения напряжений
во всех листах рессоры. В качестве оценочного параметра этого
распределения предлагается коэффициент у, который может быть
определен из выражения
где сг( — напряжение в сечении данного листа, расположенном
на оси стремянки;
Oxi — напряжение в сечении данного листа,, находящемся на
расстоянии 1М от. оси стремянки (где 1М — длина ни-
жележащего листа).
Выбор оптимального значения коэффициента у является сложной
задачей, требующей проведения специальных исследований. Однако,
опираясь на результаты анализа распределения напряжений
в реально выполненных рессорах, рекомендуемые значения коэффи-
циентов у приведены в табл. 1.
Таблица 1
Тип рессоры Значения коэффициентов v для листов рессоры
коренного второго третьего остальных
Для рессоры, имеющей второй лист одинаковой длины с коренным Для рессоры, имеющей все листы неодинаковой длины 0,6—0,8 0,5—0,7 0,6—0,8 0,7—0,9 0,9—1 0,9—1 1 1
В табл. 1 значения коэффициентов у даны в некотором диапазоне.
Это связано с тем, что на величину у влияет конструкция рессорной
подвески. Если известна конкретная конструкция рессоры, то могут
быть указаны и конкретные значения коэффициента у. Например,
для коренного и второго листов задней рессоры грузового автомобиля,
рессора которого крепится к раме обычным шарниром (рессора авто-
мобиля ГАЗ-51), коэффициент у = 0,6. Для задней рессоры грузо-
вого автомобиля, рессора которого крепится к раме на резиновых
подушках, коэффициент у для двух верхних листов равен 0,75—
0,8. Напряжения в сечении рессоры, расположенном по оси стре-
мянки, определяют по формуле ।
где kp — коэффициент, учитывающий влияние последнего листа
на неравномерность распределения напряжений по листам
рессоры;
Рг — сила, действующая на ушко рессоры;
zci — расстояние от нейтральной оси сечения листа рессоры
до крайнего волокна, работающего на растяжение (для
Прямоугольного сечения величина гс/ равна половине
толщины листа рессоры).
Величина коэффициента kv может быть подсчитана по формуле
Ар = ,(1 “®п Т?) ft —/п ’
где /п — момент инерции сечения самого короткого листа рессоры;
ссп — коэффициент, учитывающий повышение напряжений в са-
мом коротком листе (ап = 1,24-1,3).
Предварительно выбранное значение коэффициента ап можно
впоследствии уточнить (когда будут определены длины всех листов
рессоры):
„ _ Рп Zn —0,5ft /е
п“ Pi Zi~ 0,5ft ft *
(16)
где Рп — сила на конце последнего листа;
/п — длина последнего , листа;
/п — момент инерции сечения последнего листа.
Если выбранное вначале расчета значение ап не совпадет с под-
считанным по формуле (16), то расчет длин листов можно повторить,
ведя его методом последовательного приближения. Однако, как
, правило, в этом нет необходимости, так как уточнение, полученное
в результате такого перерасчета, будет крайне незначительным.
Длину первого (коренного) листа определяют по соображениям,
изложенным выше. Длины остальных листов определяются по фор-
мулам:
/д — Хц /3 s= Za ^-2» ^4 8=3 Z3 XgJ
~~ ^4 —” ^4 - • (ц === 4-1 "** "ft—1’
где
(Z1 —— 0,5ft) ft о _ If — 0,5ft /, ftfep \ •
lc ’ P2 Z2—0,5ft V Ie )’
Taft (h — 0,5ft) It о ____l2 — 0,5ft
fc/c ’ b i8— 0,5ft
ij — 0,5ft / 2^p ф *>
— z3-0,5ft’"Kft’’
Tsfep (Zj — 0,5ft) ft, о _lg — 0,5ft __
p2p3ft ’ l4 —z4-o,5ft
__h — 0,5df Igkp ,
Z4 — 0,5ft Р2Р3/0 1
^jkp (it —0,5ft) ft. A Z4—0,5ft
Р2Р3РЛ ’ J5“Z5-0,5ft
Z, — 0,5ft ^p/4 .
Z6 - 0,5ft ‘ pap8p4ft ’
„ ___Уп^р (h — 0,5ft) 1П, о ______ In — 0,5ft
п~ « ’ Рп+1~ ZntI-0,5ft
ft П₽г
2-
Z, —• 0,5ft
Zn+i —0,5ft «
/clip/
2
Если длина второго листа одинакова с длиной коренного листа,
то Xi = 0, Vi = уа, Ра == 1.
9
- Величины х2 и рз определяются по формулам:
„ __, Vi^p (Ц — 0,5dx) 4- /а) е о /j — 0,5dt (1 (7Х ± /2) fep
*2------------Го ’ Рз =“ /3 —0,54х к1 Го
Длину остальных листов определяют так же, как и в предыду-
щем случае.
ПРИМЕР ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДЛИН ЛИСТОВ РЕССОРЫ
Число листов 8, толщина листов 9 мм, ширина листов 65 мм,
= 525 мм, dx = 136 мм:
т bh3 65-93 оп.л .
h = ~12- = = 3940 мм4;
Zo = 8.3940 = 31 500 мм4.
Принимаем, что Z2 = Zx; ух = у2 = 0,85; у3 = — • • •= у8 =
= 1. Величину k9 определим по формуле (15), принимая ап = 1,25:
, /1 1 ПЕ 3940 \ 31500 Л ПЕЛ
— (1 “ I.25 31 500) 31 500—3940 ~~ °’9б4;
0.85-0,964-457-2-3940 ок к
ха=---------31555---------95,5 мм; •
Z8 = 525—95,5 = 429,5 мм;
й 457 /. 2-3940-0,9644 п оес
₽з =* 1бй5 (1------‘31500—) = °’956;
1 •0,964-457«3940 гп * лоп с ко 071 к
х3 = 1.0,956-31500 ~~ 88 мм= 4 ~ 429,5 58 — 371,5 мм;
R 429,5—68 457 0,964 .
"4 = 371,5—68 303,5 ’ 8-1-0,956
=» ЛтЕггпг- =» 57,5 мм; Z6 = 371,5 - 57,5 = 314 мм;
0)У5и* 1 ео
о _ 303,5 457 0,964 _ .
Рв — 246 246 * 0,956-8
хь = °Aat4o7 - 58 мм; Ze = 314 — 58 = 256 мм;
и.УОО’О v
О 246 457 0,964
Р«“ 188 188 ' 0,956-8 “
х3 = = 58 мм’’ 4 “ 256—58 = 198 мм;
о 188 457 0,964 ,
Р’ = 130 130 ‘ 0,956-8 =
х7 - °S-? “ 58 мм; Zg = 198—53 = 140 мм.
и,Уоо-о
Определим действительное значение ап при рассчитанных дли-
нах листов рессоры по формуле (16):
<^ = 0,956 -^- = 1,21.
При таком значении ап ошибка в определении коэффициента k9
составит около 0,5%, что практически не отразится на величинах
длин листов рессоры.
Радиусы кривизны каждого листа рессоры могут быть опреде-
лены по формуле
EZd
где Ro — радиус собранной рессоры (обычно измеряется по ко-
ренному листу рессоры);
zai — расстояние от нейтральной оси сечения рессорного листа
до крайнего волокна, работающего на растяжение
(для симметричного профиля это расстояние равно по-
ловине толщины листа);
о3/ — напряжение затяжки, возникающее от стягиваний рес-
сор центровым болтом, взятое со своим знаком (знак
положительный, если напряжение затяжки по направ-
лению совпадает с направлением напряжений от внеш-
ней нагрузки и наоборот).
Радиус рессоры в свободном состоянии в первом приближении
может быть определен из выражения
р,- V
8 tfb+yi+yj*
где fa — статический прогиб рессоры;
У1 — стрела рессоры под статической нагрузкой;
у2 — остаточная деформация рессоры . после осадки.
Согласно ГОСТ 3396—54 каждая рессора после сборки должна
быть подвергнута осадке нагрузкой, соответствующей среднему на-
пряжению в рессоре, равному 85% от предела прочности материала
на растяжение.
Рессоры I и II классов должны быть подвергнуты двукратной
осадке. Последующая осадка той же нагрузкой не должна давать
остаточной деформации (в пределах точности замера до ±0,5 мм).
Рессоры III класса могут подвергаться однократной осадке.
Осадка рессоры необходима для предотвращения остаточной де-
формации рессоры в эксплуатации и для обеспечения более плотного
прилегания листов рессоры. По ГОСТ 3396—54 требуется, чтобы
листы рессор плотно прилегали друг к другу. Зазор не должен пре-
вышать 0,6 мм для рессор I класса; 1,0 мм для рессор II класса; для
рессор III класса 1,2 мм при толщине листов не свыше 10 мм и 2 мм
при толщине листов свыше 10 мм. Короткие зазоры, длиной менее
75 мм, не должны быть более 0,3 мм. Зазор между отбойными (наклад-
ными) листами и коренными листами допускается не более 3 мм.
Прилегание рабочих концов листов обязательно.
В некоторых случаях предварительная осадка рессоры может
повысить ее долговечность.
Величину остаточной деформации рессоры после осадки у2 рас-
считать теоретически очень сложно. При проектировании рессоры
можно ориентировочно принять, что величина у2 равна 5,5—7,5%
от полного прогиба рессоры f„.
Величина уг определяется из конструктивных соображений.
Обычно конструкция рессоры такова, что под полной статической
нагрузкой стрелка рессоры — у\ равна нулю.
Напряжения затяжки в рессорах, имеющих все листы одинако-
вой толщины, необходимы главным образом для обеспечения приле-
гания концов рессорных листов. Задача разгрузки коренного листа
в этом случае имеет лишь вспомогательное значение. Необходимая
величина напряжений затяжки, обычно определяемая из эмпири-
ческих соображений, составляет 20—50 МПа.
При неодинаковой толщине рессорных листов выбором соответ-
ствующих напряжений затяжки обеспечивают равную долговечность
всех листов рессоры под воздействием циклических нагрузок.
Используя диаграмму предельных напряжений, можно получить
уравнение для определения напряжений затяжки:
== °а—ас( + (од — о^) ctg 0р, (17)
где ств и аа — средние соответственно статическое и динамическое
напряжения в рессоре;
и a&i — соответственно статическое и динамическое напря-
жения Z-го листа рессоры;
0Р — угол наклона линии диаграммы предельных со-
стояний (для рессорных сталей 8—12°).
При выборе напряжений затяжки в листах рессоры, исходя из
равновесия рессоры, стянутой центровым болтом, необходимо обе-
спечить следующее условие:
п
2^=0, (18)
z=i
где стзг — напряжения затяжки в каком-то одном сечении рессоры,
обычно, при данном методе расчета им является сечение,
расположенное по оси центрового болта.
При использовании выражения (17) следует иметь в виду, что
напряжения о0, о0<, <тд и craZ определяются по формулам:
G1-0.540 . ст==2д.а.
°«----------’ 3 °0’
а 01-0.540 .
°oi — LIaWt »
°д« “ ^ai*
Особенность данного расчета заключается в том, что диаграмма
предельных состояний строится исходя из следующих предполо-
жений: ' - Л
1) для рассматриваемой рессоры ограниченный предел усталости
определяется из выражения
2) коэффициент асимметрии данного цикла г определяется по
формуле
f = gc — вд
Gc Нт ОГд
Через точку с координатами (а0 и ад), зная угол наклона 0Р,
можно провести линию диаграммы предельных состояний.
Таким образом можно обеспечить, определив соответствующие
значения напряжений затяжки, одинаковую долговечность для
листов различной толщины. Но одинаковая долговечность рессор-
ных листов будет иметь место только для определенного цикла на-
гружения, который в данном случае зависит от величины напряже-
ния Од. Поэтому очень важно правильно выбрать значение этого
напряжения, что может быть сделано только при проведении соот-
ветствующих экспериментальных исследований.
В первом приближении можно принять, что
Од = (0,4—0,5) аДгаая,
где оДшах — максимальное динамическое напряжение, возникаю-
щее при деформации рессоры, равной максимальному
динамическому прогибу.
ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЛИСТОВОЙ РЕССОРЫ
Уточненный поверочный расчет листовой рессоры позволяет
оценить ее соответствие проектируемому автомобилю. Прежде всего
необходимо определить напряжения в листах рессоры, возникающие
от внешней нагрузки и от стяжки центровым болтом, а также же-
сткость рессоры.
Определение напряжений от внешней нагрузки
В настоящее время при определении напряжений в листовых
рессорах используются две гипотезы: гипотеза общей кривизны
листов рессоры и гипотеза сосредоточенной нагрузки. Ни та, ни
другая гипотеза не отражают правильно сущность физических про-
цессов, происходящих в рессоре при её нагружении. Несколько
большую точность дает применение гипотезы сосредоточенной на-
грузки, но трудоемкость расчетов при ее использовании очень ве-
лика. Поэтому целесообразно использовать методику расчета, бази-
рующуюся на обеих гипотезах одновременно. Она проста и доступна
для широкого использования при инженерных расчетах рессор. Точ-
ность этой методики была проверена экспериментальным путем.
Максимальные погрешности составляли от 5 до 15%.
Напряжение от внешней нагрузки в сечении последнего листа,
расположенного в плоскости осей стремянки, определяется из вы-
ражения
____«гА Gi — <*t)
' Тс »
где Pi — нагрузка, приходящаяся на ушко рессоры.
Напряжения от внешней нагрузки в среднем сечении остальных
листов рессоры могут быть определены по формуле (14). Для опре-
деления эпюры распределения напряжений по длине каждого листа
следует определить усилия на концах листов, для этого можно вос-
пользоваться выражением
р _ Pj-i (*<-! — 0.5<fr) — W
l~ h — 0,5di
При известных силах, действующих на концы листов рессоры,
определение эпюры распределения напряжений по длине листа не
вызывает затруднений.
Нагрузку на ушко рессоры Рг следует определить при несколь-
ких режимах:
1) при статической нагрузке на рессору;.
2) при максимальном прогибе рессоры (упоре в ограничитель);
3) при одновременном действии вертикальной нагрузки и тор-
мозного или тягового момента.
Определение стрелы выгиба рессоры в свободном
состоянии и напряжений затяжки в ее листах
при стягивании центральным болтом
Если листы рессоры имеют различные радиусы выгиба в свободном
состоянии, то в них, при стягивании центровым болтом, возникают
предварительные напряжения затяжки, обычно, обратные по знаку
напряжениям от внешней нагрузки в верхних листах и совпадаю-
щие по знаку с ними в нижних листах.
При изготовлении рессорных листов, если их термическую обра-
ботку производить в специальных закалочных штампах, можно
обеспечить каждому листу соответствующую постоянную кривизну
по всей его длине. Однако в этом случае собранная рессора В сво-
бодном состоянии не будет иметь постоянной кривизны по всей
длине коренного листа; В средней части рессоры радиус кривизны,
если его измерять по коренному листу, будет меньше, а на краях
больше. Это обстоятельство следует учитывать при определении
напряжений затяжки в листах рессоры.
Предположим, что рессора имеет п листов' разной кривизны,
причем каждый лист имеет постоянный радиус кривизны на всей
своей длине. Обозначим эти радиусы через (Rj, R%, . . ., R{, . . .
. . ., Rn. После стяжки рессоры центровым болтом в средней части
рессоры радиус кривизны будет равен R^. Напряжения затяжки изг
в средней части рессорного листа могут быть определены из выра-
жения
Oal (19)
Если в уравнение (18) подставить значение напряжений затяжки
из выражения (19), то, решив уравнение относительно R^ получим
п
Ъ-----Ь!-------. (20)
SZciWj
Ri
Z=l
Если подставить значение Ro из выражения (20) в уравнение
(19), то можно будет рассчитать величины напряжений затяжки
в средней части каждого рессорного листа. В случае необходимости
можно определить и эпюры распределения напряжений затяжки по
длине каждого листа. Для этого надо, начиная с нижнего (самого
короткого) листа, определить силы, действующие на концах рессор-
ных листов, учитывая, что между этими силами и напряжениями
затяжки в средней части рессорных листов есть определенная связь.
Зная эпюру распределения напряжений затяжки вдоль коренного
листа рессоры, можно определить величину стрелы выгиба рессоры
в свободном состоянии, которая является ее важным конструктив-
ным параметром. Однако стрелу выгиба рессоры в свободном состоя-
нии fo можно с достаточно высокой точностью определить, предпо-
лагая, что в коренном листе рессоры эпюра напряжений затяжки
имеет треугольную форму. Согласно экспериментальным данным
действительная эпюра распределения напряжений затяжки по длине
коренного листа для реальных рессор незначительно отличается от
треугольной формы. В этом случае
8Rt 12£гв1 ’
где 7?i — радиус выгиба коренного листа в свободном состоянии
(до стяжки рессоры центровым болтом);
• Ой — напряжения затяжки в среднем сечении коренного листа,
определяемые по формуле (19).
При использовании выражения (21) должен быть учтен знак на-
пряжений o3i. Для примера определим напряжения затяжки и
стрелу f0 в задней основной рессоре грузового автомобиля ГАЗ-51 А.
Размеры листов рессоры приведены в табл. 2. По формуле (20) опре-
делим радиус выгиба собранной рессоры в свободном состоянии
в средней ее части:
D 41 650 1 £Qn
= “24j-= 1680 мм>
Таблица 2
№ лиата Толщина листа, мм Момент сопро- тивления изгибу, мм” Длина листа, мм Радиус ввприба, мм Примечание
5 1 10 1080 1320 2610 Р асстояние' между цен-
2 10 1080 1320 2230 трами ушков Ь = 1300 мм
3 9 875 1140 1970 Расстояние мёжду осями
4 9 875 1000 1782 стремянок di ~ 120 мм
5 9 875 860 1658
6 9 875 740 1537
7 • 9 875 620 1417
8 8 692 500 1329
9 8 692 420 1329
10 8 692 330 1329
11 8 692 250 1329
где
2 « 2.5.1080 4- 5.4,5.875 4-4-4.692.41 65Q мм4;
£==1
п
__ 5*1080 . 5-1080 . 4,5-875 .
Ri 2610 » 2230 + 1970 +
i==l
t 4,5-875 , 4,5-875 , 4,5-875 , 4,5-875 t 4-4-692 ол Q ш
1782 т" 1658 т" 1537 + 1417 “г 1329 — 24,6 ММ'
По формуле (19) находим напряжения затяжки в коренном листе
рессоры
^“we(16S0~261°)-------------222 МПа
(экспериментальное значение —228 МПа).
Аналогично находим напряжения в остальных листах рессоры.
Результаты расчета приведены в табл. 3.
Таблица 3
№ листа 2 3 4- 5 6 7 8 9 10 П
а3, МПа —154,0 —22,5 —32,3 4,85 52,5 104,0 109 109 109 109
По формуле (21) находим стрелы выгиба рессоры в свободном
состоянии
. 1300® , 222-1300® сл а I оа <7 , ,п е
fo 8-2610’^' 12-2.1-1Ф-5 80,84-29,7 = 110,5 мм.
Действительная стрела выгиба рессоры согласно чертежу f0 =
= 112,5 см. Погрешность расчета составляет
бe 1L?-5-»9.^iq0o/o в 1,78%.
Определение жесткости листовой рессоры
Жесткость четвертной листовой рессоры (или половины полу-
эллиптической рессоры) может быть определена по формуле
<22>
где а — коэффициент формы рессоры;
li — длина рессоры.
11
Величина коэффициента а зависит от геометрических размеров
рессоры и с достаточной точностью может быть подсчитана по фор-
муле
1а 1О-1Х ?х 1,5 (Ia-Ix) lx (к-1Х)
““ lx * lx ' if “ 1Х ’
(23)
где Ix = /i — для рессоры, имеющей все листы разной
длины;
1Х — /£ 4- /2 — для рессоры, имеющей два верхних
листа одинаковой длины;
4-/2-|_/3 — для рессоры, имеющей три верхних
листа одинаковой длины;
1Х — длина нижележащего (подкоренного)
' . листа; для рессоры, имеющей все листы
разной длины, lx — lz, т. е. равна длине
второго листа; для рессоры, имеющей
два листа одинаковой длины, 1Х = Z3,
т. е. равна длине третьего листа и т. д.
Следует отметить, что точность определения жесткости рессоры
в значительной степени зависит от того, насколько полно была
учтена действительная конфигурация сечения рессорного листа при
определении его момента инерции. Например, для прямоугольного
рессорного профиля момент инерции следует определять по формуле
г ..
12 ’
Коэффициент р может быть принят равным 0,83 для рессор гру-
зовых и 0,87’для рессор легковых автомобилей [12].
Для повышения точности определения жесткости листовой рес-
соры целесообразно, учитывая форму концов листов рессоры, на-
ходить действительные длины листов, определяя действительные
точки приложения межлистовых реакций.
Жесткость полуэллиптической рессоры может быть определена
из выражения
_ ________- СР1СР2
аср2 +^1ср1
(24)
где ср1 и сР2 — жесткость соответственно переднего и заднего кон-
цов рессоры, определяемые по формуле (22);
ь_____Ь ________ 11L2.
«1 — L , % а — £ •
Zx и ZIta — длины соответственно переднего и заднего концов
рессоры;
L — длина полуэллиптической рессоры (L = Zx + Zx>a).
Подставляя значения жесткостей концов рессоры из выраже-
ния (22) в выражение (24), получим
е _______________ЗЕ1С____________
Р Р1 (“1 - «2) + «2] *1 (1 - klfL3 ’ }
где ах и а2 — коэффициенты формы соответственно переднего и
7 заднего концов рессоры, определяемые по формуле
(23).
Если принять, что ах = а2> так как эти коэффициенты незначи-
тельно отличаются один от другого, то выражение (25) несколько
упростится:
ад '
Для симметричной рессоры, принимая, , что kx =s (1 — Z>x) =s 0,5,
выражение (26) примет общеизвестный вид
= (27)
Пример. Определение жесткости листовой рессоры (задняя основ-
ная рессора автомобиля ГАЗ-53А с прямоугольным профилем). Длина
рессоры L — 1500 мм, = 750 мм, /2 = 750 мм, 13 = 680 мм, тол-
щина всех листов h = 10 мм, b = 65 мм, число листов 13:
/ = 0,83’^5:!93. = 4500 мм4; 10 = 13.4500 = 58500 мм4.
Определим коэффициент формы рессоры а по формуле (23):
58 500 49 500 6802 1,5-49 500 680-7 . 0/)7
а~ 2-4500 2-4500 * 7502 2-4500 * 7502 ~~
Определим жесткость рессоры по формуле (27):
48-2,1-Ю5-58 500 1ЛПС u,
СР ~ 1,247-15003 —140,5 Н/мм.
Жесткость рессоры по чертежу 136,5 ± 10 Н/мц. Погрешность
расчета по отношению к среднему значению действительной жест-
кости составляет
6~ 14°Ш56,5 '100% "2’8%'
РАСЧЕТ ОДНОЛИСТОВОЙ РЕССОРЫ
Применение в подвеске автомобиля однолистовых рессор, имею-
щих более совершенную форму, чем рессоры многолистовые, дает
возможность снизить вес упругих элементов подвески и повысить
плавность хода автомобиля за счет устранения межлистового тре-
ния, что особенно важно в современных мягких подвесках легковых
автомобилей.
Существенное снижение веса однолистовых рессор также дости-
гается за счет повышения максимальных напряжений в рессоре, что
возможно вследствие применения более совершенных методов упроч-
нения (дробеструйный наклеп в напряженном состоянии, шлифование
поверхности и устранение обезуглероженного слоя и т. д.). Отсут-
ствие межлистового трения пЬзволяет создать стойкое антикоррозий-
ное покрытие поверхности рессоры.
Принципиально возможно применение трех типов однолистовых
рессор:
1) с переменной шириной, но постоянной высотой (треугольная
рессора);
2) с переменной высотой, но постоянной шириной (параболиче-
ская рессора);
3) с переменными шириной7 и высотой.
Однако практическое применение в настоящее время нашли лишь
два последних типа. При определении геометрических размеров одно-
листовой рессоры необходимо обеспечить требуемую жесткость и до-
пустимые напряжения в рессоре. В общем случае однолистовая рес-
сора может быть выполнена несимметричной и иметь несимметрич-
ный профиль сечения. При проектировании должны быть известны:
коэффициент асимметрии рессоры (^г —жесткость рессоры;
максимально допустимые напряжения; ширина рессоры в месте со-
единения с мостом (выбирается из конструктивных соображений).
Напряжения в среднем сечении однолистовой рессоры и ее жест-
кость в свободном состоянии, когда рессора не стянута стремян-
ками, определяется из выражений
r №*
_ бср/nfej (1—fej) L
max “ ^бй2 ’
где ах — коэффициент формы рессоры; в зависимости от ее
геометрических размеров находится в пределах 1,5—
2 (ах — 2 у однолистовой рессоры, имеющей по-
стоянную ширину);
и — коэффициенты формы сечения рессоры; при прямо-
угольном сечении 1 1, при несимметрич-
ном профиле Вх = иВ_ = -9^-;
I и W — момент инерции и момент сопротивления наиболь-
шего сечения рессоры;
ky = = -у-2- [определяется по формуле (6) 1;
1г — длина переднего плеча рессоры;
G, а — длина заднего плеча рессоры;
/п — максимальная деформация рессоры.
Решая уравнения (28) и (29) совместно, получим
. _ 3,78fn -i/McpMi.a .
Мшах V ’
6ср/п^1^1, а
Для симметричной рессоры постоянной ширины, имеющей
метричиый профиль, выражения (30) и (31) упростятся:
(30)
(31)
сим-
. _ 1,89/п 13/£?. г _ bh^amax ,
Отах V 62 ’ 1,5ср/п *
Толщина листа в произвольном сечении определяется поформулам:
(32)
(33)
где х — расстояние от оси ушка рессоры до сечения, толщина кото-
рого определяется;
Ьх — ширина сечения, толщина которого определяется.
При расчете толщин сечений однолистовой рессоры следует при-
менять уравнение (32) для рессоры постоянной ширины и уравне-
ние (33.) для рессоры переменной ширины. Закон изменения ширины
рессоры должен быть выбран из конструктивных соображений.
Пример определения размеров однолистовой рессоры. Исходные
данные: с„ = 20 Н/мм; fez == 2; ах == 2; b — 60 мм; /п = 300 мм;
Е = 2,1 -105 МПа; « 1150 МПа; = 1.
Определим величину коэффициентов fex и fex, а:
= e bf2 ^i.»= 1 —э °»67.
По формуле (30) определим максимальную толщину однолистовой
рессоры
, 3,78-300 J/ 2,1 105-202-0,33-0,67 . Q .
h==~П50- У ---------»---------13’4 ММ‘
По формуле (31) найдем
, 60-13,42-1150 1КДГ.
L 6-20-300-0,33-0,67 — lt>W ММ‘
Распределение толщины листа по длине рессоры можно опре-
делить по. формуле (32).
3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТОРСИОННЫХ ПОДВЕСОК
Торсионная подвеска обладает рядом достоинств: по сравнению
с листовыми рессорами торсионы, при равной энергоемкости, обла-
дают меньшим весом; преимущество торсионов перед спиральными
пружинами заключается в лучших компоновочных возможностях
подвески, особенно в .подвесках передних ведущих осей автомобиля.
. Проектирование торсионной подвески, так же как и всех осталь-
ных типов подвесок, состоит из следующих этапов:
1) выбора конструктивной схемы и основных параметров под-
вески;
2) проектного расчета — определение всех основных размеров
подвески и прежде всего размеров ее упругого элемента;
3) поверочного расчета — уточнение жесткости подвески, напря-
жений в упругом элементе и других деталях подвески, в проведении
расчета на долговечность упругого элемента подвески.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ТОРСИОННОЙ ПОДВЕСКИ
При проектировании торсионной подвески, выбрав ее упругую
характеристику, необходимо предварительно определить основные
параметры подвески: размеры упругого элемента и передаточные
отношения направляющего устройства. При этом следует обеспе-
чить требуемое значение жесткости подвески и не превысить вполне
определенных значений напряжений в торсионе, обеспечивающих
необходимую его' долговечность и прочность.
При упрощенных расчетах можно ограничиться выбором макси-
мально допустимых напряжений в торсионе, возникающих в нем при
полной деформации подвески. Эти напряжения, с некоторой при-
ближенностью, позволяют судить о долговечности вновь проекти-
руемой торсионной подвески. Установив заранее требуемую жест-
кость подвески и выбрав допустимое значение максимальных на-
пряжений в торсионе (для чего могут быть использованы данные,
приведенные в табл. 4), можно определить все основные размеры тор-
сионной ‘ подвески (используя следующую методику).
Если компоновочными соображениями ограничена длина торси-
она Ld, то размеры поперечного сечения и передаточное отношение
подвески определяются по формулам:
для круглого сечения
& l,59sn CcpG
Тшах V *
для трубчатого сечения
l,59sn 1Серб е
V Ld (1-^) 9
Таблица 4
Вид обработки
Максимально
допустимые
напряжения *,
МПа
Модуль
упругости*
МПа
Сталь закаленная, обработанная
дробью и предварительно обжатая **
Сталь закаленная, обработанная
дробью, без предварительного обжатия
Сталь закаленная, без обработки
дробью и слегка предварительно обжа-
тая ***
1000,0—1050,0 7,4 «104
750,0—800,0 7,8-10*
800,0 7.8*10*
* По данным SAE.
** Остаточная деформация составляет 8—12% от максимальной.
Остаточная деформация составляет 1—4% от максимальной.
для стержня, состоящего из набора прямоугольных пластин:
h — 1f Ссрб
тшах * kyZ-gfXtLd,
Ь И
где а = -----отношение сторон прямоугольного сечения (п —
меньшая сторона прямоугольника);
гк — число прямоугольных пластин в стержне;
сср — средняя жесткость подвески;
sn — максимальная деформация подвески, измеряемая по
вертикальному перемещению колеса;
тшах — максимальное касательное напряжение в торсионе;
Ld — активная длина торсиона;
G — модуль упругости второго рода;
ky — коэффициент, характеризующий рациональность ис-
пользования материала при деформациях кручения;
X = где — внутренней диаметр сечения;
d — внешний диаметр сечения.
Для прямоугольного сечения величина ky зависит от отноше-
ния b/h, где h — высота сечения, b — ширина сечения. Значение k&
для некоторых соотношений приведено в табл. 5.
Таблица 5
6/й 1 1,5 2 3 4 6 8 10
/ Ьу 0,618 0,540 0,529 0,542 0,567 0,598 0,614 0,626
Величина передаточного числа торсионной подвески может быть
определена из условия обеспечения допустимого значения напря-
жения в упругом элементе
s__ М __ ТШах^р
f гр >
2 1 щах
где Лих — максимальная вертикальная нагрузка на подвеску;
тшах — максимально допустимое напряжение в торсионе, ко-
торое может быть выбрано на основании данных, при-
веденных в табл. 4;
Wp — полярный момент сопротивления сечения торсиона.
Величина Тт„ может быть определена, если известна упругая
характеристика подвески. Приближенно может быть подсчитана по
формуле
^шах “” ^ер®п»
где сср — средняя жесткость подвески;
sn — полная деформация подвески.
Для однорычажной торсионной подвески величина i может быть
подсчитана по формуле
м
I = у = R sin <р,
где 7? — длина рычага подвески;
<р — угол’ между осью рычага подвески и вертикалью (рис. 13).
При двухрычажной подвеске (трапециевидной или параллело-
граммной) величина d определяется по следующей методике. Если
ограничена величина передаточного чис-
ла подвески i, то длина торсиона и его
диаметр определяются из выражений:
для кольцевого сечения
d==— (34)
для круглого сечения
тшах
Диаметр круглого торсиона опреде-
ляется также по формуле (34).
Для прямоугольного сечения (при Рис. 13. Схема однорычажной
\ ' торсионной подвески
V >3) ________
Ld=l,26-^-l/тС-с^-......;
Тшах г ^^к^^тах
t, _ ^-d^tnax
п-----её-»
где 0 — угол закрутки торсиона, соответствующий ходу подвески sn
(величину угла, 0 целесообразно определять графическим
построением).
В современных подвесках наибольшее распространение полу-
чили торсионы с круглым сечением. Рассмотрим особенности выбора
размеров их конструктивных элементов.
Схема основных размеров торсиона представлена на рис. 14. Диа-
метр и длину концевой шлицованной части торсиона по данным SAE
рекомендуется выбирать используя выражения:
de = (1,2ч-1,3) d;
le = (0,484-0,52) d.
В отечественной промышленности длина шлицованного конца
обычно определяется из выражения
/е = (0,64-1,3) d.
Для удобства сборки допускается шлицованные концы изготов-
лять разного диаметра.
1®-
Угол конуса переходной части обычно, принимается рав-
ным 159. Длина переходной части ZK и радиус галтели могут быть
определены из выражений:
I «а ,
и 2tgyB 9
7?о = (1,3-1,5) d.
Наибольшее распространение получило шлицевое крепление тор-
сиона в рычаге и раме, причем наиболее надежными считаются тре-
угольные шлицы с углом между гранями 909. При меньших углах
наблюдается неравномерное распределение нагрузки по длине шли-
цев, при больших возникает опасность разрыва охватывающей де-
тали. Из других способов крепления торсиона получило распростра-
нение крепление торсиона клином (автомобиль «Татра» 138, рис. 14, б)
и изготовление концов торсиона а сечением в виде многоугольника
(рис. 14, в).
Длина цилиндрической части торсиона должна быть определена
в зависимости от рассчитанной активной длины из выражения
(£)’+(£)’]
Обычно для возможности регулировки на левом и правом концах
торсиона нарезают разное количество шлицев. Каждая ступень ре-
гулировки (в градусах) определится из выражения
s 360’ 360’
О ав»--— —* •
«Л 2П 9
где гл и гп — соответственно число шлицев на левом и правом кон-
цах торсиона.
Изготовленные торсионы подвергаются или дробеструйной обра-
ботке, или пластической деформации, или той и другой операциям
Рис. 14. Конструктивные элементы круглого торсиона:
а) конструкция концевой чавти торсиона; б) сечение по шлицам; в) сечение
по многоугольнику; г) сечение о лаской
одновременно. Интенсивность наклепа дробью должна обеспечить
суммарную деформацию контрольной пластинки (тип С) — 0,25 мм.
Пластическая деформация (обжатие) производится не менее чем
трехкратным приложением момента.
Перед пластической деформацией целесообразно торсион под-
вергнуть дробеструйной обработке. Поверхность торсиона должна
быть шлифована и не обезуглерожена, что значительно повышает
усталостную прочность. Для защиты от коррозии торсион подвер-
гается фосфатированию или окраске, или той и другой операциям
вместе. После пластической деформации специальной маркировкой
должно быть указано допустимое направление кручения торсиона.
И
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТИ ТОРСИОННОЙ
ПОДВЕСКИ
Известно, что жесткость рычажной торсионной подвески в общем
случае может быть определена из выражения
, 7«/0\2 /ос.
С “ ds3 Ст ( ds ) * ^5)
где 0 — угол закрутки торсиона;
dM.
с? “ ~3&---жесткость торсиона;
s — перемещение колеса;
М — момент, скручивающий торсион.
При линейной характеристике, которая имеет место для боль-
шинства конструктивных форм торсиона, момент, скручивающий
торсион, может быть определен из выражения
М =* ст9.
Используя выражение (35), можно легко получить расчетные фор-
мулы для определения жесткости однорычажной торсионной под-
вески.
Учитывая (согласно рис. 13), что
dQ 1 d20 X
ds ________х2 dsa К(Л2 — х2)3 *
Рис. 15. Схема трапециевидной торсионной
подвески, у которой торсион соединен с верх-
ним рычагом
получим уравнение для оп-
ределения жесткости одноры-
чажной торсионной подвески
_ TLdx + GIp ,3g.
Сп — '
где /р — момент инерции се-
чения торсиона;
R — длина рычага под-
вески;
х — вертикальное пере-
мещение колеса, от-
считываемое от го-
ризонтальной оси.
При использовании выра-
жения (36) следует иметь в
z виду, что величину перемеще-
ния х необходимо подстав-
лять в формулу, учитывая
ее знак (знак плюс при отклонении вверх от горизонтального поло-
жения). Величину нагрузки, действующей на колесо, целесообразно
для каждого положения рычага, определяемого перемещением х,
подсчитывать по формуле
G7p0
Принципиально возможно использовать выражение (35) и для
получения формул расчета двухрычажной трапециевидной торсион-
ной подвески. Однако аналитический расчет жесткости в этом слу-
чае был бы весьма трудоемок. Более целесообразно для определения
жесткости торсионной подвески применить графоаналитический ме-
тод, сущность которого поясним для подвески, изображенной на
рис. 15. Характерной особенностью этой схемы является то, что тор-
сион соединен с верхним рычагом подвески.
Рассматривая условия равновесия колеса, можно установить,
что на него в плоскости чертежа действуют три силы: ’
1) Т — реакция со стороны дороги, приложенная в центре пло-
щади катка колеса с дорогой и направленной вертикально; ,
2) Р — реакция со стороны нижнего рычага подвески, направле-
ние которой совпадает о осью рычага, так как рычаг имеет щар-
ниры на обоих концах (в точках D и Е);
3) Q — реакция со стороны верхнего рычага, проходящая через
точку пересечения линий действия сил Т и Р (точка О на рис. 15)
и шарнир В верхнего рычага.
Если известна величина вертикальной реакции Т, то, зная на-
правление сил Р и Q, можно легко найти и их величины графическим
построением силового треугольника. Такое построение может быть
сделано как для статического положения подвески, так и для дина-
мического положения, определяемого ходом сжатия колеса sx или
ходом отдачи sa.
Исходя из принципа возможных перемещений,. получим
d0 т т
ds ~~ м ~"7йГ*
т
q-
данном случае важно знать
Схема трапециевидной торсионной под-
Рис. 16. Схема трапециевидной торсионной под-
вески, у которой торсион соединен « нижним
рычагом
где 1Х — плечо силы Q относительно оси вращения верхнего рычага
подвески.
