Армейские автомобили. Конструкция и расчет. Часть первая - Антонов А.С., Голяк В.К., Запрягаев М.М., Крылов Л.К.

Автор: Антонов А.С. Голяк В.К. Запрягаев М.М. Крылов Л.К.

Теги: техника средств транспорта транспорт военное оборудование военная техника военное дело боевые машины

Год: 1970

Похожие

Армейские автомобили. Конструкция и расчет. Часть вторая

Автомобили: Конструкция и элементы расчета

Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия

Автомобили: конструкция , теория и расчёты

Текст

АРМЕЙСКИЕ
АВТОМОБИЛИ
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ВОЕНИЗДАТ
1970
УДК 629.113.001.1 (075)
Учебник «Армейские автомобили» состоит из трех книг: «Армейские
автомобили. Теория», «Армейские автомобили. Конструкция и расчет. Часть
первая» и «Армейские автомобили. Конструкция и расчет. Часть вторая».
Книга «Армейские автомобили. Конструкция и расчет. Часть первая»
предназначена дли слушателей военных академий и высших автомобиль-
ных училищ; она может быть полезной также офицерам автотракторной
службы, занимающимся в войсках эксплуатацией и ремонтом армейской
автомобильной техники, и всем военнослужащим с высшим техническим
образованием, имеющим отношение к армейской автомобильной технике.
Материал книги излагается в виде сравнительного анализа автомоби-
лей в целом, их узлов и механизмов с точки зрения предъявляемых к ним
тактико-технических и эксплуатационно-ремонтных требований. В книге
приводятся методы расчета элементов конструкции и расчетные данные—*
допускаемые напряжения, запасы прочности износостойкости и т. д., а так-
же материалы, из которых изготовляются основные детали армейских ав-
томобилей.
Книгу написали:
— заслуженный деятель науки и техники РСФСР, профессор, доктор
технических наук генерал-майор инженерно-технической службы Анто-
нов А. С. — гл. I, IV, IX;
— доцент, кандидат технических наук инженер-полковник Г о-
л як В. К.— гл. I, II и X;
— доцент, кандидат технических наук инженер-полковник 3 а п р я-
г а е в М. М. — гл. VII;
— доцент, кандидат технических наук инженер-полковник К р ы-
лов Л. К. —гл. III и IX;
— профессор, доктор технических наук инженер-полковник Ма гидо-
fl и ч Е. И.— гл. VIII;
— доцент, кандидат технических наук инженер-полковник Ново-
х а т ь к о И. С. — гл. IV, V и VI.
ПРЕДИСЛОВИЕ
При изучении конструкций автомобиля в данном Учебни-
ке обращается внимание на их сравнительный анализ. Кри-
терием сравнительной оценки автомобилей н их механизмов
является степень выполнения требований, предъявляемых
к конструкции, исходя из ее назначения и условий работы.
Эти требования, излагаемые в начале каждой главы, чита-
тель должен хорошо понять и твердо усвоить, после чего
можно переходить к анализу типовых конструкций и их
расчету.
В качестве типовых рассматриваются преимущественно
конструкции многоприводных армейских автомобилей, их
узлов й механизмов. Учебник предназначается в первую оче-
редь для подготовки инженеров по эксплуатации и ремонту
автотракторной техники. Эта направленность книги опреде-
лила ее построение и содержание. Эксплуатационник видит
в расчете средство количественного анализа конструкции
с точки зрения ее эксплуатационных возможностей. Напри-
мер, знание расчетных и допустимых нагрузок на зубчатые
колеса, валы, подшипники коробок передач позволяет опре-
делить, какие передачи являются рабочими и какие вспомо-
гательными, и установить режимы правильной эксплуатации
автомобиля. Ремонтник на основе анализа конструкций и их
расчета определяет целесообразные методы восстановления
деталей и ремонта узлов автомобиля.
Из этого, однако, не следует, что все изучение конструк-
ций армейских автомобилей должно сводиться только к
оценке их эксплуатационно-ремонтных качеств. В основе
подготовки инженера любого профиля должны лежать ши-
рокие и глубокие знания теории, конструкции и расчета ав-
томобиля. Эксплуатационник и ремонтник должны знать,
1* 3
как создается автомобиль, какие тяговые и скоростные воз-
можности заложены в его конструкции. Только обладая
этими знаниями, можно технически грамотно эксплуатиро-
вать н качественно ремонтировать автомобиль.
Авторы приносят благодарность доценту, кандидату техни-
ческих наук инженер-полковнику Белокоскову В. И., инже-
нер-майору X а в х а н о в у В. П. и инженер-майору Вахру-
шеву Ю. М. за оказанную помощь в написании гл. II, VI
иХ.
Глава I
ТИПЫ АРМЕЙСКИХ АВТОМОБИЛЕЙ
1. Роль и значение армейской
автомобильной техники
Вооруженная борьба с применением ракетно-ядер-
ного оружия требует быстрого маневрирования войск, их мол-
ниеносного сосредоточения, рассредоточения или перегруппи-
ровки для успешного проведения стремительных операций на
большую глубину. В связи с этим большое значение приобрело
оснащение армии первоклассной автомобильной техникой,
обеспечивающей высокий уровень оперативной и тактической
подвижности войск.
Если в Великую Отечественную войну основная часть ав-
томобильной техники (до 75—80% от числа автомобилей во
фронте) использовалась в тылу для подвоза материальных
средств, то теперь большинство автомобилей обеспечивает
боевые’ действия и находится в боевых порядках войск. Бое-
вая деятельность всех видов Вооруженных Сил стала немыс-
лима без использования огромного количества различных ви-
дов автомобилей, органически вросших во все комплексы во-
оружения, инженерного, транспортного и различного техниче-
ского оснащения войск, в том числе в-ракетные комплексы.
Это привело к быстрому росту автомобильного парка Во-
оруженных Сил и существенным изменениям в его струк-
туре.
За последний период количество автомобилей в общевой-
сковых соединениях увеличилось. Основу автомобильного
парка стали составлять многоцелевые полноприводные авто-
мобили высокой проходимости. Из года в год во всех родах
войск и видах--Вооруженных Сил-увеличивается количество
сложных специальных колесных машин: бронетранспортеров,
четырехосных мощных тягачей и-длиннобазных шасси, одноос-
ных и двухосных тягачей и других машин, обеспечивающих
получение наибольшего эффекта от устанавливаемого на них
вооружения и техники. Значительно увеличилось количество
транспортных и специальных автомобилей в тыловых частях
5
и учреждениях, вследствие чего мобильность тыла возросла до
уровня мобильности боевых частей.
В общем комплексе транспортных средств фронтового
тыла ведущая роль стала принадлежать автомобильному
транспорту, который в условиях ядерной войны должен осу-
ществлять значительную часть общего объема перевозок ма-
териальных средств, содержать на себе подвижные запасы и
доставлять грузы в войска при любых дорожных усло-
виях.