Таким образом, для определения величины -г- достаточно опре-
as
Т *
делить величину плеча 1Х и отношение Это необходимо сделать
для ряда положений колеса. Так как в
т
только отношение а
не их абсолютные значе-
ния, то силовые'треуголь-
ники для ряда положений
колеса целесообразно
строить, принимая посто-
янным значение силы Т.
Для определения вели-
ко
чины следует постро-
ить график зависимости
d8
-£ от хода колеса, а затем
произвести графическое
дифференцирование этой
кривой. При подстановке
величины в выраже-
ние (35) необходимо учитывать ее знак.
Величина момента, скручивающего торсион, может быть опре-
делена из выражения
М. =s Л4а + От 6,
где Мо — момент, которым нагружен торсион при статическом по-
, ложении колеса;
0 — угол закрутки торсиона (согласно рис. 15 0Х — при ходе
сжатия и 03 — при ходе отдачи).
Величина Л40 может быть определена из выражения
' Мо — (J 020,
где Qo — сила, действующая на верхний рычаг;
10 — плечо силы Qо при статической нагрузке на колесо.
Жесткость торсиона определяется из выражения
0/р
При соединении торсиона с нижним рычагом подвески (в точке Е)
методика определения жесткости подвески в принципе сохраняется.
Однако при определении сил Q и Р следует учесть, что в этом случае
реакция со стороны верхнего рычага Q будет направлена вдоль оси
рычага (проходит через точки А и В), а реакция со стороны нижнегр
рычага Р будет проходить через точку пересечения линии действия
силы Т с осью верхнего рычага (точка О на рис. 16) и центр крайнего
шарнира нижнего рычага (точка Д). Схема действия сил для под-
вески, у которой торсион связан с нижним рычагом, приведена на
~ de d*e ..
, рис. 16. Определение величин М и св следует производить
так же, как и в первом случае, однако следует учесть, что для вто-
рого варианта подвески будет иметь место следующее равенство:
de________________________________т
ds ~~ Pig*
КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕЗИНОВЫХ ШАРНИРОВ
ПОДВЕСКИ
Резиновые шарниры в рычажных подвесках автомобиля способ-
\ ствуют виброизоляции, устраняют необходимость смазки шарниров
; и уменьшают сухое трение в подвеске. Однако они имеют малые сроки
службы, особенно при перегрузках. По данным A. F. Нискшапа,
для повышения срока их работы необходимо выдержать два условия:
| 1) статическая нагрузка на внутреннем поддерживающем элементе
втулки (на его спроектированную площадь) не должна превышать
I/ 1,75 МПа; 2) угловое перемещение по дуге наружного элемента (при
J закрепленном внутреннем) не должно превышать толщины втулки.
| Жесткость резинового шарнира (при закручивании) может быть
I определена из уравнения
ш- dtp -nGb Dl-^
G — модуль упругости второго рода (для резины 0,35—
1 МПа при изменении твердости резины по Шору
от 30 до 60);
b — длина резиновой втулки;
DH и DBH — соответственно наружный и внутренний диаметры
резиновой втулки.
Приведенная к колесу жесткость резинового шарнира может быть
| определена по формуле (35):
ds dtpi \ ds J ' 1 ds2 ’
где Mt — момент, скручивающий i-ю втулку;
— угол закручивания t-ro шарнира.
Величина момента М, скручивающего резиновый шарнир, для
любого положения колеса может быть подсчитана из выражения
где
{'
л/г dM
М =а—т— ф,
dtp т*
&тде ф — угловая деформация резинового шарнира, измеряемая от
К его нейтрального положения.
Величина ф для шарнира В и Е определяется величиной угло-
вого перемещения соответственно верхнего или нижнего рычагов,
для шарниров А и D она может быть определена по изменению угла
между осью вертикальной стойки и осью соответствующего рычага.
Нейтральное положение зависит от того, в каком положении под-
вески были зажаты или установлены втулки резинового шарнира.
Поэтому в дальнейших расчетах следует учитывать, что упругий
момент шарнира может иметь и положительное и отрицательное зна-
чение, -в зависимости от того, в какой области относительного ней-
трального положения идет деформация шарнира. Если при переме-
щении колеса вверх относительно кузова автомобиля момент, скру-
чивающий шарнир, возрастает, то он будет иметь положительное зна-
чение и, наоборот, если при перемещении колеса вверх момент,
скручивающий резиновый шарнир, будет убывать, то он будет от-
рицательным. Знаки моментов следует учитывать при определении
приведенной к колесу жесткости.
Величину для любого шарнира подвески целесообразнее
всего определять из выражения
dxpt Т т
ds М Pili *
где Pt — сила, создающая момент, скручивающий шарнир;
li — плечо соответствующей силы Pt.
Расчетные формулы для определения величины ~ для вариан-
тов А, В, D и Е сведены в табл. 6.
Таблица 6
Шарнир А В D Е
rfqp Г т т т
ds Рala Pblb Pdld Pglg
Соответствующие силы Pt и плечи lt показаны на рис. 17. Сила Ра
проходит через шарнир В и точку пересечения оси нижнего рычага
оси колеса (точка и). Сила Рь проходит через шарнир А и точку п.
Сила Pd проходит через шарнир Е и точку пересечения оси верх-
него рычага с осью колеса (точка т). Сила Ре проходит через шар-
нир D и точку т. Отношение сил 4-, -X-, -X-, -ъ- определяется
*а *е
построением соответствующих силовых треугольников, изображен-
ных на рис. 17.
Для определения силы Ра откладываем в определенном масштабе
вертикально расположенную силу Т. Через ее верхний и нижний
концы проводим линии, соответственно параллельные силы Ра и оси
нижнего рычага. Точка пересечения этих линий определит величину
силы Ра и реакции QH, действующей вдоль нижнего рычага. Сила Ра,
проходя через шарнир В, создает на плече момент, скручивающий
резиновый шарнир А. Силовой треугольник расположен в правом
верхнем углу рис. 17.
Для определения силы Рь откладываем в определенном масштабе
вертикальную реакцию Т и через ее концы проводим линии, парал-
лельные силе Рь и оси нижнего рычага. Точка их пересечения позво-
ляет найти величину силы Рь> которая, проходя через центр шар-
нира А, создает на плече lb момент, скручивающий шарнир В. Сило-
вой треугольник расположен в левом верхнем углу рис. 17.
Для определения силы Pd строим аналогичный силовой треуголь-
ник (расположен в правом нижнем углу рис. 17). Через верхний и
нижний концы силы Т проводим соответственно линии, параллель-
ные оси верхнего рычага и силе Pd, которая, проходя через шар-
нир Е, на плече ld создает момент, скручивающий резиновый шар-
нир.
Для определения силы Ре также строим соответствующий силовой
треугольник (расположен в левом нижнем углу рис. 17), в котором
через концы силы Т проводим линии, параллельные оси верхнего ры-
чага и силе Ре. Точка пересечения этих линий определит величины
сил Qb и Ре, которая, проходя через центр шарнира D, на плече le
скручивает резиновый шарнир Е.
При построении силовых треугольников следует иметь в виду,
что в данном случае важно не абсолютное значение сил Ра, Pb, Pd,
Рис. 17. Схема трапециевидной подвески с резиновыми упругими шарнирами
Ре, а только их отношение к силе Т. Поэтому, используя одно и то же
значение силы Т, можно построить силовые треугольники для ряда
положений колеса. Затем, построив кривые зависимости величин
dtp^ dtp. d<pe
и графическим дифференцированием можно опре-
делить величины —,^8(Рд
ds* ’ ds* ’ ds2 *
4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОДВЕСОК
СО СПИРАЛЬНОЙ ПРУЖИНОЙ
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ПОДВЕСКИ
СО СПИРАЛЬНОЙ ПРУЖИНОЙ
Спиральная пружина вследствие простоты конструкции и высо-
кой удельной энергоемкости, является одним из самых распростра-
ненных упругих элементов в подвесках современных автомобилей.
Особенность расчета спиральной пружины связана с тем, что в про-
цессе работы она в большинстве современных конструкций подвесок
испытывает три вида деформаций: сжатие в результате действия осе-
вой силы Р, изгиб от действия боковой силы Q и момента М. Такой
15
вид деформации пружины создает большую неравномерность напря-
жений как в отдельных витках пружины, так и по длине каждого
витка.,
Для предварительного определений размеров подвески целесооб-
разно использовать известное положение, что энергоемкость спираль-
ной пружины должна быть равна работе деформации подвески. Учиты-.
вая также, что при этом максимальные напряжения в пружине не*
должны превосходить Допустимых пределов, а жесткость подвески
должна соответствовать выбранному значению, можно определить
основные размеры спиральной пружины и передаточное число рыча-
гов направляющего устройства подвески.
При конструировании спиральной пружины подвески необхо-
димо определить, по крайней мере, четыре параметра: D — средний
диаметр пружины, d — диаметр прутка, из которого изготовляется,
пружина, — число рабочих витков пружины и i — передаточное
отношение подвески. Чтобы рассчитать все четыре параметра, надо
иметь четыре уравнения. Однако при проектировании подвески можно
составить только два уравнения — одно для потенциальной энергии
деформации (иди жесткость подвески), другое для максимального
напряжения в витках пружины. Следовательно, два параметра пру-
жины можно рассчитать, а два параметра необходимо выбрать из
конструктивных соображений. В зависимости от того, какие пара-
метры спиральной пруЖины подвески могут быть установлены кон-
структивно, возможны четыре варианта расчета.
. Вариант 1. Предварительно выбраны диаметр прутка и отноше-
ние рп = Требуется рассчитать число рабочих витков пружины
и передаточное отношение подвески. В этом случае
, 0’81cCpSn^ е
Znr2Z) d? ’
(37)
л»_ ds __ 0,393rd3
1 ~~ ~df ~ ccpsaD ’
где ccp — средняя жесткость подвески;
sn — максимальная деформация подвески;
f — осевая деформация пружины.
Вариант 2. Предварительно выбраны передаточное число под-
вески i и отношение рп = -у. Требуется определить диаметр про-
волоки, пружины и число ее витков. В этом случае
j 2,54ccpSnpnt
Число витков гр определяется по формуле (37).
Вариант 3. Предварительно выбраны число витков пружины и от-
ношение Рп. Требуется определить диаметр проволоки пружины и
передаточное отношение подвески. В этом случае
ч/ ОЗЮСеХ . ,
У Та₽п2п ’
. _ 0,393rd2
Ccpsnfn _
Вариант 4$ Предварительно выбраны число витков пружины и
> передаточное отношение подвески; величины d и D определяются
по формулам:
d = 1/ 2>66GccpSnt . D = 0,393т d3
' г , ’ ccpSni
16
После того, как определены основные размеры упругого элемента
и передаточное число направляющего устройства подвески, можно
сделать ее предварительную компоновку и ‘затем провести повероч-
ный расчет, используя уточненные методы расчета.
При поверочном расчете подвески со спиральной пружиной не-
обходимо определить, жесткость подвески и все параметры упругой
характеристики, а также с возможной точностью определить напря-
жения в спиральной пружине и остальных деталях подвески.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТИ РЫЧАЖНОЙ ПОДВЕСКИ,
ИМЕЮЩЕЙ В КАЧЕСТВЕ УПРУГОГО ЭЛЕМЕНТА
СПИРАЛЬНУЮ ПРУЖИНУ
Учитывая большое разнообразие конструктивных форм совре-
менных подвесок, рассмотрим общую методику расчета, которая мо-
жет быть легко применена для любого частного случая.
На рис. 18 изображена схема трапециевидной подвески, у которой
упругий элемент (спиральная пружина) опирается на нижний рычаг
подвески. При перемещении колеса на вёлйчину s спиральная пру-
жина испытывает три вида деформаций: сжатия под воздействием осе-
Рис. 18. Схема трапециевидной подвески, у которой спиральная
пружина опирается на нижний рычаг:
а) бесшарнирное крепление пружины; б) одношарнирное крепление
пружины; в) д'вухшарнирное крепление пружины
вой силы Р, изгиб от боковой силы Q и изгиб под влиянием мо-
мента М. Деформация сжатия характеризуется величиной /, дефор-
мация изгиба линейной величиной х и углом перекоса ух.
Исходя из принципа возможных перемещений, установим зависи-
мость между силами, действующими в подвеске:
<38’
Уравнение (38) справедливо для случая, когда оба конца спираль-
ной пружины имеют жесткое крепление. Если один конец пружины
имеет шарнирное крепление (рис. 18, б), то вследствие отсутствия
изгибающего момента М уравнение несколько упростится:
T = P-J + Q-^-.
ds 1 х as
Если шарнирно крепятся оба конца пружины (рис. 18, в), то
уравнение (38) примет вид
Т=*Р^~.
ds
Определение величин Р и обычно не представляет больших
t « dP
затруднении; -----жесткость упругого элемента, которая для спи-
ральной цилиндрической пружины может быть определена из урав-
нения
dP 4<^р
СпР“ df ’
где /р — полярный момент инерции сечения проволоки пружины.
Для определения силы Р требуется знать осевую деформацию
пружины /, которая может быть легко найдена, если имеется чертеж
подвески. Величина Р может быть подсчитана по формуле
Р = cnpf.
Сила Q и момент М могут быть определены по формулам:
= (39)
(40)
где Е — модуль упругости первого рода;
1Х — экваториальный момент инерции сечения проволоки пру-
' жины;
Н — высота пружины при расчетном режиме.
Для нескольких произвольно выбранных положений рычага под-
вески (во всем диапазоне перемещения колеса) графический построе-
нием определяются величины Н, х и Затем, испрльзуя формулы
(39) и (40), можно определить величины Q и М.
Величины и определяют графическим дифференциро-
ванием, так как формулы (39) и (40) позволяют построить график "
зависимости Q от х, а Л1 от ух. >
-г-г df dx dvx
Для определения величин -£; и используем завися- -
мости, вытекающие из принципа возможных перемещений:
df__т', dx _ Т" . d^x — т“
ds Р ’ Q Q ’ ds М ' . ;
где Тг, Т", Т’"—соответствующие части полной вертикальной '
силы 7, расходуемые при перемещении рычага на преодоление про-
тиводействия сил Р, Q и момента М. Очевидно, что Т = Т' + Т" 4- •
+ Т'". Рассмотрим графический способ определения указанных
выше величин для подвески, схема которой изображена на рис. 18, ,
принимая, что на подвеску действует одна внешняя сила Т, прило-1
женная в центре контакта колеса с дорогой. Рассматривая условие!
равновесия вертикальной стойки и нижнего рычага подвески по-1
строением соответствующих силовых треугольников, легко опреде-1
лить все требуемые для расчета силы.
На вертикальную стойку подвески (рис. 18) действуют три силы: |
реакция на колесо со стороны дороги Т, реакция верхнего рычага Рв, \
направленная вдоль его оси, и реакция со стороны нижнего ры-й
чага Рн, которая должна проходить через точку пересечения направ-’|
лений действия сил Т и Рв (точке е)и центр наружного шарнира ниж- %
1
него рычага подвески (точке Е). Задаваясь величиной реакции Т',
можно определить численное значение реакций Рв и Рн, построив
силовой треугольник O't’k' (рис. 18). На нижний рычаг подвески
действуют следующие силы и моменты: реакция стойки Ри, реакция
на внутреннем шарнире рычага Ра и реакция со стороны пружины Р,
Q, М. Величину силы Р определяем построением силовых треуголь-
ников O'k' f и O'k'c'. '
Аналогично, задаваясь величиной реакции Т", можно опреде-
лить численное значение реакций Рв и Рн, построив силовой тре-
угольник O"t"k* (рис. 18). Величинами Т' и Т" можно задаваться
совершенно произвольно, так как в данном случае интересно знать
только соотношение сил Т' и Р„иТ" и Рв. Силу Q определим построе-
нием силового треугольника
При построении силовых треугольников надо иметь в виду, что
сила Р всегда направлена вдоль оси пружины, а сила Q к ней пер-
пендикулярна. Реакция Р’а должна проходить через центр внутрен-
него шарнира нижнего рычага (точка D) и точку пересечения на-
правлений сил Р и Рн (точка а). Реакция Ра должна проходить через
точку D и точку пересечения направлений сил Q и Рн (точка q).
Построение силовых треугольников следует провести для не-
скольких положений рычагов подвески, учитывая изложенные сооб-
ражения. В результате должна
быть получена в виде графика
df dx
зависимость величин и -т-г
as as
от хода колеса s.
Величина определяется
из выражения
dy^ Г'" _ Т* _
* Л1 p"si Р'д1а >
где 1В — плечо силы Рн отно-
сительно оси вращения
нижнего рычага (точ-
ка А).
При одношарнирном и двух-
шарнирном закреплении пру-
жины определение жесткости
подвески упрощается. Методика
йопределения жесткости для трапециевидной подвески с двухшар-
fнирным закреплением упругого элемента подробно изложена в ра-
боте [101.
0
; Рис. 19.
Схема трапециевидной подвески,
у которой спиральная пружина опирается
на верхний рычаг
Определение жесткости трапециевидной подвески с пружиной,
к, укрепленной на верхнем рычаге (рис. 19), производится аналогично.
^Однако следует учитывать, что в этом случае реакция на нижнем
I. рычаге Р„ действует вдоль его оси (проходит через точки Е, D).
Реакция на верхнем рычаге Рв проходит через точку пересечения
. линий действия сил Рв и Т (точка е) и наружный шарнир верхнего
^рычага (точка А). Определение величины реакций Рв и Рв произ-
| водим построением силового треугольника tOk. Определение вели-
| чины боковой силы Q и момента М, действующих на пружину, про-
f изводим, как и в предыдущем случае, с использованием формул
I Аналогично определяются и величины — и Как видно из
схемы подвески, изображенной на рис. 19, силу Р и силу Q нецеле-
сообразно определять построением силового треугольника. Удобнее
это сделать, рассмотрев условие равновесия рычага относительно
* 2 В. Б. Цимбалин
точки В. В этом случае величины-^-; и определяются из
следующих соотношений:
ds~ Р ~ Рв1р — “о /р ’
dx Г Гт т
ds~ а ~ Р'в1р-а^;
dyx _ Т Т а0
ds ~ М p"'i ~ I*
в р и
т
где а0 — равно отношению которое определяется по-
строением силовых^треугольников tOk для ряда по-
ложений рычагов подвески;
lm, m — величины плеч соответственно сил Рв, Р и Q (по-
казаны на рис. 19).
Уравнение (38) позволяет построить вертикальную упругую ха-
рактеристику подвески, т. е. получить зависимость Т от s. Имея
эту кривую, можно для любой ее точки графическим дифференциро-
0
4
а а
£ к
Рис.
ванием получить жесткость под-
вески, т. е. величину
В принципе изложенная ме-
тодика может быть использо-
вана и для определения жест-
кости подвески типа «качаю-
щаяся свеча». Эта подвеска на-
ходит в настоящее время широ-
кое применение в качестве пе-
редней подвески легковых ав-
томобилей (Пежо-204, БМВ-
1500, Триумф-2000 Форд-Зоди-
ак, Форд-Таунус-15 и т. д.).
. Близкая по конструкции под-
веска применена на автомоби-
ле Татра-603.
on ^опога Принципиальная схема под-
20. Схема подвески типа «качаю- г *
щаяся свеча» вески изображена на рис. 20.
Вертикальная стойки подвески
выполняет одновременно функции упругого элемента (на ней
AD 1
смонтирована пружина), амортизатора (который расположен внутри
пустотелого цилиндра стойки) и шкворня, благодаря установке ша-
ровых шарниров на концах стойки (в точках А и D).
Одно из достоинств подвески заключается в том, что спиральная
пружина, выполняющая функций» упругого элемента, укреплена так,
что подвергается только осевому сжатию под воздействием силы Р.
Характеристика подвески определяется по формуле
df
т=*р4-
ds
Величина определяется из уравнения
df т
ds ~ Р ’
где Т — вертикальная сила на колесе;
Р — осевая сила, сжимающая пружину.
Соотношение сил Т и Л'легко определяется из силовых треуголь-
ников Okt и Oct (рис. 20), построение которых производится в следую-
щем порядке:
1. Проводится линия kt параллельно направлению силы Т.
2. На линии kt в произвольном масштабе откладывается вели-
чина силы Т-
3. Из точки t проводится линия Ot параллельно линии еА (точка е
образуется пересечением оси рычага BD и вертикальной оси колеса).
4. Из точки k проводится линия Ok параллельно оси рычага BD.
5. Из точки t проводится линия tc параллельно оси вертикаль-
ной стойки AD.
6. Из точки О проводится линия, перпендикулярная оси верти-
кальной стбйки AD (точка (^образуется пересечением линии Ot и Ok).
Величина осевой силы Р, сжимающей пружину, в принятом мае-
т
штабе определяется длиной отрезка tc. Определив отношение -р-
для ряда положений колеса автомобиля, можно построить график
зависимости от хода колеса s.
РАСЧЕТ ПРУЖИНЫ ПОДВЕСКИ НА ПРОЧНОСТЬ
1 . \
При расчете пружин на прочность необходимо определить макси-'
мальные в ней напряжения, которые возникают, как правило, при
максимальном сжатии пружины.
В общем случае на пружину подвески (рис. 18, а) действуют сжи-
мающая сила Р, боковая сила Q и изгибающий момент М. Для опре-
деления Р, Q и М по чертежу подвески находят следующие вели-
чины: высоту пружины в сжатом состоянии Н, боковую деформацию
пружины х и угол перекоса ух. Принимая указанные на схеме под-
вески (рис. 18, а); направления силы, момецта и деформации за
положительные, можно найти значения силы Q и момента М из выра-
жений (39) и (40). Осевая сжимающая силы Р определяется из выра-
жения
P = -^-(H0-H)=^ffflax,
где Но — высота пружины в свободном состоянии;
Н — высота пружины при максимальном ходе колеса вверх
(обычно этот ход считают при сбитом верхнем буфере Огра-
ничителя).
Максимальные касательные напряжения возникают в плоскости
действия силы Q и момента М (плоскость чертежа на рис. 18 и 19).
Они могут быть определены из выражения
т — PDkx QHx —М , - ....
тшах 2№р ~ Wp }
где Wp — полярный момент сопротивления сечения проволоки пру-
жины;
Нх — расстояние от точки приложения силы Q до центра сече-
ния, в котором определяются напряжения;
kx — коэффициент, учитывающий влияние кривизны витка пру-
жины и напряжения среза;
fep — коэффициент, учитывающий только влияние кривизны
витка на напряжения кручения в пружине.
Максимальные напряжения, как известно, возникают в той части
сечения проволоки пружины, которая ближе расположена к оси
пружины.
дТГЗГГс1 гк» ,,
Коэффициенты kx и fep могут быть определены из выражения [191:
_ 4рп_ 1 о,б15;
4рп-4 "Г" ₽п ’
k - 4Рп-Г
«Р— 4рп-4 • у
Знак перед вторым членом выражения (41) следует выбирать так,
чтобы получить максимальное значение ттах.
Для проверки изложенной методики расчета были эксперимен-
тально определены напряжения в опасном сечении пружины перед-
ней подвески автомобилей ГАЗ-21 и ГАЗ-24. Результаты расчета
хорошо согласовались с данными эксперимента.
Как показали экспериментальные исследования, боковая дефор-
мация пружины под действием силы Q и момента М существенно
увеличивает напряжения в пружине, создаваемые осевой силой Р
(на 20—30%). Существующей установкой пружины можно добиться
такого положения, чтобы при максимальной осевой деформации пру-
жины ее боковая х и угловая ух деформации были равны нулю. Этим
можно повысить статическую прочность пружины, однако с точки
зрения усталостной прочности необходимо, чтобы величины х и
равнялись нулю при нагрузке, оказывающей наибольшее влияние
на усталостную прочность пружины. Поэтому для правильной уста-
новки пружины подвески необходимо иметь экспериментально опре-
деленные кривые распределения деформаций пружин при движении
автомобиля в различных дорожных условиях или разработать мето-
дику, позволяющую получить такие кривые распределения расчет-
ным путем по известным параметрам дорожного полотна. Однако эти
вопросы в настоящее время пока еще полностью не решены.
При одношарнирйом закреплении пружины (рис. 18, б) на нее
действуют лишь две’ силы: осевая Р и боковая Q (изгибающий мо-
мент равен нулю). Методика определения осевой силы остается преж-
ней, боковая сила определяется из выражения
«-гада*- <42>
Величины, приведенные в уравнении (42), имеют то же значение,
что и в уравнениях (39) и (40).
Максимальные касательные напряжения в пружине в этом елу* '
чае определяются из выражения
PDkx QH .
2WP + Гр
Наибольшие напряжения в пружине в этом случае возникнут
в витках, лежащих у ее основания, т. е. на противоположном шар-
ниру конце.
При двухшарнирном закреплении пружины напряжения в витках
пружины будут создаваться только осевой силой Р и определяются
по известной, методике.
Выше были приведены расчетные формулы для определения в пру-
жине подвески касательных напряжений. Однако это совершенно не
означает, что в пружине не возникают нормальные напряжения. На-
против, эти напряжения достигают даже значительной величины, но
они возникают в тех сечениях, в которых касательные напряжения
не являются максимальными. Поэтому при расчетах пружины под-
вески нормальными напряжениями обычно пренебрегают.
1
РАЗДЕЛ II
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ АВТОМОБИЛЯ
1. ТРЕБОВАНИЯ К ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЕ
Тормозная система предназначена для повышения безопасности
движения автомобиля. Для наиболее полного решения этой задачи
тормозная система современного автомобиля должна отвечать вполне
определенным требованиям:
а) обеспечивать эффективное торможение при любых режимах
движения, а также и при стоянке автомобиля;
б) обладать необходимой надежностью, гарантирующей безопас-
ность движения автомобиля;
в) обеспечивать устойчивость автомобиля при торможении в лю-
бых условиях;
г) иметь высокую долговечность;
д) обладать необходимой стабильностью действия;
е) скрип тормозов не должен иметь место при всех режимах тор-
можения.
Под эффективностью действия понимают способность тормозной
системы обеспечить высокую интенсивность торможения при нажатии
на тормозную педаль с определенным усилием. Критериями эффек-
тивности тормозной системы являются величины установившегося
замедления и тормозного пути.
Эффективность торможения обеспечивается рациональным выбо-
ром конструкции тормозных механизмов, повышением жесткости
тормозного привода, применением вакуумных усилителей или пнев-
матической тормозной системы. Требования к эффективности рабо-
чей и запасной тормозных систем приведены в табл. 7 и 8 (по ОСТ
37.001.016—70).
Испытания «ноль» предназначены для определения эффектив-
ности рабочей тормозной системы при холодных тормозных меха-
низмах и проводятся они как с двигателем, отсоединенным от транс-
миссии, так и с двигателем, соединенным с ней.
Испытания I предназначены для определения эффективности ра-
бочей тормозной системы при нагретых тормозных механизмах. Ис-
пытания I состоят из двух этапов: предварительного, во время ко-
торого тормозные механизмы нагреваются, и основного, во время
которого определяется эффективность рабочей тормозной системы.
Испытания II предназначены для определения эффективности ра-
бочей тормозной системы при движении на затяжных спусках.
При определении эффективности запасной тормозной системы
прицепов и полуприцепов во время стендовых испытаний величины
критериев должны иметь следующие значения:
а) тормозная сила должна составлять не менее 28% от полного
веса автомобиля;
б) время, прошедшее с начала торможения до момента, в который
давление в колесном тормозном аппарате, находящемся в наименее
благоприятных условиях, достигнет значения, соответствующего
предписанной величине тормозной силы, должно быть не более 0,6 с.
Критерием эффективности стояночной тормозной системы яв-
ляется величина суммарной тормозной силы, развиваемой тормоз-
ными механизмами этой системы. При испытаниях стояночный тор-
моз должен удержать полностью загруженный автомобиль (при от-
соединенном от трансмиссии двигателе) на уклоне не менее 25%.
Испытания должны проводиться при направлении автотранспорт-
ного средства вверх и вниз по уклону. При этом усилия на органе
управления должны соответствовать нормам запасной тормозной си-
стемы (табл. 8).
По рекомендации СЭВ, автомобили грузоподъемностью выше 5 т,
автобусы с дизелями, автобусы, работающие в горных условиях, и
автобусы длиной свыше 8,5 м должны быть снабжены тормозами-
замедлителями, которые при полной нагрузке автомобиля на спуске
с уклоном 6% и длиной 6 км, без использования других тормозов,
должны обеспечивать постоянную скорость движения, равную 30 i
5 км/ч для автобусов и 40 км/ч для грузовых автомобилей.
По требованию ОСТ 37.001.016—70, эффективность вспомога-
тельной тормозной системы должна обеспечивать без применения
Таблица 7
Нормативы эффективности рабочей тормозной системы
№ по пор. Тип автомобиля / Началь- ная скорость тормо- жения о0, км/ч Усилие на педали рп. Н (не более) Вид испы- таний Тормоз- ной путь м (не более) Устано- вившееся замедле- ние /, м/с2 (не менее)
1 Легковые автомобили 0 43,2 7
и микроавтобусы вмести- 80 500 I 54,0 5,4
г мостью не более 8 мест II 57,5 5
2 Автобусы, имеющие бо- 0 25,8 7
лее 8 мест и полный вес 60 700 I 32,3 5,3
не более 5 т II 34,3 4,9
3 Автобусы с полным ве- 0 32,1 6,0
сом более 5 т 60 700 I 40,1 4,5
II 42,7 4,1
4 Грузовые автомобили 0 44,8 5,5
с полным весом до 3,5 т 70 700 I 56,0 4,Г
II 59,6 3,8
5 Грузовые автомобили с 0 25,0 5,5
полным весом от 3,5 до 50 700 I 31,3 4
12 т II 33,3 3,7
6 Грузовые автомобили 0 17,2 5,5
с полным весом более 12 т 40 700 I 21,5 4
II 22,9 3,6
7 ; Автопоезда с полным 0 26,5 5,5
весом от 3,5 до 12 т 50 700 I 33,1 4,0
II 35,2 3,7
8 Автопоезда с полным 0 18,4 5,5
весом более 12 т 40 700 I 23,0 3,9
II 24,5 3,6
иных тормозных систем спуск автотранспортного средства со ско-
ростью 30 ± 2 км/ч по уклону 7% протяженностью 6 км.
Надежность тормозной системы обеспечивается как наличием
нескольких самостоятельных тормозных систем, так и высокой на-
дежностью каждой из них. В общем случае каждый автомобиль дол-
жен иметь четыре тормозные системы:
1) рабочую тормозную систему;
2) запасную (аварийную) тормозную систему, которая должна
вступать в действие в случае отказа основной системы;
3) стояночную тормозную систему, предназначенную для тормо-
жения автомобиля на стоянках;
4) вспомогательную тормозную систему (тормоз-замедлитель),
предназначенную для торможения автомобиля на затяжных спу-
сках.
Требования к тормозным системам автомобилей в настоящее
время устанавливаются в законодательном порядке. Поэтому при
Таблица 8
Нормативы эффективности запасной тормозной системы
№ по пор. Тип автомобиля Начальная ско- рость торможе- ния о0, км/ч Усилие на органы управления Тормоз^ ной путь St. м (не более) Устано- вившееся замед- ление /, м/с2 (не более)
ручное ножное
1 Легковые автомобили и микроавтобусы вмести- мостью не более 8 мест 80 400 Н 500 Н 90,1 3,0
2 Автобусы, имеющие бо- лее 8 мест и полный вес не более 5 т 60 600 Н 700 Н 52,2 3,0
3 Автобусы с полным ве- сом более 8 т 60 55,2 3,0
4 Г р узовые автомобили с полным весом до 3,5 т 70 79,0 2,8
5 Грузовые автомобили с полным весом от 3,5 до 12 т 50 42,5 2,8
6 Г р узовые автомобили с полным весом более 12 т 40 28,4 2,8
7 Автопоезда с полным весом от 3,5 до 12 т 50 44,0 2,8
8 Автопоезда с полным весом более 12 т 40 29,6 2,8
19
проектировании тормозов следует учитывать требования
ОСТ 37.001.016—70, требования СЭВ, предписания ЕЭК ООН,
а также требования законов тех стран, куда предполагается экспорт
вновь выпускаемой модели автомобиля.
Отраслевым стандартом установлены следующие требования
к тормозам автомобилей.
ТРЕБОВАНИЯ К РАБОЧЕЙ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЕ
Рабочая тормозная система:
1. Должна действовать на все колеса автотранспортного сред-
ства. Действие ее должно быть плавным и рационально распреде-
ляться по осям.
2. Иметь ножное управление (исключение составляют лишь авто-
транспортные средства, предназначенные для инвалидов).
3. Должна иметь не менее двух контуров (за исключением при-
цепов, полным весом менее 10 т), в случае выхода из строя одного
из них исправный контур должен обеспечивать эффективность тор-
можения не менее 30%, предписанного для данного автотранспорт-
ного средства.
4. При использовании в рабочей тормозной системе источников
энергии, кроме мускульной силы и вакуумных устройств, должна
иметь для каждого контура привода либо свой источник энергии,
либо автономный аккумулятор энергии, при общем источнике энер-
гии для всей тормозной системы. При повреждении какого-либо кон-
тура привода источник энергии не должен прекращать питания ис-
правных контуров. Запас энергии в аккумуляторах должен обеспе-
чивать не менее пяти полных торможений автотранспортного средства.
5. Иметь запас хода педали, который в случае неисправности
одного из -контуров тормозного привода должен обеспечивать пред-
писанную эффективность торможения с первого воздействия на пе-
даль.
ТРЕБОВАНИЯ К ЗАПАСНОЙ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЕ
Запасная тормозная система:
1. Должна обеспечивать остановку автотранспортного средства
в случае выхода из строя рабочей тормозной системы при условии,
что в тормозных системах одновременно не может произойти более
одного отказа. Действие ее должно быть плавным.
2. Прицепы могут нё иметь запасной тормозной системы.
3. В случае отсутствия на автотранспортном средстве автоном-
ной запасной тормозной системы ею считается и ее функции должны
выполнять каждый контур рабочей тормозной системы или стояноч-
ный тормбз.
4. Водитель должен иметь возможность управлять запасной тор-
мозной системой, контролируя при этом (по крайней мере одной ру-
кой) рулевое управление.,
5. Орган управления тормозной системой может быть как не-
зависимым, так и общим с рабочей или со стояночной тормозной си-
стемами.
6. Повреждение какого-либо элемента, кроме элементов гаран-
тированной прочности, а также всякие другие неисправности тор-
мозных систем не должны препятствовать тому, чтобы с помощью за-
пасной тормозной системы или систем, выполняющих ее функцию,
можно было бы затормозить автотранспортное средство с эффектив-
ностью, не меньшей, чем предписанная для торможения запасной
тормозной системой.
20
ТРЕБОВАНИЯ К СТОЯНОЧНОЙ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЕ
Стояночная тормозная система:
1. Должна обеспечивать неподвижность автотранспортного
средства на уклоне даже при отсутствии водителя. ,
2. Управление должно-быть с рабочего места водителя (включая
прицеп).
3. В тормозном приводе может использоваться любой вид энер-
гии, однако удержание в заторможенном состоянии тормозных меха-
низмов этой системы должно осуществляться устройством, действую-
щим чисто механическим способом (без применения нетвердых тел).
4. Орган управления и привод должны быть независимыми от
рабочей тормозной системы.
5. При общем органе управления рабочей и запасной тормозными
системами стояночная система должна обеспечивать торможение
автотранспортного средства при его движении.
6. Любой усилитель этой системы может иметь автономный акку-
мулятор энергии, но в случае выхода его из строя действие стояноч-
ной системы должно обеспечиваться другим аккумулятором энергии.
ТРЕБОВАНИЯ К ВСПОМОГАТЕЛЬНОЙ
ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЕ
Вспомогательная тормозная система:
1. Должна обеспечивать поддержание при движении на спуске
постоянной скорости автотранспортного средства и регулирование
ее самостоятельно или одновременно с рабочей тормозной системой
с целью ее разгрузки.
2. Управление должно осуществляться с рабочего места води-
теля, обеспечивая при этом (по крайней мере одной рукой) контроль
рулевого управления.
С целью повышения безопасности движения автомобиля он дол-
жен иметь систему сигнализации и контроля1, предупреждающую во-
дителя о неисправностях'тормозной системы. Отраслевым стандартом
регламентированы следующие требования к системе сигнализации и
контроля:
1) при отказе какого-либо элемента тормозного привода, приво-
дящего к нарушению основных его функций, сигнализирующее уст-
ройство должно подавать водителю акустический или оптический
сигнал красного цвета;
2) сигнал должен подаваться не позднее момента приведения в дей-
ствие органа управления тормозной системы и быть легко различи-
мым в любых условиях эксплуатации;
3) возможная неисправность сигнализирующего устройства не
должна приводить к потере эффективности торможения;
4) при использовании в тормозной системе аккумуляторов энер-
гии необходимо иметь сигнализирующее устройство, подающее сиг-
нал о падении уровня энергии в аккумуляторах ниже 65% номи-
нального значения; ,
5) резервуары тормозной жидкости должны быть изготовлены
так, чтобы можно было, не открывая их, контролировать уровень
жидкости;
6) для обеспечения в эксплуатации контроля за состоянием пнев-
матических тормозных приводов в каждом контуре должно быть
предусмотрено устройство, позволяющее подключить контрольную
аппаратуру. Конструкция этого устройства должна обеспечивать
герметичность тормозного привода.
Устойчивость движения автомобиля при торможении должна
обеспечиваться рациональным распределением тормозных усилий по
колесам автомобия. При этом следует выдержать три основных
условия.
1. Тормозные усилия при торможении должны_быть по возмож-
ности пропорциональны вертикальным динамическим нагрузкам на
колесо.