Таким образом, оснащение войск ракетно-ядерным ору-
жием явилось объективной предпосылкой быстрого развития
разнообразной автомобильной техники.
В связи с этим существенно изменились и тактико-техни-
ческие требования, предъявляемые к конструкции армейских
автомобилей.
2. Требования, предъявляемые
к армейским автомобилям
К автомобилю как к машине предъявляются такие
общие требования:
— простота конструкции;
— надежность, живучесть;
— компактность;
— малые габариты и вес;
— простота обслуживания и ремонта;
— экономичность.
К частным, или специфическим, требованиям, предъяв-
ляемым к армейским автомобилям, относятся:
— высокий уровень унификации автомобилей в целях со-
кращения многомарочности автомобильного парка Воору-
женных Сил;
— соответствие конструкций специфичным армейским
условиям эксплуатации, требованиям государственных стан-
дартов и нормалей;
°— транспортабельность — приспособленность конструк-
ций к перевозке на железнодорожных платформах, транс-
портных судах и самолетах;
— высокая оперативно-тактическая подвижность: воз-
можность совершения длительных маршей с высокими ско-
ростями движения, проходимость по грунтовым дорогам и
вне дорог, высокая устойчивость и маневренность (управляе-
мость), приспособленность к эксплуатации в различных кли-
матических районах, в дневное и ночное время;
— надежность и живучести конструкций, в том числе
стойкость против поражения ядерным и другими видами
оружия;
6
— защита экипажа и перевозимого личного состава от
проникающей радиации, радиоактивной пыли, химических и
бактериологических средств, светового излучения, ударной
волны, а также от осколков и пуль;
— удобство и легкость управления автомобилем; безо-
пасность вождения автомобилей в колоннах с высокими ско-
ростями движения; малая утомляемость водителя и перево-
зимого личного состава, сохранность перевозимых грузов
или смонтированного на автомобиле специального оборудо-
вания;
— простота и целесообразность конструкций с точки зре-
ния их технического обслуживания и ремонта в армейских
условиях; приспособленность автомобилей к эвакуации;
— высокие технико-экономические показатели конструк-
ций в производстве и эксплуатации.
Экономичность конструкции в производстве определяется
ее технологичностью и трудоемкостью изготовления, количе-
ством, стоимостью и степенью дефицитности расходуемых
материалов, а также размерами капиталовложений, необхо-
димых для реорганизации действующих или постройки но-
вых заводов.
Экономичность конструкции в эксплуатации зависит от ее
способности эффективно выполнять свои функции, надежно-
сти работы всех механизмов и узлов, частоты и трудоемко-
сти операций по техническому обслуживанию и ремонту,
стоимости расходуемых эксплуатационных материалов, за-
пасных частей и материалов, расходуемых на ремонт авто-
мобиля.
Значение каждого из приведенных частных требований
для различных по назначению групп армейских автомобилей
неодинаково. Так, для грузовых автомобилей определяющи-
ми требованиями являются экономичность конструкции в
производстве и эксплуатации, высокая производительность
при перевозке грузов по автомобильным дорогам; для мно-
гоцелевых автомобилей — высокая оперативно-тактическая
подвижность и надежность при работе как по дорогам или
колонным путям, так и вне дорог; для бронированных ма-
шин— высокая проходимость и надежность работы вне до-
рог, непосредственно на поле боя, огневая мощь, защита
экипажа и десанта от поражающих средств противника
и т. п.
Рассмотрим основные частные требования, предъявляе-
мые к армейским автомобилям многоцелевого назна-
чения. При этом заметим, что числовые данные, которые
включаются в эти требования, если они не стандартизованы,
носят ориентировочный характер. Они взяты из открытой те-
кущей литературы. При приложении их к конструированию
автомобилей они должны соответствующим образом уточ-
7
няться. Кроме того, развитие автомобильной техники со
временем будет вносить в эти данные свои коррективы.
Весовые и размерные параметры — полный
вес, осевые нагрузки, габаритные размеры и размеры кузо-
вов (грузовых платформ) многоцелевых автомобилей — дол-
жны удовлетворять ГОСТ 9314—59 на автомобильные доро-
ги массового использования. Согласно этому ГОСТ допусти-
мые значения полного веса и осевых нагрузок не должны
превышать значений, указанных в табл. 1.1. Во второй графе
этой таблицы дается нагрузка на оси транспортных автомо-
билей, предназначенных для эксплуатации по дорогам с усо-
вершенствованными покрытиями, в третьей графе — нагруз-
ка на оси многоцелевых автомобилей, работающих значи-
тельную часть времени на грунтовых дорогах.
Таблица 1.1
Нагрузка на осн и полный вес автомобиля
Параметры Нагрузка на оси автомобилей
при эксплуатации по дорогам с твер- дым покрытием при эксплуатации по дорогам всех типов
Осевой вес при расстоянии между осями более 3 м, т 10 6
Осевой вес при расстоянии между осями менее 3 м, т 9 5,5
Полный вес автомобилей, т: двухосных 17,5 10,5
трехосных 25 15
четырехосных 33 20
пятиосных 40 30
Предельные габаритные размеры рекомендуется прини-
мать не более 12 м по длине, 2,5 м по ширине и 3,8 м по
высоте автомобиля.
Размеры кузовов определяются по ГОСТ 8891—58 в за-
висимости от грузоподъемности автомобилей. У грузовых
автомобилей малой и средней грузоподъемности удельный
объехМ полезного пространства кузова должен составлять
2 м3/т, а у автомобилей большой грузоподъемности —
1,0—1,5 м3/т.
Важной весовой характеристикой автомобиля является
коэффициент грузоподъемности, представляющий собой от-
ношение номинальной грузоподъемности автомобиля <?г
к его весу в снаряженном состоянии 6а:
8
Для современных автомобилей многоцелевого назначе-
ния /(г = 0,4 <0,8, где нижний предел относится к автомоби-
лям малой грузоподъемности, а верхний — к автомобилям
большой грузоподъемности.
Прогресс автомобильной техники идет по пути увеличе-
ния полезной нагрузки на единицу веса автомобиля, что до-
стигается разработкой более рациональных схем компоновки
автомобилей, совершенствованием геометрических форм де-
талей, применениехМ качественных сталей, легированных чу-
гунов, алюминиевых и магниевых сплавов, пластмасс и дру-
гих материалов. В ближайшей перспективе вполне реально
увеличение коэффициента грузоподъемности многоцелевых
автомобилей до 0,6—1,0 и автопоездов до 1,2—1,4.
Транспортабельность многоцелевых автомобилей
оказывает существенное влияние на оперативную и стратеги-
ческую подвижность войск. Поэтому по своему весу, габари*
там и конфигурации эти автомобили должны быть приспо-
соблены к перевозке различными видами транспорта.
Для перевозки на железнодорожных платформах все
типы многоцелевых автомобилей должны вписываться в
стандартный габарит 0,2-Т. В грузовые отсеки транспортных
судов и самолетов автомобили должны грузиться без пред-
варительной разборки выступающих частей (кабин, обли-
цовки и т. п.).
В конструкции автомобилей должны предусматриваться
приспособления, обеспечивающие надежное их крепление на
железнодорожных платформах и в грузовых отсеках судов,
самолетов.
Легкие и средние автомобили должны быть приспособле-
ны к парашютированию на специальных платформах. Эле-
менты конструкций этих автомобилей должны быть рассчи-
таны с учетом возможной перегрузки до 9g и скорости при-
земления до 10 м/сек.
Оперативно-тактическая подвижность ав-
томобилей обеспечивается высокими тягово-скоростными
свойствами, проходимостью по грунтовым дорогам, колон-
ным путям и местности, приспособленностью автомобилей
для совершения многосуточных форсированных маршей
с высокими средними скоростями движения.
Основные параметры, характеризующие тягово-скорост-
ные свойства многоцелевых автомобилей, должны нахо-
диться в пределах:
— максимальная скорость движения по шоссе —70—
100 км/ч\
— минимально устойчивая скорость —2—3 км!ч\
— максимальный динамический фактор на низшей пере-
даче в коробке передач и раздаточной коробке — 0,7—0,9, на
прямой передаче — 0,06—0.15;
9
— вес буксируемого прицепа до 30—70% от полного веса
автомобиля с грузом;
— средняя скорость движения по дорогам с твердым по-
крытием— 40—50 км/ч, по грунтовым дорогам — 30—40 км/ч.
По проходимости многоцелевые автомобили должны обес-
печивать:
— средние скорости движения по размокшим и засне-
женным грунтовым дорогам и колонным путям—15—20 км/ч;
— уверенное преодоление труднопроходимых участков
местности;
— преодоление крутых подъемов (до 30—35°), затяжных
спусков, косогоров (до 20—25°), пороговых препятствий высо-
той 0,8—1,0 и рвов шириной 1,0—1,3 радиуса колеса; четырех-
осные автомобили и автомобили, оборудованные дополнитель-
ными опорными катками, должны преодолевать окопы нор-
мального профиля;
— преодоление водных преград на плаву или вброд; глу-
бина преодолеваемого брода без подготовки автомобиля — до
1,2 м, после предварительной подготовки в течение 10—
15 мин—1,5—1,8 м. Прицепы, предназначенные для работы
с плавающими многоцелевыми автомобилями, должны дер-
жаться на воде (плавать) с номинальной полезной нагрузкой
в кузове.
Для совершения многоцелевыми автомобилями форсиро-
ванных маршей без длительных остановок требуются:
— высокая надежность и безотказность работы всех меха-
низмов узлов;
— запас хода по топливу — 650—800 км;
— высокая плавность хода, обеспечивающая минималь-
ную утомляемость экипажа и перевозимого личного со-
става.
Работоспособность автомобиля и экипажа должна сохра-
няться в различных эксплуатационных условиях:
— при температуре окружающего воздуха от —50° до
50° С;
— при относительной влажности воздуха до 98%;
— при запыленности воздуха до 2 г/м3;
— в горах на высоте до 3000 м над уровнем моря (на
больших высотах падение мощности двигателя должно ком-
пенсироваться путем наддува);
— при движении по местности, зараженной радиоактивны-
ми или отравляющими веществами.
Надежность автомобиля характеризуется способ-
ностью его конструкции длительно работать в заданных усло-
виях эксплуатации без вынужденных остановок по техниче-
ским причинам.
Для армейских автомобилей это свойство особенно важно,
так как создает уверенность в своевременном и бесперебой-
10
ном выполнении задач по маневрированию войск, снабжению
их материальными средствами и др.
Одним из основных показателей надежности автЪмобилей
является вероятное время наработки на отказ, равное средне-
му числу часов работы автомобиля между двумя смежными
остановками из-за поломок или других технических неисправ-
ностей.
Исходя из требований бесперебойной работы автомобиль-
ной техники для многоцелевых автомобилей время наработки
на отказ должно приниматься не менее 120—150 ч. В перспек-
тиве это время желательно увеличить до 200—300 ч, что мо-
жет быть достигнуто путем дальнейшего совершенствования
конструкций автомобилей и методов их расчета, улучшения
технологии производства, более широкого применения в кон-
струкции всех агрегатов и узлов материалов, обладающих вы-
сокой усталостной прочностью и износостойкостью, улучше-
ния качества горючего, смазочных и других эксплуатационных
материалов, а также путем совершенствования технического
обслуживания и ремонта автомобилей в полевых условиях.
В результате повышения качества производства гарантий-
ный пробег автомобилей должен быть доведен до 25—
30 тыс. км за пять лет.
Надежность автомобиля непосредственно переплетается
с такими свойствами его конструкции, как долговечность,
прочность, износостойкость, живучесть, приспособленность к
техническому обслуживанию и ремонту (ремонтопригодность),
которые также должны обеспечивать надежную безотказную
работу автомобилей в сложных условиях армейской эксплуа-
тации и боевой обстановки.
Долговечность, или срок службы, автомо-
билей характеризуется продолжительностью их работы в
километрах пробега или часах, включая пробеги (время ра-
боты) после капитальных ремонтов, до полного износа, раз-
рушения и списания.
В нормальных условиях эксплуатации минимальный про-
бег многоцелевых автомобилей до первого капитального ре-
монта должен быть 160—250 тыс. км, а при эксплуатации в
трудных условиях — 80—120 тыс. км, причем меньший пробег
относится к легким автомобилям, а больший — к тяжелым.
Общий пробег до списания легких и средних автомобилей
должен рассчитываться на 300—400 тыс. км при одном капи-
тальном ремонте. Увеличение срока службы этих автомобилей
за счет дополнительных капитальных ремонтов экономически
нецелесообразно. Наибольший пробег (500—700 тыс. юч) дол-
жен быть у тяжелых автомобилей, выпуск которых по сравне-
нию с легкими и средними автомобилями ограничен. Началь-
ная стоимость п трудозатраты на изготовление этих автомо-
11
билей велики, поэтому экономически выгодно увеличивать их
срок службы за счет проведения двух-трех капитальных ре-
монтов.
При разработке требований к долговечности армейских
автомобилей следует также иметь в виду, что их рациональ-
ный срок службы определяется в мирное время не только
естественным износом, но и фактором морального старения
конструкции, а в военное время повышенной интенсивностью
эксплуатации и боевыми повреждениями.
Моральное старение автомобилей возможно в связи с бы-
стрыми темпами развития Вооруженных Сил, которые приво-
дят к коренным изменениям тактико-технических требований,
предъявляемых к автомобильной технике. В связи с этим в
конструкции армейских автомобилей при высокой эксплуата-
ционной надежности и рациональной долговечности должны
закладываться возможности дальнейшего их совершенство-
вания.
Интенсивная эксплуатация в военное время, а также веро-
ятность боевых повреждений выдвигают на первый план тре-
бования кратковременной эффективной отдачи
при высокой эксплуатационной надежности и живучести авто-
мобилей даже за счет возможного сокращения их общего сро-
ка службы по естественному износу.