2. Тормозные усилия на левом ц правом колесе одной оси должны
быть одинаковы. Допустимое отклонение не должно превышать
15% наибольшего значения тормозной силы. Законодательством не-
которых стран ограничивается ширина полосы, за пределы которой
не должен отклоняться автомобиль при торможении.
3. Отсутствие блокировки (юза) колес при торможении, так как
юз задних колес вызывает занос автомобиля, юз передних колес
способствует потере управляемости. Кроме того, при юзе проис-
ходит повышенный износ шин.
Стабильность действия тормозов и отсутствие скрипа обеспе-
чивается соответствующей конструкцией тормозных механизмов.
2. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ
ТОРМОЗНЫХ МЕХАНИЗМОВ
К тормозным механизмам предъявляются три основных требо-
вания: эффективность действия; стабильность работы; надежность.
Кроме того, тормозные, механизмы должны обладать необходимой
теплопоглощающей и теплорассеивающей способностью, чтобы не
терять эффективности из-за нагрева при длительных и частых тормо-
жениях. Важным качеством тормозных механизмов является жест-
кость конструкции, обеспечивающая отсутствиё скрипа и меньшую
затрату энергии при торможении.
Место установки тормозных механизмов зависит от типа тормоз-
ной системы. Тормозные механизмы рабочей тормозной системы уста-
навливаются, как правило, у колеса автомобиля. Однако в некоторых
случаях при независимой подвеске колес возможна установка тор-
мозных барабанов (или дисков) на полуосях ведущего моста. Тормоз-
ные барабаны (или диски) запасной и стояночной тормозной систем
могут устанавливаться на вторичном валу коробки, передач, на кар-
данном валу, на валу раздаточной коробки и на ведущем валу глав-
ной передачи.
В настоящее время на автомобилях наиболее часто применяются
колодочные тормозные механизмы. Несколько реже и, как правило,
только на легковых автомобилях устанавливаются дисковые тор-
моза.
РАСЧЕТ КОЛОДОЧНЫХ ТОРМОЗНЫХ МЕХАНИЗМОВ
На рис. 21 приведено шесть наиболее характерных схем тормоз-
ных колодочных механизмов. Колодки тормозов (рис. 21, а и б)
имеют фиксированные опоры и отличаются лишь конструкцией раз-
жимного устройства. В первом случае применен обычный кулак,
который не обеспечивает равенство разжймных усилий, действую-
щих на левую и правую колодки. Во втором случае гидравлический
цилиндр с одинаковым диаметром обоих поршней создает одинако-
вые разжимные усилия левой и правой колодок.
На рис. 21, в изображен тормозной механизм с плавающими ко-
лодками. На рис. 21, г изображен тормозной механизм с колодками,
которые имеют самостоятельное разжимное устройство и фиксиро-
ванные опоры. При указанном на схеме направлении вращения тор-
мозного барабана у обеих колодок совпадает направление действия
разжимной силы с направлением вращения тормозного барабана.
Тормозной механизм этого типа может быть выполнен и с плаваю-
щими колодками. ,
На рис. 21, д изображен тормозной механизм, аналогичный по
действию механизму, изображенному на рис. 21, г, но обеспечиваю-
щий одинаковое эффективное действие при любом направлении вра-
щения тормозного барабана.
На рис. 21, е изображен тормозной механизм, у которого обе ко-
лодки соединены между собой, что позволяет увеличить разжимное
усилие на вторичной колодке, которое численно равно реакции, воз-
никающей на опоре первичной колодки.
Все изображенные механизмы могут быть оценены с точки зре-
ния равномерности износа колодок, эффективности и стабильности
их действия.
В тормозных механизмах рис. 21, а, г и д одинаковые удельные
давления на левой и правой колодках, а следовательно, и одинако-
Рис. 21. Основные схемы тормозных колодочных механизмов
вая их износостойкость. Остальные тормозные механизмы имеют
разное удельное давление на колодках и вследствие этого неравно-
мерный износ фрикционных накладок левой и правой колодок.
Эффективность действия тормозных механизмов может быть оце-
нена величиной тормозного момента при одинаковых геометрических
размерах колодок и одинаковой суммы сил Р и Р', действующих на
колодки. При указанных условиях наиболее эффективным является
тормозной механизм рис. 21, е, затем следуют тормозные механизмы
рис. 21, г, д, в, б и а. Необходимо отметить, что тормозной механизм
рис. 21, в занимает указанное место лишь при тех углах наклона
опорных плоскостей колодок, которые имеют место в реально вы-
полненных конструкциях, так как при определенном положении
опорных плоскостей тормозной механизм такого типа может самоза-
клиниваться.
Тормозные моменты у всех указанных тормозных механизмов
зависят от величины коэффициента трения. Уменьшение или уве-
личение коэффициента трения по-разному влияет на изменение тор-
мозного момента, т. е. на стабильность работы тормозов. Наиболее
резкое уменьшение тормозного момента при понижении коэффициента
трения наблюдается у тормозного механизма рис. 21, е, затем идут
по этому признаку тормозные механизмы рис. 21, г, д, в, б и а.
Тормозной механизм рис. 21, г имеет один недостаток — резкое
падение эффективности торможенйя при изменении направления
вращения тормозного барабана.
Рис. 22. Расчетная схема тормоз-
ной колодки
Сравнение основных свойств тормозных колодочных механизмов,
приведенных на рие. 21, позволяет сделать вывод о целесообразности
применения того или иного механизма для проектируемого авто-
мобиля. Ориентировочно могут быть указаны следующие области
их применения.
При пневматическом тормозном приводе обычно применяют тор-
мозной механизм рис. 21, а, который обеспечивает равномерность
износа обеих тормозных колодок и более полное использование по-
верхности тормозного барабана.
В грузовиках малой грузоподъемности, а также в легковых авто-
мобилях применяются тормоза рис. 21, б и в. Тормоза рис. 21, г и б
применяются на грузовиках средней грузоподъемности и в качестве
передних тормозов легковых автомобилей.
Тормоза рис. 21, е применяются ра легковых автомобилях и на
грузовых автомобилях главным образом в качестве стояночных или
запасных тормозов.
При расчете тормозных колодочных
механизмов необходимо установить за-
висимость между тормозным моментом,
который создается колодками, и сила-
ми, которые прижимают колодки к тор-
мозному барабану.
Тормозной момент, создаваемый ко-
лодкой (рис. 22), определяется по фор-
муле
М„ = pXkR,
где р — коэффициент трения (р =
= 0,35 ... 0,45);
X — нормальная реакция барабана
на колодку (равнодействую-
щая всех элементарных сил
dX);
R — радиус тормозного барабана;
k — коэффициент, равный отно-
р .
шению
К
приложения касательной силы.
Величина коэффициента k зависит от закона распределения удель-
ных давлений по длине фрикционной накладки тормозной колодки,
который может быть установлен только для конкретных режимов
ее работы. Предположим, что имеют место следующие условия:
1) тормозной барабан и тормозные колодки абсолютно жесткие;
2) фрикционная накладка идеально приработалась (притерлась) к ба-
рабану; 3) деформация фрикционной накладки подчиняется закону
Гука. В этом случае удельные давления будут распределяться по
длине фрикционной накладки по синусоидальному закону, т. е. р *=
— Ртю sin р, где ртЯт — максимальное удельное давление, ар —
угол, измеряемый от оси, проходящей через ось шарнира колодки
(рис. 22).
Известно, что в реальных условиях-работы тормозного механизма
происходит деформация и барабана, и колодки, что искажает сину-
соидальный закон распределения удельных давлений. Следует от-
метить, что синусоидальный закон распределения удельных давле-
ний сохранился бы и при деформациях барабана и колодок, если бы
все торможения автомобиля происходили с одинаковой интенсив-
ностью. В действительности этого нет, так как приработка колодок
и барабана происходит при так называемых служебных торможе-
ниях, при которых сохранится закон распределение удельных дав-
лений, близкий к синусоидальному. Однако при аварийных торможе-
р — условный радиус
где
ниях деформаций колодок и барабана увеличатся, а это приведет
к тому, что закон распределения удельных давлений сильно иска-
зится.
В этом случае можно с некоторым приближением принять, что
удельные давления постоянны по всей длине фрикционной накладки
колодки. Поэтому целесообразно метод расчета тормозных колодоч-
ных механизмов рассмотреть при двух законах распределения удель-
ных давлений, принимая, что р — рт!а sin р и р = const.
Значения коэффициента k могут быть определены по формулам:
, 4 (COS В, — COS 6«) Sin Ip , а\ ,ЛГ>\-
~ 2 (Р2 — Рх) + sin 2(51 — sin 2 ₽2 ^ПрИ Р ~~ Рта S1D
cos8° -cosp~ (ПрИ Р== ®6nSt)’
ф — угол, определяющий направление нормальной силы X
(рис. 22);
Ро = Ps Pi»
р2 и Pi — углы, определяющие размеры фрикционной накладки
(рис. 22).,
Если тормозная колодка симметрична (pi — 1809 — р2), а угол
ф — 90°, то формулы для определения
упростятся:
4sln’T
*= Po +sinP. <ПРИ Р = Ртах SIH Р);
Ро
2
k = ----g— (При р = Const),
sin -у-
Тормозной момент на колодке
тормозного механизма, изображен-
ного на рис. 23, определяется по
формуле
1 (L
м _ P(a + c)cos<p
” ” сА _ сВ _
pRD + RD +
коэффициента k несколько
А
Рис. 23. Схема тормозных колодок
с фиксированными опорами
(44)
где
cos<p= у 1 ~ (^) ;
а, с, d — размеры тормозного механизма, указанные на рис. 23;
D = ₽0 (при р ~ const);
D = cos Pi — cos pa (при p = ршах sin p);
z A = cos Pi — cos p2 (при p = const);
a=4" Po—4- (sin 2p2—sin 2₽i) (при p = p™sin P);
В = sin р2 — sin Pi (при р = const);
В = -у- (81п® Ра — sin® Pi) (при р = ршм sin Р).
В знаменателе выражения (44) знак минус соответствует прижи-
маемой колодке (левой на рис. 23), знак плюс соответствует отжи-
маемой (правой) колодке.
При расчете тормозного механизма, изображенного на рис. 21, а,
следует учитывать, что после приработки колодок удельные давле-
ния на них выравниваются и, следовательно, тормозные моменты на
81
левой Мт и правой Мт кблодках будут одинаковые. При этом сила
Р1 > Р. Если через Мх обозначить тормозной момент, который дол-
жен быть создан рассчитываемым тормозным механизмом, то в этом
случае Мт =* Мт — Используя уравнение (44), получим
Мх / сА сВ . \ Мх / с А • сВ . \
р = 2 . Р! == 2 +'RD"rl)
(а + с) cos <р ’ (а -Ь с) cos <р
Момент, который необходимо приложить к кулаку тормозного
механизма для получения требуемых усилий Р и Р', определяется
по формуле
М0 = (Р+Р')4-’
где — плечо сил Р и Pj, приложенных к кулаку, разжимаю-
щему колодки.
При расчете тормозного механизма, изображенного на рис. 21, б,
величина разжимающих сил, учитывая, что Р определяется
по формуле
Р =sP' ZSS ____—______
(а 4- с) cos ф ’
где
h _ 1 । 1
Ет ~ с А сВ d с А ,сВ
pRD RD [iRD RD
Величина удельного давления на поверхности тормозной^колодки
определяется из выражения
Р “-да; (при Р = const);
Рпих “ (cospt"—cosp2) (ПРИ Р ~ Pma Sin W-
Ширйна накладки должна обеспечивать удельное давление при
аварийном торможении не более 1,5—2,5 МПа. Окончательное уточ-
нение размеров фрикционной накладки, в том числе и ее ширины,
производится расчетом тормозов на износ [21.
Пример расчета тормозного механизма. Дано: R = 180 мм =
— 0,18 м; а — 150 мм = 0,15 м; в = 150 мм = 0,15 м; Pj — 30s;
sin 30s = 0,5; cos 30° = sin 60s = 0,865; ₽a = 150°; sin 150s = 0,5;
cos 150s == —0,865; ₽0 = 150s — 30s = 120s = 2,09 рад; u ® 0,35;
Ф - 15s; cos 15s = 0,965; P = 1000 H.
Случай 1. Удельное давление на колодках постоянно по вели-
чине (р — const); D — 00 = 2,09 рад; А = 2 cos = 1,73; В = 0.
Для левой колодки, используя формулу (44), получим
1000-0,3-0,965 опп тт
=-----0Л5Т73-------— = 299Н-м.
0,35-0,18-2,09
Для правой колодки, используя формулу (44), получим
1000-0,3-0,965 ПО к и
.. . ----оПГйГ—- = 98’5Н-М-
0,35-0,18-2,09 +
Случай 2., Удельное давление изменяется по синусоидальному
закону (р == pmax sin Р); D — 1,73; А = 0,5-2,09 — 0,25 X (0,865 +
+ 0,865) ® 1,482; В = 0. Используя выражение (44), получим
1000-0,3-0,965 по. и
в ' 0,15-1,482------~ = 284 Н*М‘’
0,35-0,18-1,73 1
,,, 1000-0,3-0,965 ос тт ,
-------035717482 ая95 Н’М-
0,35-0,18-1,73 +1
Разница в расчетных значениях тормозных моментов в первом и
втором случаях составляет около 5%. Она будет меньше с уменьше-
нием угла Ро и наоборот.
Для тормозного механизма с плавающими колодками (рис. 24)
тормозной момент может быть определен графоаналитическим или
аналитическим способом. Методика определения тормозного момента
наглядно изображена на рис. 24. Известны геометрические размеры
механизма. Известна величина и направление силы Р. Известно на-
правление опорной реакции U, так как она всегда должна быть на-
правлена перпендикулярно опорной поверхности (силой трения
между колодкой и опорой пренебрегаем). Требуется определить ве-
Рис. 24. Схема тормозного механизма с плавающими колодками
личину и направление суммарной реакции барабана на колодку S.
Для этого в направлении Действия сил Р и U проводим линии до их
пересечения в точке /п; из этой точки проводим касательную линию
к окружности радиуса г. Величина радиуса г определяется по фор-
муле
г == kR sin 0, (45)
где 0 — угол трения (tg 0 = р);
k — коэффициент, величина которого определяется по фор-
муле (43).
Однако точно определить коэффициент k по формуле (43) невоз-
можно, так как неизвестна величина угла ф. Поэтому целесообразно
в этом случае использовать метод последовательного приближения.
Сначала, задаваясь значением коэффициента k в пределах 1,14—
1,18, найти величину радиуса г. Затем, установив направление
силы X, определить величину угла ф. Зная угол ф, можно найти
коэффициент k по формуле (43). Если найденное значение коэффи-
циента k будет отличаться более чем на 1 % от значения, которым за-
давались вначале, то величину радиуса г следует пересчитать. Не-
трудно доказать, что касательная к окружности радиуса г является
направлением действия реакции S. Для определения величины реак-
ций S и S' графическим способом необходимо построить силовые »
треугольники. На рис. 24 показана схема действия сил на левую и пра- '
вую колодки тормозного механизма (барабан вращается против ча-
совой стрелки). Тормозные моменты на колодках определяются по
формулам:
М, — Sr => SkR sin 0 — для левой колодки;
М* = S’r => S'kR sin 0 — для правой колодки.
При аналитическом расчете тормозного механизма с плавающими
колодками величины тормозных моментов соответственно для левой
и правой колодок определяются по формулам:
м __sin 9 sin к .
’ sin (а — у) *
___P'kR sin б sin а
т sin (а — у')
Величины углов ? и у' определяются по значениям их синусов:
sln?—;
Рис. 25. Схема тормозного механизма с плавающими колодками
с двумя колесными цилиндрами
Обозначения величин a, Z и г указаны на рис. 24;
I ==i -I- d и r=*kR sin 0.
tg 08 1
Для тормозного механизма с плавающими колодками, изобра-
женного на рис. 25, тормозной момент может быть определен так
же, как и в предыдущем случае. Особенность расчета обусловлена
тем, что на каждую колодку действуют две разжимающие силы (от
нижнего и верхнего рабочих цилиндров). Поэтому и при графоана-
литическом, и при аналитическом способе расчета следует прини-
мать в качестве действующей силы равнодействующую этих двух
сил, которая равна их сумме и приложена (при обычно применяемых
конструкциях тормозного механизма) в центре тормозного барабана.
Графоаналитический метод расчета полностью аналогичен изло-
женному. Расчетные формулы для определения тормозного момента
на колодке в этом случае несколько упрощаются.
Для левой колодки
= <46>
sin?
___kR sta 6 tgg,
с + d tg a
* Величина момента М? для правой колодки определяется также
по формуле (46), только вместо величин а, у и с должны быть под-
ставлены величины a\ yf, dr, ег и а' (рис. 25).
j? Для тормозного механизма е самоторможением (рис. 21, е) тор-
|мозной момент определяется аналитическим методом. Согласно
₽ схеме тормозного механизма (рис. 26) реакции барабана S и S'
ъ?
Рис. 26. Схема тормозного
механизма с серводействием
?на колодки должны быть параллельны силам Р и U. Из условия
^равновесия колодок получим
Ь' и _ Р (а 4~г).
| с — г ’
|| 5 = •
с —г ’
S'=-^±21.
а' — г *
Величины тормозных моментов на колодках определяются из
выражения
• с — г ’
_ р (g 4-г) (С 4-д')
“ (с — г) (а' — г)
( Величина радиуса г в этом случае также определяется по формуле
45). При этом коэффициент k может быть сразу определен по фор-
муле (43), учитывая, что для этого типа колодок известен угол ф.
РАСЧЕТ ДИСКОВЫХ ТОРМОЗОВ
Дисковые тормоза получают все большее распространение в ка-
fecTBe колесных тормозов. К преимуществам дисковых тормозов
вносится следующее:
; 1. Стабильность развиваемого тормозного момента, т. е. пони-
женная чувствительность к изменению коэффициента трения (в тор-
мозах без самоусиления).
I 2. Большая поверхность трения при тех же габаритах и мощ-
рсти, а следовательно, меньшее рабочее удельное давление.
3. Более легкая возможность герметизации и введения прину-
дительного и естественного охлаждения и, как еледствие лучшего
охлаждения, повышенная энергоемкость на единицу веса тормоза
и пониженная температура обода колеса и шины.
4. Линейная зависимость тормозного момента от приводного
усилия, обеспечивающая лучшее «чувство» тормозной силы и боль-
ший эффект от применения устройств оптимального регулирования
тормозного момента.
5. Лучшая по сравнению с другими типами тормозов уравнове-
шенность из-за отсутствия радиальных сил и восприятия осевых
сил корпусом тормоза или блоком цилиндров (скобой).
6. Возможность работы с малыми зазорами, позволяющая сокра-
тить время срабатывания тормоза, увеличить силовое передаточное
число и стабилизировать условия работы устройств автоматического
регулирования рабочих зазоров.
7. Возможность получения одинакового тормозного момента как
при переднем, так и при заднем ходе в сочетании с легкостью вы-
полнения многоконтурных тормозных систем повышенной надеж-
ности и безопасности.
8. Большая жесткость конструкции тормоза, достаточная его
компактность, простота обслуживания и регулировок.
Различают две конструктивные разновидности тормозов: с вра-
щающимся тормозным диском; с вращающимся корпусом. Первый
вариант тормоза выполняется открытого или закрытого типа. Тор-
моз открытого типа, как правило, однодисковый с неподвижной или
плавающей скобой, в корпусе которой односторонне или оппозитно
расположены поршни, действующие на диск. Применяют и механи-
ческую — «клещевого» типа рычажную систему затяжки тормоза,
часто параллельно гидравлическому цилиндру для привода к стоя-
ночному тормозу. Применение u-образной скобы с оппозитными
поршнями позволяет уменьшить зазоры в тормозе и деформацию
скобы и сконструировать многоконтурную тормозную систему.
Возможна корректировка наклона фрикционных блоков к диску
при деформации (разжатии) скобы. Для этого центр давления сме-
щен относительно геометрического центра накладок так, что при
торможении реакция скобы создает момент, поворачивающий блоки
нужным образом, что уменьшает износ и скрип накладок. Скрип
не появляется при разрезных дисках и уменьшается при применении
разного числа цилиндров с одной и другой стороны диска при про-
точке канавки на периферии диска и при помещении туда специаль-
ного кольца. Фрикционные накладки (блоки) выполняются в виде
отдельных секторов или круглых вкладышей, соприкасающихся
с диском только на небольшой его части (25—45°). Для отвода порш-
ней от диска при растормаживании используются упругие свойства
манжеты поршня, имеющей, например, квадратное сечение. С этой
же целью может быть использована специальная манжета губчатого
типа в комбинации со слабой пружиной. В качестве устройства для
автоматической регулировки применяется, например, фиксирован-
ный в скобе палец с напрессованной на него втулкой, имеющей
возможность ограниченного перемещения в поршне. Деформации
скобы, способствующие часто самовозбуждающимся колебаниям
диска, его вибрации и скрипу накладок, могут быть устранены в кон-
струкции, в которой контактная площадь между диском и наклад-
кой расположена так, что результирующая тангенциальной и нор-
мальной сил, действующих в зоне контакта, проходит через точку
опоры фрикционного блока.
Для уменьшения нагрева тормозной жидкости площадь контакта
между фрикционным блоком и поршнем должна быть минимально
возможной. Для этого цилиндр - выносят из скобы для улучшения
его обдува или же используют неметаллические поршни, что умень-
шает теплопередачу к жидкости. Охлаждение диска в внутренней
стороны осуществляется потоком воздуха, проходящим через спе-
циальные каналы, сделанные в теле вращающегося диска..
Тормоз закрытого типа в большинстве случаев многодисковый
в воздушным охлаждением оребренного корпуса или с применением
специальной водяной рубашки охлаждения. Многодисковые тормоз-
ные механизмы выполняются без еерводействия и с серводействием
за счет клинового или шарикового разжимных устройств. Шарики
или клин перемещаются по наклонным плоскостям дисков, раздви-
гая их и заставляя прижиматься накладками к корпусу. Вследствие
этого происходит усиление торможения (серводействие). Тормоз
хорошо защищен от попадания воды и грязи и может быть легко
герметизирован.
Дисковый тормоз в полным охватом и с вращающимся оребрен-
ным корпусом является лучшим в тепловом отношении, так как его
поверхность теплоотдачи значительно больше, чем у дисковых со
скобой, у которых вращающийся диск обязательно должен быть
гладким.
При эксплуатации дисковых тормозов могут возникать следу-
ющие неисправности и отказы: неравномерное прилегание секторов
дисков и неравномерный их износ; трещины секторов дисков, короб-
ление или усадка; потеря герметичности тормозных цилиндров;
разрушение узлов растормаживания; разрушение узлов поддержания
суммарного зазора между дисками; разрушение конструктивных
элементов тормоза или шасси автомобиля из-за появления процессов
схватывания во фрикционных узлах или по другим причинам.
Конструктивным мероприятием, улучшающим работу дискового
тормоза, является рациональное уменьшение размеров секторов
дисков при сохранении максимально возможной площади их факти-
ческого контакта. В тормозе, имеющем наименьшие размеры секто-
ров, происходит более равномерный износ и равномерное протека-
ние химических, диффузионных и других процессов как на поверх-
ности, так и по глубине материалов. Секторное шарнирное сочлене-
ние дисков, радиальные разрезы каркаса дисков, обеспечение по-
движности секторов на стальном каркасе дисков снижают неравно-
мерность распределения напряжений, в том числе и температурных,
и уменьшают коробление дисков.
Определение основных параметров дискового тормоза
без серводействия
1. Тормозной момент на дисковом тормозе без самоусиления
(рис. 27) определяется аналогично фрикционному сцеплению по
формуле
« pAf7?cpz,
где р — коэффициент трения тормозных накладок по диску;
N — суммарная сила давления накладок на диск;
2?Ср — средний радиус приложения 'бил трения;
г — число поверхностей трения.
Величины коэффициентов сухого трения зависят от материала
тормозных пар, температурного режима, скорости скольжения тру-
щихся поверхностей, удельного давления в зоне контакта и других
факторов. Пределы изменения величины коэффициента р приведены
в табл. 9.
Сила давления накладок на диск определяется по формуле
п
N a qF„p или N = р -J- dll>
j=l
2з
где 7 — удельное давление на тормозную накладку;
Fw — площадь фактического соприкосновения секторов тор-
мозных накладок с диском;
р — давление жидкости в системе;
— диаметр тормозного цилиндра скобы.
Средний радиус трения Rcp в зависимости от наружного' (Ян)
и внутреннего радиусов (Явн) при равномерном распределении -
удельного давления по ширине накладки может быть найден без
существенных погрешностей по одной из формул:
, , П ___ 2 ^ВН . р ___ Rn + Явн , /дух
^ср —"з" ^2_^2 ’ Лср— 2
Формулы (47) справедливы при сравнительно узкой рабочей части
накладок, так как при значительной
Р ------ '
Рис. 27. Расчетная схема открытого диско-
вого тормоза без самоусиления
ширине накладок вследствие
значительной разницы отно-
сительных скоростей сколь-
жения в точках с разным
радиусом может наблюдаться
неравномерный износ на-
кладок.
Тормозной момент диско-
вого тормоза зависит от по-
ложения центра давления
фрикционных накладок и, в
частности, от его перемеще-
ния из-за износа накладок.
Первоначально накладки,
как правило, свободно сидят
в скобе и при статическом
нагружении давление по их
площади распределяется рав-
номерно. В процессе прира-
ботки накладки происходит
смещение центра давления к
ее внутренней кромке из-за
некоторого серводействия,
вызываемого действием мо-
мента от силы трения и реак-
ции опоры, и к наружной — из-за больших окружных скоростей в
этой зоне. Износ этих частей накладки ускоряется и рабочая по-
верхность накладки после приработки получает некоторый наклон.
С этого момента износ профиля происходит параллельно занятому
накладкой положению. Влияние изменения положения центра дав-
ления при износе на тормозной момент невелико (1—1,5%) и мо-
жет не учитываться при расчетах.
Таблица 9
Коэффициент прения Величина коэффициента ц при различных материалах взаимодействующей пары
сталь- сталь еталь— чугун сталь— (чугун)— ферродо сталь— асбокаучук сталь- металлокера- мика
Ншах 0,5 0,5 0,4 0,5 0,45
Цтш 0,28 0,2—0,3 0,2 0,3 0,3
Положение скобы относительно центра колеса влияет на вели-
чину нагрузок Re на подшипники колеса при торможении. Из
рис. 27, б видно, что можно иметь нагрузки:
Ra = Re 2 cos 0;
= 2 pWslnO;. J <48>
R"G=:Ra— 2 pJVcos0;
Rp^ = Pt — У, pW sin 0.
(49)
Из уравнений (48) и (49) видно, что при торможении вертикальные
и горизонтальные нагрузки на подшипники могут как возрастать,
так и уменьшаться. Очевидно, применение двух диаметрально рас-
положенных скоб сведет влияние тормозной силы к нулю и подшип-
ники можно рассчитывать только на воздействие вертикальной
реакции Re и тормозной, силы Pt.
Рис. 28. Расчетная схема неуравно-
вешенного дискового тормоза с са-
моусилением
Определение параметров дискового тормоза
с самоусилением (серводействием)
Расчетные схемы тормоза изображены на рис. 28 и 29. Разжимное
усилие одного или двух гидравлических цилиндров усиливается
заклйнивающимися шариками (3, 6 или 8 шт.), движущимися по
скошенным поверхностям специальных канавок. Усиление возможно
и при движении реактивной поверх-
ности диска относительно специаль-
ного упора скобы (рис. 28, б). Под
действием противоположно направ-
ленных “сил Р нажимные диски по-
ворачиваются навстречу друг другу,
шарики катятся по наклонным по-
верхностям и разводят диски до со-
прикасания с вращающимися дета-
лями.
Момент, развиваемый дисковым
тормозом, определится по формуле
Л1т = !1(Х1 + Х2)^ср =
= 7-------£р-\-2------------->(5°)
1 + ЦИ1 —f-) (Яш tg а — цЯоР)
где р, — коэффициент трения фрик-
ционных поверхностей;
Рх — коэффициент трения на
опоре диска; '
Rcp — средний радиус поверх-
ностей трения [см. форму-
лу (47)1;
а — расстояние от оси враще-
ния диска до точки при-
ложения силы Р;
г — расстояние от центра выступа до оси тормоза;
— расстояние от оси вращения до центров шариков;
а — угол наклона выступов дисков;
Р — усилие, создаваемое давлением жидкости, равное Р =»
== р -£ dlia, где р — давление в системе; du — диаметр
поршня разжимного цилиндра; — число поршней.
Из формулы (50) следует, что при условии
р
tgaCp-^- (51)
*\Щ
тормоз будет обладать свойством самозатормаживания, т. е. при
силе Р = 0 момент Л4Х может неограниченно возрастать вплоть до
заедания поверхностей трения или поломки тормоза. В реальных
конструкциях стремятся выполнить Rcp — Rm, поэтому условием
отсутствия самозатормаживания будет
tg а > р. (52)
Угол а выбирается в пределах 35—40°. Осевая сила возни-
кающая вследствие наличия выступа корпуса, тем меньше, чем
меньше коэффициент трения и чем'больше радиус г, так как
U = M,Jr. Наличие этой силы — недостаток тормоза, кроме того,
момент тормоза очень чувствителен к изменению коэффициента
со
Рис. 29. Расчетная схема уравновешенного дискового тормоза
с самоусилением
трения. Средние удельные давления на поверхностях трения опре-
деляются по формулам:
в 2л/?ср& ’ 2ля1>*
где Ъ — ширина тормозной накладки;
X1 2рЯ0Р I1 r )’
Из формул (53) можно определить Rap или b, предварительно
задавшись одним из этих параметров. Расчет следует выполнять
по большему значению q, руководствуясь допускаемыми величинами
удельных давлений. Формула (50) часто употребляется, в упрощен-
ном виде в случае пренебрежения трением рх на упоре
М — 2рЯЯсрД
’ ’' Яш tg а — рЯер'
(54)
На рис. 29 показан вариант разжимного устройства дискового
тормоза с упорами для левого и правого дисков как для движения
24
вперед, так и назад. Следует отметить, что для этого случая Хг
== Х2, Pi — Р и. следовательно, будет уравновешенность тормоза
в осевом направлении и равенство удельных давлений ца поверх-
ностях трения. Для этой схемы также справедливы зависимости
(50), (51), (52) и (54). Каждый из упоров при такой схеме восприни-
мает половину тормозного момента. *
При оценке работоспособности тормозного механизма следует
учитывать, что при температуре поверхности трения выше 200—
250° С резко увеличивается износ трущихся деталей.
Расчет средней объемной температуры трущихся деталей и при-
ращения максимальной температуры поверхностей пар трения за
одно торможение до полной остановки в зависимости от удельной
работы буксования, удельной теплоемкости, плотности и удельной
теплопроводности может быть проведен по одной ид известных ме-
тодик [21.
Интенсивность охлаждения передних дисковых тормозов на 25%
выше, чем барабанных. Улучшение охлаждения может быть достиг-
нуто при применении вентиляционных ребер-лопастей, так как за
их счет охлаждаемая площадь в 1,5—1,7 раза больше, чем у сплош-
ного диска такого же веса. Однако эффективность вентилируемых
дисков резко падает при загрязненйи их ребер. С другой стороны
применение грязеотражателей (брызговиков) приводит к повыше-
нию температуры дисков и накладок (до 25%). Но практически
оказывается более простым повысить термостойкость накладок до
желаемой величины, чем их стойкость против абразивного воздей-
ствия со стороны пыли и грязи. Снижение температуры ступиц и
улучшение условий смазки подшипников возможно при применении
теплоизолирующих прокладок и улучшении вентиляции ступиц.
3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТОРМОЗНЫХ ПРИВОДОВ
Наибольшее применение на автомобилях имеют гидравлические,
пневматические и комбинированные тормозные приводы. К комби-
нированным приводам, обычно относят гидропневматические и ги-
дравлические с вакуумными усилителями. ,
.Механические тормозные приводы в настоящее время исполь-
зуются, как правило, только для привода аварийного или стояноч-
ного тормоза. Электрические тормозные приводы применяются крайне
редко и только для торможения прицепов.
При конструировании тормозного привода, независимо от его
типа, необходимо обеспечить: требуемые усилия на колодках тор-
мозных механизмов всех колес автомобиля; следящее действие при-
вода, т. е. прямую пропорциональность между усилием, приложен-
ным к тормозной педали, и тормозным моментом, действующим на
колесах автомобиля.
Наиболее эффективным торможение автомобиля будет в том слу-
чае, при котором тормозные моменты на колесах будут пропор-
циональны весу, приходящемуся на колесо. При этом же условии
будет обеспечиваться наилучшая устойчивость автомобиля в про-
цессе торможения.
Величины вертикальных реакций на передних и задних колесах
автомобиля определяются по формулам:
Тх = (b cos а„ + Н sin а„ 4- (55)
Т2 = -кт— (a cos ап — Н sin а„ — у^Н), (56)
где Ga — полный вес автомобиля;
La — база автомобиля;
Н, а и b — расстояния, определяющие положение центра тя-
жести автомобиля (рис. 7);
Ф1 — коэффициент, определяющий интенсивность тормо-
жения;
ап — угол подъема дорожного полотна.
В частном случае, по горизонтальной дброге, когда ав в 0,
формулы (55) и (56) несколько упростятся:
Л = -^(Ь + ФхЯ); (57)
(58)
Необходимое значение тормозных моментов на передних и задних
колесах определяется по формулам:
М,, = <р2Т1Гк = + Ф1Я); ' (59)
= ф2Т2гк = (а - Ф1Я), (60)
где гн — радиус качения колеса;
Ф2 — расчетное значение коэффициента сцепления шин с дорогой.
При расчете тормозных систем, которые не имеют регуляторов
тормозных сил, величины коэффициентов Ф1 и ф2 могут приниматься
в следующих пределах: Ф1 = 0,4-т-0,6 (меньшие значения для лег-
ковых автомобилей, большие для грузовых); ф2 = 0,7ч-0,85. Мето-
дика определения тормозных моментов на колесах для автомобилей,
которые имеют регуляторы тормозных сил, изложены ниже.
РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ТОРМОЗНОГО ПРИВОДА
При гидравлическом тормозном приводе (рис. 30), который ши-
роко применяется на легковых автомобилях и легких грузовиках,
усилия на тормозных колодках определяются по формуле
“I
где Рп — усилие на педали тормоза;
1П — передаточное отношение тормозной педали;
d4 и d2 — диаметры соответственно главного и колесного тор-
Рис. 30. Схема тормозного гидропривода
мозных цилиндров.
Допустимые значения усилий на тормозной педали указаны
в табл. 7 (с. 19). Величины сил Р и можно определить, исполь-
зуя формулы (44), (46), (50), (59) и
(60). Зная силы Р, Р- и Рп, можно
определить соотношение диамет-
ров di и d2, а также передаточ-
ное отношение. Однако при вы-
боре передаточного отношения пе-
дали и диаметров тормозных ци-
линдров следует учитывать два
обстоятельства:
1) диаметр главного тормозно-
го цилиндра и передаточное отношение педали должны быть таки-
ми, чтобы при максимальном усилии на тормозной педали давление
в тормозной магистрали не превосходило допустимой величины
{обычно, 10—12 МПа);
2) ход педали должен быть достаточным для создания требуемого
давления в тормозной магистрали.
Полный ход педали тормоза (до упора ее в пол), исходя из удоб-
ства управления, обычно не превышает 170—200 мм. Однако рабо-
чий ход педали должен быть меньше максимального, так как необхо-
дим определенный запас хода педали. Рабочий ход педали (обычно
составляет 40—60% от полного) может быть определен по формуле
s = Sj 4- s2 + s3,
где Sj — ход педали, необходимый для выбора зазоров в тормозном
приводе и тормозных механизмах;
s2 — ход педали, необходимый для деформации тормозного
привода и тормозных механизмов;
s3 — ход педали, необходимый для компенсации теплового рас-
ширения тормозных барабанов.
Величина хода педали может периодически изменяться вследствие
биения тормозных барабанов, что также должно быть учтено при
выборе величины хода тормозной педали.
Величина хода s4 определяется по формуле
п
% 8=1 “Ь S 1x^X1
где ,
61 = 62 + 63;
6 2 — зазор между штоком и поршнем главного тормозного ци-
линдра;
63 — холостой ход поршня главного тормозного цилиндра;
п — число поршней колесных тормозных цилиндров;
6Х — холостые хода поршней колесных тормозных цилиндров;
fx — передаточное отношение между главным и колесным тормоз-
ными цилиндрами;
—df
Величина холостого хода поршня главного тормозного цилиндра
63 равна расстоянию от края манжеты до компенсационного отвер-
стия (для главных тормозных цилиндров автомобилей ГАЗ-24,
ГАЗ-53, Москвич-408 и т. д.).
Величина холостого хода поргйня колесного тормозного цилиндра
может быть приближенно Определена по формуле
6х = 26к,
где 6К — зазор между тормозным барабаном и колодкой в ее средней
части.
Деформация тормозного привода складывается из деформации
его отдельных частей:
s2 = *1 + х2 + х3 + х4 4- х6 + Xg,
где Xi — деформация тормозной педали;
х2 — деформация гибких тормозных шлангов и трубопроводов;
х3 — деформация фрикционных накладок;
х4 — деформации тормозных колодок;
х5 — деформации тормозных барабанов;
хв — объемная деформация жидкости.
Деформация тормозной педали может быть подсчитана по извест-
ным формулам. При определении величины х2 можно (пренебрегая
деформацией жестких трубопроводов) учитывать деформацию только
гибких шлангов. В этом случае
^2 — "7S" Pfit
Е5
где aft — коэффициент деформации гибкого шланга;
/сум — суммарная длина гибких шдангов в тормозном приводе;
Fv — площадь поршня главного /тормозного цилиндра.
Коэффициент ак выражает объемную деформацию одного погон-
ного миллиметра гибкого шланга при увеличении давления в си-
стеме на 1 МПа.
Величина х3 определяется по формуле
п, "
где Е — модуль упругости первого рода материала фрикционной
накладки;
уг — толщины фрикционных накладок;
Pi — удельные давления в средней части колодки (обычно
максимальные давления);
ц — передаточные отношения от колесных цилиндров к глав-
ному тормозному цилиндру.
Приведенная деформация тормозных колодок может быть под-
считана по формуле
п
Х4 == 2ln f,
где fi — действительная деформация t-й колодки в ее средней части.
Величина f{ может быть в первом приближении определена,
если рассматривать колодку как двухопорную балку с равномерно
распределенной нагрузкой по длине фрикционной колодки. При
более точных расчетах необходимо учесть криволинейность колодки
и закон распределения удель-
ных давлений.
Приведенную деформацию
тормозных барабанов х8 и
объемную деформацию тор-
мозной жидкости учесть зна-
чительно сложнее. В настоя-
щее время не существует на-
дежных расчетных методов
для их определения, вслед-
ствие чего необходимо ис-
пользовать для определения
не учитывать их при расчете
хода педали.
Нормальная работа гидравлического тормозного привода может
быть обеспечена только при применении тормозных жидкостей опре-
деленного качества. В гидравлических тормозных системах, которые
впервые стали применяться в 20-х годах, вначале гибкие шланги
изготовлялись из натурального каучука, который не допускал при-
менения тормозных жидкостей на минеральной основе. Появление
синтетического каучука допускает применение минеральных масел
в качестве тормозных жидкостей, Поэтому требования к тормозным
жидкостям определяются не только условиями ее работы, но и ма-
териалом резиновых деталей тормозного привода. Тормозная
жидкость должна обладать следующими основными качествами:
1) высокой точкой кипеция (не менее 200е С на всем протяжении
службы автомобиля), чтобы газовоздушные пузыри не нарушали
работы тормозов при их перегреве;
2) стабильной вязкостью в широком диапазоне температур; при
низких температурах вязкость не должна превышать 12 «10"4 мг/с
(при —40е С); -
28
3) высокой температурой вспышки (не менее 80® С);
4) химической-стабильностью, хорошими смазывающими и анти-
коррозионными свойствами;
5) не должна вызывать порчи лакокрасочных покрытий, даже
при длительном воздействии.
С целью повышения надежности гидравлического тормозного при-
вода он должен иметь два независимых контура. В случае выхода
из строя одного из них должна сохраняться предписанная эффек-
тивность тормозов автомобилей. На рис. 31 изображены схемы воз-
можных вариантов двухконтурных тормозных систем. Выбор той
или иной схемы определяется тремя факторами: степенью потери
эффективности торможений; допустимой несимметричностью тормоз-
ных сил; сложностью привода.
Схема 1 характерна сильным снижением эффективности тормо-
жения при выходе из строя переднего контура. Схемы 2, 3, 4 сохра-
няют значительную эффективность торможения (не менее 50%) при
выходе из строя любого контура, однако в случай применения схем 2
и 4 тормозные силы будут несимметричны. Схема 5 свободна от не-
достатков, но конструктивно сложна.
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ
ГИДРОВАКУУМНЫХ УСИЛИТЕЛЕЙ ТОРМОЗОВ
На легковых автомобилях и легких грузовиках, имеющих гидра-
влический тормозной привод, в тех случаях, когда мускульной силы
водителя недостаточно для обеспечения требуемой эффективности
торможения, применяют вакуумные усилители тормозов, основное
достоинство которых заключается в том, что они, используя разре-
жение во всасывающем трубопроводе двигателя, не требуют допол-
нительных источников энергии. Однако они обладают и существен-
ным недостатком,.который заключается в том, что силовые цилиндры
или камеры вакуумных усилителей имеют большие габаритные
размеры вследствие малых перепадов давлений, создаваемых систе-
мой впуска двигателя. Кроме того, установка вакуумных усилителей
возможна только на автомобилях, имеющих карбюраторные дви-
гатели. Уменьшение размеров вакуумных силовых камер возможно
в случае применения специальных вакуумных насосов, которые
также позволяют применять вакуумные усилители и на дизельных
автомобилях. Однако применение вакуумных насосов значительно
усложняет тормозную систему автомобиля.
В настоящее время имеется много самых разнообразных типов
вакуумных усилителей. Независимо от схемы и конструктивного
выполнения вакуумного усилителя он должен иметь два обязатель-
ных конструктивных элемента — силовую камеру (или цилиндр)
и следящее устройство. В зависимости от расположения следящего
устройства, силовой камеры и главного тормозного цилиндра все
существующие вакуумные усилители можно разбить на три основ-
ных типа. Особенность первого типа вакуумных усилителей заклю-
чается в том, что следящее устройство рычажного типа не связано
непосредственно с гидравлической системой тормозного привода.
Схема такого вакуумного усилителя, которые устанавливаются на
автомобилях ГАЗ-13 и ЗИЛ-111, приведена на рис. 32, а. Особенность
второго типа вакуумных усилителей заключается в том, что главный
тормозной цилиндр, силовая камера,
дящее устройство расположены от-
дельно друг от друга. Схемы таких
усилителей, которые устанавливают-
ся на автомобилях ГАЗ-53А и ГАЗ-24,
приведены на рис. 33 и 34. Особен-
ность третьего типа вакуумных уси-
лителей заключается в том, что
силовая камера, главный тормозной
цилиндр и следящее устройство, рас-
положенные соосно, объединены в од-
ном агрегате. Схемы усилителей это-
го типа приведены на рис. 35 и 36.
Вакуумный усилитель, изобра-
женный на рис. 32, работает сле-
дующим образом. При отсутствии
торможения, когда Рп = 0, стержень
1 под воздействием тормозной пе-
а в некоторых случаях и еле-
Рис. 33. Схема г и др о вакуумного уси-
лителя тормозов с отдельно распо-
ложенным следящим устройством'
дали перемещает клапан 2 в крайнее левое положение. При
этом полость А силового цилиндра 3 сообщается с полостью
Б, а полость Б через трубопровод 4 сообщается со всасываю-
щим трубопроводом двигателя. Таким образом, в полостях А
и Б силового цилиндра создается одинаковое давление, рав*
ное разрежению во всасывающем трубопроводе — рв. При тор-
Рис. 34. Гидровакуумный усилитель тормозов!
а) схема усилителя; б) характеристика усилителя
можении автомобиля верхний конец педали, перемещаясь вправо,
позволяет клапану 2 закрыть отверстие, соединяющее полости А
и Б, и соединить полость А через трубопровод 5 с атмосферой. Давле-
ние в полости А повышается до значения pv вследствие чего пор-
шень 6, перемещаясь вправо, оказывает давление на двуплечий
рычаг 7 с силою Qv Одновременно на тот же рычаг передается сила Q2
от тормозной педали. Нижним концом рычаг 7 с силою Q3 действует
на поршень главного тормозного цилиндра. Рассмотрев равновесие
рычага 7, можно установить соотношение сил Qlt и Q3.
Учитывая что сила Q2 Pnim получим
Г) _ Qplt __ PnhJi
8 h + la h + la *
Давление жидкости в тормозной системе может
по формуле
1ть определено
Pninla
р __ Qs ___________
9~ Ft Fofh+W
где Fo — площадь порйшя главного тормозного цилиндра.
Таким образом, роль следящего устройств^ в этом вакуумном
(61)
усилителе выполняет двуплечий
4
рычаг 7, который устанавливает
определенное давление ра в по-
лости А, пропорциональное ве-
личине силы Qj.
Характерной особенностью
рассмотренного вакуумного уси-
лителя является то, что созда-
ваемая им сила Qs на поршне
главного тормозного цилиндра
меньше, чем сила Q2, создавае-
мая мускульной силой води-
теля. Роль вакуумного усили-
теля здесь заключается в том,
Рис. 35. Принципиальная схема соосного ЧТО ХОД поршня главного тор-
гидровакуумного усилителя мозного цилиндра вследствие
поворота двухплечего рычага
7 относительно точки а значительно больше хода педали в точке а.
Это позволяет иметь нужный объем вытесняемой жидкости в глав-
ном тормозном цилиндре при большом значении передаточного от-
ношения педали — in и малой величине площади поршня Го-
Рис. 36. Основные схемы соосных гидровакуумных усилителей;
в) схема усилителя с реактивной шайбой; б) схема с шариковым следящим
устройством; в) схема с гидравлическим следящим устройством
На рис. 32, б изображена характеристика вакуумного усилителя,
которая показывает связь между силой, приложенной к педали,
и давлением жидкости в главном тормозном цилиндре. Линия харак-
теристики От построена по уравнению (61). Надлом характеристики
в точке т обусловлен тем, что при усилий на педали, равном Р'п,
давление ра в полости А силового цилиндра 3 возросло до атмосфер-
ного, вследствие чего усилие на штоке усилителя достигло своего
предельного значения. При конструирований вакуумного усилителя
тормозов необходимо обеспечить такие размеры силового цилиндра
(или камеры) вакуумного усилителя, при которых прекращение
работы усилителя соответствовало бы максимально допустимой силе
на педали тормоза. Для рассматриваемого случая рабочая площадь
поршня силового цилиндра или активная площадь диафрагмы
камеры определяется из выражения
й ₽Х&,
П ___ п п п I ®
< а I «А ММ 9
я (h + lzlPz
где Р'п — максимально допустимое усилие на педали тормоза (опре-
деляется по данным, приведенным в табл. 7);
рг — максимально возможная разность давлений в камерах А
и Б силового цилиндра (pz >=> 0,05 МПа);
kn — коэффициент запаса (kn = 1,0 -5-1,2).
Рабочий ход поршня силового’ цилиндра хп определяется
приближенно по формуле
п ~ ink 5“’
где Sn — максимальный ход педали тормоза (S„ = 150 -5-170 мм).
Для вакуумного усилителя, изображенного на рис. 33, давление
жидкости .в тормозной системе можно определить, рассматривая
равновесие двухплечего рычага следящего устройства 1:
П —D Ft — PninFi
Ро — Pl ------------
г 2
FaFr
где pi — давление жидкости, создаваемое мускульной силой
водителя в первичном главном тормозном цилиндре;
Fj и F2 — площадь поршней следящего устройства ?;
F, — площадь первичного главного тормозного цилиндра.
Активная площадь диафрагмы вакуумного усилителя 2, обеспе-
чивающая необходимое усилие, может быть определена из выражения
'—рг •
где рОтах — максимальное давление в колесных цилиндрах, созда-
ваемое усилителем в точке т (рис. 34, б);
Fo — площадь поршня вторичного главного тормозного ци-
линдра.
Максимальное давление в колесных цилиндрах тормозной системы
определяется из выражения
^ошах •1В8 Fr Fs ’
Максимальный ход штока диафрагмы силовой камеры может
приближенно быть определён по формуле
s --A-S
so — s„.
(62)
Для вакуумного усилителя, изображенного на рис. 34, величину
давления в тормозной магистрали р0 можно определить, рассмотрев
равновесие диафрагмы Fa, по формуле
„ __( FnFq t р'\ Fnin
PO3=\-fT + Fo)-f^’
где Fn — площадь поршня следящего устройства;
Fr и Fo — площади поршней первичного и вторичного главных
тормозных цилиндров;
Fa и Fq — активные площади диафрагм соответственно следя-
щего устройства и силовой камеры;
Fo — площадь поршня вторичного силового цилиндра за
вычетом площади штока.
Величина активной площади диафрагмы вакуумного усилителя,
обеспечивающая требуемое значение давления р0 на всем участке'
характеристики от (рис 34, б), определяется по формуле
S--------
где рОшах и Р1шм — давления в первичном и вторичном главном
' тормозном цилиндре при предельном усилии
на педали тормоза.
Полный ход диафрагмы силовой камеры вакуумного усилителя
определяется по формуле (62).
На рис. 35 и 36 изображены схемы соосных гидровакуумных уси-
лителей, в которых все механизмы усилителя скомпонованы в одном
блоке, что упрощает конструкцию гидровакуумного усилителя, но
несколько затрудняет его размещение на автомобиле, которое воз-
можно, как правило, лишь при> подвесной педали тормоза.
Гидровакуумный усилитель, схема которого приведена на рис. 35,
работает следующим образом. При отсутствии торможения клапан 1
упирается в седло поршня 3, который вместе со штоком 2 находится
в крайнем правом положении. В этом положении полость А силового
цилиндра (сообщающаяся трубопроводом 6 со всасывающей трубой
двигателя) через отверстие К. соединена с полостью В следящего
устройства и далее через отверстие И соединена с полостью Б сило-
вого цилиндра. Полость Г следящего устройства сообщается с по-
лостью А через отверстие Ж. Таким образом, при незаторможенном
состоянии в полостях А, Б, В и Г создано разрежение, а полость Д
через отверстие Е соединена с атмосферой.
При торможении, когда к педали 5 приложена сила Рп, шток 2,4
перемещаясь влево, заставляет клапан 1 упереться в седло штока 7
и отойти от седла поршня 3. В этом положении полости В и Б соеди-
нятся с полостью Д, что приведет к повышению в них давления
(предельно до атмосферного). Тогда поршень 4 силового цилиндра,
перемещаясь влево, окажет давление через шток 7 на поршень
главного тормозного цилиндра.
При данной схеме следящего устройства усилие на штоке 7 глав-
ного тормозного цилиндра определяется по формуле
Рш в Рц1а Ь 1) ?
где Fq — площадь поршня 4;
Fa — площадь поршня 3.
Давление в тормозной магистрали может быть рассчитано по
формуле
о — Рш
Ро— Рв .
Ход поршня 4 находится по соотношению s0 = Snin.
Вакуумный усилитель, схема которого изображена на рис. 36, а,
работает следующим образом. При отсутствии торможения полость А
(сообщающаяся через отверстие И с всасывающим трубопроводом
двигателя) через канал Е и полость В сообщается с полостью Б.
Таким образом, в полостях Л и Б создается разрежение. При тормо-
жении клапан 1, перемещаясь влево, разъединяет полости Б и В,
соединяя при этом полость Б с атмосферой. Величина давления
в полости Б будет зависеть от взаимного положения клапана 1
Zl
и его’ седла 2. А это взаимное положение, в свою очередь, зависит от
деформации реактивной шайбы 3; иакоторую действуют три силы:
Qi — сила, возникающая на штоке педалЪ, сила Q2, создаваемая
поршнем вакуумного усилителя, и сила Q на поршне главного тор-
мозного цилиндра. \
Под воздействием этих трех сил реактивная шайба 3 должна
находиться в определенном деформированном состоянии, обеспечи-
вающем пропорциональность усилий на педали тормоза и на поршне
вакуумного усилителя. Учитывая, что удельные давления на поверх-
ности реактивной шайбы должны быть одинаковы в каждой ее точке,
найдем соотношения усилий на штоке педали и поршне главного
тормозного цилиндра: v
п = Р i —
Давление жидкости в тормозной магистрали определяется по
формуле
__ Q ___ РпЫ
Ро~~ Fa ~ Fq d2 •
Необходимый размер площади поршня вакуумного усилителя
может быть найден по формуле
р Pni-n ( D* < \
Ход поршня вакуумного усилителя определяется так же, как
и в предыдущем случае.
Реактивная шайба вакуумного усилителя, изображенного на
рис. 36, а, может быть заменена шариковым следящим устройством,
схема которого приведена на рис. 36, б. В случае применения такого
устройства сила на поршне главного тормозного цилиндра опреде-
ляется по формуле
где углы ос* и а2 показаны на рис. 36, б.
Давление жидкости в тормозной магистрали, площадь и ход
поршня вакуумного усилителя определяются так же, как и в пре-
дыдущем случае.
На рис. 36, в изображен гидровакуумный усилитель, где функ-
ции следящего устройства, совместно с клапаном 1, выполняет
поршень 2, имеющий диаметр d. В этом случае давление жидкости
в главном тормозном цилиндре определяется по формуле
_ __ 4Рnin
Ро ~ nd2 ’
Необходимые размеры площади поршня вакуумного усилителя
определяются по формуле
0,785 (Р2 — d2) р0
п ____ max
где Dud — размеры, обозначенные на рис. 36, в. .
Ход поршня вакуумного усилителя определяется так же, как
и в предыдущем случае. <
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПНЕВМАТИЧЕСКОГО
ТОРМОЗНОГО ПРИВОДА
Пневматический тормозной привод применяется 'для торможения
тяжелых грузовиков, автопоездов и автобусов большой вместимости.
Он обеспечивает высокую эффективность торможения нёзависимо (
от веса транспортного средства. Однако пневматический тормозной
привод обладает относительно большим временем срабатывания.
Поэтому при его проектировании необходимы специальные конструк-
тивные мероприятия по снижению времени срабатывания и умень-
шению времени оттормаживания. С этой целью необходимо выбирать
оптимальные значения сечений трубопроводов и клапанов, применять
ускорительные клапаны и клапаны быстрого оттормажцвания.
Пневматический тормозной привод автопоездов осуществляется
по двум схемам — однопроводной и двухпроводной. Основные тре-
бования к соединению тормозных систем автомобильного подвижного
состава по однопроводной системе изложены в ГОСТ 4364—67.
В качестве органа управления тормозами автопоезда применяется
тормозной кран, подающий сжатый воздух к рабочим органам тормо-
зов передних и задних колес це менее чем по двум раздельным маги-
стралям.
Все автомобили, предназначенные для работы с полуприцепами
и роспусками, должны быть оборудованы дополнительным тормозным
краном с ручным управлением пневматического привода тормозов
полуприцепа или роспуска.
Время срабатывания тормозного привода, определяемое по самой
удаленной точке, должно быть не более 0,6 с. При этом давление
должно нарастать до 90%, соответствующего полному торможению.
Допускаемая несинхронность торможения тягача и прицепа по
времени срабатывания рабочих органов составляет от -[-0,1 до —0,2 с.
Давление воздуха в пневматическом приводе к тормозам автомо-
билей и тягачей должно составлять:
а) номинальное (расчетное) давление 0,6 МПа;
б) давление, определяемое установкой регулятора давления,
от 0,6? до 0,73 МПа;
в) предельное давление, определяемое установкой предохрани-
тельного клапана, 0,85 МПа.
Давление роздуха в соединительной магистрали тормозной си-
стемы прицепов, полуприцепов и роспусков (оттормаживающее давле-
ние) должно поддерживаться в пределах 0,67—0,73 МПа. Начало
подъема давления воздуха в пневматическом приводе к тормозам
прицепов, полуприцепов и роспусков должно соответствовать паде-
нию давления воздуха в соединительной магистрали на величину
не менее 0,06 МПа и не более 0,08 МПа.
В случае использования сжатого воздуха для дополнительных
потребителей (дверные механизмы, пневматическая подвеска и т. п.)
в систему должен быть включен дополнительный ресивер достаточ-
ной емкости и устанрвлен перепускной клапан, который перепу-
скает сжатый воздух в дополнительный ресивер при достижении
давления в основйых ресиверах более 0,60—0,63 МПа.
Суммарный объем ресиверов должен быть таким, чтобы при пол-
ном нажатии на педаль и неработающем компрессоре падение давле-
ния в ресиверах автомобиля и тягача (относительно максимального,
ограниченного регулятором) должно быть не более 0,03 МПа, а в ре-
сиверах прицепа, полуприцепа'^ роспуска 0,03—0,05 МПа.
Тягачи и автомобили должны быть оборудованы соединительной
головкой типа А, прицепы, полуприцепы и роспуски — соедини-
тельной головкой типа Б. У автомобилей и тягачей соединительная
головка должна располагаться сзади, у седельных тягачей — за ка-
биной.
Для приведения в действие запасного тормоза может быть исполь-
зован пневматический привод при условии, что обеспечена полная
независимость запасного тормоза от пневматического привода к основ-
ным тормозам.
На щитке водителя должен быть контрольный прибор, показы-
вающий давление в ресивере и в тормозной магистрали автомобиля,
[I
а также сигнал (световой или акустический), предупреждающий '
о снижении давления воздуха в ресиверах ниже допустимого.
Тормозная система автомобиля и тягача должна быть оборудована ^
регуляторами тормозных сил, изменяющими давление воздуха, под- ’
водимого к тормозам задних осей, в зависимости от изменения веса, j
приходящегося на эти оси. ;
Прицеп должен быть оборудован краном, позволяющим менять •*
давление сжатого воздуха, подводимого к тормозам осей прицепа 4
в зависимости от степени загрузки, а также производить полное
растормаживание прицепа. , J
Пневматический привод к тормозам должен быть герметичным; '
падение давления воздуха при неработающем компрессоре допу-
скается не более 0,03 МПа от номинального в течение 30 мин при 1
свободном положении органов управления и в течение 15 мин при 4
торможении (исключая падение давления за счет заполнения тор- ’
мозной магистрали). ;
На рис. 37 изображена схема однопроводной тормозной системы '
с одинарным тормозным краном. Принцип ее действия заключается ;
Рис. 37. Схема пневматической тормозной однопроводной
системы
в следующем. При нажатии на педаль тормоза диафрагма тормозного 1
крана 1 под воздействием силы Р2 перемещается вниз и соединенный I
с нею двуплечий рычаг, закрывая одним концом атмосферный кла- |
пан, другим открывает клапан, соединяющий полость, расположен-1
ную под диафрагмой, с воздушным ресивером. Сжатый воздух (с да- j
влением рх) из этой полости поступает к тормозным камерам тягача .
и дополнительному тормозному крану 2, который управляет тормо-
жением прицепа. При этом подвижный поршень крана 2 переме- ‘
щается влево, соединяя полость Б с атмосферой. Падение давле- '
ния pg в этой полости вызывает перемещение вверх подвижного
поршня клапана 3, вследствие чего давление рг в полости В, соеди-
ненной с тормозными камерами прицепа, начнет возрастать.
Давление воздуха в полости тормозного крана А, соединенной
с тормозными камерами тягача, зависит от силы, приложенной
к педали, и определяется выражением (при равенстве плеч двупле-
чего рычага)
п —« ^2 ~ 1 К 4" (Рк----Рх)]
--------------- ,
где Р2 — сила, приложенная к диафрагме крана, равная силе
на педали, умноженной на передаточные отношения
педали и рычага крана;
28
Ск и fK — соответственно жесткость и деформация пружины
впускного клапана крана;
FK и Fr — площади впускного клапана и диафрагмы;
рк — давление в ресивере тягача.
Давление в полости Б тормозного крана прицепа определяется
по формуле
„ . . CnFn-FnPx
Pg-' р; ’ '
где Сп и fn — соответственно жесткость и деформация пружины
крана;
Fn и Fa — соответственно площади левого и правого поршней.
Максимальное давление воздуха в полости Б установится при
рх = 0 (отторможенное состояние крана). С очень малой погреш-
Рис. 38. Схема сдвоенного пневматического тормозного крана
ностью можно принять, что такое же давление будет и в ресивере
прицепа, соединенном с полостью Б через воздухораспределительный
клапан.
Давление воздуха в полости воздухораспределительного клапана
В, соединенной с тормозными камерами прицепа, определяется по
формуле
= (63)
. га ге
где F6 и Fe — соответственно площадь поршня и активная площадь
диафрагмы воздухораспределительного крана при-
цепа.
Примерный график изменения давлений рх, рд и рг представлен
на рис. 37.
Одновременное и пропорциональное торможение тягача и прицепа
должно быть обеспечено также соответствующий расчетом тормозных
камер (или цилиндров) и тормозных механизмов.
Однако статический расчет позволяет только в первом прибли-
жении определить основные параметры тормозного привода. Более
полные и достоверные данные может дать динамический расчет,
основы которого изложены в работе [81.
На рис. 38 изображен комбинированный тормозной кран одно-
проводной системы. При нажатии на тормозную педаль верхний
конец рычага крана перемещается влево. Поршень нижнего следя-
щего механизма, перемещаясь при этом вправо, отсоединяет по-
лость А от атмосферы и открывая клапан, соединяет ее с ресивером.
Из полости А сжатый воздух поступает к тормозным камерам (или
цилиндрам) тягача. j
Шток верхнего следящего механизма, перемещаясь влево, сжи-
мает пружину 2, что позволяет переместиться влево поршню и со-
единить полость Б с атмосферой, вследствие чего в ней начинает
уменьшаться давление. При оттторможенном состоянии полость Б
соединена с ресивером. Сжатый воздух из полости Б поступает
к воздухораспределительному клапану прицепа (клапан 3 на рис. 37).
Давление воздуха в полости А определяется по формуле
Pj — Cjft _
Fl ~
Р-^--сл
Рх “
где F$ — площадь поршня;
Р — сила, приложенная к рычагу крана;
Cifi — сила, создаваемая пружиной 1; эта сила может изме-
няться регулировочным кольцом 3, при этом будет
изменяться соотношение между давлениями рх и рг.
Рис. 39. Принципиальная схема гидропневматической тормозной си-
стемы
Давление в полости Б определяется по формуле
п _ с2/2 - _ иа,г . ь
р« К f2 •
где C2f2 — сила, с которой давит на шток следящего механизма
пружина 2;
Fz — площадь поршня следящего механизма.
Максимальное давление рд будет при отторможенном состоянии
крана, когда сила, приложенная к рычагу крана, равна нулю.
Диаграмма изменения давлений рд и рх в зависимости от силы Р
и сжатия пружины 7 изображена на рис. 38, б. Линии а, бив изобра-
жают характер изменения давления рх при разном сжатии пру-
жины 7: линия а— при минимальном сжатии пружины 1 (прицеп
разгружен; линия в — при максимальном сжатии пружины 7 (при-
цеп нагружен).
На рис. 39 изображена схема гидропневматического привода,
основное достоинство которого заключается в уменьшении времени
срабатывания тормоза. При нажатии , на педаль сйлаРп передается
на штоки следящего механизма и поршня силового'цилиндра в от-
ношении, обратно пропорциональном плечам рычага 2.
Давление в полости Б клапана следящего механизма может
быть определено из выражения
_ Pt-CJi PninT+b~Cifi
Рх~ Ft ~ Fi
где Cifi — сила сжатия пружины 7;
Fi — площадь поршня следящего механизма;
in — передаточное отношение педали тормоза;
а и b — плечи рычага 2.
Давление в главном тормозном цилиндре определяется по фор-
муле
Ро“' Fo
где Fo и Г2 — площади поршней главного тормозного и силового
цилиндров.
При неисправной пневматической тормозной системе торможение
возможно только за счет мускульной силы водителя. В этом случае
давление жидкости может быть определено по формуле (64), прини-
мая, что рх — 0. Диаграмма изменения давления р0 в зависимости
от силы Рп изображена на рис. 39, б.
На рис. 40 изображена схема двухпроводной тормозной пневма-
тической системы, которая имеет эксплуатационные преимущества
перед однопроводной системой.
1. На затяжных спусках при длительном притормаживании
в однопроводной тормозной системе ресивер прицепа не успевает
Рис. 40. Принципиальная схема пневматической двухпро-
водной тормозной системы;
1 & тормозной кран; 2 *=* ускорительно-аварийный клапан
пополняться. В двухпроводной системе это исключается, так как
в процессе торможения ресивер прицепа все время пополняется.
2. При однопроводной системе в случае, когда расход воздуха
в автомобиле (тягаче) больше, чем в прицепе, существует опасность,
что при оттормаживании магистраль управления не получит требуе-
мого наполнения и тормозной клапан прицепа не перейдет в поло-
жение оттормаживания.
В двухпроводной системе надежное оттормаживание обес-
печивается тем, что положению оттормаживания соответствует повы-
шенное давление в тормозном клапане.
3. Постоянство давления в ресивере прицепа при двухпроводной
системе обеспечивает лучшее согласование торможения автомобиля
(тягача) с прицепом.
4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕГУЛЯТОРОВ
ТОРМОЗНЫХ СИЛ
Применение регуляторов тормозных сил заметно повышает безо-
пасность движения автомобиля как вследствие повышения эффек-
тивности торможения, так и вследствие повышения устойчивости
автомобиля в процессе торможения, особенно при движении по
дорогам, имеющим малое значение коэффициента сцепления <р.
пл
Однако для получения максимального выигрыша от установки регу-
лятора тормозных сил его характеристика должна наиболее полно'
соответствовать идеальной характеристике торможения.
Тормозные моменты на передних MXl и задних Л4Тг колесах при
идеальном торможении определяется из выражений (59) и (60).
Соотношение тормозных моментов определяется по формуле
МХг _ acosan — Н sin ап — <fH
MXi ~ hcosan + Я sin а„ + <рЯ *
В частном случае, на горизонтальной дороге, когда аА = 0,
формула (65) несколько упростится:
_ a — <fH
Мт. ~ Ь + уН *
Т,
(66)
Величины а, b и Н для одного и того же автомобиля могут изме-
няться в зависимости от степени его нагруженности.
На рис. 41 изображены кривые изменения идеальных тормозных
моментов на колесах автомобиля, построенные в зависимости от
Мт от ф
Рис. 42. График соотношений
ЛТт, и Лт2;
1 « груженый автомобиль; 2 ^-сна*
ряженный автомобиль
коэффициента сцепления шин с дорогой <р. Сплошными линиями
показаны зависимости тормозных моментов МХ1 и МХг от <р для гру-
женого автомобиля, пунктирными линиями то же для автомобиля
в снаряженном состоянии.
На рис. 42 изображена так называемая идеальная характери-
стика торможения автомобиля, соответствующая уравнению (66).
Кривые 1 и 2 показывают требуемую зависимость между тормозными
моментами на передних и задних колесах: 1 — для полностью нагру-
женного автомобиля, 2 — для снаряженного автомобиля.
При наличии гидравлического или пневматического тормозного
привода между давлением в тормозной магистрали и тормозными
моментами на колесах автомобиля существует определенная зави-
симость
Aftl = £iPi и M^ — kiPi,
где pi и /?2 — давления в магистралях соответственно переднего и
заднего тормозов;
fej и k2 — коэффициенты пропорциональности.
При проектировании тормозной системы с регулятором тормоз-
ных сил целесообразно обеспечить равенство давлений р± и р2 при
определенном значении коэффициента сцепления <р (обычно при
Ф = 0,25 4-0,3). В этом случае коэффициент ki ^определяется по
формуле
где M'Xt — тормозной момент на переднем колесе при ф — 0,25 ч-0,3;
pi — давление в тормозной магистрали при ф = 0,25 4-0,3 X
X (pi = 3 4-4 МПа).
Коэффициент &2 определяется по формуле
Л«’ •
и
где — тормозной момент на заднем колесе при ф =* 0,25 4-0,3.
Соотношение давлений в колесных тормозных цилиндрах опре-
деляется из выражений
Р2 __ kj
pi k2 •
На рис. 43 приведены кривые зависимости давлений р2 == f (Pi)>
соответствующие идеальной характеристике торможения. Кривая 1
для груженого, кривая 2 для снаряженного автомобиля.
При конструировании тормозной системы автомобиля необхо-
димо выбирать схему регулятора тормозных сил. Эта задача ослож-
Рис. 43. График соотношений давлений
и Ра (Р1— в приводе передних колес;
рг — в приводе задних колес);
1 груженый автомобиль; 2 =* снаряженный
автомобиль
д) устройства для непрерывной
мозных усилий.
няется тем, что в настоящее
время разработано большое ко-
личество устройств, регулирую-
щих процесс торможения.
1. Клапаны регулирования
давления:
а) ограничители давления
с постоянным моментом сраба-
тывания;
б) чувствительные к нагруз-
ке ограничительные клапаны
(отсекатели);
в) регуляторы давления с
постоянным моментом срабаты-
вания;
г) чувствительные к нагруз-
ке дозирующие клапаны (регу-
ляторы);
регулировки распределения тор-
Для индикации нагрузки используются перемещения в подвеске,
воздействующие через пружины или различные рычажные конструк-
ции с нелинейно меняющимся передаточным числом. Проблемы,
связанные с применением этих способов регулирования, следующие:
невозможность предотвращения блокирования всех четырех колес;
возможность блокирования одного колеса при поперечной неуравно-
вешенности тормозного усилия; при применении раздельной тормоз-
ной системы необходим прямой подвод давления к задним тор-
мозам через обводной трубопровод при выходе из строя передних
тормозов.
2. Насосные устройства для осуществления пульсирующего тор-
можения (например, в автомобиле Morris 1100 выполняется 1—6 цик-
лов включения-отключения давления в тормозах).
3. Устройства с индикацией ускорения и регулировкой давления:
а) в ограничительном клапане (например Lockheed);
б) в дозирующем клапане (Girling).
4. Устройства с индикацией реакции со стороны дороги:
а) механические;
б) гидравлические.
Эти устройства в принципе обеспечивают обратную связь в си-
стеме автомобиль—дорога.
5. Устройства с индикацией проскальзывания колеса.
6. Устройства с фиксацией замедления „ колеса.
По принципу действия и в зависимости от способа регулирования
наиболее распространенная группа устройств — регуляторы тор-
мозных сил — разделяются ориентировочно на пять групп.
Рис. 44. Отсекатель с конусным клапаном Рис. 45. Отсекатель с золотниковым
клапаном
К первой группе относятся регуляторы-ограничители давления
(отсекатели) — механизмы, устанавливаемые в привод тормозов и
ограничивающие определенную заданную величину давления при
помощи специального клапана и уравнове-
шивающей пружины. Применяются различ-
ные варианты клапанов отсечки: конусный
(рис. 44), золотниковый (рис445), шариковый
Рис. 46. Отсекатель с шариковым клапаном
Рис. 47. Отсекатель
с тарельчатым клапаном
(рис. 46), тарельчатый (рис. 47), торцовый с подвижным (рис. 48) и
неподвижным (рис. 49) уплотнительным кольцом.
Отличительной особенностью ограничителей давления является
наличие уравновешивающей пружины, которая обеспечивает закры-
Рис. 48. Отсекатель с
торцовым клапаном (ва-
риант 1)
тие клапана при определенном давлении в
приводе тормозов (например, отсекатель ав-
томобиля Рено-4 [51). По аналогичному при-
нципу работают отсекатели инерционного
Рис. 49. Отсекатель с торцовым клапаном
(вариант 2)
типа (рис. 50 и 51), ограничивающие давление в приводе задних
тормозов при достижении автомобилем определенной величины за-
медления во время торможения.
ао
Направляющие устройства клапанов также различны: упругая
стойка (совместно с шариком, рис. 52), ось клапана отсечки (рис. 50),
внешний диаметр клапана (рис. 51) и т. д. С помощью таких регуля-
торов осуществляется регулирование как общей тормозной силы,
так и на отдельных осях. Причем водитель может управлять регуля-
Рис. 50. Инерционный отсекатель (ва-
риант 1)
Рис. 51. Инерционный отсекатель
(вариант 2)
вляющего элемента с непосредственной связью (рис. 54), или через
промежуточный упругий элемент (рис. 53), или через пружинную
связь (рис. 56). Для исключения ненужного включения регулятора
при кратковременных колебаниях подвески, вызванных неровно-
стями дороги, регулятор желательно соединять с осью не жестко,
а например, через ломающийся рычаг, который не передает эти
колебания. В одном случае рычаг
может
жину,
сятся
ром.
К четвертой группе относятся регуляторы, работающие по
принципу регулирования давления с одновременной коррекцией
точки включения в зависимости от изменения нагрузки на заднюю
ось автомобиля.
торами вручную в зависимости от нагрузки автомобиля или состоя-
ния дороги.
Основным недостатком регуляторов давления данного типа яв-
ляется то, что у них не меняется характеристика регулятора при
изменении нагрузки автомобиля и, следовательно, теряется эффек-
тивность действия тормозов. Кроме того, клапанные механизмы
Рис. 52. Отсекатель шариковый
с упругой стойкой
большинства известных конструкций не
обеспечивают достаточно четкой отсеч-
ки и быстрого изменения давления, а
также (из-за малых сечений своих ка-
налов) увеличивают время срабаты-
вания привода.
Ко второй группе регуляторов тор-
мозных сил относятся такие, которые
работают так же, как и регуляторы пер-
Рис. 53. Отсекатель с внутренним клапаном диф-
ференциального поршня
вой группы, по принципу ограничителей давления, но отличаются
от них тем, что имеют коррекцию точки включения ограничителя
в зависимости от изменения нагрузки (например, при деформации
подвески), т. е. отсекатели с коррекцией точки включения. Отличие
этого типа регуляторов от рассмотренных выше в том, что вместо
уравновешивающей пружины используется торсион, один конец
которого воздействует на поршень ограничителя, а другой — связан
с.задним мостом автомобиля. Имеется возможность регулировать
преднатяг торсиона, т. е. менять характеристику регулятора.
Возможно следующее расположение клапанов относительно диф-
ференциального поршня: внутреннее (рис. 53 и 54), внешнее (рис. 55).
Восприятие усилий привода осуществляется или с помощью напра-
соединяться с осью через пру-
в другом — колебания га-
ги др авлическим амортизато-
Рис. 54. Отсекатель с направляющим
элементом
Возможны следующие варианты расположения клапана относи-
тельно дифференциального, поршня: внутреннее (лист 64 и рис. 61),
внешнее, промежуточное (лист 67), боковое (лист 66).
Рис. 55. Отсекатель с внешним
клапаном
Рис. 58. Регулятор поршневого типа
Рассмотрим принцип действия ре-
гулятора типа ВАЗ-2101 (лист 64).
Внутренний объем корпуса регуля-
тора разделен плунжером и резино-
вым уплотнительным кольцом на две
Рис. 59. Регулятор поршневой с ша-
риковым клапаном
К третьей группе можно отнести регуляторы, работающие по
принципу регулирования величины давления, т. е. после включения
регулятора в действие давление в приводе задних тормозов про-
должает расти при увеличении давления в главном тормозном ци-
линдре, но с меньшей интенсивностью. Такое действие регулятора
обеспечивается клапаном и уравновешивающей пружиной и раз-
камеры: камеру Л, связанную с главным тормозным цилиндром,
и камеру Л4, связанную с колесными тормозными цилиндрами зад-
ней оси. Камеры Л и М соединяются каналом Н. На шток плун-
жера, выходящий из корпуса регулятора, через торсионы и рычаг
передается усилие, , пропорциональное деформации подвески зад-
Рис. 57. Регулятор инерционного типа
него моста.