Живучесть конструкций автомобилей определяется их со-
противляемостью боевым повреждениям и приспособленностью
к выполнению задач при наличии отдельных повреждений.
К требованиям живучести относятся:
— высокая устойчивость против опрокидывания под дей-
ствием ударной волны; в случае опрокидывания из емкостей
не должны выливаться жидкости (горючее, масло, вода),
с тем чтобы после постановки автомобиля на колеса он мог
быть готов к движению (если, конечно, нет серьезных повреж-
дений), а также чтобы предотвратить самовозгорание авто-
мобиля;
— прочность кабины и кузова при избыточном внешнем
давлении до 0,5 кГ/см7\
— применение огнестойких покрытий и материалов, вы-
держивающих значительные световые импульсы без воспла-
менения и ухудшения физико-механических характеристик;
— применение шин, обладающих повышенной стойкостью
против пулевых и осколочных пробоев (многосекционных шин,
пористых гусматиков и т. п.), оборудование автомобилей цен-
трализованной системой регулирования давления’воздуха в
шинах;
— применение в конструкции автономных дублирующих
систем (рулевого управления, тормозной системы и др.), обес-
печивающих работоспособность автомобиля при частичных
его повреждениях.
12
Защита экипажа и перевозимого личного
состава включает:
— защиту от ударной волны, радиоактивного, светового и
теплового излучения при ядерном взрыве;
— защиту от радиоактивной пыли, химических отравляю-
щих веществ и бактериальных средств противника при пре-
одолении зараженных участков дороги и местности;
— защиту от огнестрельного оружия (пуль, осколков) и
инженерных мин.
Для выполнения этих требований на армейских автомоби-
лях должны устанавливаться специальные кабины, кузова-
фургоны и бронированные корпуса.
Кабины и кузова многоцелевых автомобилей изготов-
ляются из термостойких пластмасс и других материалов, об-
ладающих высокой механической прочностью и высокими по-
казателями ослабления проникающей радиации. Отдельные
элементы их конструкции должны включать бронированные
листы (бронеполики, лобовые и боковые щиты). Для отепле-
ния кабин и кузовов должно применяться специальное стекло,
стойкое против кратковременного воздействия мощных свето-
вых импульсов. Стекла могут оснащаться отражательными
козырьками и автоматически закрывающимися шторами, что
необходимо для защиты личного состава от ослепления и
ожогов при ядерных взрывах.
Для защиты личного состава от радиоактивной пыли, хи-
мических отравляющих веществ и бактериальных средств про-
тивника кабины и кузова-фургоны должны быть надежно за-
герметизированы и оборудованы фильтровентиляционными
установками, обеспечивающими фильтрацию воздуха и созда-
ние внутри кабины (кузова) давления несколько выше атмос-
ферного. При этом необходимо учитывать, что осуществление
указанных мероприятий по повышению защитных свойств ка-
бин и кузовов-фургонов многоцелевых автомобилей не должно
приводить к значительному увеличению собственного веса авто-
мобиля.
Приспособленность к техническому обслу-
живанию и ремонту. Измерителями этого качества
конструкций автомобилей являются периодичность и трудо-
емкость работ технического обслуживания и ремонта.
Техническое обслуживание современных многоцелевых
автомобилей проводится в следующие сроки: обслуживание
№ 1 проводится через 1200—1800 км, обслуживание № 2-
через 6 000—9 000 км. Трудоемкость технического обслужива-
ния № 1 составляет 3—12 чел.-ч, обслуживания № 2 — 15—
28 чел.-ч, rj\e меньшие пределы трудоемкости относятся
к легким и средним автомобилям, а большие — к тяжелым.
Для улучшения этих показателей необходимо:
— повышать унификацию и взаимозаменяемость деталей,
13
узлов и агрегатов, а также инструментов, приспособлений,
смазочных и других материалов;
— уменьшать количество агрегатов и узлов, требующих
систематического обслуживания;
— сокращать число точек смазки и мест регулировок,
повышать стабильность регулировок;
— предусматривать в компоновке автомобиля доступ-
ность к точкам смазки и регулировки, возможность незави-
симого снятия отдельных агрегатов (узлов) и замены их на
новые;
— повышать износостойкость и срок службы деталей,
обеспечивая при этом равнопрочность конструкции агре-
гатов;
— предусматривать возможность восстановления автомо-
билей войсковыми средствами ремонта, а также путем при-
менения средств механизации работ и поточных методов об-
служивания и ремонта.
3. Типы современных армейских автомобилей
и их характеристики
В зависимости от назначения всю автомобильную
технику, используемую в армии, можно разделить на шесть
основных групп:
— грузовые автомобили общетранспортного назначения;
— автомобили многоцелевого назначения;
— специальные транспортеры;
— специальные тягачи;
— бронированные колесные автомобили;
— длиннобазные шасси.
Кроме того, за последнее время в некоторых армиях
(США) начинает использоваться автомобиль па воздушной
подушке (АВП).
Остановимся на каждой из этих групп в отдельности и
дадим их краткую характеристику.
Грузовые автомобили общетранспортного назначения.
К этой группе относят двухосные и трехосные автомобили
массового производства, которые обычно не включаются в
типаж армейских автомобилей и являются мобилизацион-
ным резервом армии в военное время.
Проходимость этих автомобилей, имеющих колесную фор-
мулу 4X2 нли 6X4, весьма ограничена; в армии они исполь-
зуются главным образом в составе автотранспортных частей
для перевозки грузов в оперативном тылу, а также в соста-
ве различных тыловых частей и учреждений для монтажа
специального тылового оборудования.
14
По грузоподъемности на дорогах с твердым покрытием
отечественные грузовые автомобили разделяются на пять
классов:
— особо малой грузоподъемности — 0,25—0,5 т\
— малой грузоподъемности — 0,8—1,5 т;
— средней грузоподъемности — 2,0—5,5 т;
— большой грузоподъемности — 7,0—12 т;
— особо большой грузоподъемности — свыше 12 т.
К первому классу относятся грузопассажирские автомо-
били с металлическими кузовами-фургонами, построенными
на базе легковых автомобилей, ко второму, третьему и чет-
вертому классу — грузовые автомобили с бортовыми плат-
формами, к пятому классу — трехосные и четырехосные
транспортные специальные карьерные автомобили и автомо-
бильные поезда грузоподъемностью 15, 25, 40, 60 т и более.
Эксплуатационные качества новых отечественных грузо-
вых автомобилей находятся на уровне соответствующих ти-
пов зарубежных автомобилей. На дорогах с твердым покры-
тием они могут развивать скорость 70—95 км!ч> способны
перевозить на грузовой платформе грузы весом от 50 до
115% собственного веса и буксировать прицепы, вес кото-
рых составляет 55—70% от полного веса автомобиля с гру-
зом.