В начальной стадии торможения каме-
ры Л и М соединены между собой канала-
ми,// и давление в них соответствует дав-
лению в главном тормозном цилиндре.
Усилия от давления жидкости, дей-
ствующие по обе стороны клапана, не
Рис. 60. Регулятор поршневой с внутренним тор-
цовым клапаном
Рис. 61. Регулятор с внутренним
сферическим клапаном
Рис. 56. Отсекатель с тор-
сионной упругой связью
Применяются регуляторы;
а) инерционного типа с клапаном, управляемым массивным сталь-
ным шаром, расположенным на наклонной (до 13°) стенке, и диффе-
ренциальным поршнем (Пежо 204 [51, рис. 57);
б) регуляторы, в которых давление в приводе задних колес
нарастает после вступления регулятора в работу за счет добавочного
хода поршня, преодолевающего усилие пружины (рис. 58). Регуля-
торы этого типа обеспечивают более полное использование сцепного
веса, но только для одного состояния нагружения автомобиля.
Варианты конструкций показаны на рис. 59 и 60.
равны. Усилия, отжимающие плунжер в сторону торсионного ры-
чага, больше противодействующего усилия со стороны камеры Л.
Но в начальной стадии торможения разность этих усилий компенси-
руется усилием закрутки торсионного рычага, приложенным к
торцу штока плунжера.
При определенной величине давления плунжер, преодолевая
сопротивления торсиона, двигается влево, перекрывая своим коль-
цом канал // и разобщая камеры Л и М.
При дальнейшем увеличении давления в камере Л повышение
давления'в камере М будет отставать от повышения давления в глав-
ном тормозном цилиндре. Величина отставания определяемся соот«
*31
ношением активных площадей клапана плунжера, а точка отсечки —
величиной преднатяга торсионного рычага, зависящей от степени
деформации задней подвески. Аналогично работают регуляторы
с другими вариантами клапанов. Рабочие характеристики рассмр-
тренных типов регуляторов представлены на рис. 62—65: на рис. 62 —
отсекателя, на рис. 63— отсекателя с коррекцией точки включения,
Рис. 62. Рабочая характеристика
отсекателя;
К « характеристика действительного
распределения тормозных'усилий без
регулирования тормозных сил
Рис. 63. Характеристика отсекания
с коррекцией точки включения
сжимаются и верхний конец штока поднимает рычаг регулятора
вверх, изменяя тем самым плечи коромысла, так как ползунок
сдвигается вправо. При уменьшении нагрузки рычаг опускается
вниз и ползунок передвигается влево, опять изменяя величину
плеч коромысла.
На обоих плечах коромысла закреплено по поршню. Левый
поршень связан с коромыслом шарнирно, прайый поршень снизу
может быть подвинут вверх толкателем, который соединен с коро-
мыслом шарнирно. Вверху над правым поршнем, выдвигаясь своим
концом 0,8—1,0 мм, расположен клапан отсечки. Подвод жидкости
к регулятору осуществляется с левой стороны от главного тормоз-
Давление в магистрали будет больше давления в системе после
первой отсечки и так далее. Этот цикл будет повторяться, пока есть
воздействие на педаль, но с каждым разом потребуется все большее
давление р| для открытия клапана. Давление р2 будет нарастать
после отсечки по ломаной кривой, идущей под углом 15—20° к го-
ризонтам (на рис. 66 ломаная линия осреднена и заменена прямой
под углом Pi или р2). Наклон кривой нарастания давления можно
ного цилиндра, а подача к задним колесным цилиндрам идет после
прохождения клапана отсечки.
При отсутствии давления клапан и правый поршень всегда на-
ходятся в верхнем положении. При
жидкости pi передается к колес-
ным цилиндрам, а также оказыва-
ет воздействие и на
на рис. 64 — регулятора без коррекции точки включения, на
рис. 65 — регулятора с коррекцией точки включения. Обозначения
на рис. 62—65: pi — давление в приводе тормозов передних колес;
р2 — давление в приводе задних колес; J и 2 — идеальные харак-
теристики торможения полностью груженого и снаряженного авто-
мобиля, при торможении на пределе сцепления (ф == 0,14-1,0) как
передних, так и задних колес; К (Ki ли К2) — характеристики дей-
ствительного распределения тормозного усилия.
нажатии на педаль давление
оба поршня
/ Рис. 67. Регулятор лучевого тйпа с пол-
зунковым приводом коромыслового ме-
ханизма
Рис. 66. Характеристика регулятора
лучевого типа
Рис. 68. Регулятор лучевого типа
с кулачковым приводом
Рис. 69. Регулятор лучевого типа
с сегментным приводом
Рис. 64. Характеристика регулятора
Рис. 65. Характеристика регулятора
с коррекцией точки включения
К пятой группе можно отнести регуляторы лучевого типа,
характеристика которых показана на рис. 66. Регулятор такого
типа (лист 65) предполагается широко применять на отечественных
грузовых автомобилях. Кбрпус регулятора с рычагом и ползунком,
изменяющим величину плеч коромысла в зависимости от нагрузки,
закреплен на лонжероне с внутренней стороны (например, позади
балки заднего моста). Рычаг регулятора через тягу, регулируемую
по длине, соединен со штоком демпфера, закрепленного на картере
ведущего моста.
При статической нагрузке шток всегда находится в горизонталь-
ном положении, а при проезде больших выступов или глубоких ям,
когда рессоры имеют большой динамический ход, шток, сжимая
пружину демпфера, изгибается. При увеличении нагрузки рессоры
32 Л
Диаметры поршней подбираются таким образом, чтобы при
определенной нагрузке, т. е. прогибе рессоры и соответствующем
этому прогибу положению "плунжера, взаимодействие усилий, двух
пружин ш двух поршней на тягах коромысла осуществлялось так,
чтобы в определенный момент правый поршень опустился вниз, т. е.
чтобы клапан закрыл отверстие, ограничивая повышение давления
в колесных цилиндрах (отсечка давления). При дальнейшем увели-
чении давления в главном цилиндре жидкость будет действовать
только на первый (левый поршень) и передавать усилие через пор-
шень, коромысло и толкатель, поднимая постепенно правый поршень
и увеличивая давление в" тормозной магистрали задних колес, но
намного медленнее, чем непосредственно после главного тормозного
цилиндра. При этом пружина левого поршня сжимается, а пружина
правого помогает поднять поршень. Хотя площадь левого поршня
меньше, чем правого, он через коромысло и толкатель переместит
правый поршёнь вверх на такое расстояние, что откроет клапан
отсечки и пропустит жидкость к колесным цилиндрам и правому
поршню.
После открытия клапана давление в колесных цилиндрах повы-
шается, но не успевает полностью сравняться с pj, так к^к снова
правый поршень под воздействием давления р2 опустится вниз,
сжимая пружину, и закроет клапан, тем самым опять отсекая давле-
ние ра от
регулировать, подбирая площадь поршней и изменяя соотношения
плеч коромысла.
Если взять площадь левого поршня меньше, а правого больше,
то кривая нарастания давления р2 после точки отсечки будет положе
и наоборот. Точки первой отсечки можно также регулировать, подби-
рая жесткость пружин и силу
их предварительного сжатия,
т. е. величину преднатяга пру-
жин. Чем больше будет пред-
натяг правой пружины и мень-
ше преднатяг левой, тем боль-
шее усилие нужно для того,
чтобы опустить правый поршень
вниз, а с ним и клапан. А чем
больше будет жесткость и пред-
натяг левой пружины и меньше
правой пружины, тем раньше
произойдет отсечка.
При торможении снаряжен-
ного автомобиля первая отсечка
произойдет при р0 0,25 МПа,
разности давлений в системе и колесных цилиндрах порядка 0,45 МПа.
При аварийном торможении давление перед клапаном меняется
от- 0,2 до 10,0 МПа с большей частотой отсечки. Изменение плеч
коромыслового механизма в зависимости от нагрузки осуществляется
с помощью ползуна (рис. 67), кулака (рис. 68), сегмента (рис. 69)
и других устройств.
В настоящее время для изменения соотношения давлений в тор-
мозных магистралях передних и задних колес применяются две
принципиальные схемы регуляторов, изображенные на рис. 70. При
первом варианте регулятора тормозных сил (рис. 70, а) соотношение
D
Q а) 5)
Рис. 70. Принципиальные схемы регуля-
торов тормозных сил:
а) g фиксированной точкой включения; б) лу*
чевого типа
а открытие клапана произойдет
давлений pj и р2 изменяется силой Q, действующей на плунжер
регулятора. Величина и характер изменения этой силы должны
быть такими, чтобы реальное соотношение давлений в тормозных
магистралях приближалось к кривым 1 и 2 на рис. 43. При втором
варианте регулятора тормозных сил (рис. 70, б) требуемое соотно-
шение давлений pj и р2 обеспечивается перемещением подвижной
опорЁ! балансирного рычага регулятора, т. е. изменением плеч
и bi, Регуляторы этого типа, обычно, называются лучевыми.
РАСЧЕТ РЕГУЛЯТОРА ТОРМОЗНЫХ СИЛ
Наиболее простой конструкция регуляторов первого типа может
быть в том случае, если сила Q имеет постоянное значение. Харак-
теристика такого регулятора тормозных сил, изображенная на
рис. 71, состоит из двух линий оа и аб. Линия оа выходит из начала
координат и тангенс угле ее наклона равен единице. Таким образом,
при выборе характеристики регулятора тормозных сил этого типа
необходимо установить абсциссу точки а (равна рц) и угол наклона
линии аб. Следует отметить, что такие регуляторы применяются
обычно на легковых автомобилях, на которых кривые 1 и 2, соответ-
ствующие груженому и снаряженному состоянию автомобиля, рас-
положены близко одна к другой. Поэтому расположение линии аб
должно быть таким, чтобы оно обеспечивало требуемое соотношение
давлений как в груженом, так и в снаряженном состоянии автомо-
биля. Один из возможных вариантов расположения линии показан
Рис. 71. Характеристика ре-
гулятора тормозных сил с по-
стоянной точкой включения
D
Рис. 72. Схема регулятора тор-
мозных сил с переменной точкой
включения
на рис. 71. После выбора характеристики регулятора тормозных сил
необходимо определить размеры регулятора и величину силы Q.
для этого, составив уравнение равновесия плунжера регулятора,
получим необходимые расчетные формулы:
Q = 0,785d2pla;
<РР1 -1,27(2
о
₽1й~р2й
б б
(67)
где D и d диаметры плунжера регулятора, обозначенные на
рис. 70, а;
pt «— абсцисса точки а характеристики регулятора
а (рис. 71);
pt и pt — координаты точки б характеристики регулятора
6 6 (рис. 71).
При использовании выражений (67) величину диаметра плунжера
..^регулятора d целесообразно выбрать из конструктивных соображе-
ний. '
В тех случаях, когда стремятся обеспечить более полное совпа-
дение регуляторной и идеальной характеристик торможения, при-
меняют устройство, позволяющее изменять величину силы Q в за-
висимости от интенсивности торможения или нагрузки на ось.
При задней подвеске, которая не создает противоклевкого эффекта,
наиболее рационально изменять силу давления на плунжер регуля-
тора тормозных сил в зависимости от деформации подвески, так как
в этом случае можно воздействовать на величину Q и в зависимости
от статической нагрузки на ось и в зависимости от интенсивности
торможения. Принципиальная схема такого регулятора тормозных
сил приведена на рис. 72.
При задней подвеске, создающей противоклевковый эффект,
может быть целесообразно силу Q изменять за счет инерционных сил.
' Процесс конструирования регулятора (рис. 72) тормозных сил
автомобиля может быть разбит на три самостоятельных этапа:
первый — определение идеальной характеристики торможения,
т. е. определение оптимальной зависимости р2 от для груженого
и снаряженного автомобиля;
второй — выбор регуляторной характеристики, наиболее близко
совпадающей с идеальной характеристикой торможения;
третий — определение конструктивных параметров регулятора
тормозных сил, обеспечивающих требуемую характеристику.
Рис. 74. График зависимости деформа-
ции задней подвески от интенсивности
торможения и нагрузки на задний мост:
1 груженый автомобиль; 2 «=• автомо-
биль в снаряженном состоянии
.....Pie .... , ?
Рис. 73. Характеристика регулятора тор-
мозных сил с переменной точкой вклю-
чения
Идеальная характеристика торможения выражает соотношение
давлений в тормозных магистралях передних и задних тормозов,
при котором обеспечивается полное использование сцепного веса
автомобиля. Для проведения расчета регулятора достаточно иметь
две кривые: для снаряженного (кривая 1 на рис. 73) и груженого
(кривая 2 на рис. 73) автомобиля.
Регуляторная характеристика при практических расчетах может
быть представлена прямой линией, выходящей из начала координат
под углом 45е к оси абсцисс и линиями аг и бв (изображены пункти-
ром на рис. 73), которые должны наиболее полно совпадать с кривыми
идеальной характеристики. Это совпадение наиболее целесообразно
обеспечить по трем точкам; положение четвертой точки регулятор-
ной характеристики можно лишь найти дополнительным расчетом и
оценить, насколько она близко совпадает с соответствующей точкой
идеальной характеристики.
Обычно расчетными точками регуляторной характеристики явля-
ются точки а, б и в,! т. е. по их координатам определяют конструк-
тивные параметры регулятора тормозных сил.
При конструировании регулятора необходимо определить диа-
метр плунжера D (рис. 72), величину силы Qa (в точке а) и пара-
метр kx (kx = Cx-ix, где Сх — жесткость пружины регулятора,
ix — передаточное отношение рычага). Величиной диаметра d
(рис. 72) целесообразно задаваться из'конструктивных соображений.
Сила Qa, действующая на плунжер регулятора тормозных сил
в точке а регуляторной характеристики, может быть определена
(из условия равновесия плунжера в этой точке) по формуле
Qa == 0,785d2pia. (68)
Параметр kx может быть определен, исходя из условия равно-
весия плунжера регулятора в точках б, по формуле
где рг& — давление в точке б;
Si — разница деформаций подвески в точках б и а.
Для определения величины Sj необходимо построить кривые
зависимости деформации подвески от вертикальной нагрузки и
интенсивности торможения. Такие кривые изображены на рис. 74:
кривая 1 для полностью груженого, кривая 2 — для снаряженного
автомобиля. Эти кривые можно построить, используя формулу
pjH
+ Л
(70)
S =
где Ga — вес автомобиля;
q2 — вес неподрессоренных частей заднего моста;
a, Н, La — размеры автомобиля, указанные на рис. 7;
Сп2 — суммарная жесткость задней подвески;
Ру — суммарная тормозная сила;
_ 2(MT14-Mt5) _ 2(й1Р1 + ад
*!-----------------------’
где гк — радиус качения колеса;
А — величина, учитывающая противоклевковые свойства
подвески.
Для задней подвески, не обладающей противоклевковыми свой-
ствами, величина А = 0. Для задней подвески рычажного типа
(рис. 6) величина А определяется по формуле
где и 7?2 — размеры подвески, указанные на рис. 6.
Для задней подвески, имеющей несимметричные листовые ре-
ссоры, величина А определяется по формуле
'А.'»?. ’
тде h2, 1г и Zia — размеры, указанные на рис. 7;
Ср — жесткость листовой рессоры.
Определив параметр kx, можно найти или жесткость пружины
регулятора, задаваясь передаточным числом рычага, или, наоборот,
определить передаточное отношение рычага, задаваясь жесткостью
пружины регулятора. Например, если величина ix известна, то
жесткость пружины регулятора (рис. 72) может быть определена
по формуле
Сх = kx: ix.
3 В. Б. Цимбалин
33
Рассмотрев условие равновесия плунжера регулятора в точке в,
можно определить его диаметр D:
<^-1,27^+^)
(71)
где
V Р1в~ Р2В
s2 — величина, равная разности деформаций подвески
в точках в и а (рис. 74);
и Р2В — давления в передних и задних тормозных маги-
стралях, соответствующие точке в идеальной и,
регуляторной характеристик.
контроля совпадения регуляторной и идеальной характе-
Для .. ...
ристик на участке аг определим ординату точки г' регуляторной
характеристики:
. , l,27(Qa- kxss)
— Р1г 4-------ра----»
(72)
где — давление в магистрали передних тормозов в точке со-
гласно регуляторной характеристики;
s3 — величина, равная разности деформаций подвески в точ-
ках а и а, согласно графику, изображенному на рис. 74.
Несовпадение идеальной и регуляторной характеристики на
участке аг может быть оценено величиной 6:
02 — ^2
6 = -^:---100%.
ч
Зная величину силы Qa, можно определить значение силы, дей-
ствующей на плунжер регулятора тормозных сил при снаряженном
состоянии автомобиля, когда давление в тормозных магистралях
равно нулю:
Qk === Qa +
где s4 — разность деформаций подвески в точках d и а (рис. 74).
Величина силы QK должна контролироваться при установке
регулятора тормозных сил на автомобиле.
Пример расчета регулятора тормозных сил
для легкового автомобиля
Исходные данные для расчета: гк — 0,33 м; La — 2,4 м; сП8 —
<= 40 Н/мм; ky — 350 Н-м-МПа-1; fe2 — 270 Н-м-МПа-1; для
автомобиля в снаряженном состоянии: Н = 0,6 м, а = 1,2 м, b =
= 1,2 м, </2 = 1300 Н; для автомобиля с полной нагрузкой: Н =
= 0,75 м, а = 1,3 м, b = 1,1 м, Ga = 20 000 Н.
Определим идеальную характеристику торможения автомобиля,
используя формулы (59) и (60). Результаты расчета даны в табл. 10.
Давления в тормозных магистралях определяются по формулам:
мТ1 мХг
Р1 ~ 350 И Рг = 270 ‘ *
Определив давление ру и р2 в зависимости от тормозных момен-
тов, можно построить график идеальной тормозной характеристики,
приведенный на рис. 73.
Используя формулу (70), строим график (рис. 74) зависимости
деформации задней подвески от степени-загрузки и интенсивности
торможения (от величины р,).
По формуле (68) определяем силу Qa, действующую на плун-
жер регулятора в точке а идеальной характеристики торможения:
Qa = 0,785-202*2 « 626 Н.
Таблица 10
ф Автомобиль в снаряженном состоянии Автомобиль с полной нагрузкой
МТ1, Н-м МТя. Н.м МТ1, Н-м МТ2, Н.м
0,1 277 250 323 330
0,2 582 476 690 635
0,3 910 674 1090 887
0,4 1270 850 1540 1100
0,5 1650 990 2030 1270
0,6 2060 4 1110 2560 141.Q
0,7 2500 1205 3140 1500
При подсчете силы Qa из конструктивных соображений было при-
нято, что диаметр d — 20 мм, а давление pJa согласно графику
(рис. 73) равно 2 МПа.
По формуле (69) определяем параметр kx.
= 0,785-20-. 3.5 - 626
*
При определении kx было принято, что величина s, согласно
графику (рис. 74) равна 29 мм, а величина р1б согласно рис. 73
равна 3,5 МПа.
Принимая из конструктивных соображений, что передаточное
отношение рычага ix = 8, определяем величину жесткости пружины
регулятора
Сх = kx: ix = 16,3:8 = 2,04 Н/мм.
По формуле (71) определяем диаметр D плунжера регулятора
тормозных сил:
D = У 26M-W26-.6.3.36). мм.
Величина s2, определенная по графику (рис. 74), равна 36 мм,
а величины piB и рав, определенные по графику (рис. 73), равны
9 МПа и 5,6 МПа.
При рассчитанных основных конструктивных параметрах регу-
лятора тормозных сил определяем давление р2 в точке &' регулятор-
ной характеристики
_ «L7.154-Ж^-ММПа.
Величина s8 согласно графику (рис. 74) равна 52 мм. Силу QK,
действующую на плунжер регулятора, при расчете следует принять
равной нулю, так как конструкция регулятора не позволяет иметь
отрицательное значение силы.
Определяем погрешность регуляторной характеристики на уча-
стке аг
6 = 4,464Ж',4~ 100 % = 1’3%-
МЕТОДИКА РАСЧЕТА РЕГУЛЯТОРОВ ЛУЧЕВОГО ТИПА
Регуляторы лучевого типа, например, регуляторы фирмы Бош,
Кнорр-Бреме, Вестингауз и др. имеют управляющий и исполнитель-
ный механизмы. Исполнительный механизм (рис. 75) включает в себя
клапан 1 и два поршня 2 и 3, соединенные между собой коромыс-
лом 4, имеющим опору 5, положение которой зависит от степени
нагружения автомобиля и меняется при перемещениях рычагов 6—9.
Клапан 1 закрыт, если силы, действующие в исполнительном
механизме, удовлетворяют неравенству
(Pipi 7\) lx <Z (Ряр2 — Л) (Lp — 1Х),
где Pi и р2 — давление в приводе передних и задних тормозов;
Fi й F, — активные площади поршней d и D;
Ту и Т2 — усилия возвратных пружин поршней;
1Х — плечо рычага, длина которого изменяется в зависи-
мости от деформации подвески;
Lp — расстояние между осями поршней.
После закрытия клапана (1) наступает динамическое равновесие,
при котором может быть написано равенство
п - п & 1х T2(Lv-lx)-Tjlx
Pi — P1D2 Li>_ix-r 0,785£Й (Lp — lx) • ( )
Без учета сил пружин Ту и 7’2
d* 1Х
Pi —Pi Lp — lx "
Частная производная dpjdpy определяет вид и наклон характе-
ристики регулятора (рис. 66), т. е.
tg 6 = =_____—----. (74)
gP дру Dz(Lp — lx)
Таким образом, угол наклона 0 характеристики регулятора
определяется геометрическими параметрами регулятора d, D, Lp
и 1Х и для каждого значения нагрузки зависит от величины lxt.
При выбранном угле наклона характеристики 0 плечо 1Х рычага
можно вычислить из соотношения (74), как
г -
х~~ d24-£>2tg0-
(75)
Таким образом можно предложить следующий способ расчета
этого типа регулятора.
1. По весовым параметрам автомобиля и координатам его центра
тяжести строится идеальная характеристика распределения давле-
ния в приводе тормозов (см. рис. 66) для полностью груженого — 1
и для снаряженного автомобиля — 2 и других промежуточных
нагружений.
34
2. Аппроксимированием идеальной характеристики распреде-
ления давления линейными характеристиками kr и определяются
углы plt 02 и т. д. для выбранных значений <р0 (рис. 66).
3. Из конструктивных и технологических соображений выбираем
d, D и Lp (рис. 75).
4. По принятому углу 02 определяем [по формуле (75)1 вели-
чину 1рх для снаряженного состояния автомобиля.
5. Из условия преодоления трения при возврате в исходное
положение и сохранения равновесия выбираем размеры и усилия
пружин Ti и Т2.
6. Для выбранного значения <р0 3 снаряженном состоянии по
характеристике идеальн'ого распределения давлений (рис. 66) в при-
воде находим р2 и рг и по формуле (73) оцениваем влияние Т\ и Т2
для выбранного значения /Ох. При необходимости вносим коррек-
тивы в усилия пружин или величину 10х.
t 7. Определяем значение 1Х для Pi и т. д.
8. Используя характеристику задней подвески, устанавливаем
закон изменения параметра 10х от изменения весовой нагрузки
на задней оси, т. е. AZOX = ф (А/), и подбираем необходимый привод
регулятора. Установочные размеры регулятора, т. е. длины ры-
чагов llt 10, начальный угол установки а0, угол у и другие параметры
в случае учета изменения тормозных моментов в зависимости от
положения центра тяжести автомобиля при различных нагружениях
могут быть получены по методике, например, Мащенко А. В. [91.
Пример расчета
Определить установочный размер 10х и характер его изменения
для регулятора, изображенного на рис. 75, с конструктивными
параметрами: d = 18 мм, D = 25 мм, Lp = 65 мм, Тг = 141 Н,
Т2 = 213 Н. Автомобиль 4x4 грузоподъемностью 25 кН. Передний
тормоз обеспечивает момент Мт, = 71,6 р0. задний — Мт,=
= 33,9 ро Н-м. Нагрузки на оси в снаряженном состояние с полез-
ной нагрузкой 12,5 кН и 25 кН соответственно составляют: GI =
= 26,7 кН, G[ = 31,2 кН, Gi = 33,4 кН, С§ = 14,8 кН, С2 =
— 26,0 кН, G2 = 36,4 кН. Регулятор должен обеспечивать соответ-
ствие тормозных моментов идеальным (при <р = 0,7), значения кото-
рых для указанных весовых состояний следующие: M'it — 7240 Н-м,
М;, = 8140 Н-м, М£, = 9200 Н-м, M?s = 1070 Н-м,' Mi, =
= 2456 Н-м, M"Xi = 3756 Н-м.
1. Из условия равенства моментов, развиваемых тормозом,
с идеальными моментами, например, Мт, = М?, и т. д. находим
требуемые величины давлений в приводе к передним и задним тор-
мозам:
p°Oi = 10,125 МПа, р^ = 11,27 МПа,
pOj = 12,768 МПа, = 3,22 МПа,
ро2 = 7,5 МПа, р02= 11,5 МПа,
2. Определяем тангенсы угла наклона рабочей характеристики
/ ро2 \
регулятора I например tg 0О = —I
\ ’ poJ
tg 0о = 0,318, tg0j = 0,665, tg 02 = 0,902.
3. Из формулы (75) находим ZOx:
/ я= 25а-65-0,318 к
** 1824-25«-0,318“ 24,5 ММ‘
Последующие значения 1Х составляют
7 — 252.65.0,665 _ ОС С ъ/пир
182 4- 25а-0,665 —— о и, и мм,
7 — 25а-65-0,902 Л 1 о »<
— 18а + 25а- 0,902 — тг 1 ,2/ ММ»
4. Имея по характеристике подвески значения ее деформирова-
ния при изменении нагрузки, получаем график AZOx == Ф (А/)-
Привод должен обеспечить получение такой зависимости.
РАЗДЕЛ Ш
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
В рулевое управление входят рулевое колесо, рулевой вал в ру-
левой колонке (последняя может, отсутствовать), рулевой механизм
и привод от сошки к управляемым колесам системой рулевых тяг.
1. ТРЕБОВАНИЯ К РУЛЕВОМУ УПРАВЛЕНИЮ
Рулевое управление должно отвечать целому ряду требований.
Основные из них:
1. Автомобиль, управляемый водителем, должен сохранять за-
данное направление движения и изменять направление по желанию
водителя. Это качество оценивается такими параметрами управля-
емости, как курсовая устойчивость, поворачиваемость (статическая,
динамическая, излишняя, нейтральная, недостаточная), легкость
управления, стабилизация управляемых колес и др. Определяются
параметры управляемости специально организуемыми приемочными
(для новой модели) или контрольными (для модели, стоящей на
производстве) испытаниями согласно ОН 025 319—68.
Параметры, принятые в нормали, носят условный характер, и
имеют следующий смысл:
устойчивость курсовая — способность автомобиля, управляемого
водителем, сохранять заданное направление прямолинейного дви-
жения при действии на него внешних возмущающих сил;
поворачиваемость статистическая — способность автомобиля
двигаться по траектории постоянной кривизны с постоянной ско-
ростью при закрепленном рулевом управлении;
поворачиваемость недостаточная, нейтральная и избыточная —
свойство автомобиля соответственно увеличивать, не изменять или
уменьшать радиус поворота при увеличении скорости движения
по окружности с закрепленным рулевым колесом;
поворачиваемость динамическая — способность автомобиля изме-
нять направление движения в соответствии с поворотом рулевого
колеса, производимым по определенному наперед заданному закону;
стабилизация управляемых колес — способность управляемых
колес автомобиля возвращаться в нейтральное положение без
помощи водителя при свободном рулевом колесе.
2. При движении автомобиля на повороте все колеса должны
обкатываться около одного мгновенного центра вращения без боко-
вого проскальзывания любого из колес. Невыполнение этого требо-
вания ведет к повышенному износу шин и нарушению устойчивости
движения автомобиля. Это требование обеспечивается правильным
выбором размеров рулевой трапеции.
3. Неровности дороги не должны оказывать значительных воз-
действий на рулевое колесо — не должно быть большой «отдачи»
на руки водителя. Для выполнения этого требования имеют значе-
ние выбор углов установки управляемых колес и величина обрат-
ного КПД рулевого управления. В применяемых конструкциях ру-
левых механизмов прямой КПД имеет величину от 0,75 до 0,9 а обрат-
ный от 0,6 до 0,8. При значениях обратного КПД ниже 0,5 рулевой
механизм приближается к необратимому.
4. При совместной работе направляющего устройства подвески
управляемой оси и звеньев рулевого привода самопроизвольный
поворот колес из-за несогласованности кинематики указанных
элементов должен быть наименьшим.
5. Наименьший радиус поворота автомобиля должен быть не
более, чем того требуют повороты вправо и влево на перекрестках
и проездах в городах и поселках.
6. Работа водителя, затрачиваемая на управление автомобилем,
должна быть незначительной. Размеры рулевого колеса выбираются
согласно ОН 025—257—65, которой нормированы следующие диа-
метры (табл. 11).
Таблица 11
Тип автомобиля Диаметр рулевого колеса, мм
Легковые особо малого класса Легковые, микроавтобусы, грузовые малой гр узо-, подъемы ости Грузовые средней грузоподъемности и автобусы средней вместимости Грузовые и тягачи большой грузоподъемности, многоместные автобусы и троллейбусы 380 400 и 425 440 и 475 550
Поворот колес от крайнего левого до крайнего правого положе-
ния должен осуществляться за три—четыре оборота рулевого колеса
для легковых автомобилей и четыре—шесть оборотов для грузовых
автомобилей. Большее количество оборотов рулевого колеса затруд-
няет маневрирование.
Величина усилия на рулевом колесе не регламентирована. Име-
ются рекомендации по определению усилия на рулевом колесе при
выезде автомобиля из колеи или при развороте колес на месте по
эмпирическим формулам. Однако в некоторых условиях эксплуата-
ции, например, при маневре «перестановка», обычно совершаемом
при больших скоростях движения в экстренных дорожных
ситуациях, необходимы усилия, превышающие расчетные.
В ОН 025-319—68 имеются косвенные указания на величину уси-
лия, необходимого для поворота рулевого колеса в эксплуатацион-
ных условиях. Эти усилия изменяются для легковых автомобилей
с усилителем рулевого управления от 3 до 6 Н; для легковых автомо-
билей без усилителя и грузовых автомобилей и автобусов с усили-
телем рулевого управления от 10 до 250 Н; для грузовых автомоби-
лей и автобусов без усилителя рулевого управления от 30 до 700 Н.
7. Управляемые колеса автомобиля в диапазоне эксплуатацион-
ных скоростей движения не должны входить в резонансные коле-
бания и автоколебания вокруг шкворней.
Для этого должны быть соответствующим образом выбраны упру-
гие’ характеристики деталей рулевого привода, инерционные массы,
участвующие в колебаниях, и демпфирующие элементы привода.
В настоящее время перечисленные конструктивные параметры под-
бираются экспериментально.
8. Конструкция сочленений привода и рулевого механизма
должна обеспечивать устранение возникающих зазоров соответ-
ствующими регулировками.
9. Конструкции рулевых управлений легковых автомобилей
должны обеспечивать травмобезопасность водителя и пассажиров
от перемещения рулевого колеса с рулевым валом во время столкно-
вения автомобиля с препятствиями при дорожных авариях.
Согласно Правилу № 7 ЕЭК ООН и ОСТ 37.001.002—70 руле-
вое управление считается безопасным, если величина максималь-
ного перемещения верхних частей рулевого вала и рулевой колонки
относительно точки кузова, не затронутой деформацией в процессе
столкновения автомобиля с барьером при скорости 18,6 м/с
(30 миль/ч), не превышает 127 мм (5 дюймов) или если усилие
соприкосновения модели туловища (параметры модели описаны
ОСТ 37.001.002—70) с рулевым колесом при их относительной ско-
рости 6,7 м/с не превышает 11,35 кН.
10. Рулевое управление должно быть надежным в эксплуатации.
2. РУЛЕВАЯ ТРАПЕЦИЯ
Для обеспечения единого мгновенного центра вращения колес
при движении автомобиля на повороте необходимо соблюдать усло-
вие
ctg ах — ctg а2 = , (76)
ъа
где — угол поворота наружного к повороту колеса;
а2 — угол поворота внутреннего к повороту колеса;
М — расстояние между точками пересечения осей поворотных •
пальцев с плоскостью дороги (шкворневая колея);
La — база автомобиля.
Теоретическая зависимость между углами поворота управляе-
мых колес ах и а2 прёдставлена на графике рис. 76, б кривой 1.
Практические соотношения размеров поворотных рычагов, попереч-
ной рулевой тяги и шкворневой колеи, составляющих рулевую тра-
Рис. 76. Схема поворота автомобиля и соотношение углов по-
ворота управляемых колес;
/ необходимое теоретически; 2— 6 — обеспеченное рулевой трапе*
цией при различных конструктивных вариантах трапеции
36
пецию, не обеспечивают точного соответствия углов поворота управ-
ляемых колес уравнению (76) и действительные зависимости между
и а2 на рис. 76, б изображены кривыми 2—6. При проектировании
действительную зависимость между углами аг и а2 для конкретных
размеров звеньев трапеции находят графически, предварительно
выбрав по номограмме (рис. 77) угол 0 или коэффициент х, определя-
ющие точку пересечения продолжения направления поворотных
рычагов в их нейтральном положении с продольной осью автомобиля
(рис. 78). Длино^ т поворотного рычага задаются возможно боль-
шей, допускаемой компоновкой. Разработку кинематики рулевой
трапеции проводят/для нескольких вариантов принятых величин.
Графическое построение с достаточной для практики точностью
можно выполнять в масштабе 1:2. Учитывая, что построение углов
по схеме рис. 76, а требует много места, пользуются схемой, изо-
браженной на рис. 79. Здесь точки D и С являются соответственно
проекциям точек А и В на заднюю ось автомобиля. Из середины
Рис. 78. Схема расположения трапеции:
а) заднее расположение; б) переднее расположение
отрезка АВ — точки G проведена прямая в точку С. Прямая GC
есть геометрическое место точек пересечения лучей, проходящих
через оси поворотных пальцев и составляющих с прямой АВ углы
ат и а2.
На рис. 80 выполнено построение теоретических и действитель-
ных углов поворота управляемых колес автомобиля для двух кон-
структивных вариантов при 9 — 75° и 0 = 70°.
Порядок построения. Для выбранных величин М, L3, т, п, 0
строят рулевую трапецию в нейтральном положении. Строят ли-
нию GC. Задаются наибольшим углом а2 поворота внутреннего ко-
леса (на рис. 80—48°). Наибольший угол поворота колеса зависит
от выбранных размеров звеньев рулевой трапеции и ограничи-
вается приближением шарнира соединения поворотного рычага
с поперечной рулевой тягой к мертвой точке. Чем меньше угол 0
и длиннее поворотный рычаг, тем меньше возможный угол поворота
колеса и, следовательно, больше наименьший радиус поворота автомо-
биля. Угол поворота внутреннего колеса разбивают на интервалы
(например, через 8°). Проводят лучи Из точки В, откладывая от
линии АВ выбранные интервалы углов поворота (8°, 16° и т. д.
до 48°). Пользуясь этими же интервалами, находят положения ле-
вого поворотного рычага. Засечкамй (равными длине проекции попе-
речной рулевой тяги на горизонтальную плоскость) находят поло-
жения правого поворотного рычага и оси правого колеса. Продол-
жают ось правого колеса в каждом найденном положении до пересе-
чения с надлежащим лучом, проходящим через точку В.
В рассматриваемом примере ,
построения сплошной кривой сое-
динены точки пересечения лучей,
полученные для угла 0 = 75°,
и пунктирной кривой — для угла
0 = 70°. Чем ближе кривая сов-
падает с теоретической прямой
линией, тем лучше. Особенно важ-
но это совпадение для малых, наи-
более часто встречающихся, уг-
лов отклонения колес от нейтраль-
ного положения. Выбирается луч-
ший из проработанных вариантов.
Поперечную рулевую тягу чаще
размещают позади оси передних
Рис. 79. Схема определения углов по-
ворота управляемых колес, соответст-
вующих уравнению (76)
колес и тогда она хорошо защищена поперечиной подвески или бал-
кой моста от повреждений неровностями дороги.
В некоторых случаях по условиям компоновки трапецию прихо-
дится размещать перед осью передних колес (рис. 78, б). При этом
увеличиваются теоретически необходимые значения угла 0 или
коэффициента х, а для некоторых конструкций эти величины при-
ходится еще увеличивать против рекомендованных в связи с тем,
что диски колес и тормозные устройства не оставляют достаточного
места для размещения шарниров поворотных рычагов. Практически
осуществляемый коэффициент х в этом случае может быть равен
или быть больше единицы (автомобиль ГАЗ М-20).
При независимой подвеске передних колес поперечную рулевую
тягу выполняют разрезной, состоящей их двух или трех звеньев
(рис. 81). Включение в рулевую трапецию каждого дополнительного
звена с шарнирами усложняет кинематическую схему и влечет за со-
бой увеличение отклонений зависимости между углами поворота
управляемых колес от теоретической. Отклонения будут' меньше,
если звенья поперечной хтяги располагаются на одной прямой (тра-
пеция симметрична относительно продольной оси автомобиля,
а сошка и маятниковый рычаг параллельны).