На базе шасси грузовых автомобилей общетранспортного
назначения выпускается ряд специализированных модифика-
ций: седельные тягачи, автомобили-самосвалы, длиннобаз-
ные грузовые автомобили с увеличенными размерами кузо-
вов для перевозки грузов с малым удельным весом, а также
большое число автомобилей, оборудованных специализиро-
ванными кузовами, цистернами и т. д. Транспортные автомо-
били всех классов имеют специальные модификации для ра-
боты в северных и южных районах. Общее количество основ-
ных модификаций по отдельным базовым моделям достигает
5—10, а количество автомобилей со специализированными
кузовами — 20—30.
Характеристики базовых моделей отечественных автомо-
билей общетранспортного назначения приведены в табл. 1.2.
Автомобили многоцелевого назначения. Эти автомобили
представляют основную наиболее многочисленную группу
армейских автомобилей. Они используются во всех родах
войск и видах Вооруженных Сил для перевозки грузов, лич-
ного состава, вооружения, для буксировки артиллерийских
и других прицепных систем, под монтаж военной техники и
вооружения.
На базе шасси многоцелевых автомобилей и их модифи-
каций с удлиненной или укороченной базой, с различными
конструкциями грузовых платформ и кузовов-фургонов для
армии производится большое число специальных автомоби-
15
Таблица 1.2
сг>
Отечественные автомобили общетраиспортного назначения
Характеристика автомобиля Марка автомобиля
УАЗ-451Д ГАЗ-53А ЗИЛ-130 Урал-377 МАЗ-500 КрАЗ-257
Колесная формула 4X2 4X2 4X2 6X4 4X2 6X4
Вес в снаряженном состоянии (без
людей), кг 1500 3250 4300 7290 6500 11200
Грузоподъемность, кг:
по грунтовым дорогам ...» 800 4000 4000 7500 7500 12 000
по шоссе 800 4000 5000 7500 7500 12 000
Вес буксируемого прицепа по шос-
се, кг 1000 4000 6400 10 500 10000 15 000
Марка двигателя УАЗ-451 ГАЗ-66 ЗИЛ-130 ЗИЛ-375 ЯМЗ-236 ЯМЗ-238
(карб.) (карб.) (карб.) (карб.) (дизель) (дизель)
Максимальная мощность двигателя:
л. с 70 115 150 180 180 215
об] мин 4000 3200 3200 3200 2100 2100
Удельная мощность, л.с.]т 28,6 15,6 17,6 12,0 12,8 9,2
Максимальная скорость, км]ч .... 95 85 94 75 75 60

Характеристика авт омобиля У А 3-451Д
Габариты» мм: длина ширина высота Внутренние размеры платформы, мм: длина ширина высота бортов Дорожный просвет» мм Наименьший радиус поворота, м . . Глубина преодолеваемого брода, м Обозначение шины . * Емкость топливных баков, л . . . . Контрольный расход топлива, л на 100 км Запас хода по топливу, км ... . 4460 2020 2020 2600 1870 420 220 6,0 0,7 8,40—15 60 12 500
Продолжение
Марка автомобиля
ГАЗ-53А ЗИЛ-130 Урал-377 МАЗ-500 КрАЗ-257
6400 6675 7800 7310 9660
2380 2500 2500 2500 2650
2220 2335 2665 2620 2620
3750 3752 4700 4860 5770
2180 2326 2280 2325 2480
680 685 692 615 825
| 265 275 410 295 290
i 8,0 8,0 10,5 9,0 13,2
0,8 1,0 1,0 1,0 0,8
8,25—20 260—20 12,00—20 12,00—20 12,00—20
90 170 300 200 450
21 26 50 25 38
450 650 600 700 1200
лей (самосвалов, седельных тягачей, автоцистерн, автокра-
нов и др.) и автомобилей со специализированными кузовами
(санитарных и штабных машин, автомастерских, различных
машин наземного оборудования ракетных комплексов и др.).
Многообразие задач, решаемых с помощью многоцелевых
автомобилей, определяет особенности структуры типажа этой
группы автомобилей (табл. 1.3).
По грузоподъемности многоцелевые автомобили можно
разделить на три класса:
— легкие —0,25—1,5 т\
— средние — 2,0—4,5 т;
— тяжелые — 5 т и более.
В классификации, принятой в США, выделяется еще
класс промежуточных автомобилей, в который входят авто-
мобили грузоподъемностью 0,75—1,5 т.
Общее число базовых моделей автомобилей многоцеле-
вого назначения в Советской Армии и армиях капиталисти-
ческих стран (США, Англии, ФРГ, Франции) составляет
5—9. Из них наибольшее количество моделей приходится на
средние (2—4) и тяжелые автомобили (2—6). Большое ко-
личество базовых автомобилей, близких по весовым харак-
теристикам, армий капиталистических стран является при-
чиной многомарочности их парков, что создает большие труд-
ности в эксплуатации, техническОхМ обслуживании и ремонте
автомобилей.
По своим техническим характеристикам многоцелевые ав-
томобили Советской Армии находятся на уровне лучших моде-
лей армейских автомобилей капиталистических стран.
Из табл. 1.4 следует, что советские многоцелевые автомо-
били имеют следующие обобщенные показатели:
— удельную мощность 13—30 л. с./т.;
— максимальную скорость 70—100 км/ч\
— коэффициент грузоподъемности 0,4—0,6.
На автомобилях ГАЗ-66 (рис. 1.1), ЗИЛ-131 (рис. 1.2) и
Урал-375 (рис. 1.3) устанавливаются восьмицилиндровые
V-образные карбюраторные двигатели, коробки передач
с синхронизаторами, гипоидные (ГАЗ) и проходные (ЗИЛ,
«Урал») редукторы ведущих мостов, шины широкого профи-
ля с регулируемым давлением, гидравлические усилители
руля.
Специальные транспортеры. Эта группа машин включает:
— транспортные автомобил и-амфибии;
— специальные инженерные автомобили;
— десантные транспортеры;
— транспортеры-вездеходы;
— тактические транспортеры.