Расположение шарниров а разрезной поперечной тяги выбирают
при разработке кинематики совместной работы рулевых тяг и рыча-
гов направляющего устройства независимой подвески таким образом,
чтобы при перемещениях рычагов подвески от положения полного
сжатия упругого элемента до положения полного отбоя колеса изме-
няли угол схождения на величину, обеспечивающую сохранение
равновесия горизонтальных сил в пятне контакта колес с дорогой
(проверяется экспериментально). Например, по данным КЭО ГАЗ,
для автомобиля ГАЗ-24 «Волга», для соблюдения равновесия сил
в пятне контакта при сжатии подвески, на I9 изменения развала
Рис. 81. Схемы разрезных рулевых трапе-
ций при независимой подвеске управляе-
мых колес;
а) трехзвенная поперечная тяга (трапеция об-
разована поворотными рычагами); б) двух-
звенная поперечная тяга (трапеция образова-
на поворотными рычагами); в) трехзвенная по-
перечная тяга (трапеция образована сошкой
и маятниковым рычагом)
колес необходимо увеличить схождение колес на 4—6 мм (2—3 мм
на одно колесо).
При трехзвенной поперечной тяге можно рулевую трапецию
перенести на среднее звено (ГАЗ-12 и ГАЗ-21, рис. 81, в). В этом
случае сошка и маятниковый рычаг выполняются с двумя отростками:
шарниры а' соединяются средним звеном поперечной тяги и четы-
рехзвенник Ьа'а’Ь образует трапецию. Тяги повортных рычагов
шарнирами а соединяют сошку и маятниковый рычаг соответственно
с левым и правым поворотными рычагами. Четырехзвенники abb'c
образуют Параллелограммы.
3. РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИКИ СОВМЕСТНОЙ
РАБОТЫ РУЛЕВЫХ ТЯГ
И НАПРАВЛЯЮЩЕГО УСТРОЙСТВА ПОДВЕСКИ
Задача кинематической разработки состоит в том, чтобы найти
такие размеры и расположение в пространстве рычагов, шарниров
и тяг, при которых будут иметь место наименьшие износ шин и откло-
нения колес от прямолинейного качения.
Рассмотрим разработку кинематики на примете неразрезной оси
с подвеской на продольных листовых рессорах (рис. 82).
37
, Ось’ вала сошки
2fima*-рабочий угол поворота сошки
Л
* ?
Плечо обката по грунту
Плоскость вращения колеса-
/шкворень
б)
колеса
качания центра
колеса
Рис. 82. Схема разработки кинематики рулевого привода при совместной работе с
зависимой подвески на продольных листовых рессорах
О,-ось
О -ось
Плоскрскость вращения сошки
РАСПОЛОЖЕНИЕ ШАРНИРОВ ТЯГИ СОШКИ
Прежде всего следует найти центр О качания оси колеса Ot. Для
продольной полуэллиптической рессоры с закрепленным передним
концом точка пересечения нейтральной линии сечения коренного
листа с осью центрового болта рессоры перемещается по дуге окруж-
ности радиусом R (рис. 83) с центром 02, отстоящим от центра перед-
1 It + h
него ушка на расстоянии —...а. по горизонтали и, примерно,
на-^-е по вертикали со смещением в сторону центра ушка. Центр О
качания оси Ох колеса смещен от найденного центра 02 на вели-
чину h (расстояние от точки Ох до нейтральной оси коренного листа
рессоры).
Положением точки Ах центра шарового пальца рычага тяги
сошки задаются (рис. 82). Положение центра Вг шарового пальца
сошки, при котором не будет самопроизвольного поворота колес
при прогибах подвески, найдем, построив параллелограмм на сто-
ронах ООх и ОИх-
ДЛИНА И ПОЛОЖЕНИЕ СОШКИ
Вторая задача разработки кинематики рулевого привода состоит
в том, чтобы разместить сошку и рычаг поворотной цапфы. Необхо-
димо, чтобы углы поборота рулевого колеса влево и вправо от ней-
трали до крайних положений были приблизительно равны между
собой, а шарнир соединения тяги сощки и. поворотного рычага не до-
ходили бы до мертвых точек в своих крайних положениях.
Конструктивно возможный угол а 2 перемещения внутреннего
колеса ,составляет величину около 35—40°. Внешнее колесо повора-
чивается согласно уравнению (76) на угол ах.
38
направляющим аппаратом
Отложим углы «х и а2 от нейтраль-
ного положения рулевого рычага на про-
екции в плане (рис. 82, б) и перенесем по-
лученные точки А2 и А3 на фронтальную
проекцию, а затем, вместе с точкой Аг, на
боковую проекцию (рис. 82, в). Траектории
точки Ах на первых^ двух проекциях будут
представлены эллипсами, а на боковой про-
екции прямой линией. В связи с небольшими
углами наклона шкворня следует строить
дугу эллипса с диаметрами 2А1Ш1 и
2A1Z£f1sinp только на фронтальной проек-
ции. Здесь Ах///х — плечо поворотного , ры-
чага тяги сошки относительно оси поворот-
ного пальца (шкворня), р — угол попереч-
ного наклона поворотного пальца. С доста-
точной для практики точностью траектория
точки Ах в плане может быть представлена
окружностью. Угол продольного наклона
поворотного пальца можно не учитывать.
Ось вала сошки при предварительной ком-
поновке лучше всего расположить горизон-
тально перпендикулярно продольной оси
автомобиля. Тогда траектории центра пальца
сошки В на боковой проекции и в плане будут
прямыми линиями. Современные рулевые
механизмы работают нормально без заеда-
ний и без выхода ролика из зацепления с
червяком в пределах угла поворота сошки
на 90°. Если учесть упругие деформации деталей рулевого управле-
ния при приложении значительных усилий, необходимых для по-
ворота управляемых колес, следует обеспечить некоторый запас
хода х0 пальца сошки порядка 10—12 мм, что соответствует при-
мерно 10° поворота сошки (рис. 82, а).
Длину сошки выбирают такой, чтобы при повороте управля-
емого колеса на угол аг +сс2 сошка поворачивалась на угол, не-
сколько меньший 90°, и симметрично относительно нейтрального
положения сошки. Для этого предварительно размещают ось вала
сошки вблизи переднего пальца крепления рессоры так, чтобы ша-
ровой палец сошки находился на прямой, проходящей через ушки
рессоры, и на фронтальной проекции проводят дугу радиусом 1С,
равным длине сошки. Проекция AxBx длины I тяги сошки на фрон-
тальную плоскость в данном случае соответствует ее истинной ве-
личине.
Расстояние между продольными вертикальными плоскостями,
проходящими через точки Ах и Ви равно т0 (рис. 82, б). Построив
прямоугольный треугольник (рис. 82, г), найдем истинную длину
тяги сошки I.
Если из точек А2 и А3 (рис. 82, в) радиусом I сделать засечки
на прямой, представляющей проекцию плоскости движения пальца
сошки, и спроектировать точки А2 и А3 на эту прямую, то получим
отрезки 2'2" и 3'3", равные проекциям тяги сошка на фронтальную
плоскость при крайних левом и правом положениях управляемого
левого колеса, что определит точки В2 и В3 на рис. 82, а.
Затем следует найти крайние положения тяги сошки на рис. 82, б
с тем, чтобы проверить, не подходят ли ее шарниры к мертвым
точкам.
В случае подхода шарниров к мертвым Точкам, а также при асим-
метричном делении рабочего угла поворота сошки ее нейтральным
Рис. 83. Схема определения центра качания оси колеса при подвеске на продольных
листовых рессорах
положением необходимо передвинуть соответствующие звенья меха-
низма и проделать построение заново.
Практически шарниры не подходят к мертвым точкам при сумме
углов ах +а2 не более 70°.
Полной симметрии деления рабочего угла сошки часто достигнуть
не удается. Допускается различие между углами поворота рулевого
колеса от нейтрального положения вправо и влево до крайних поло-
жений на величину порядка 90° для легковых и 180° для грузовых
автомобилей.
4. РУЛЕВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Конструктивные схемы рулевых механизмов весьма разнооб-
разны. Наиболее распространенные из них приведены на рис. 84.
Угловые передаточные числа рулевых механизмов и КПД. Пере-
даточное число рулевого механизма глобоидальный червяк — ро-
лик (рис. 84, а)
г гшВк
° 1зяхВо
где ?ш — число зубьев нарезающей шестерни;
RK — радиус начальной окружности сектора;
isax — число заходов червяка;
R о — радиус дуги, образующей начальную поверхность гло-
боиды.
Червячные и винтовые рулевые механизмы выполняются на пре-
деле обратимости и потому прямой КПД — т]п отличается по ве-
личине от обратного — При размещении ролика на игольчатых
подшипниках т]п равен 0,6—0,70. При размещении ролика на ша-
рикоподшипниках равен 0,82—0,87. Обратный КПД равен при-
мерно 0,55. ,
Передаточное число рулевого механизма винт — шариковая
гайка, рейка — зубчатый сектор (рис. 84, б, в)
л . 2лг
-и — ~ »
где г — радиус начальной окружности зубчатого сектора;
t — шаг винта (одной винтовой линии).
Рис. 84. Конструктивные схемы рулевых механизмов': К — межцентровое расстояние;
а) глобоидальный червяк *— ролик; б) винт шариковая гайка — поршень и рейка
зубчатый сектор; в) винт р— шариковая гайка и рейка — зубчатый сектор; а) качающийся
виит — гайка в кривошипе; д) схема к определению передаточного числа рулевого механизма
с качающимся винтом; е) червяк ® сектор спироидной шестерни; дас) — винт — кривошип
с пальцем
Прямой КПД такой передачи 0,92—0,95, обратный КПД —
около 0,82.
Для рулевого механизма качающийся винт — гайка
(рис. 84, гид)
£ „____________sin (у ± pj)_______
® _t . do / < V *
2я LRt ~ LRi \ 2л )
где у — угол между нормалью к оси винта в ее нейтральном
положении и прямой, проходящей через центр качания
винта и ось сошки;
Pi — угол поворота сошки от нейтрального положения;
L — расстояние от. оси сошки до центра качания винта;
7?i — радиус кривошипа;
60 — угол поворота, червяка от нейтрального положения.
Знаки (+) относятся к правому вращению винта при правом
повороте автомобиля, а знаки (—) — к левому вращению винта.
Прямой КПД для этого механизма весьма низок и равен примерно
0,52, обратный КПД — 0,25.
Для рулевого механизма червяк -г- сектор спироидной шестерни
(рис. 84, е) >
' ' t '
: »
1зах
где г — число зубьев спираидной шестерни.
Прямой КПД составляет 0,73—0,77, обратный 0,55—0,60. Для
рулевого механизма винт — кривошип (рис. 84, ж)
где RK — длина кривошипа.
Прямой КПД механизма зависит от конструктивного выполне-
ния пальца кривошипа и колеблется от 0,6 до 0,75, обратный КПД —
около 0,55.
На отечественных автомобилях согласно ОСТ 37.001.013—70
должны применяться рулевые механизмы типа глобоидный чер-
вяк — двух- или трехгребневый ролик и двухступенчатый механизм
с винтом и шариковой гайкой и рейкой с сектором.
ОСТ регламентирует диаметр вала рулевой сошки, межосевое
расстояние в картере рулевого механизма, наличие гидроусилителя
в привбде в зависимости от веса, приходящегося на управляемые
колеса.
РАСЧЕТ РУЛЕВОГО МЕХАНИЗМА
ГЛОБОИДНЫЙ ЧЕРВЯК — ТРЕХГРЕБНЕВЫЙ РОЛИК
Кинематический расчет. При разработке кинематики рулевой
трапеции для принятой компоновки рулевого привода получаем
угол поворота внутреннего управляемого колеса аа и передаточное
число рулевого привода 1п (сошка — поворотный рычаг). Необхо-
димый угол поворота вала сошки в одну сторону
Ртах = .
Рабочий угол поворота сошки 2ршах. Угловые перемещения
управляемых колес, как правило, ограничиваются упорами на пово-
ротном кулаке. Под действием максимальных усилий сопротивления
повороту колес сошка деформируется и во избежание возможности
выхода ролика из зацепления с червяком принимаем полный угол
поворота сошки примерно на 10° больше рабочего угла:
₽x = 2fUx+10Q.
Задаемся числом оборотов рулевого колеса от одного крайнего
положения до другого и находим величину углового передаточного
числа рулевого механизма делением полного угла поворота руле-
вого колеса на рабочий угол 2ршах поворота сошки:
= 360по; = off9— ’
* zPmax
где п0 — число оборотов рулевого колеса. Дальнейшее проектиро-
вание можно вести двумя путями:
1. При цроектировании рулевого мехайизма с новым глобоид-
ным червяком, отличающимся от выпускаемых, должен быть выпол-
нен геометрический расчет. Исходными величинами для расчета
служат межосевое расстояние k (из условий нагрузки на управляе-
мые колеса по ОСТ 37.001.013—70), передаточное число im, число
заходов червяка isax, число зубьев гш нарезающей шестерни.
2. При наличии налаженного производства глобоидного червяка,
близкого по размерам проектируемому механизму, т. е. при дан-
ных k, i3ax, зш и 7? 0 можно в некоторых пределах менять передаточ-
ное число рулевого механизма за счет увеличения радиуса RK рас-
четной окружности колеса (рис. 85, б) на величину Д7?к.
о,---------------
Ось нарезающей
шестерни
а)
\Ось кривизны начальной
поверхности еловоиды
В)
Рис. 85. Конструктивные варианты регулировки зазора в зацеплении;
а) при радиальном перемещении ролика; б) при аксиальном перемещении ролика
Определение размеров ролика. Расчет размеров ролика с доста-
точной для практики точностью можно вести в плоскости, перпен-
дикулярной оси червяка, так как угол наклона винтовой линии
в среднем сечении червяка мал и уменьшается к крайним виткам,
а вал сошки устанавливается под углом к оси червяка несколько
меньше, чем угол подъема нитки червяка.
Рулевой механизм должен обеспечивать беззазорное зацепление
в возможно большем диапазоне угла поворота рулевого колеса.
Возможность регулйровки беззазорности зацепления вблизи ней-
трального положения ролика осуществляется смещением оси вра-
щения сошки от центра кривизны начальной поверхности глобоиды
к ее оси на расстояйие и. По мере увеличения угла поворота вала
сошки в любую сторону зазоры увеличиваются (рис. 85). Наибольший
радиальный зазор Д7? у крайних рабочих витков червяка представ-
ляет собой запас для восстановления беззазорности в зацеплении
по мере износа рабочих поверхностей вблизи среднего сечения чер-
вяка. Возникающий зазор выбирают регулировкой, перемещая ось
вращения сошки в радиальном (рис. 85, а) или аксиальном
(рис. 85, б) направлениях. Величина наибольшего перемещения
оси вала сошки при регулировке численно равна максимальному
радиальному зазору в зацеплении ролика с крайними витками чер-
39
вяка при радиальной регулировке и величине h0 при аксиальной
регулировке
Ло = V(гч + Гр)2 — (г, + гр — и)2, .
где гч — радиус расчетной окружности червяка;
гр — радиус расчетной окружности ролика.
Осевое смещение, большее величины на Дй0, может быть
использовано для изменения передаточного числа передачи при
данных размерах червяка. Величина и смещения оси вала сошки
относительно центра кривизны начальной поверхности глобоиды
в выполненных конструкциях колеблется от 2 до 5 мм. При регули-
ровке несколько изменяется передаточное число механизма за счет
изменения радиуса 7?к на величину Д/?к.
Полный угол поворота ртах сошки от нейтрального положения
отличается от угла ро охвата червяка и зависит от конструкции
ролика. Для рулевого механизма с одногребневым роликом макси-
мальный угол ртах поворота вала сошки без опасности выхода ролика
из зацепления
Ртах Ро 4~ »
для двухгребневого ролика
для трехгребневого ролика
Ртах = Ро +
где 0J — угловой шаг нитки червяка.
Диаметр ролика определяется конструктивно из соображений
компоновки и берется с чертежа. Толщина среднего гребня ролика
по расчетному диаметру равна ширине впадины между нитками
червяка в среднем сечении. Профиль боковых поверхностей гребня
ролика образует прямая линия. Угол профиля гребня ролика ра-
вен углу между режущими кромками нарезающего инструмента.
Зазор между внутренней поверхностью впадины червяка и наружной
поверхностью гребня ролика принимается равным 0,5—1,0 мм и
определяет наружный диаметр ролика. Размеры других гребней
ролика определяются графическим методом построения положения
среднего гребня ролика повернутого от нейтрали на угловой шаг
червяка. Ширина впадины между средним и крайним гребнями
ролика принимается больше толщины нитки червяка (по расчетному
диаметру) для образования бокового зазора 0,15—0,20. Другие раз-
меры ролика принимаются конструктивно.
РУЛЕВОЙ МЕХАНИЗМ ВИНТ — ШАРИКОВАЯ ГАЙКА
Типы винтовых рулевых механизмов изображены на рис. 84.
Изображенный на рис. 84, б механизм имеет гайку, которая одно-
временно служит поршнем силового цилиндра усилителя, встроен-
ного в рулевой механизм. Основная часть работы, затрачиваемой
на поворот автомобиля, выполняется за счет давления жидкости
на поршень. На долю винта остается незначительная часть нагрузки.
Поэтому в этом механизме употребляется одна система шариков
(называют замкнутый контур, по которому перемещаются шарики),
имеющая полтора рабочих витка. Этот тип механизма употребляется
в основном на легковых автомобилях.
Механизм, изображенный на рис. 84, в9 употребляется на грузо-
вых автомобилях средней грузоподъемности. В этом механизме
40
целесообразно применять две шариковые системы, имеющие по 2,5
или 3,5 витка каждая в зависимости от весовой нагрузки на управ-
ляемую ось. Рулевой вал такого механизма закреплен в двух ради-
ально-упорных подшипниках.
На тяжелых грузовых автомобилях, многоместных автобусах и
троллейбусах употребляются механизмы с качающимся винтом,
подобным изображенному на рис. 84, г. Гайка может быть обычной
или шариковой. В этом механизме винт имеет только одну верхнюю
плавающую опору (в специальном шариковом радиальном подшип-
нике). В случае работы механизма без усилителя необходимо иметь
две системы шариков. При работе с усилителем достаточно одной
системы шариков.
Таблица 12
Диаметр окружности шариков Диаметр шариков Шаг резьбы Наибольший диаметр вну- треннего от- верстия по- лого винта Рабочая осевая нагрузка Наибольшая осевая нагрузка
’ мм кН
24,8 2,4 4,2 14,2 5,65 34,90
25,4 2,4 4,2 15,8 5,70 66,70
25,4 4,0 5,6 45,8 12,70 49,00
25,4 4,0 6,4 15,8 12,70 66,50
29,1 3,2 5,1 17,8 9,60 57,00
30,5 6,4 9,5 15,8 28,60 138,00
31,7 4,0 7,3 19,1 14,65 83,30
38,1 4,0 6,4 22,4 16,70 100,00
41,3 4,8 9,2 29,7 21,70 132,00
43,5 4,8 6,8 30,0 23,5 140,00
63,5 9,5 12,7 44,4 79,70 445,00
Допустимый осевой люфт винтового механизма с шариковой
гайкой составляет 0,02—0,03 мм.
Расчет механизма винт — шариковая гайка на прочность и долго-
вечность. В табл. 12 приведены конструктивные параметры шари-
Рис. 86. График зависимости
долговечности шарикового винта
от коэффициента грузоподъем-
ности;
п — обороты (долговечность); Ко ~-
коэффициент грузоподъемности
ковых винтов рулевых механизмов,
разработанных в США. Таблица состав-
лена на основе лабораторных испыта-
ний винтов. Данные по грузоподъем-
ности подсчитаны, исходя из 3,5 вит-
ков шариков и долговечности винта,
равной 106 оборотов. Если фактиче-
ская нагрузка отличается от приведен-
ной в таблице в /Со раз, то долговеч-
ность винтовой передачи может быть
найдена по графику рис. 86. Превы-
шение наибольшей статической нагруз-
ки ведет к бринелированию поверх-
ностей. Наибольшая осевая статиче-
ская нагрузка может быть подсчитана
по моменту, необходимому для пово-
рота управляемых колес на месте.
Для определения усилия р, дейст-
вующего на каждый шарик (рис. 87), принимаем, что гайка одно-
витковая и нормальное усилие распределяется равномерно между
шариками (количество шариков z0). Работой трения в подшипниках
качения винта пренебрегаем. Тогда усилие, действующее на каждый
шарик по линии kkx [151:
__ Р [tg (а ± р) sin а -h cos <%]
Р ~~ фн*о cos рк ’
здесь г
р = __________2________5
tg(a±arctg4^fc) ’
где а — угол подъема теоретической винтовой линии (на которой
расположены центры шариков), лежащей на начальной
цилиндрической поверхности;
Рк — угол передачи контактного усилия;
р — угол трения качения;
f0 — коэффициент трения качения;
фн — коэффициент неравномерности распределения нагрузки
между шариками (меньший единицы);
Q — окружная сила на радиусе г„; (гн — радиус начальной
окружности винтовой канавки винта).
. 6)
Рис. 87. Схема передачи сил от винта на гайку!
а) в плоскости оси винта; б) в плоскости, перпендикулярной винтовой линии
Передаточное число механизма винт — шариковая гайка
= 4 = (“ arctg-Jfc-) = tg (“ - рв)’
где Ро — приведенный угол трения качения, зависящий от Вк
(табл. 13).
Таблица 13
Рк 0° 6°, 12° 18° 24° 30°
Ро 2° 52' 2° 53' 2° 56' 3° 00' 3° 08' 3° 15'
КПД шариковинтового механизма. В случае преобразования вра-
щательного движения в поступательное прямой КПД определяется
по формуле
(. а \
а ± arctg -— )
(1Ш cos рк /
где а — радиус окружности площади контакта шарика с беговой
дорожкой винта;
— диаметр шарика.
Величина а может быть найдена из выражения
а = 7,21 ,
“ L £1 ^2 J
где Ei и Еа — модули упругости;
Pi и р2 — коэффициенты Пуассона, относящиеся соответ-
ственно к материалу шарика и беговой дорожки.
В случае преобразования поступательного движения во враща-
тельное обратный КПД определяется по формуле
„ «(»-"« таг)
*
< Таблица 14
HRC 29 35 40 45 49 54 58 62
ф 0,38 0,415 0,50 0,60 0,69 0,79 0,89 1,00
Наибольшее напряжение kc смятия в площади контакта подсчи-
тывается по известным формулам сопротивления материалов и для
шарикоподшипниковых сталей с термообработкой до твердости
HRC 62 не должно превышать 5000 МПа. С понижением твердости
беговой дорожки допустимое контактное напряжение определяется
произведением (ф выбирается по табл. 14). Число шариков в од-
ном витке канавки определяется по формуле
°i .
arcsin cos а
ан
Расчет винта не устойчивость от действия осевой силы Р, Коэф-
фициент запаса устойчивости б при продольном изгибе осевой силой
должен выдерживаться в пределах от 3 до 7:
6 = -Екр_,
°СЖ
где окр — критическое напряжение продольного изгиба;
°сж — напряжение сжатия в сечении винта от действия силы Р.
По формуле Эйлера
_ г я*Е1
скр—-Ч> 1%р »
где Се — коэффициент приведенной длины, учитывающий конструк-
цию опор. Для двухопорного винта с одной самоустанав-
ливающейся опорой величина Со выбирается по табл. 15.
При несамоустанавливающихся опорах значения коэффи-
циента Ср следует умножить на 1,33;
I — момент инерции поперечного сечения винта;
Zo — длина винта (рабочая);
F — площадь поперечного сечения винта.
Таблица 15
Конструкция механизма Со
Винт в обычной гайке Винт в шариковой гайке Винт в предварительной напряженной гайке Винт в многосекционной шариковой гайке 3 2,5 1,5 1,2
Форма винтовой канавки. Различные формы винтовой канавки
изображены на рис. 88. Форму канавки определяет контур в сечении,
перпендикулярном винтовой линии на начальном цилиндре. Реко-
мендуемая ширина цилиндрической части гребешка между соседними
впадинами составляет 0,25—0,6 от диаметра шарика. Кромки гре-
бешков нарезки должны иметь скругления радиусом 0,2—0,3 мм.
Осевой люфт сс должен быть 0,02—0,03 мм и зависит от формы ка-
навки. Окружной люфт определяется по формуле
„ __ 2сеЕол
T“dHtga’
где Еол — радиус замера окружного люфта;
dg •— наружный диаметр винта.
Число рабочих витков целесообразно выбирать от 1,5 до 2,5.
Количество шариков, находящихся в рабочих витках и обводном
канале (для сохранения высокого КПД), не должно быть более
60 шт. Если по расчету требуется большее количество шариков,
диаметр шариков увеличивают.
Рабочие витки гайки размещаются отверстиями, выводящими
шарики в обводной канал. Отвёрстая в гайке под шарикопровод
hiq - 0,04 йц, dc~ 0 • 0,01dyj ГцЛ1,4~ 20щ
rf =0,515 Аш сс'0,02'0,03 мм mc=0,04du
2с,)ц*Ь=(Р,2-0,3jdm r’diC'OJdiB
dc-0,07*0,150ц,
Сс = 0,02* 0,03 мм
f-0,515 аш
1Пц=0,ЗОц,
0,40ц,
0q = 0,5' 1,00ц,
Се • 0,02* 0,03мм
Рис. 88. Геометрические параметры канавок;
I круглая; II « круглая е дополнительной канавкой; 111 » овальная;
IV «» прямоугольная
обводного каналу.сверлятся таким образом, чтобы их оси были каса-
тельными к винтовой линии нарезки на начальном цилиндре винта.
Общее число витков в гайке на полтора-два витка больше количества
рабочих витков по технологическим соображениям.
Шарики используются стандартные, выпускаемые шарикопод-
шипниковыми заводами. При подборе шариков в' один рабочий виток
разница в размерах шариков не должна превышать 0,00128 от диа-
метра шарика. Такая разница диаметров предполагает перегрузку
шариков большего диаметра на 5%.
Для изготовления винтов и гаек используются стали ШХ9,
ШХ15, ШХ15СГ, 12Х2Н4А, 20Х2Н4А, 38ХМОА, ЗОХЗВА,
30Х2Н2ВА, ЗОХГСА.
5. ГИДРОУСИЛИТЕЛИ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
Рулевые управления современных автомобилей в целях повыше-
ния безопасности движения и облегчения труда водителя снабжа-
ются усилителями. Широкое распространение получили компактные
и надежные в работе гидравлические усилители. Наиболее распро-
страненные схемы рулевых управлений с гидроусилителями пред-
ставлены на рис. 89.
Распределительное устройство располагается или зй сошкой,
или встроено внутрь рулевого механизма. На рис. 90 изображено
распределительное устройство золотникового типа с корпусом 1,
золотником 2, центрирующими пружинами 3, действующими через
шайбы 4 на золотник, и реактивными камерами 5.
Рис. 89. Схемы компоновок усилителей рулевого управления:
а) распределительное устройство и силовой цилиндр соединены и расположены за сошкой
автомобиля; б) распределительное устройство встроено в рулевой механизм (силовой цилиндр
отдельным рычагом действует на правый поворотный кулак автомобиля; в) распределитель-
ное устройство в тяге сошки (силовой цилиндр действует на поперечную рулевую тягу; авто*
мобиля ГАЗ); е) распределительное устройство и силовой цилиндр встроены в рулевой меха*
низм (автомобили ЗИЛ)
При повороте рулевого колеса 12 на золотник действует осевая
сила Ро. Полости 9, 11 и каналы 6 и 7 через канал 8 открыты на
слив. Золотник не выйдет из нейтрального положения, если сила Ра
сопротивления цапфы повороту, приведенная к тяге сошки, меньше
силы Рп предварительного сжатия пружин. При этом рулевое управ-
ление работает без усилителя как при обычном приводе, а золотни-,
I От насоса
Рис. 90. Схема усилителя рулевого управления с золотниковым рас-
пределительным устройством
41
корая коробка жесткой связью передает усилие Ро на рычаг пово-
ротного кулака. В этом Случае Рц = Ро.
При условии Ра > Ра пружина сожмется, золотник перекроет
канал 7, отсечет канал 8 от канала 6 и откроет последний полностью.
Полость 11 силового цилиндра будет соединена со сливом 8, а в по-
лость 9 через канал 6 Поступает под давлением жидкость. Поршень 10
со штоком начнет перемещаться вправо, воздействуя на поворотный
рычаг усилием
Р1 ~ РоР>
где ро — давление жидкости;
F — активная площадь поршня.
Для полости 9 активная площадь
F = -J-(D2 — d2mT);
для полости И
F^^-D2,
где D — диаметр поршня и dmT — диаметр штока.
На поворотном кулаке момент силы Рг на плече /к сложится
с моментом силы Ро на плече ZT.
Пружина 3 с усилием Рп и давление жидкости в реактивной
полости 5 с усилием Рр стремятся вернуть золотник в исходное
положение относительно корпуса. Для удержания золотника в край-
нем положении необходимо усилие
Рзол — Ра + Рр‘
Незначительные силовые воздействия от управляемых колес
при их нейтральном положении, меньше силы предварительного
ржатия пружин, не вызовут самопроизвольного включения усилителя,
как это может быть при отсутствии центрирующих пружин. Однако
применяются схемы и без центрирующих пружин или без реактив-
ных камер.
В распределителе с открытым центром и центрирующими пружи-
нами нейтральное положение золотника соответствует равным дав-
лениям жидкости в полостях над и под поршнем силового цилиндра
двойного действия. В силу неравенства активных площадей на пор-
шень со стороны штока действует меньшая сила, а' с противополож-
ной — большая. Управляемые колеса будут постоянно стремиться
повернуться в сторону действия большей силы. Чем легче авто-
мобиль, тем заметнее это явление.
Можно создать равные по величине силы, действующие на пор-
шень силового цилиндра, если распределитель выполнить без центри-
рующих пружин, а площади реактивных камер выполнить нерав-
ными в соотношении активных площадей поршня силового цилиндра.
Золотник без центрирующих пружин самоустанавливается и тре-
бует менее точного изготовления, но затрудняет самовозврат колес
под действием стабилизирующих сил и моментов. Кроме того, от-
сутствие пружин позволяет при ударах на управляемые колеса
золотнику смещаться от нейтрального положения, что создает, пуль-
сирующую нагрузку на насос и ведет к повышенному его износу.
Определение размеров силового цилиндра и реактивных камер,
Размеры силового цилиндра определяются из условий наибольшего
сопротивления дороги повороту управляемых колес. Наиболее тя-
желым режимом считают поворот колес на месте. Для определения
моментов сопротивления дороги повороту' управляемого колеса
на месте был предложен ряд эмпирических формул, например,
формула проф. А. С. Литвинова;
' Мф=М7-7,5)Скср-^-,
где GK — вес, приходящийся на колесо;
<р — коэффициент, сцепления шины с дорогой;
FK — площадь отпечатка шины (определяется эксперимен-
тально).
Таблица 16
Усилие на рулевом колесе автомобиля, Н
с g
Условия поворота ю 04 Ю СО LQ СЧ ю ю СО о о о
СП СП СП СП СП СП СП
2 2 2
На сухом асфальте:,
вправо . . . . . . 178 185 212 212 330 220 325
влево 185 185 208 215 320 220 —
На поворотных площадках:
вправо ........ 35 55 70 70 82 43 111
влево 34 49 70 „ 70 95 46 81
В табл. 16 приведены экспериментальные данные-по определению
усилий на рулевом колесе, необходимых для поворота управляемых
колес на месте (для сухого асфальта и для специальных поворотных
площадок, исключающих трение шины о дорогу). Замеры сделаны
на автомобилях Горьковского автомобильного завода.
Коэффициенты полезного действия узлов рулевого управления
под нагрузкой, полученные экспериментально, приведены в табл. 17.
Пользуясь приведенными данными, .можно с достаточной для прак-
тики точностью определить усилие, необходимое для поворота управ-
ляемых колес проектируемого автомобиля.
Таблица 17
Узел КПД узла автомобиля
ЗИЛ-150 ЗИЛ-157 КрАЗ-214
Шарнир тяги сошки 0,90 0,89 0,87
Шарнир поперечной тяги 0,92 0,79 0,81
Рулевой механизм (прямой) .... 0,71 0,71 . 0,71
Рулевое управление (общее) .... 0,59 0,50 0,50
или
Для автомобилей с усилителем в рулевом приводе рекомендуется
иметь усилие Ртяг на рулевом колесе (при развороте колес на месте):
для легковых от 30 до 70 Н, для грузовых от 150 до 200 Н.
При проектировании необходимо выбрать величину усилия,
при котором включится усилитель. Чем меньше это усилие, тем
более плавной будет работа рулевого управления. Рекомендуется
усилие включения выбирать в ©пределах от 5 до 10 Н. При наличии
центрирующих пружин в распределительном устройстве это уси-
лие необходимо для преодоления силы предварительного сжатия
центрирующих пружин.
Сила предварительного сжатия центрирующих пружин должна
быть минимальной, но больше осевой силы, необходимой для преодо-
ления трения в рулевом механизме при размещении распредели-
тельного устройства за , рулевым механизмом. Иначе при возврате
управляемых колес в нейтральное положение под действием ста-
билизирующих моментов усилитель включается самопроизвольно и
препятствует колесам возвращаться к прямолинейному качению,
вследствие чего усиливаются отдача на руль и колебания управляе-
мых колес около поворотных пальцев.
Назначение реактивных камер состоит в том, чтобы создавать
«чувство дороги» и увеличивать устойчивость движения. Опытами
НАМИ установлено, что рулевое управление с усилителем без реак-
тивных камер в распределительном механизме больше склонно
к возникновению колебаний управляемых колес по сравнению с ус-
тройствами с реактивными камерами.
Размеры реактивных камер следует выбирать так, чтобы усилие
Рр на рулевом колесе при достижении полного давления в силовом
цилиндре для легковых автомобилей было около 30—50 Н, а для
грузовых автомобилей и автобусов 80—100 Н.
Площадь реактивной камеры в случае расположения распредели-
теля в тяге сошки может быть найдена из уравнения
D' _ п
₽ Чк’шРш ’
где /0 — плечо сошки;
ie — передаточное число рулевого механизма;
fo — площадь реактивного плунжера;
Рш — радиус рулевого колеса;
г]к — прямой КПД рулевого механизма;
Рр — реактивное усилие, действующее вдоль штока золотника,
приведенное к рулевому колесу.
С другой стороны,
где Рпк — усилие центрирующих пружин, приведенное к рулевому
колесу.
Размеры силового цилиндра в большой мере определяются ком-
поновочными соображениями. Ход поршня определяется кинема-
тикой, а диаметр поршня из формулы
Л1ф — ро (D2 — 1к 4” Ртах^ш'ПобщРш
М9= ро -f-(D2 — С^шт) 4“ (pofo 4” Рп)
Действие усилителя оценивается отношением
где Э — показатель эффективности усилителя, оценивающий,
во сколько раз уменьшено усилие водителя за счет дей-
ствия усилителя;
Рк — усилие водителя на рулевом колесе, необходимое для
поворота управляемых колес при отсутствии усилителя;
Рш — усилие водителя на рулевом колесе при наличии уси-
лителя.
Для усилителя с центрирующими пружинами и реактивными
камерами в распределительном устройстве показатель эффективности
равен единице при Рш = Рк и рулевое управление работает без
уСИЛИТеЛЯ. При Р^ С Рш < Рщах
а _ __Рш 4” Ру _ it Ру
а~рт ~~р^ ' "*
42
здесь Pg = Pt>P~--, где i06W — передаточное число механизмов,
расположенных между силовым цилиндром и рулевым колесом,
гобщ = t<3^m<T; 'Побщ — коэффициент полезного действия этих меха-
низмов; F — (D2 — (/шТ).
Р ___ р I Ро/о/:
Тогда
' 3=14- —_______Ро^Побщ____
i ( р I Ро/О^С \
0б4 Пк+ Л
Для усилителя без реактивных камер f0 = 0, для усилителя без •
центрирующих пружин Рпк = 0.
После определения основных силовых и размерных параметров
усилителя для данного автомобиля проводится расчет гидравли-
ческой системы.
6. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
ПОВ Ы Ш ЕНЦОЙ БЕЗОПАСНОСТИ
Повышение безопасности рулевого управления достигается уста-
новкой специальных устройств: энергопоглощающих или ограничи-
вающих силу удара водителя (или пассажира) о рулевое колесо.
Конструктивное разнообразие этих устройств можно свести к сле-
дующим четырем группам:
1) устройства, исключающие перемещение рулевой колонки
внутрь кузова — складывающиеся рулевые валы с карданными шар-
нйрами (Порше, Фиат);
2) устройства, ограничивающие возможные осевые усилия на
рулевом валу или колонке и осевые перемещения рулевого механизма
внутрь кузова (телескопирование). Такие устройства включают
в себя элементы, разрушающиеся под действием заданной осевой
силы,— шпонки, заклепки, работающие на срез, прорезиненные
ткани, работающие на разрыв, выпрессовывающиеся втулки (на
автомобилях ГАЗ, Uolvo);
3) устройства, ограничивающие осевое усилие и перемещение
9 пределах значительных по величине упругих деформаций рулевого
вала (гофр, установленный между рулевым валом и рулевым колесом
автомобиля- Форд);
4) устройства, ограничивающие осевое усилие с последующим
поглощением энергии удара силами трения между взаимопереме-
щающимися при телескопировании элементами конструкции и одно-
временным уменьшением перемещения рулевого колеса внутрь ку-
зова (на автомобиле «Москвич»).
Устройства первой группы требует кинематической разработки.
Все остальные рассчитываются на осевое усилие порядка 7—9 кН
меньшее предельно допустимого усилия в 11,350 кН.
В устройствах второй группы ограничивающий заданное осевое
усилие элемент рассчитывается на разрушение под действием этого
усилия.
РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ
(ИЗ ЭЛАСТИЧНОГО МАТЕРИАЛА) КОНСТРУКЦИИ ГАЗ (рис. 91)
Нижняя !1 и верхняя 2 части рулевого вала через фланцы 3 со ско-
сами под 45° через эластичную муфту 4 соединены между собой че-
тырьмя шпильками 5.