Транспортные автомобил и- амфибии, напри-
мер ЗИЛ-485 (СССР), М147 (США), предназначены для
18
Таблица 1.3
Структура типажа автомобилей многоцелевого назначения
Армии Грузоподъемность, г Количество базовых моделей
легких средних тяжелых
0,25 0,5-0,6 0,7-1,0 1,1-1,5 2,0-2,5 3,0-4,0 5,0-6,0 7,0-8,0 10,0-12,0
СССР УАЗ-469 4X4 ГАЗ-66 4X4 ЗИЛ-131 6X6 Урал-375 6X6 КрАЗ-255Б 6X6 5
США М-151 М-37
Форд Додж
4X4; М-422 „Манти- 4X4
Майт“
4X4
Промежуточные
М-34
„Игер-
Бивер“
(РИО)
бхб;
М-135
Джене-
рал-Мо-
торс
6X6
М-41
Интер-
нейшнл-Хар-
верст
6X6
М-125 7
МАК
6X6

Армии легки*
0,25 0,5-0,6 0,7-1,0 1Л-1.5
Англия Остин 4X4 FV18501 Ровер 4X4; FV16012 Остин 4X4 FV13112 Бедфорд 4X4
ФРГ Порше- 597 4X4 Боргвард 4X4 Унимог- 404.113 4X4
Франция Виллис- Гочкис 4X4 Делае 4X4 Симка- Мар моя MH-600BS 4X4
Продолжение
Грузоподъемность, т О со
средник тяжелых Количест базовых моделей
2,0—2,5 3,0—4,0 5.0-6,0 7,0-8,0 10,0-12,0
Мармон FF6 6X6 FV13143 Бедфорд 4X4; Форд-Кельн 4X4 Симка 6X6; Берлие GBC-8-KT 6X6 FV620 Столвет 6X6; FV14101 Торни- крофт 6X6; FV1103 Лейланд 6Х6 Даймлер- Бенц LG315/46 4X4 Берлие СВИ-15 6X6; Берлие Т-6 6X6 Магирус А6500 4X4; Хеншель HS3- 14НА-СН 6X6 FVU101 Альбион 6X6; FVI2105 Скаммел 6X6; FV11018 АЕС 6X6 Фаун L908/425A 6X6; Фаун L912/21 6X6 Берлие Т-12 8X8 9 8 7
Таблица 1.4
Отечественные автомобили многоцелевого назначения
Марка автомобиля
Характеристика автомобиля УАЗ-469 ГАЗ-66 ЗИЛ-131 Ура л-375 КрАЗ-255Б
Колесная формула 4X4 4X4 6X6 6X6 6X6
Вес в снаряженном состоянии (без людей), кг 1600 3640 6760 8400 11950
Грузоподъемность, кг: по грунтовым дорогам .... 600 2000 3500 4500 7500
по шоссе 600 2000 5000 5000 7500
Вес буксируемого прицепа, кг: по грунтовым дорогам .... 850 2000 4000 5000 10 000
по шоссе . 850 2000 6500 10000 30000
Вес с грузом, кг: на переднюю ось 1150 2930 3400 3900 5800
на заднюю ось (заднюю те- лежку) 1150 3040 (6525) (9225) 13 850
Число мест: в кабине 7 2 3 3 3
в кузове — 21 24 24 —
Марка двигателя ГАЗ-21А ГАЗ-66 ЗИЛ-131 ЗИЛ-375 ЯМЗ-238
(карб.) (карб.) (карб.) (карб.) (дизель)
Мощность максимальная: л. с 70 115 150 180 240
об/мин 4000 3200 3200 3200 2100
Удельная мощность, л. с./т 30,5 19,3 14,4 13,7 12,2
to >—*
Продолжение
ЛА арка автомобиля
Характеристика автомобиля ‘ УАЗ-469 ГАЗ-66 ЗИЛ-131 Урал-375 КрАЗ-255Б
Максимальный крутящий момент: кг-ж 17 29,5 41,0 47,5 90
об! мин 2000 2000 1800 1800 1500
Максимальная скорость, кж/ч . . . 100 85 80 75 71
Габариты, мм: длина 4045 5655 7040 7350 8645
ширина ’• 1770 2340 2500 2690 2750
высота 2020 2520 2975 2680 3170
Внутренние размеры платформы, мм: длина — 3300 3600 3900 4565
ширина — 2050 2322 2430 2500
высота бортов — 890 346 872 924
База (база задней тележки), мм . . 2305 3300 3975 4200 (1400) 5300 (1400)
Колея, мм: передних колес 1470 1800 1820 2000 2160
задних колес 1464 1750 1820 2000 2160
Дорбжный просвет, мм ...... 300 310 340 410 360
Наименьший радиус поворота, м . . 6,0 9,5 10,8 10,5 14,0
Глубина преодолеваемого брода, м 0,6 0,8 1,4 1,5 0,85
Обозначение шины 8,40—15 12,00—18 12,00—20 14,00—20 1300Х530—533
Емкость топливных баков, л ... . 80 210 340 360 300
Контрольный расход топлива, л иа 100 км 12 26 40 55 38
Запас хода по топливу, км . „ . . 650 850 850 700 750
Al mi ~ mi • mi ini 1 in
U r i г lUJrni

Рис. 1.1. Автомобиль ГАЗ-66
Рис. 1.2. Автомобиль ЗИЛ-131
23
наведения переправ и форсирования внутренних водных пре-
град (рек, озер).
Они изготовляются, как правило, на базе многоцелевых
армейских автомобилей и поэтому по своей силовой установ-
ке, агрегатам силовой передачи, ходовой части и органам
управления унифицированы с сухопутными моделями.
Водонепроницаемые корпуса транспортных автомобилей-
амфибий имеют понтонную форму, что ограничивает их во-
доходные свойства.
Для создания силы тяги на плаву в этих машинах при-
меняется тяговый винт, для обеспечения поворота — судо-
вой руль.
Так как подход к водоему и выход из него обычно за-
труднительны из-за слабого грунта на берегу, то транспорт-
ные автомобили-амфибии должны иметь высокую проходи-
мость. На них устанавливаются мощные двигатели, много-
ступенчатые силовые передачи, шины широкого профиля
с регулируемым давлением, лебедки с выдачей троса вперед
и назад на большую длину.
Специальные инженерные автомобили
предназначены для выполнения специальных инженерных
работ. К ним относятся аппарельные, мостовые и паромные
автомобили, которые имеют цельнометаллические сварные
корпуса коробчатой формы, аппарельные строения на палу-
бе, краны, копры и другое оборудование. Их грузоподъем-
ность на воде составляет 20 т и более.
Десантные транспортеры применяются для пере-
возки личного состава, боевой техники и грузов с кораблей
на берег при проведении морских десантных операций.
К этому виду автомобилей относятся большегрузные автомо-
били-амфибии «Ларк-15» (США) (рис. 1.4), «Террапин» II
(Англия) и «Барк» (США) (рис. 1.5).
К отличительным особенностям конструкции автомобиля
«Ларк-15» грузоподъемностью 13,5 т относятся удобообтекае-
мая форма корпуса (судового типа), малый собственный вес
корпуса, изготовленного из алюминиевых сплавов, большое
водоизмещение и высокая остойчивость автомобиля на воде.
Водоходные движители (два тяговых винта) размещены
в носовой части, так как на воде автомобиль движется кор-
мой вперед. Два двигателя мощностью 270 л. с. каждый и
обтекаемые формы корпуса обеспечивают сравнительно вы-
сокую скорость автомобиля на воде—15 км/ч.
Специфичную конструкцию имеет плавающий автомобиль
«Барк» с колесной формулой 4x4 (рис. 1.5). Собственный
вес автомобиля — 87 т, номинальная грузоподъемность на
воде — 54 т, а предельно допустимая — 89 т. Число мест в
трюме 125—200. В трюм могут загружаться танки и другая
боевая техника. Для обеспечения погрузки и разгрузки ма-
24
шина оборудована лебедкой и откидным бортом, используе-
мым в качестве погрузочной аппарели.
В силовую установку автомобиля входят четыре двигате-
ля мощностью 165 л. с., каждый двигатель раздельно приво-
дит одно колесо.