При аварийных нагрузках на рулевой вал эластичная муфта
деформируется, смягчая силовое воздействия и разрешая относи-
тельные перемещения верхней и нижней частей рулевого вала в пре-
делах упругих деформаций соединительных деталей.
В случаях тяжелых арарийных столкновений упругий элемент
муфты получает деформации, разрешающие соприкосновение скосов
фланцев и скольжение их друг относительно друга вплоть до разру-
шения эластичной муфты. При этом в области контакта скосов флан-
цев возникнут осевая сила РА и радиальная сила PR. При углах
скосов 45° относительно оси вала, если пренебречь силой трения,
аксиальная сила РА равна радиальной PR. Предельное значение
радиальной силы определяется прочностью материала муфты в опас-
Рис. 91. Соединительная муфта рулевого вала, повышающая безопасность при столк-
новениях, конструкции ГАЗ:
а) муфта в сборе; б) эластичный элемент
ном сечении А—А. Упругая муфта выполняется из прорезиненной
многослойной ткани бильтинг Б-820. Согласно ГОСТ 101—60 напря-
жение растяжения для этого материала
о = - ftc~ Ю-3 МПа,
где РА — разрывающее усилие в кН;
а0 — ширина живого сечения в м;
6 — число прокладок в ткани;
kx — коэффициент неодновременности разрыва прокладок;
/га — коэффициент, учитывающий нарушение целостности ни-
тей на краю опасного сечения.
Пример расчета соединительной муфты
конструкции ГАЗ
При проектировании принято:
1) предельное значение осевой силы РА — 9 кН (по рекоменда-
ции конструкторско-экспериментального отдела ГАЗ);
2) угол скоса соединительной вилки 45°;
. 3) силами трения на поверхностях контакта вилок пренебрегают;
4) размеры сечения соединительной муфты даны на рис. 91,6, а0=
= 0,04 м;
. 5) по ГОСТ 101—60 ki ==/0,85; k2 = 0,8; ов = 5,5 МПа.
Определяем число прокладок в ткани соединительной муфты
§ — _J—fid____ = ________2._________'•
aok^B 0,04-0,85-0,8-5,5
При испытаниях данной конструкции получена предельная
сила РА8,75 кН. :
РАСЧЕТ ЭНЕРГОПОГЛОЩАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА
ТИПА «СИЛЬФОН» (рис. 92)
Устройство представляет собой тонкостенную трубку с кольце-
выми гофрами, установленную между рулевым валом и рулевым
колесом.
Под действием осевой силы, возникающей при аварии, сильфон
деформируется в осевом направлении до соприкосновения гофров.
Упругую характеристику сильфона можно считать линейной.
Осевая сила, при которой сильфон сожмется до соприкосновения
гофров [191:
( Ас \
(аЕ1йс I + Во —я- г
_____ \ ^в/
2пч (1 — И2)
Ра =
где
fa — осевая упругая де-
формация сильфо-
на под действием
сжимающей силы;
Е1 — модуль упругости;
he — толщина стенки
(принимается рав-
ной толщине тру-
бы при гидравли-
ческом выдавлива-
нии);
А 0 — коэффициент, за-
висящий от отно-
RB .
шения -в2-;
Ав
Рис. 92. Гофрированный ограничитель силы
фирмы Форд
Во— коэффициент, зависящий от отношения ;
Ав
RB — наружный радиус сильфона;
Рв — внутренний радиус сильфона;
г — радиус закругления образующей гофра;
р — коэффициент Пуассона;
п, — число рабочих гофров.
Пример расчета энергопоглощающего устройства
типа «Сильфон» фирмы «Форд»
При проектировании принято: fa — 0,042; Ех — 1,98-Ю5 МПа
(для стали 08 кп); ha — 0,0006 м; Ао = 0,007 (при Ри — 0,0375 м,
RB = 0,0315 м); Во = 52 (при г = 0,003); РА = 8,75 кН; р, = 0,3.
Определяем число необходимых рабочих гофров
/ йс \
/а^1Йс I А® + Во —s- I
_ \ Rl /
2(1-р2)Рл “
0,042-1,98 -108 •0,0006 ( 0,007 + 52 2’22^2 )
__ \ и,UO10 / Q
— 2(1 —0,32)-8,75 ~°‘
При испытании получено значение РА = 9,00 кН. Расчет и испы-
тание сильфона проведены в КЭО ГАЗ*
4?-
РАСЧЕТ ЭНЕРГОПОГЛОЩАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА
КОНСТРУКЦИИ АЗЛК (рис. 93)
Конструкция имеет составной рулевой вал с щлицевым соедине-
нием и рулевую колонку, состоящую из трех частей. Верхняя 1
и нижняя 2 части рулевой колонки запрессовываются в трубу 3,
имеющую по два ряда выдавок с обоих концов. Всего выдавок. 24
(по 6 в каждом' ряду).
Ряс. 93. Энергопоглощающее устройство конструкции
АЗЛК (разрез соединения)
В сечениях А—А наружная и внутренняя трубы имеют замкну-
тые контуры, в сечениях Б—Б внутренние трубы имеют прорези
на длину около 100 мм. По данным АЗЛК, при равных натягах
силы запрессовки в сечениях Б—Б примерно в 7—8 раз меньше сил
запрессовки в сечениях А— А. При расчетах силы, действующие
в сечениях Б—Б, учтем коэффициентом ап.
Расчет соединения сводится к определению величины необходи-
мого натяга между трубами, обеспечивающего заданную силу запрес-
совки [141:
А WIbQz ( I \ /-7'7\
А "" 4л£$ \ Л, + к, ) ’ (77)
где /Ив — число взаимно уравновешенных радиальных сил или
число выдавок на трубе;
Qz — силы нормального давления в точках контакта между
трубами в рассчитываемом сечении;
и Хв — коэффициенты соответственно для наружной и вну-
тренней труб;
р — коэффициент Пуассона;
/?н — средний радиус наружной трубы;
RB — средний радиус внутренней трубы;
hT — толщина стенки трубы.
Уравнение (77) справедливо для XHiB < 6/пв.
Осевое усилие на рулевой колонке ограничивается усилием
запрессовки одной трубы в другую
~ ^зап =
где f — коэффициент трения между обработанными поверхностями
труб без смазки.
Пример расчета энергопоглощающего устройства конструк-
ции АЗЛК- Принято: Рл = 7 кН; Ra — 0,0285 м; /г„ = 0,0015 м;
/пв = 6; RB == 0,025 м; / = 0,3; = Ц (ио данным испытаний
АЗЛК). '
Определяем:
Зг = = ТПГГ = !7’В 9 кН‘>
ан/ 1,0
Ч - = 5,75;
%в = 3(1 - 0,За) (
0,025
0,0015
Величина натяга между трубами в м:
. _ 6.17,9 / 5,75
А~ 4-3,14-2,1-10§ 0,0015
(дат) “0.0003 и.
Экспериментальной проверкой выполненной конструкции с при-
веденными данными получено значение РА = 8 кН.
ПРИЛОЖЕНИЕ
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РУЛЕВЫХ МЕХАНИЗМОВ
Автомобиль Вес, прихо- дящийся на пе- редние колеса, Тип передачи рулевого ’ механизма ' Переда- точное число Диаметр вала сошки Меж- ' осевое расстоя- ние Длина рулевой сошки Диаметр рулевого колеса
кН мм
ЗАЗ-965 3,72 17,0 23 - 43,5 128 400
«Москвич-407» 6,34 16,12 23,4 52,5 152 400
ГАЗ-21 8,87 Глобоидальная, с двухгребневым 18,2 32 59,538 188,5 432
ГАЗ-69 9,21 роликом на шариках 18,2 32 59,538 188,5 425
ГАЗ-13 * 12,85 18,2 32 59,538 135 440
УАЗ-450 11,88 18,2 32 59,538 206 425
УАЗ-451 10,3 18,2 32 59,538 148 425
ГАЗ-51 15,8 20,5 32 68,26 180 425
ГАЗ-52 16;68 20,5 32 68,26 180 425
ПАЗ-672 * 25,6 20,5 35 68,26 ’ 180 425
ВАЗ-2101 6.37 Глобоидальная, с двухгребневым 17,0 28,7 50,8 93,5 400
роликом на иголках 145
ГАЗ-24 8,54 Глобоидальная, с трехгребневым 19,1 32 61,54 141 400
роликом на шариках
ГАЗ-53 18,4 Глобоидальная, с трехгребневым 20,5 35 68,26 180 450
ГАЗ-66 * 29,7 роликом на иголках 20,5 35 68,26 170 425
КАЗ-606 22,58 23,5 38 90 210 480
ЗИЛ-164А 21,2 23,5 38 90 205/250 480
ЗИЛ-111 ** 15,90 Винтовая, с циркулирующими ша- 17,5 35 62,2 160 454
ЗИЛ-130 ** 25,56 риками и зубчатой парой 20,0 38 90 200 480
МАЗ-500 * 41,40 23,6 45 76. 200 550
МАЗ-200 35,0 Червячная, с торцовыми зубьями 21,5 45 74,55 200 550
Урал-375 * 38,3 на секторе 21,5 45 74,55 210 550
ЛиАЗ-677 * 56,6 21,5 45 74,55 200 550
КрАЗ-255 * 56,9 21,5 45 74,55 200 550
* С гидравлическим усилителем, встроенным в рулевой привод.
*♦ С гидравлическим усилителем, встроенным в рулевой механизм.
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОУСИЛИТЕЛЕЙ РУЛЕВЫХ УПРАВЛЕНИЙ
Параметры усилителя Автомобиль
ГАЗ-13 | ЗИЛ-111 ЛиАЗ-677 ГАЗ-66 | ЗИЛ-130 | Урал-376 МАЗ-500 МАЗ-503 МАЗ-527
Силовой цилиндр Диаметр в мм 40 80 70 50 90 70 52 60 83
Ход поршня в мм | 180 62 208 166 90, , 208 272 | 250 365
Рабочий объем в дм3 | • 0,225 0,312 0,84 | 0,326 0,57 0,84 0,578 | 0,708 1,97
Компоновка С раз-\ дельным приво- 7 дом Встро- енный соосно С раздельным приводом Встро- енный соосно С раздельным приводом
| Распределитель Центрирующие пру- жины Нет Есть Нет Есть Нет Есть
Реактивные эле- менты Есть
Диаметр золотника в мм 27 20 27 38 57 30 30
. Источник питания I Тип Гидронасос
Конструкция Ротор- ный (ГАЗ) Лопаст- ной (ЗИЛ-111) Лопастной (ЗИЛ-130) Шесте- ренча- тый (НШ-32)
Максимальное давле- ние в кН/м2 3920 5890 6380 6380 6380 6380 6380 6380 9810
Производительность в дм3/с при угловой скорости в рад/с 0,108 84 0,117 84 0,267 105 0,267 105 0,267 105 0,267 105 0,267 105 0,267 105 0,668 157
Производительность в дм3/с при угловой скорости холостого хода в рад/с 0,108 84 0,08 52,5 0,173 63 0,138 50,4 0,173 63 0,173 63 0,145 52,5 0,145 52,5 0,333 78,6
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПОДВЕСОК И ШИН ЛЕГКОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Наименование Автомобиль
ЗАЗ-965А ЗАЗ-966 ВАЗ-2101 | «Москвич-408» «Москвич-412» ГАЗ-21 Б ГАЗ-24 ГАЗ-13 | ЗИЛ-114
Год выпуска . Передняя подвеска: тип s жесткость 2Ср1 в кН/м статический прогиб /pj в мм . . трение в подвеске в кН . размеры шин • давление в шинах в кН/м2 жесткость 2СШ в кН/м Сш,/СР1 Задняя подвеска: тип < жесткость 2Cpi в кН/м статический прогиб /р_ в мм трение в подвеске 2R2 в кН а давление в шинах в кН/м2 жесткость 2СШа в кН/м > . . . Сшг/Срг Отношение прогибов 1960 НРТ 33 112/77 0,75 5,20—13 137 121 3,68 НРП 22 2?о/15о 0,10 177 157 z 7,15 4,9/0,51 1968 НРТП 33 18о/9о 0,75 5,20—13 157 138 4,20 НРП 40 140/98 0,12 177 157 3,90 0,93/0,92 1969 НРП 42 122/96 0,30 6,15—13 147 310 7,40 ЗП 36 0,14 177 380 10,5 0,82/1,14 1969 НРП 42,5—46,5 148/120 0,4—0,45 6,00—13 167 412 9,7—8,9 ЗР 42,5 12б/82 0,45—0,55 167 412 9,70 0,85/0,68 1969 НРП 42,5—46,5 148/ш 0,4—0,45 6,00—13 167 412 9,7—8,9 'ЗР 42,5 ^82 0,45—0,55 167 412 9,70 0,85/0,68 1968 НРП 45,6 192/i52 0,80 6,70—15 167 440 9.7 ЗР 48,8 166/ш 1,42 167 440 9,0 0,87/0,76 1969 НРП 44,6 1Z?/l50 0,80 7,35—14 167 440 9,0 ЗР 45,2 190/12з 1,40 167 400 8,90 1,07/0,82 1969 НРП 55,2 220/19з 1,20 8,20—15 167 440 7.2 ЗР 52,0 2?8/i52 1,60 167 400 7,80 1,08/0,79 1967 НРТ 41,5 4ОО/з6о 235—38 196 545 13,2 ЗР 76,0 2Б2/21о 216 660 8,70 0,63/0,59
Примечания: 1. Типы подвесок: НРТ — независимая рычажная торсионная; НРП — независимая рычажная пружинная; НРТП — независимая рычажная торсионно-пружинная; ЗП — зависимая пружинная; ЗР — зависимая рессорная.
2. При дробном числе числитель соответствует автомобилю с нагрузкой, знаменатель — автомобилю без нагрузки.
45
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЁТРЫ ПОДВЕСОК И ШИН СРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ И АВТОБУСОВ
Наименование ,* Автомобиль
ГА3^1А ГАЗ-52 | ГА3.53А ЗИЛ-130 МАЗ-500А КрАЗ-219 УАЗ-69 ГАЗ-66 | ЗИЛ-131 МАЗ-502 Урал-375 КрАЗ-214 ЗИЛ-118 | ЛАЗ-697 ЛиАЗ-677 *8
Год выпуски . . , . Г 1967 1967 . 1968 1968 1970 1967 1965 1968 1967 1962 1963 1962 1962 1970 , 1968
Грузоподъемность в кН Передняя подвеска: 24,55 24,55 39,2 49,1 80,6 117.8 4,91 19,62 34,3 39,2 х 44,2 68,6* 13,3 . 32,1 55,6
жесткость 2СР1 в кН/м . . • . 156 156 > 184 260 406 510 100 246 2^0 460 330 550 126 256 28г‘718в ,
статический прогиб *3 /Р1 в мм ,и/и 82/м 817в1 80 90 88/ /85 %8 80 82 80 8О/32О 1М/74 16°/150
ход до ограничителя *4 в мм w/oi . в4/в1 > 8Z/112 , ?2/103 117*6 56 *5 102*§ ПО *» 68 75*5 75 *б 78 *5 25/ /138 13Z/i40 М0/100
п размеры шин 7,50—20 7,50—20 8,25—20 260—20 320—508 12,00—20 6,50—16 12,00—18 12,00—20 15,00—20 14,00—20 15,00—20 235т— 38 280—508 280—508Р
давление в шинах в кН/м2 294 294 274 344 491 491 196 296 296 255 314 275 294 520 . 735
жесткость шин 2СШх в кН/м 970 970 1020 1286 960- 1600 920 800 865 1200 1000 1160 665 2340*’/. '1962
Задняя подвеска: 6,2 6,2 5.5 4,95 2,36 f 3.1 9,2 3,2 3,0 2,6 3,0 2,1 5,3 9,15
жесткость основных рессор 2Cps в кН/м . . 636 636 720 714 644*3/ *1168 1892. 76 196 1100 750 884 1738 200 410 *'3/ f 610 425-71в,
жесткость дополнительных рессор в кН/м . . нагрузка, при которой включаются дополни- 135 135 161 157 524 — , — — 322 . —-t — —
тельные рессоры, в кН 9,6 9,6 13,74 14,70 32,2 . — — — — ч. — — — — —
статический прогиб *3 / ' в мм 81/24 81/24 112/82 8б-/зо 26/ m 74 90 45 б°/20 82 85 58 * ^/143 Х4°/70 182/ш
ход до ограничителя м в мм . . . . . . . . ^55 2?/55 82/з2 14О/22О 18^/ш ПО 120 *5 127 *б ПО 83*’ 138*5 ПО*6 6°/i80 ^/140 100/19в
давление в шинах в кН/м2 . . 344 392 441 491 539 539 245 294 392 392 314 314 294 520 662
жесткость шин ^ша в 2000 2160 2440 3236 1920 7200 1020 800 1530 1340 2000 2640 665 «09*’/ „„ (2300 —
ЕСш./2Ср. ’-.И Подвеска колес автобуса ЛАЗ-697 зависим: ** Подвеска колес автобуса ЛиАЗ-677 зависи! *8 В числителе дроби для автомобилей с нагр *4 Для автомобиля с нагрузкой: в числителе *б При сбитом буфере. 3,2 ая рессорно-п] лая пневматич >узкой; в знал дроби, ход сж 3,2 ружинная. [еская. 1енателе — дл :атия; в знам: 3,4 я автомобиле *нателе — xoj 4,53 й без нагрузи 1 отдачи. 3,0/1,65 си. 3.8 13,4 4.1 1,4 1.8 2,3 1,5 3.3 11,2/4,5 л
Л~Л повернуто
направление
движения
Штанга стабилизатора
поперечной устойчивости
и-и
Характеристика пружины
диаметр проволоки , мм 13 ±0,05
Внутренний диаметр , мм 90 ±0,9
Количество рабочих витков. 7,5
Длина пружи- ны я мм в свободном состоянии -360
под нагрузкой 4,35+0,15 кН-
группы А (желтая маркировка) >232
группы 6 (зеленая маркировка) <232
под нагрузкой в, оз кн 182
контрольная нагрузка, кН 7,80
направление навивки правое
примечания
1. Подвеска показана в статическом положении
под нагрузкой (4 человека В салоне кузова
+ 50 кг груза)
2. Момент затяжки гаек соответственно)
н-вон-м, м-вонм
3. Углы установки управляемых колет
развала колес--
без нагрузки 0°+20'
под нагрузкой 0°23'+20'
продольного наклона оси поворота колес1
дез нагрузки з°-2°30'
под нагрузкой 4°~3°3Q‘
Максимальные углы поворота
управляемых колес
Передняя подвеска лист 2
автомобиля ВАЗ-2101 М1;2 I
48
-•в—Направление движения .
Момент затяжки
60...70 Н-м
ж-ж
(см на листер
+0,24
^^±0.25
+ 0,040
+0,115
+ 0,350
+ 0,120
± 0,250
70...85 Н-М -
В
Лист 3
(СМ. на листе 4)
М1-2
Передняя подвеска
автомобиля „Москвич-412
+ 0,250
ф40*олвр
-0,240
+ 0,039
$38,5-------
-0,500
4 1527
f-f
Вид Б
Регулировочные
прокладки
направление
движения
Момент затяжки
40...50 Н-м
Момент затяжки
Момент затяжки 50„.Е0н-м
при статическом
среднем положении
Угол максимального поворота Внутреннего колеса В 35° + 1МЗО'
Угол провального наклона оси поворотной стойки подвески а 0°53'tC‘SO>
Разность углов продольного наклона для пра- вой и левой поворотных стоек — 0°30'(не долее)
Угол поперечного наклона оси поворотной стойки подвески г 6°35'
Угол развала колеса. в в°45'±30‘
Разность углов развала для правого и левого колес — О°зд'(не долее)
Схождение колес при измерении на стенде (типа вин) Б~А 1~3 ММ
Схождение колес при измерении раздвижной линейкой — 1-2 ММ
примечание
Углы продольного наклона оси поворота колес, углы раздала
и схождения колес должны быть отрегулированы при поло-
жении рычага подвеска, определяемом размером л (см. на
листе л)
49
Л- Л (см. лист 3)
Вид В (см. листЗ)
Момент затяжки 40...70 нм
И-И
Центр
'колеса
Момент затяжки 40...70 Н-м
Лист 4
МГ-2
Передняя подвеска
автомобиля „ Москвич-412
Предохранительная стяжка
для транспортировки
Примечание
В каждую переднюю подвеску с обеих сторон
должны устанавливаться пружины одной раз-
мерной группы
Момент затяжки 40...70Н-М
^=F
4-0,08
020^^
-0,021
i 5^
313 (статический рдпиус]
Регулировочные
прокладки
25а20
: В
Дорожный просвет
203
Лист 5
MJ-2
Передняя подвеска
автомобиля ГАЗ-24
WWW
х
24130
Угол максимального поворота внутреннего колеса В 40аг
Угол продольного наклони оси шкворня а ±30'
Разность углов продольного наклона левого и правого шкворней ал-ап *30'
Угол развала колес р О’*45'
Разность углов развала колес Рл~Рп 4 30'
Схождение колес при измерении раздвижной линейкой, мм А~Б 1,5+3,0
Схождение колес при испытаниях на стенде - —
примечания
7. Все разрезы и сечения показаны на листе 6
2. Размеры, отмеченные *, указаны для положения
при статической нагрузке
51
Г-Г (см. паст 5)
Б~Б (см. лист 5)
М5М
Ж
0 25,5-
- 0,019
ор -0,042
+ 0,012
~ 0,012
Схема углов продольного наклона
оси шкворня
Д-Д (см. лист 5}
—--------- . о
направление
движения
Б~Е (см. лист 5)
Схема подвеска
Ход колеса до упора
Паст Б ;
Передняя подвеска
автомобиля ГАЗ-24
Примечание
между зазорами Ж не должна
z Разность >
превышать О^мм
Изменение колеи при максимальном
коде колеса
$23,6
$2^,75.ддд^
А- Л (см лист 5)
центр отпечат-
ка шины
+ 0,0ВО
-орзз
+ 0,020
гл on ~ 0,013
*/U zrb02lT
~0,033
-Р
Схема рулевого привода
направление
движения .
В" В (см. лист 5)
MV-2
52
53
1350
675+2 (расчетная длина)
Место клеймаОТК
0 30,06 min
Обеспечить без
снятия металла >
Б
36,5+0,1
На длине 190min
Б-Б
Основные размеры листов рессоры
Вид А
М2:1
в-в
М2--1
Листы №2 и №3
Гайки стремянок затянуть
моментом 70... 100н • м
Расклепать
в 4 местах
заклепки не должна
Головка
^ssssss^ssssss&
39°
Лист № 1
1513+3
Ф 20-о,28
105
5,5+0,5
Ф1О+0’2
38+0,7
65+ 0,8
22
2 отв. 0 /4,5
7)12,3
2 отв.
КО,2
max
Ф9,8-о,2
'я листа
№1
выступать над поверхностью
листа
ж»?
№ листа Размеры в мм Материал
Радиус кривизны Длина Толщина
1 3800 1513+ 3 о +0,20 6 - 0,25 Сталь 60С2 , ГОС Т 7419 -55
2 3110 1920+3 1q+0,20 1и -0,25
3 2955 1258+3 1П +0’20 /U-0,25
4 2955 1 loots п+0,20 1и-0,25
5 2955 970+3 1П + 0,20 1U -0,25
6 2955 890+3 4л + 0,20 1U- 0,25
7 2955 710 + 3 in + 0,20 1U -0,25
8 2955 580+3 1П + °’ 20 1и-0,25
I 9 2955 950 +3 1П + О'^О 1и-0,25
10 2955 320+3 10 + °’20 U — 0,25
11 2930 200+3 1 п + 0,20 1U 60,25
Примечания
1 . Твердость листов НВ 363..ЛЧЧ
2 , Рессору в своре подвергнуть осадке
нагрузкой 26 кН. При повторной осадке такой
же нагрузкой у рессоры не должно выть оста-
точной деформации
З .Свободная стрела собранной рессоры 105мм.
Прогиб рессоры под контрольной нагрузкой
10,5км должен выть 85+5 мм.
Контрольные замеры производить после осадки
рессоры.
М1:2
Рессора передней подвески Лист 8
автомобиля ЗИЛ-130
54
№ листа Размеры в мм Масса листа, кг
Толщина листа Длина листа в прямом состоянии Расстояние от конца листа до оси отвер- стия под цен- тровой болт Внутренний радиус изгиба листа
1 7 1216 608 1926 3,65
2 7 1216 608 1852 3,65
3 7 1000 500 1781 2,85
4 7 920 660 1662 2,53
5 7 820 610 1506 2,35
6 7 760 370 1373 2,27
7 7 650 325 Г308 1,88
8 7 580 290 1266 1,60
9 7 680 290 1266 1,92
10 7 600 200 1266 1,20
11 7 310 153 1266 1 0,95
12 7 220 100 1266 0,70
Передняя подвеска Листв
автомобиля ГА 3-53А МГ.2
55
56
А-А
Направление движения
Задний мост
Лист 11
М1-2
Задняя подвеска
автомобиля ВАЗ-2101
Характеристика пружины
Диаметр проволоки, мм 12,3±0,05
Внутренний диаметр, мм 102±1
Количество рабочих битков 8
Длина пружины, мм в свободном состоянии U2
под нагрузкой 2,95 кН;
группы А (желтая маркировка) >273
группы Б (зеленая маркировка) <273
под нагрузкой ^39 кН 196
Контрольная нагрузка, кН 5,50
Направление набивки Правое
Примечания
I Подвеска, показана в статическом положе-
нии под нагрузкой (4 человека в салоне
кузова + 50 кг груза)
2. Динамический ход подвески;
при сжатии-75мм
при отбое -135 мм
58
листа Толщи- на листа Длина Выпрям- ленного листа внутренний радиус кривиз ны свободно- го листа Стрела свобод- ного листа Расположение отверстий И
Общая алана передний конец Размер л размер /Z
7>, 6,5 1250*3 600 1700 96 —
2 6,5 1210*9 560 1400 129 533 1156
J- 6,5 980*9 490 1150 103 463 926
4 6,5 780*9 390 1050 72 363 726
5 6,5 570*9 285 1100 37 258 516
6 5 380*9 130 1000 17 — —
5d
Концы листов №2 и №3
Направление движения
М2-1
М2:1
Л
1298
Л
577
I 22
V ч
-55^°
010,5
для передних концов
для задних концов
др+1°
120*10
223
\ Центр колес в крайнем нижнем
положении
Лист /4
Задняя подвеска
автомобиля ГАЗ-24
Примечания
Z Жесткость рессоры 20,6 Н/мм
2. Подвеска показана при полной
статической нагрузке
Центр колес в крайнем
верхнем положении
Центр качания оси заднего моста
з’ю'
Центр колес при статической нагрузке
Вид А
290
89
В-В
М2=1
Б-Б
М2И
№ листа Размеры в мм Масса листа, кг
толщина листа § i § а ihI длина переднего конца прямого листа радиус кривизны (внутрен- ний)
1 6 1350 580 1100 4,90
2 6 1270 550 970 3,50
3 6 1055 455 905 2,60
4 6 820 375 840 2,20
5 6 600 300 840 1,55
6 6 330 165 840 OJO
М1:2
60
62
дополнительная рессора
М2-1
Размеры листов дополнительной' рессоры
№ листа Длина Толщина Матери- ал
мм
1 1150*3 о+0,20 ° -0,25 Сталь Б0С2. Полоса типа А ГОСТ 7419-55
2 1060 *3 я + 0,20 3 -0,25
3 920*3 р +5,20 0 -0,25
4 800*3 о + 0,23 0 -0,25
5 680*3 Я+0,20 ° -0,25
В 560*3 я+0,20 0 -0,25
7 440*3 а+0,20 0-0,25
8 320 ±3 я+0,20 0 -0,25
9 200*3 я + 0,20 ° -0,25
Размеры листов основной рессоры
№ листа Длина Толщина Матери- ал
ММ
1 1601*3 Я +0,20 ° -0,25 Сталь сося, полоса типа А ГОСТ 7419-55
2 1515*3 п с +0,20 5,0 -о,25
3 1345*3 п с +0,20 5,0 -0,25
4 1225*3 а с +0,20 5,0 -0,25
5 1135*3 9,51^5
6 1045*3 пс +0,20 ' 5,0 -о,25
7 955*3 п с +0,20 5,0 -0,25
8 865*3 п с +0,20 № -0,25
9 775*3 0 с +0,20 -0,25
10 695*3 о с +0,20 № -0,25
11 600*3 п г +0,20 -0,25.
12 520*3 о ч +0,20 -0,25
13 435*3 п с + 0,20 -0,25
14 350*3 п с +0,20 5,0 -0,25
15 265*3 п к + 0,20 5,0 -о,25
16 180*3 а с +0,20 5,0 -0,25
Примечания
/. Твердость листов не 363...444 ’
2. Рессоры в сборе подвергнуть осадке. • t
Нагрузка для основной рессоры 55, Б кН, для > ;
дополнительной - 30 кн. Повторная осадка -г
такой же нагрузкой не должна давать <
остаточной деформации J
Рессоры (основная и дополнительная) Лист 7^
задней подВески а
автомобиля ВИД-130
М1--4 1
63
Направление движения
В
1500 (расчетная длина)
Д
Е
Б-Б повернуто
М2,5-7
Концы вистов бел хомцтов
М2,5-1
65
Размеры листов рессор
Ф
Передний конец рессоры.
М2,5-1
шт
7SJSJSZJ4
повернуто
В-В
Центр колес
в крайнем верх-
положении’
центр колес
при статичес-
кой нагрузке
Центр колес
в крайнем наж-
нем положении
1
1——_
010,5
31
Расклепать. Головка
заклепки не должна
выступать над по-
верхностью листа
WMf7
20° *10'
Д-Д
М2,5-1
5 1627
Е-Е повернуто
№ листа Толщи- на длина Расстояние от конца листа до оси центра долга Радиис изгиба Масса, кг
мп
1 в 1180 590 5750 4,81
2 в 1100 550 5200 4,48
3 8 ООО 450 4675 3,67
4 в 780 390 4135 3,18
5 8 680 340 3600 2,77
6 8 580 290 3075 2,37
7 8 480 240 2550 196
в в 380 190 2550 1,55
э 8 280 140 2550 1,14
ю .11 1600 800 4820 7,67
11 11 1600 800 4540 7,67
12 11 1360 680 4250 6,46
13. 11 1240 620 3340 5,39
14 11 1130 565 3570 5,37
15 11 1020 510 3240 4,85
16 11 920 460 3040 4,37
17 11 820 410 2880 3,89
18 11 720 360 2730 3,42
19 11 * 620 310 2730 2,94
20 11 520 260 2730 2,46
21 11 410 205 2730 1,95
22 11 300 150 2730 1,42
- *V nUiAw*-* ij ' 1
примечание ,
Жесткость рессор в н/мм-.
основной /55
дополнительной /61
SSSSSSSSk
7Ш\
'SSSA
Задняя подвеска
автомобиля ГАЗ-534
Лист 19
MI'S
65
Подвеска #* 1 Hi 1 н2 V, см^
мм
БелАЗ-531 790(635) 343 229 2735
БелАЗ-546 (передняя) 680(735) 290 192 2385
БелАЗ-540 и БелАЗ'548 (задняя) БелАЗ-548 (передняя) и их модификации 750(819) 343 189 2735
67
^ssst
Вариант 1
Ситроен DS-19
+0,027
Ф55гщзз
-0,060
Вариант 3
Грузоподъемность 30 кН,
ступенчатое включение
сфер в работу
Вариант 2
Задняя подвеска
ГАЭ-52Р
Газ (азот)
Жидкость
Вариант 4
Грузоподъемность 35 кН 1
В-В
+ 0,030
050 -Тозо
-0,060
+0,050
0Ы +олю
+0,060
Фторопластовое
кольцо
Т
М4-!
Вход
И
М4-1
гидропневматическив упругие элементы . . (Варианты конструкций) Лист 2
МР2\
+0,019
$16 ~0,016
-0,033
+ 0,016 R-R
а -0'013
-0,027
Вид A
10,013
$6 -Тцйд
- 0,022
Ч..Р
Обозначения: 1
а - от гидроаккумулятора -, | А
б-к гидрорессоре-, 1
в - слив в бак -,
г - к крану управления подъемом
кузова
(защитный колпак
условно снят)
Примечание
Величину б выбирают в зависимости
от передаточного числа привода к
регулятору и заданной величины при-
нудительного подъема кузова
Регулятор положения
кузова (двухступенчатый
гидравлический типа БАЗ)
Лист 24
МЫ
69
fca*
в-в
Вид А
7777
Верх рамы
| В сливной бак
дт гидронасоса
Дроссельный канал^
гидрозамедлителя
Полости
гидрозамедлитвля
1
М1-2
ми
Установка регулятора типа лист J
Ситроен jDS-19 (В передней
подвеске автомобиля ГАЗ-52Р)
Характеристика золотникового
распределителя регулятора
В упругий
элемент
Верхнее крайнее
положение центра
колес (сбитый буфер)
Упругой
элемент
Вид Б
\^SSBSSSSS№SSBSSSSBSBS^^A
7- время полного хода золотника -,
V- скорость перемещения золотника -,
p-сила, действующая на золотник
gggeggggsgggegeaoe
Примечаний
Размеры поперечного сечения упругого
рычага (bxh) Выдирать в соответ-
ствии с заданной зоной нечувствитель-
ности регулятора и требуемым време-
нем замедления срабатывания регуля-
тора
70
Ъ g-g Л1П^ в-в
д-д
и-и
015.5
ИЙ
1*
17,3*0.2
£К
вид к
20 J
[jSSSSSSSSSSSil
0?
4 отв.
+ 0,10
0<7 -ТЦО
-0,12
+ 0,160
05'4™°-
-0,048
+ 0,17
^^+^25
+0,08
+ 0,088
Ф11*о$ят
+0,040
Амортизатор
передней подвески
автомодиля ВАЗ - 2101 .
§
S'*
Поршень амортизатора
3-3
-0,50
-0,420
А-А
М2 1
1
д±_
Е~Е
ж-ж
та
9 ♦ 0,040
£ +0,015
«с 97 - 0>625
$2f +0,100
+0,055
М1-2-
Примечания
7 Амортизатор заправить жидкостью (
MC0-1Q ТУ 38-101-137-71
2 Гайку Л завернуть моментом 70...90Н-М
Лист 26
М1-1
Та
б-б
1*
1Г
BL
ж
10D
Сжатие
о
0,45
0,95
Р, Кн
1,95
1,35
+0,027
~ 0,043
В~В
+ 0,045
1л *0.015
-0,043
+ 0.50
^33^5В
___-0,25
^30^
-0.13
+0.02
» 0,1В
с+0.08
-о,te
Рабочая диаграмма
Отдача
д-д
+0,03
-0,03
А-А
М2-1
ход 01 тока, мм
Примечания
/ Амортизатор заправить жидкостью
АЖ-12Т МРТУ Зв-1-1Б5-65
2 перед сборкой на внутренние поверхности
сальников нанести спой смазки циатим-201
ГРЕТ Б261-74
3. гайку Ж завернуть моментом 50...60 Н м
Амортизатор
передней подвески
автомобиля ГАЗ - 24
Лист 27
М1--1
71
’.j
в-в
Лист 29l
М1-2 ?
I Амортизатор заправить веретенным
маслом Ав
2 ваи кд корпуса завернуть моментом
*0,023
920 -0,020
-0,053
ф70*°Л-
* '0,4
я
I
72
1
*<L <2
1-ГА1 2-ГАЗ -2/_
-24
I
3-„M0 сквич- -A1?“ -
tt/Z
> 1 J_
i 'l 2^,
*4 «-
1 ГАЗ- 21
г4 80
5-ф>0^ 7/7-05/ эд-Kot' 7 КОМ — 80 - Z Л -- 1
1ЫП 41/ 1
Схожда чаег мм 2D^i 1
d -z г ~ 7 0 Ь .9П / \ 4
*• Zt/f ’•
5^ ПП- ~
Ьи
Б-Mepi 7-Сим tedec-i ка-Ша, 2088. мбор
<f
. ЯЛ -
OU .СП -
uu ./,n . / 1
w . 9Л - , r
X
. on S 1
zuf /п
,пп
Ьи ' •
X
73
«1
Регулировочный
винт И
-0,008
-0,011
scsisz
Б-Б
МГ.2
Регулировочные
прокладки 3
Ж
Рулевой механизм \Лист31
автомобиля ВАЗ-2101
f 0,020
Ф28,7~-^
"0,031
Наклон оси ролика
от вертикали
I1—
1°6"
50,8
Ж-Ж повернуто
931,85
-0,011
в-в
Примечаний
Л Натяг подшипников вала руля регулировать прокладками 3.
Контроль натяга осуществлять по моменту сопротивления
вращению вала руля при снятом вале .сошки. Допускаемая величина момента сопротивления 0,2... 0,6Н*м
2. Зазор в зацеплении червяка и ролика регулировать винтом И (при
^нейтральном положении рулевой сошки). После регулировки зазора в
зацеплении червяка и ролика проверить динамометром момент трения на
валу червяка (момент должен быть равен 0,9... 1,2Н-м при повороте
вала червяка на 30Qвлево и вправо от нейтрального положения)
74
Б
044,452* OJ>S
В
44,477-0^25
36°30'
лш-.£010
-0,008
Рулевой' механизм
автомобиля „Москвич-412
И-И
*0,084'
Ж 25,4^0,080
*0,040
013,з*0,084
020-0,1
ж-ж
02S338*V>4S{
23,463*fffl‘-
023,42 -Qazi
020,226* 0,045
Вид А
К-К
0U6_
+ 0,105
.★0,0*5
'-ррЗЗ
Вариант ( травмойезопасная рулевая колонка}
примечание
Трубу М запрессовать в трубу Н
с усилием 1,5.. .8,5 кН
^гтптгтгт/тгт.
9 Масштаб
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
liniii । ill t t । I t I » I । I i I । I । I । I
лист 32
75
Вид А
Д-Д
н-н
+ 0,027
-0,041
3=
f
я
7/////////77.
1
Лист 33
+°-0Б
9>71„о,о2
-OJ08
----0,008
^52z&0iQ_
-0,013
I
Примечание
Передаточное отношение рулевое®
механизма 19,г-1
И-И
Mj+Ш
Вид Б
+ 0,231
<57/9*0’-
V™ +о,125
+0,036
М-М
WiPgiLt
Вид г
+ 0.019
ж-ж
+ 0,057
-0,013 .
з-з
М
,„-0,01
912-оме
-0,033
6-6,5 запас для
регулировки
.«аайввкН
да-5
+ 0,027
$35+0.125
+0,005
Масштад
О 20 40 SO во 100 120 140 ISO 180 200:
Рулевой механизм
аВшомодидя ГАЗ-24
76
А-А повернуто
клин
Условно повернуто
В-В повернуто
I повернуто
М5-1
Примечания
I Момент затяжки гайки сошки руля 25D...30DH-M
2. Момент затяжки гайки рулевого колеса 60...80 Н-м
3. Момент затяжки гаек клиньев 14...17 н-м
Рулевое управление лист 34
автомобиля ЗИ/J-130 №
в-в
в-в
А-А
к насосу
Л
14'
+ 0,035
$90-0,040
, ~0,075
+ 0,080
-Щ
$Ь!)-0,030
м-м
8ИИ?
РР- пределы
полного про-
филя винто-
вой канавки
-0,010
<№5:^о$Т
~0,070
к-к
§§
с +0,050
0,020
-0,040
р - с +0,030_\______
$б-~йб24
-0,006
+ 0,050
+ 0,022
$22-0.020
-0,033
/!-Л
, +0,033
ФЗО_0'250
-0,285
, ,+0,024
038 (38,05)+ ggjg
___________-0,010
4
/Ы
корпуса по диаметру
38+0,024 (38J5 +0,024)
сортировать на
12групп по наимень-
шему размеру
Золотники подиаметри
38^ (38,О5^оГ
сортировать на
12групп по наиболь-
шему размеру
И.
и-и
параметры
зубчатого сектора
модуль
профильный угол исходного
контура ____________
смещение исходного кон-
тура____________________
число зубьев на полной
окружности______________
диаметр делительной ок-
ружности, мм
характер изменения
винтовой канавка
0,05
(на сторону)
15В, 5 min
р
I
038,844-0048 при по-
ложении среднего ша-
рика на участке П-П.
ф7,144
(шарик)
. в Ч
2?°30'
Пере-
менно
15
высота головки^ мм
полная высота зуба» мм
толщина зуба па дуге дели-
тельной окружности, мм
толщина зуба по хорде дели-
тельной окружности, мм
высота головки зуба до
хорды (при номинальном
наружном радиусе), мм
120 \
“W
14,9
12,57
12,54
6,45
я
^tnn+УРЗб
09О-Ш5
группы Диаметр корпуса
I 38,024-38,020
1 38,020-38,016^
Ш. 38,016-38,012
И 38,012-38,008
V 38,008-38,004
XL 38,004- 38,000
уй 38,074-38,070
7Ш 38,070 - 38,066
/7 38,066- 36,062
7 38,052- 38,058 .
х7 38,058- 38,054
хп 38,054-38,050
группы Диаметр золотника
Л 38,014 ~ 38,010
t' ' 38,010 - 38,006
. Ш 38,006-38,002
12 38,002-57,995
2 37,098-37,994
VI 37,994-37,990
уП 38,064-30,060
УШ 38,080- 38,05В
а 38,056-38,052
X 38,052-38,048
XI 38,048-38,044
ХИ 38,044-38,040
мч+0'035
Ф,3-о,024
+ 0,045
$30-0,250
-0,285.
ж-ж
Винты но диаметру 36,844 _OiD/s сорти-
ровать на 12 групп по наибольшему размеру
№ группы 0 36,844-otD48 группы 4^36,644-0,048
1 36,844-36,840 7 36,820-36,816
2 36,840- 36,536 8 36,816-36,812
3 36,836-36,832 9 36,812-36,808
4 36,832-36,828 10 36,808-36,804
5 36,828-36,824 11 36,804-36,800
6 36,824-56,820 12 36,800-36,796
07,144
(шарик)
гайки па диаметру 22,556 _0г04д сорти-
ровать на 12 групп по наименьшему размеру
-7F-* группы 0 22,556- о,О48 “7F“ группы 0 22,556~ о,О48
1 22,556-22,552 7 22,532-22,528
2 22,552-22,548 8 22,528-22,524
3 22,548-22,544 9 22,524-22,520
4 22,544-22,540 10 22,520-22,516
5 22,540-22,536 11 22,516-22,512
в 22,535-22,532 12 22,512-22,508
+ 0,050
$61 + о,175
+0,125
-0.050
*0,027 V
Механизм рулевого
управления (с гидроусилителем)
автомобиля ЗИ/1-130
Лист 35
М1:2
78
+ 0,070
ж-ж 018 т^в
+0,029 '
Mi
вид А'
повернуто Т*
t;
Характеристика зацепления:
Глобоидальный червяк с трех-
гребневым роликом
Передаточное число 20,5
53,97
В-В
ЕЖШ
777777Z,
ЛистЗб
Регулировочные прокладки К 1
~ 6
V0, “ V
® Центр . делительной окружности червяка
1089,5
сошки)
Регулировоч-
ная гайка
Вид Е
3 5Д
Начальное смещение
осей для регулировки
зацепления червяка и
_______ролика_______
+ 0,057'
ф25±р^
-0.019
И 1-2,5
+ 0,027.
&35 -0,025
-0,050
-0,022
012,75 ~°г048
-0,008
И
киоель
указателя поворота
Д-Д
повернуто
И-И
+0,06
-0,02
+ 0,027
038
+ 0,025
+ 0,085
Примечание
Затяжку подшипников червяка
регулировать прокладками К
Контроль затяжки производить
по усилию на рулевом колесе
Без вала сошки и ролика уси-
лие на радиусе Z25 мм должно
быть 3...5Н'
-0,008
. -0,009
052-------
-0,013
Рулевой механизм
,автомо5иля ГАЗ-З'ЗА . мр?
79
-----шН
±2 «"-S ':
ж-ж
д
в
+0,030
5372-о,О9О
-0,195
+0,020
^-0,013
+0,030
$72'0,013
---- + 0,017
^+0,002
Ф 30-о,ою
j
прокладки к
(толщина 0,1 0,15-^~о,о5^
У7/////Л
7ZZZZZZZ
Д-Д
А-А
Б~Б
m
£N
Рулевой
автомобиля МАЗ-500
+0,050
Ф 35+0,110
+0,060
Регулировочная,
гайка н
80
+ 0,035
-0,075
^3/35
£ Ж
вид и
886868868
л
в-в
+0,03
-0,06
Примечания
1 Зацепление сектор-рейка регулировать
винтом И
2. натяг подшипников винта регулировать
прокладками К. Момент сопротивления
повороту винта должен быть в пределах
2...2,8Н-м
з. на автомобиле МАЗ-509 регулировка на-
тяга подшипников винта осуществляется
специальной гайкой л
Параметры зацепления
Наименование Обозна- чение Рейка Сектор.
Модуль, мм т 6 6 ?
число зубьев i 4 5 i
Высота головки зуба, мм h' 5 2,698 j
Полная высота зуба, мм h 11 11 "
Угол зацепления Рв 30° 30° -
шаг основной, мм to 18,85*0,05 18,9494 7
Толщина зуба, мм-- на делительной окружности на делительной плоскости. 9,425^9,356 6,99^0,035
Обозначение чертежа сопряженной детали 500-34010В5-Б 500-3401036'6
механизм Лист з\ i
MP 2 \
’/2 6 1527
81
82
Б~Б
Вид г
Д-Д
1
М2-1
Силовой цилиндр
А-А
R + 0,01Э
D 016=%В15
-0,043
№
Распределитель
к/ +0,012
/ ^^^140
0,420
+0,027
016=11016
-0,043
Б
в-в
0/4
г„*ол5О
$55-0,017
+ао?
ФЗОт^-
-0,20
ж
Схема рулевого управления автомобиля газ-66
Обозначения-
/- распределитель
2-насос
3 - трубопроводы
4 - поперечная
рулевая тяга
5- силовой цилиндр
в- картер переднего
ведущего моста
1- продольная '
рулевая тяга
Установка распределителя
на продольной рулевой тяге
1,5 ±0,15
1,5 ±0,15
+0,012
. -орзо
и-и
+ 0,012
ФН+Тьбоз
-о,ооз
корпус наконечника
продольной
рулевой тяга
Золотники по диаметру
27*^ сортировать
на 3 группы по
наибольшему
размеру
группу
1
з
<Я 7J* 0,003
^11 -0.00Э
27,003-26,399
26,999-26,995
26,995-26,991
корпуса по диаметру
27 ±o,oi2 сортировать
на 3 группы по
наименьшему
размеру
группы
1__
2
3
Гидроусилитель
рулевого управления
автомобиля ГАЗ-66
0 27*0,012
27,012-27,000
27,008-27,004
27,004-27,000
Лист 41
MV2 q
А Б
+0,033
03O-OJ4O
-0,280
шаровые пальцы условно повернуты в плоскость
чертежа
Схема рулевого управления автомобиля МАЗ-500
В-В
Лист U7.
МГ-2
’'’’’"I
/- насос
2- трубопроводы
3-рама
А - продольная
рулевая тяга
5-силовой цилиндр
в - распределитель
7-сошка "
'+0,0*5
02О~0'в6о
—-Q&Q
<+9,035
0#------
-027
+ 0,080
$52-о,ою
~ 0,120
+0,033
Ф 30+ 0,010
-0,023
Гидроусилитель
рулевого управления
автомобиля МАЗ-500
+ 0,130
+0,060
$20-0,025
-0,085
+0,170
$39,5-0'060
-0,250
6 1527
Обозначения:
+ 0,035
$1в-0,010
-0,020
д-д
И
повернуто
Золоти аки по диаметру
вО-е^з сортировать на
5 групп по наибольшему
размеру
№ группы гж. яп + 0,010 уб ди -0,023
I 30,010-30,004
I 30,004-29,938
Ж 29,998-29,991
Ж 29,991-29,984
1 29,984-29,077
Л~Л повернуто
+ 0,Т00
$48-0,075
-0,160
2358
М
+ 0,030
7352
-0,120
952^
И-И
Sea по диаметру
{сортировать на
5 групп по наименьшему ^о,овь
размеру
Н2 группы <2)ЗО+0-033
1 30,033-30,026
][ 30,026-30,019
Ж 30,019-50,013
в. 30,013-30,007
30,007-30,000
^г-о.озо
^6У,О-Оово
-0,250
Ж-Ж
85
8«
А-А
Б-Б
в-в
+0,500
-0,025
~ -0,010
+ 0,017
+0,002
31
085
3 к
И
2» _
4/
+ 0,048
05-------
-0,025
+ 0,020
02О~-^
+0,002
-0,023
+ 0,011
-0,025
+о,ого
52^
-0,013
-0,010
-0,055
-0,025
+о,озз
20-------
-0.045
из системы
+ 0,006
02?^. Д-Д
Ф^-0,01,
Направление
вращения
+ 0,022
„ +0,008
г -0.003
-0,009
В систему
Е-Е
М10-1
Е-Е
М10;1
01,553
01,302
Роторы по длине И}
сортировать на группы
по наибольшему размеру
Основные группы
Н группы Н3 (22-0,020)
1 22,000 - 21,996
2 21,996 - 21, 992
3 21, 992 - 21,988
ь 21.988 - 21,984
5 21,984 - 21, 980
ж-ж
3-3
М5*1
И-И
М5-1
к-к
M5U
+ 0,044 \
05——
-o,QZ5t
Дополнительные группы
для использования
ослабленных л'опастей
N группы Н3 (21,q qzq)
6 21,900 ~ 21, 896
7 21.896 -21,892
8 21,892 -21,888
9 21.888 -21,884
10 21,884 -21,880
Лопасти по длине /7/
сортировать на группы
по наибольшему размеру
Основные группы
Статоры по длине Нг \
сортировать на группы}
по наименьшему размеру^
Основные группы i
N группы -°6fi2lt)
1 . 21,996-21,992
2 21,992- 21,988
3 21,988- 21,984
4 21,984-21,980
5 21,980-21,976
N группы №+-№з)
1 22,017— 22г013 <
2 22,013— 22,009
3 22.009- 22,005
4 22,005- 22,001
5 22,001 “ 21,997
У
Дополнительные группы Дополнительные группы^
для использована я v 2 ~ °
ослабленных лопастей
для использования <
ослабленных лопастей
К группы Ht (2!,9-о,ог1)
6 21,896- 21,892
7 21,892 — 21,888
8 21,888 — 21,884
9 21,884 ~ 21,880
10 21,880-21,876
Крышки по диаметру
on + о.ого J
—0,005
сортировать на группы
по наименьшему размеру
N группы Сб 20 +0*020 -0,005
0 20,020— 20,015
1 20,015- 20,010
2 20,010 - 20,005
3 20,005— 20,000
4 20,000 - 19,995
N группы ЧгЫ.9
6 21,917— 21,913
7 21,913 — 21,909 .
8 21,909- 21,905
9 21,905— 21,901
10 21,901- 21,897
Золотники по диаметру <
20 + 4
„—0,023 ;;
сортировать на группы4
по наибольшему размеру
N группы 0го 1°$% ri
0 20,002- 19,997 , 1
1 19,997- 19.392
2 19,992- 19,987
3 19,987- 19,982
4 19,982- 19,977
Координаты про/риля
рабочей поверхности статора
(р°+180° R, ММ ч>° (f+180° R. ММ
15 195 20,940 95 275 24,443
20 200 20.980 100 280 24,461
25 205 21,136 105 285 24.473
30 210 21.405 . 110 290 24.480
35 215 21. 787 115 295 24,440
40 220 22.280 120 300 24, 286
45 225 22,858 125 305 24, 008
50 230 23,395 130 310 23,605
55 235 23,820 135 315 23,082
60 240 24,122 140 320 22,4845
65 245 24,309 145 325 21, 9565
70 250 24,393 150 330 21. 535
75 255 24.4168 155 335 21, 223
80 260 24,427 160 340 21,030
85 265 24,436 165 345 20,950
90 270 24,441 1р8 348 20,940
Насос гидроусилителя
рулевого управления
автомобиля ЗИЛ-130
. ..и
Лист 45 j
М1:2
Передний Лист 44
ширмознои механизм автомобиля • ВАЗ-2101 М1>2>
87,
А-А
ж^.
I ' I ,. .......——.....".......
Тормозной механизм автомобиля ВАЗ-2103
Г-Г повернуто
Тормозной механизм автомобиля ВАЗ-2101
3-3
Ж-Ж
+0,10
МО-трк
-ops
К-К
вист 45}
/////////////////л
5^1
WSJJ/Л
+ 0,045
+0,005
$58-0,030
Д-Д
^Д
В-В
+ 0,100
+0,040
^+0,025
-0,025
Устройство для
автоматического регулй
'рования' зазора между колод а
кой и тормозным барабаном^
в автомобиле ВАЗ-2103
Д-Д I
Примечание
м- гайка регулировочных
эксцентриков
Масштаб
О 10 20 30 М 50 60 70 80 90 100
Задний
тормозной механизм
автомобилей ВАЗ-2101 и ВАЗ-2ЮЗ
88
оо
С© '
Параметры Пружина
ж И
Илина 8 свободном состоянии , 109 50
Длина пружин под нагрузкой 125 .57
200*5Н 180120Н
Диаметр проволоки io+0,04 ’’°-0.02
Число Витков 22 13
Задний тормозной Лист 97
механизм
автомобиля,, Москви 4-W“ М1-2
90
Передний тормоз (тормозной 8арабан не показан)
Д-Д повернуто
Упорное кольцо
о А
Задний тормоз i-<L ty*°>08
1
Ж-Ж
Б-Б
ZZZZZZZZZ
Эксцентрики
к-к
Опорный палец
ять
$
1
+0,027
Ф32-0^25
-0,050
Опорные^
кольца
Регулировочный
эксцентрик
Приводной
рычаг
+ 0,06
-0,12
Эксцентрик
3-3 повернуто
К
msk »s
И~И повернуто
+0,045
-0,130
ЫЯГМИйлМ
в-в
А Примечания 1
' %
1, Перемещение упорного кольца в цилиндре
должно происходить под действием усилия'k
500... 600Н 1
2. Усилие стяжных пружин, действующее I
на колодки, должна дыгпъ не далее 170Н |
гхмммштт
I
Тормозные механизмы Лист ^8 к
автомобиля ГАЗ-24 МГ-2 4
91
92
в-в
Л-А
автомобиля ЗИЛ -130
мгз
7 Б» Б» иИМБАЛИН
93
A
95
Примечания
i Ось червяка б запрессовать, о вес печи в ее
четкую фиксацию при повороте
2. полость В заполнить графитовой смазкой
Масштаб
О 10 20 30 40 50 во 70 80 90 100
Imiiiuil. j„ 1„ i-LuLl J,.i. J. ,l,L ,.l 1... l La J
Регулировочный .рычаг привода разжимного кулака заднего тормоза автомобиля ЗИЛ-130 Лист 52
534
Rz80y
38
68
354
50
42
37
57max
6
2*45
В
100
TB4,h1,5...5,0;HRC50...62
528 ± 0,35
Вид A
Б~Б
M2:1
5,86-0'1
0,5*45
$27
В-В
М2 И
Т
М2И
Б 35
155
Юшлиаев
037,8- о,?
геометрические параметры профиля разжимного кулака
Лист 53\i
Разжимной кулак
заднего тормоза
автомобиля ЗИЛ -130
Масштаб
О 10 20 30 40 50 SO 70 00 30
ТВЧ, h1,5...3,5>HRC50...62
« §
V
---8§
12тах
5 max
TB4,h1,5..3,5’>HRC50.
2*45'
примечания
1. штамповочные уклоны до 7° max.
неуказанные радиусы штамповки 2 мм
2. Твердость заготовки НВ 163... 137
з. поверхности В и Г чеканить
4. Острые кромки затупить
5. Разность размеров Rn, расположенных на
одном угловом луче, не долее 0,6 мм
V Rn, мм ч Кп, мм V Rn, мм V Яр, мм
0° 18,0 40° 25,0 80° 35,0 120° 45,0
10° 19,0 50° 27,5 90° 37,5 130° 47,5
20° 20,5 60° 30,0 100° 40,0 140° 50,0
30° 22,5 70° 32,5 110° «2,5 150° 52,5
J
94
Вид Б
Примечания
1. Перед сдоркой клапан и манжеты погрузить В
касторовое масло, температура которого должна
Выть не ниже + 15°С. Применение минеральных
масел запрещается
2. Все главные цилиндры проверять на герметич-
ность под давлением 9 МПа жидкостью, состоящей
из 50% касторового масла и 50% спирта (рек-
тификата)
3. Полость Д проверять на герметичность под дав-
лением тормозной жидкости 0,08 мла (не менее),
контроль выдорочный. контрольное время 1чао
Главный
тормозной цилиндр
автомобиля ГАЗ-55А
Лист 55
MV2
95
Вид В
А
А-А
125.0,2
Пружина Ж
Ход штока. 32,5
К Впускному коллек-
тору двигателя
Пружина К
Б-Б
101 ±1,5
мм
Е-Е
*0,25
м7г±&11
-0,05
*0,22
4207^-
* • -0,05
1в,5±1_
202± 1,5
Пружина И
10 чека но к {расположены
равномерно по окружности) д
Установка поршня
вакуумного усилителя тормозов
ЛА
Размеры пружин в
Параметры Пружина
Ж И К
Больший наружный диаметр •28,3* 0,5 18- 0.5 105+2
Меньший наружный диаметр 18,5* °’5 12,65* °’5 51* 2
Длина пружины в свободном состоянии 33,85 23,1 267
длина пружины под нагрузкой и 19 73,3
вз,5н 15,5 Н 113 ± 11Н
Диаметр проволоки 2* 0,025 1,5*0,02 3,4*0,05
число рабочих витков 5 5 УЗ 7,5
Полное число витков 6 7 УЗ 9,25
направление навивки Правое левое правое
жесткость пружины, кН/м 3,9 3,77 11,0
масштаб
20 30 40 50 ВО. 70 80 50
Д-Д
<рЦЬ_005----------
~0,10
О
10
100
Вакуумный
усилитель тормозов
автомобиля ВАЗ-2103
Лист 56
Параметры Пружина
И 3 К
Больший наружный диаметр 27,6 56,0 166,0
Меньший наружный диаметр 14,0 38,0 45,0
Длина в свободном состоянии 26,0 43,0 300,0
Длина пружины под нагрузкой 12,0 26,0 78,0
68 258 62,58
Диаметр проволоки 0,95 2,2 3,7
97
в-в
Педаль нажата
Д-Д
+0,035
-0,055
+0,035
$15^030
-0,070
I
М2:1
^,,^*0*555
+0,140
$29+0270
+0,225
Педаль отпущена
Б-Б
Ж
2*0,5
м,:! I
Вакуумный
усилитель тормозов
аВтомодиля ГАЗ-13
Лист 58 1
_______
з-з
+0,180
+0,035
015+о,озо
-0,070
Ж-Ж
+ 0,180
0ZJt^
-0,035
2SSSSW
И-И
+0,07
^0,02
ФМ-0,02
-0,07
.0,045
022-0,020
-0,040
+0,035
$^-^020
~0,070
Размеры пружин
№ пружины Наружный диаметр Длина Диаметр проволоки Число витков нагруз- каЦ, н
6 свободном состоянии под на- грузкой а.
мм
1 №>-05 46 28 1Л 30±2
2 'ОЛ-05 28 13 ОД 1+ 8,5±1
3 82±1 230 Ид т je +0,07 З’75 -0,03 8.5±1- 4 114±1,1
Вид А повернуто
98
в
параметры Пружины
И К л м
Больший наружный диаметр Меньший наружный диаметр ^-0,34 ?5-0,28 ^-0,34 19,5-0,52 44
Длина в свободном состоянии 71 27 31 20-i,o
Длина пружины , под нагрузкой 49 24,25 23,5 15
95-ИОН 145±20Н 2в±ЗН 7,4'5,66
Диаметр проволоки 5,6 5,6 4,5 12
Полное число битков Т/?±’/4 43/4 4 J/4 6,5
Число рабочих витков 5’/2 23/4 2 ’/4 5,5
направление навивки любое
Тормозной кран Лист 59
автомобиля ЗИЛ-130 МГ-2
69
Вид Г
прицепа
Пружина Д
Пружина И
Пружина Е
Пружина 3
Рычаг включении
стояночного тормоза
Рычаг
ножного привода
тормозов
-II
В-В
пружина ж
Режимное
о-
из тормозных
камер тягача
Автомобиль не заторможен
пружина К
в атмосферу
Из воздушного
баллона
в тормозные
камеры тягача
к приводу
стояночного
тормоза
В магистраль
прицепа
А-А повернуто Режимное
кольцо
Схемы
От воздушного баллона
Б~6 повернуто
В магистраль
к ножному
приводу
тормозов
прицепа
пружина 3
61
работы тормозного крана
Обозначения:
Движение, воздуха, посту-
пающего из воздушных
баллонов
— Движение воздуха, выхо-
дящего в атмосферу
Автомобиль заторможен
ножным приводом тормозов
Примечание
Режимное кольцо устанавливать в положение н при
буксировке прицепов нормального веса, при буксиров-
ке более тяжелых прицепов кольцо устанавливать в
положение Р, а более легких - в положение п
Размеры пружин в мм
Параметры Пружина
Д Е ж 3 И
наружный диаметр 40,8 16,2 15,7 11,8 —
Длина в свободном состоянии 54 80 53 34 37
Длина пружины 44 75 45 29 16
под нагрузкой 3000Н 18BDH 2Э0Н 69Н ВВП
Полное число витков 4,5 9,5 9,5 9,5 4,5
Диаметр проволоки 10 в 3,5 2,3 3
Автомобиль заторможен
стояночным тормозом
Тормозной кран
автомобиля МАЗ-500(504)
Лист 60
Ml-2
100
A~A
A
Разжимной
палеи,
b
fl
Рычаг стояночного
тормоза
7
I
\
Регулировоч-
ный винт
л\
V
—— ' f Of O 'ib
^^0-0,025
-0.035
Ж Ж. + 0,070
0,045
-0,105
d
И
1
24°
Д~4
+ 0,070
-0,045
-0,105
I
ft
центр
разжимного пальца
э
h
\
rt
\)
0
-£ES
w
A
В-В
Ж
ж
b-Б
1Й1
IBI
7
Д
Регулировочная
вилка
Примечание
При правильной регулировке рычаг стоя-
ночного тормоза должен затягиваться
на 3... 4 зубца сектора
Стояночный тормоз _ Лист 61
автомобиля ГАЗ-53А ! Ml'2 1
102
в-в
~ +0.03
060.—...
0,03
0,06
Б-Б
М2--1
ж-ж
Я®?»
+ 0,019
— 0,012
R^OjO^
+ 0,05
®72-0,013
035^1
Д-Д
+ 0,07
<])12л£О5_
— 0,012
L
Просвет по кольцу
не более 0,03ммна дуге90°.
Стыка колец должны
располагаться под углом
90°Зазор в стыке после
установки поршня дол-
жен быть в пределах
0,2...0,4 мм.
Вид А
Примечание
Клапаны регулятора (при температуре окружа-
ющей среды +20±5°С) должны открываться при
побышении давления до 0,73 *°>035МПа. и закры-
ваться при снижении давления до 0,6* °'035 МПа
Компрессор Лист 63
автомобиля ЗИЛ-130 М1-2
103
565
к-К
л-л
в рабочем поло
fl
К поршню
регулятора
+0,45
-О,ВО
к заднему
мосту
Регулятор
тормозных сил
автомобиля ВАЗ-2101.
I Усилие предварительного натяга пружины
жении 70-4 н
2. бри сборке крышку регулятора затянуть моментом 70... оон-м
Впускное
отверстие (pf)
При статической нагрузке рг » о,46р1
Л^А+о,ог$
-0,014
07,5*0.05
ж-ж
в-в
025,34... 25,375
+0,025
025,4 -0014
и-и
025,55*0,1
М2-1
Ж 3 к
Характеристика
торсиона привода
148 * 7,571
+ 0,022
014 --------
- 0,018
89* 4,5Н
выпускное
отверстие (р2)
Лист
МГ-2
104
Б-Б
бЪ
10
6
2
Отношение давлений
(без нагрузки:
с нагрузкой)
РгМПа
В-В
М2/
+ 0,035
::+о,овд
+ 0,005
_ +о,озз _ _
<М9 + О,О74 Е £
+ 0,041
фг 0,070
~0,145
19,7
Рабочий объем регулятора 5000мм3
Лист 65
Характеристики
пружин Ж]ЖгЖз
С3 - 0,21 Н/мм
О ср -10,2 мм
d = 0,4 мм
4В^2°(диапазон
регулирования}
Cf = 7,3 Н(мм
Оср "21мм
d = 2,1 мм
Регулятор тормозных
сил лучевого типа
(Г-100 -3533210)
Сг = 11,2 H(мм
Dcp = 1!f,8MM
d = 2,25 мм
+ 0,035
- о, ого
- 0, 070
+0,016
^в^оТз^
-0,027
,, +0,035
$,s -0, 020
-0,070
А-А
Р, г
Вход
вТ
Рг^
выход
14
12
10
8
6
4
2
о /о го за.. ,40 <х°
Рг-даВление на Выходе (при давлении на
входе 14,о мп а)
« -положение рычага (положению/:/соответ-
ствует 0 )
Ргмпа
1:1,5
12
1 •’3
7-4
0 2 4 6 8 /0 Р2,МЛа
Pt-давление на входе
pi-давление на выходе
Д
38,7
213Н
18
10Д
Диаметр пружины
Диаметр проволоки
+ 0,045
$ 25 -0,025
-0,085
М12
Вид А повернуто
Д-Д
ж-ж
Характеристика пружины привода
<*1 = 9
<х2=53
ММ:
18,9 ±0,3
14^,1 ±0,3
48
18,9
1,2 ±0,03
6,0
Левое
0^^292^1-00 рычагу пружины.
Втулку крепления корпуса затянуто
моментом 4О...5ОН>м
Концы пружины
должны свобод-
но входить
в отверстие
0 7,14мм
Мг=50Нм
регулятора
ММ:
Выход
<р 26,2^’045
Угол
закрутки
39±1
Панель
пола задняя
-0,070
$ 16 - о,ОЗО
~0,055
(в свободном
состоянии)
Направление навивки-
-левое
Число витков
п=п^ 1,43
Мг9,3±0,6Нм
Размеры пружины
Наружный диаметр,
больший
меньший
Диаметр пружины,
в свободном состоянии
под нагрузкой 27,5 ±2,7Н
Диаметр проволоки, мм
Полное число витков
Число рабочих витков
Направление навивки
В~В повернуто
0 7,97 +°А5
±0,045
-0,060
-0,130
02
(Ь 7,95-о25
Б~Б повернуто
М2-1
Вход
$26,11-0,07
Регулятор тормозных сил легкового автомобиля (типа ГАЗ -24) Лист 66
миг
105
вариант привода
Вход
А-А
М2'1
Ширину пластины подбирать
в соответствии с требуемой
Вид F жесткостью право у а
б-Б
в
р^мпа
I
Д-Д
+0,019
^^Д-0,016
-0,033
Р2,МПа
14
12
+ 0,023
-0,020
0.040
ю
8
Характеристика регулятора (графики
. идеального распределения давлений
Г в зависимости от ср и степени нагружения)
Выход
1
Обозначения:
ip- коэффициент сцепления-,
Pt-давление в передних тормозах , М(1а>
Р^-давление в задних тормозах , МПа;
1 *А (1-полностью нагруженного автомобиля, 2-нагруженного до момента включения подрессорника; Регулятор тормозных сил автомобиля типа ГАЗ-53А Лист 67
J- снаряженного автомобиля)) а,б,в -точки включения регулятора в работу М1-2
4
106
ЛИТЕРАТУРА
1. Беленький Ю. Б., Дронин М. И., Метлюк Н. Ф. Новое в расчете и конструк-
ции тормозов автомобилей. М., «Машиностроение», 1965. 120 с.
2. Бухарин Н. А. Тормозные системы автомобилей. М., Машгиз, 1950. 202 с.
3. Гаспарянц Г. А. Некоторые автоматические системы автомобиля. М., МАМИ,
1974. 217 с.
4. Глух Б. А., Бидерман В. Л. Рессоры листовые. Энциклопедический справоч-
ник «Машиностроение». Т. II, М., Машгиз, 1948. с. 723—729.
5. Голомидов А. М. Автомобили с приводом на передние колеса. М., «Машино-
строение», 1972. 96 с.
6. Гольд Б. В. Конструирование и расчет автомобиля. М., Машгиз, 1962. 464 с.
7. Гредескул А. Б., Булгаков П. А. Экспериментальное исследование блокиро-
вания затормаживаемого колеса. — «Автомобильная промышленность», 1965, № 3,
5. 21—2.
8. Любушкин В. А., Розанов В. Г. Расчет пневматического привода к тормозам
автомобилей и автопоездов. Труды НАМИ, вып. 20. М., Машгиз, 1960. 131 с.
9. Мащенко А. Ф. Расчет установочных параметров регулятора тормозных
сил лучевого типа. — «Автомобильная промышленность», 1972, № 9, с. 15—18.
10. Мельников А. А., Успенский И. Н. Проектирование пневматических под-
весок. Горький, Волго-Вятское издательство, 1965. 87 с.
11. Островцев А. Н. Основы проектирования автомобиля. М., «Машинострое-
ние», 1968. 254 с.
12. Пархиловский И. Г. Автомобильные листовые рессоры. М., Машгиз, 1954.
255 с.
13. Певзнер Я. М., Горелик А. М. Боковой крен автомобиля. Труды НАМИ,
вып. 71, М., Машгиз, 1953. с. 3—25.
14. Прочность, устойчивость, колебания. Справочник. Т. 3, М., Машгиз, 1966.
61 С. X
15. Пясик И. Б. Шариковые механизмы .М., Машгиз, 1962. 124 с.
16. Родионов В. Ф., Фиттерман Б. М. Легковые автомобили. М., «Машинострое-
ние», 1971. 504 с.
17. Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля. М., «Машиностроение», 1972. 392 с.
18. Справочник инженера автомобильной промышленности. Т. 2. Перевод с ан-
глийского. М., Машгиз, 1963. 758 с.
19. Справочник машиностроителя. Т. 3, М., Машгиз, 1955. 213 с.
20. Успенский И. Н., Талантов^ 3. И. О кручении листовой рессоры. Труды
ГПИ, т. XXII, вып. 6, Горький, Волго-Вятское издательство, 1966. с. 31—37.
21. Успенский И. Н., Чевкинов В. И. Упрощенные методы расчета некоторых
параметров автомобильных листовых рессор. Труды ГСХИ, т. 44, Горький, Волго-
Вятское издательство, 1971. с.- 109—119.
22. Яценко Н. Н., ПрутчИков О. Н. Плавность хода грузовых автомобилей. М.(
«Машиностроение», 1969. 220 с.
СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие .................... . ..................................... 2
Раздел I. Проектирование подвески автомобиля...........................3
1. Выбор характеристики подвески автомобиля . ....................... .3
Вертикальная упругая характеристика подвески......................... 3
Характеристика амортизатора ......................................... 4
Продольная стабилизация кузова ...................................... 5
Поперечная стабилизация кузова..............'. . 6
Пример расчета стабилизатора поперечной устойчивости легкового ав-
томобиля типа ГАЗ-24.............•................................. 7
2. Проектирование листовых рессор .................................... 7
Проектный расчет рессоры..................................... . 8
Пример определения длин листов рессоры ........................... 10
Поверочный расчет листовой рессоры.................................. 11
Определение напряжений от внешней нагрузки........................ 11
Определение стрелы выгиба рессоры в свободном состоянии и напряже- •
ний затяжки в ее листах при стягивании центральным болтом .... 11
Определение жесткости листовой рессоры . ... ...................... Ц
Расчет однолистовой рессоры ........................................ 12
3. Проектирование торсионных подвесок ............................... 13
Проектный расчет торсионной подвески................................ 13
Определение жесткости торсионной подвески...........•............... 14
Конструирование резиновых шарниров подвески ........................ 15
4. Проектирование подвесок со спиральной пружиной.................... 15
Проектный расчет подвески со спиральной пружиной.................... 15
Определение жесткости рычажной подвески, имеющей в качестве упруго-
го элемента спиральную пружину...................................... 16
Расчет пружины подвески на прочность ............................... 17
Раздел II. Расчет и конструирование тормозной системы автомобиля . . 19
1. Требования к тормозной системе . . •............................... 19
Требования к рабочей тормозной системе.............................. 20
Требования к запасной тормозной системе............................. 20
Требования к стояночной тормозной системе . ........................ 20
Требования к вспомогательной тормозной системе...................... 20
2. Конструирование и расчет тормозных механизмов..................... 20
Расчет колодочных тормозных механизмов.............................. 20
Расчет дисковых тормозов............................................ 23
Определение основных параметров дискового тормоза без серводействия 23
Определение параметров дискового тормоза с самоусилением (серво-
действием) ....................................................... 24
3. Проектирование тормозных приводов ................................ 25
Расчет гидравлического тормозного привода .......................... 25
Конструирование и расчет гидровакуумных усилителей тормозов ... 26
Проектирование пневматического тормозного привода................... 28
4. Проектирование регуляторов тормозных сил.......................... 29
Расчет регулятора тормозных сил..................................... 33
Пример расчета регулятора тормозных .сил для легкового автомобиля 34
Методика расчета регуляторов лучевого типа.......................... 34
Пример расчета.................................................... 35
Раздел III. Конструирование и расчет рулевого управления ..... 36
1. Требования к рулевому управлению........................... 36
2. Рулевая трапеция .......................................... 36
3. Разработка кинематики совместной работы рулевых тяг и направляю-
щего устройства подвески .................................... 37
Расположение шарниров тяги сошки............................ 38
Длина и положение сошки 1................................... 38
4. Рулевые механизмы........................................ 38
Расчет рулевого механизма глобоидный червяк — трехгребневый ролик 39
Рулевой механизм винт — шариковая гайка..............• . . 40
5. Гидроусилители рулевого управления ........................ 41
6. Рулевое управление повышенной безопасности................. 43
Расчет соединительной муфты (из эластичного материала) конструк-
ции ГАЗ .....: ................ ....... 43
Пример расчета соединительной муфты’ конструкции ГАЗ....... 43
Расчет энергопоглощающего устройства типа «Сильфон»-........ 43
Пример расчета энергопоглощающего устройства типа . «Сильфон»
фирмы «Форд».....................-......................... 43
Расчет энергопоглощающего устройства конструкции АЗЛК........ 44
Пример расчета энергопоглощающего устройства конструкции АЗЛК 44
Приложение ................................................... 45
Литература..................................................... 107
ИЕ No 534
ШАССИ АВТОМОБИЛЯ
Атлас конструкций
Редактор издательства В. А. Артюхин
Технический редактор Л. П. Гордеева
Корректор И М Борейша
Переплет художника Е. В. Бекетова
Сдано в набор 25/1 1977 р. Подписано к печати 2/IX 1977 р.
Т-16217 Формат 84 X lOSVs- Бумага офсетная
Усл. печ. л. 22,68 Уч.-изд. л. 27,15 Тираж 24 500 экз.
Заказ 1527 Цена 2 р. 50 к.
Издательство «Машиностроение», 107885, Москва, Б-78,
1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
193144, Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10