Рис. 1.4. Десантный транспортер «Ларк-15»
Передвижение и управление на воде осуществляются
с помощью двух тяговых винтов. Винты могут вращаться
с различной скоростью и в разные стороны, что обеспечивает
поворот автомобиля.
Рис. 1.5. Десантный транспортер «Барк»
На воде автомобиль движется кормой вперед.
Краткие технические характеристики автомобилей-амфи-
бий даны в табл. 1.5.
В последнее время в США большое внимание уделяется
повышению скорости движения автомобилей на плаву (до
50—70 км/ч) за счет применения корпусов глиссирующего
типа и корпусов с оборудованием, обеспечивающим движе-
ние на подводных крыльях, а также за счет применения
25
Таблица 1.5
Плавающие автомобили
(автомобили-амфибии)
Параметры автомобилей
Марка автомобиля колесная формула собствен- ный вес, т грузо- подъем- ность, т коэффи- циент грузо- подъем- ности мощность двигателя, л. с. удельная мощность, л. с./г максимальная скорость, км/ч обозначение шины
по шоссе на плаву
Инженерные транспортеры
ГАЗ-46 ЗИЛ-485А М147 (США) «Террапии» II (Англия) 4X4 6X6 6X6 8X8 1,95 7,4 6,8 11,5 0,5 3,5 3,5 5,0 0,295 0,34 0,515 0,435 55 НО 146 2X85 23,4 11,4 14,1 10,2 90 60 80 40 10 10 11 10 7,50—20 12,00—18
«Ларк-5» (США) 4X4 7,2 Десан 4,5 тные тран 0,63 спортеры 270 23 56 16
«Ларк-15» (США) 4X4 14,85 13,2 0,89 2X270 19,3 38 16—18 24,00—29
«Барк» (США) 4X4 40 60(100) 1,5 4X165 6,6 25 12 Диаметр
«Борг-Варнер» (США) 4X4 9,0 5,0 0,56 1500 107 56 55 2,736 м 18,00—25
1962 г. (глиссер) LV НХ-1 (США) 4X4 8,6 5,0 0,35 (газотурбинный) 1225 1 99 64 65 18,00—25
1961 г. (на подводных крыльях) (газоту[ >бинный)
мощных газотурбинных и других двигателей с удельной
мощностью до 100 л. с./т.
На рис. 1.6 показана опытная конструкция автомобиля
LV НХ-1 (США),оборудованного подводными крыльями. В но-
совой части крылья устанавливаются на двух сгойках, в кор-
мовой— на одной стойке. Стойки с крыльями имеют устрой-
ства для подъема их из воды и укладывания в специальные
Рис. 1.6. Автомобиль-амфибия на подводных крыльях
ниши. Колеса автомобиля при движении по воде также уби-
раются, что уменьшает сопротивление движению автомобиля
на плаву. Применение мощного газотурбинного двигателя
«Лайкоминг» TF-1460 (1225 л. с.) и оборудование подвод-
ными крыльями обеспечивают этому автомобилю скорость
на плаву до 65 км/ч.
Транспортеры-вездеходы применяются для пе-
ревозки грузов в условиях полного бездорожья. Основные
конструктивные особенности этих машин заключаются в уста-
новке на них специальных колесных движителей с широко-
профильными шинами, с пневмокатками или с шинами особо
большого диаметра.
27
Например, для движения по сыпучим пескам в НАМИ
была создана конструкция транспортера-вездехода (рис. 1.7)
на восьми ведущих пневмокатках (колесная формула 8x8)
с малым давлением воздуха (0,5—1 кГ/сн2). Грузоподъем-
ность транспортера — 3 т, удельная мощность — 20 л. с./т,
максимальная скорость по шоссе — 60 км/ч, средняя ско-
рость по грунтовым дорогам—10—20 км/ч.
Тактические транспортеры предназначены для
подвоза штучных грузов, боеприпасов, продовольствия и эва-
куации раненых в районе переднего края.
Рис. 1.7. Транспортер-вездеход на пневмокатках
В США, например, с этой целью применяется малогаба-
ритный транспортер переднего края М-274 «Механический
мул», в ФРГ — легкий складывающийся автомобиль «Крака»
фирмы Цвайрад-Унион.
Особенностями этих транспортеров являются простота
конструкции, малые габариты, обеспечивающие хорошую ма-
скировку в складках местности, малая грузоподъемность
(0,25—0,5 т) и малый собственный вес. Наличие грузовой
платформы позволяет перевозить штучные грузы и эвакуи-
ровать с поля боя до четырех легкораненых человек.
Транспортер М-274 отличается простотой компоновки и
высокой грузоподъемностью. При собственном весе 410 кг
его грузоподъемность составляет 454 кг (коэффициент гру-
зоподъемности больше единицы), что достигнуто благодаря
широкому применению магниевых сплавов (до 17,5% от соб-
ственного веса транспортера). На этом транспортере двига-
тель воздушного охлаждения мощностью 32 л. с. установлен
в задней части шасси под грузовой платформой. Силовая пе-
редача механическая с приводом на все колеса. Для повы-
шения маневренности транспортера на местности привод
рулевого управления может подключаться как к передним,
так и к задним колесам. Максимальная скорость транспор-
тера—40 км/ч, предельный угол подъема по двигателю —35°,
28
В настоящее время фирма Виллис разработала новую
конструкцию тактического транспортера ХМ-443Е1 (4x4),
который должен заменить транспортер М-274.
Грузоподъемность транспортера увеличена до 680 кг (ко-
эффициент грузоподъемности 1,65). При установке двигате-
ля мощностью 100 л. с. транспортер может развивать ско-
рость 104 км/ч.
Специальные тягачи. В эту группу входят следующие
типы колесных машин:
— четырехосные тягачи;
— инженерные двухосные тягачи;
— одноосные тягачи с шарнирно-сочлененными прицепа-
ми-звеньями.
Рис. 1.8. Прицепной тягач MA3-537A
Четырехосные тягачи применяются в Советской
Армии, армиях США и Франции для буксировки тяжелых
прицепов и полуприцепов, артиллерийских систем весом 40—
60 т и более по автомобильным дорогам, а также для бук-
сировки самолетов весом до 200 т на аэродромах.
На отечественных тягачах МАЗ, общие виды которых
представлены на рис. 1.8 и 1.9, установлены 12-цилиндровые
V-образные дизельные двигатели мощностью 525 л. с. Коле-
са двух передних осей управляемые. Силовая передача
с гидромеханической передачей .и мостовым приводом всех
колес. Подвеска колес двух.-передних осей независимая с
торсионными упругими элементами, двух задних осей неза-
висимая, с жесткими балансирами по бортам тягача. Руле-
вое управление с гидравлическим усилителем, тормозная си-
стема с пневмогидравлическим приводом.
На американских прицепных тягачах Т57 и Т58 устанав-
ливаются танковые восьмицилиндровые V-образные двигатели
29
воздушного охлаждения мощностью 540 л. с., на фран-
цузских— карбюраторные двигатели «Берлис» мощностью
450 л. с.
Из кратких технических характеристик этих машин
(табл. 1.6) следует, что они имеют максимальную скорость
движения по шоссе 50—70 км/ч и способны буксировать
прицепы, вес которых в 1,5—2 раза превышает вес самих тя-
гачей с грузом. Седельные тягачи могут буксировать по до-
рогам с твердым покрытием полуприцепы весом до 70 г.
Рис. 1.9. Седельный тягач МАЗ-537
В США на базе тягача ХМ-375 разработана опытная кон-
струкция трехзвенного танкового транспортера, состоящего
из двух седельных тягачей (ХМ-376 и ХМ-377) и размещен-
ной между ними грузовой платформы. Такие транспортеры
с колесной формулой 16x16 имеют высокую проходимость и
способны перевозить танки весом до 40 т по бездорожью.
Инженерные двухосные тягачи в зависимости
от веса прицепного и навесного инженерного оборудования
делятся на два класса: легкие инженерные тягачи (ИКТ-Л)
и средние инженерные тягачи (ИКТ-С).
Типовой конструкцией легкого тягача может служить оте-
чественный тягач, разработанный на базе колесного тракто-
ра Харьковского тракторного завода (рис. 1.10). Тягач рас-
считан для работы с навесным инженерным оборудованием
весом до 2,5 т и прицепными системами с тяговым усилием
на крюке до 4 т. Рама тягача шарнирно-сочлененная двух-
звенная, двигатель СМД-20 мощностью 130 л. с.,„ привод к
колесам обоих звеньев механический, подвеска рессорная,
шины широкопрофильные 18,40/15—24. Максимальная ско-
рость тягача — до 29 км/ч-, тягач может работать на просе-
лочных дорогах и целине; благодаря короткой базе и шар-
нирно-сочлененной конструкции шасси-тягач имеет высокую
маневренность (минимальный радиус поворота — 5 м).
30
Таблица 1.6
Четырехосные тягачя
Марка тягача Тип, колесная формула Собст- венный вес, Грузо- подъем- ность, т Общий вес прицепа (полупри- цепа), г Макси- мальная скорость, км/ч Мощ- ность, л. с, Удельная мощ- ность, Л. с./г Обозначение шины
МАЗ (СССР) Прицепной 8X8 21,0 15,0 65 60 525 17,4 —
Т57 (США) То же 16,5 10,0 До 40 — 540 16,6 14,00—20
Т58 (США) » 21,0 14,0 До 60 75 540 12,2 21,00—29
Т-12 (Франция) W 15,0 10,0 50 (100) 50 450 14,00—20
МАЗ (СССР) Седельный 8X8 19,7 — 70 60 525 — —
ХМ-375 (США) со «—* То же 17,0 70 64 560 6,4
Средний инженерный тягач МАЗ-538 (рис. 1.11) предна-
значен для работы с навесным инженерным оборудованием
весом до 3 т и прицепными системами при тяговом усилии
на крюке до 14 т. Тягач имеет рамную конструкцию шасси
Рис. 1.10. Легкий тягач КТ-125
с колесной формулой 4x4 и передними управляемыми коле-
сами. Двигатель — дизель Д12-375 мощностью 375 л. с. Сило-
вая передача гидромеханическая, такая же как на других
тягачах Минского завода. Тягач имеет гидроусилитель руля,
Рис. 1.11. Средний инженерный тягач МАЗ-538
дополнительную коробку передач с ходоуменьшителем, раз-
даточную коробку с реверсом. Диапазон скоростей тяга-
ча—40 (от 1 до 40 км/ч).
Двухосные инженерные тягачи, приспособленные для ра-
боты с траншеекопателями, скреперами, бульдозерным путе-
укладочным и другими видами инженерного оборудования,
32
обеспечивают высокий уровень Механизации инженерных
работ.
Помимо двухосных тягачей, для выполнения различных
видов транспортных и инженерных работ в армии могут при-
меняться быстроходные колесные тракторы, характеристики
которых приведены в табл. 1.7.
Одноосные тягачи. Развитие армейской автомобиль-
ной техники, стремящейся к максимальному упрощению и
удешевлению конструкций автомобилей, а также к их уни-
версальности, привело к созданию одноосных тягачей. Эти
Рис. 1.12. Одноосный тягач МоАЗ-546
машины имеют одну пару ведущих колес, поставленный над
осью двигатель и специальное шарнирное устройство, связы-
вающее тягач с прицепом, без которого тягач работать не
может.
Примером конструкции одноосного тягача может слу-
жить модель МоАЗ-546, показанная на рис. 1.12.
Рулевое управление тягача имеет гидравлический привод,
состоящий из двух силовых цилиндров, которые обеспечи-
вают относительный поворот тягача и прицепа вокруг шквор-
невого соединения опорно-сцепного устройства. Подвеска
тягача, предназначенного для работы с инженерным навес-
ным оборудованием, жесткая, без упругих элементов, а под-
веска тягача с транспортными прицепами — с гидропневма-
тическими упругими элементами.
Тягач может работать только на дорогах с твердым по-
крытием, так как нагрузка на ось равняется 17—30 т.
Бронированные колесные автомобили. Бронированные ко-
лесные автомобили применяются в армии наряду с гусенич-
ными бронетранспортерами, самоходными артиллерийскими
установками и другими средствами обеспечения подвижно-
сти на поле боя. Их роль особенно возрастает в условиях ве-
дения боевых действий с применением ядерного оружия, так
как броня является не только надежной защитой от осколков
и пуль, но также обеспечивает ослабление проникающей ра-
2—2921 33
co
Таблица 1.7
Двухосные инженерные тягачи и колесные тракторы
Марка тягача, трактора Параметры тягача н колесного трактора
колесная формула собствен- ный вес. г тяговое усилие на крюке. максималь- ная нагрузка на устрой- ство. т макси- мальная скорость. клич мощность (л. с.) прн числе оборотов <об!мин} обозначение шины
КТ-125 4X4 6,35 4,0 — 29,1 130/1700 18,40/15-24
К-709 4X4 12,0 7,0 — 28,0 220/1800 23,10/18—26
МАЗ-538 4X4 14,5 14,0 12,0 40,0 ' 375/1800 21,00—28
МоАЗ-542 4X4 12,5 10,5 — 40,0 240/2100 26,50—25
БелАЗ-550 4X4 12,5 6,25 — 46,0 360/2100 23,10/18—26
Т-210 4X4 24,0 20,0 15,0 32,9 300/1500 29,50—20
диации, светового излучения, воздействия ударной волны,
а также герметизацию корпуса от радиоактивной пыли.
В зависимости от назначения бронированные колесные
автомобили можно разделить на три вида:
— бронированные разведывательно-дозорные машины
(БРДМ);
— бронетранспортеры (БТР);
— бронеавтомобили.
Бронированные разведывательно-дозор-
ные м а ш и н ы — легкие машины (боевой вес 4—8 т) с бро-
ней, защищающей от осколков и ружейно-пулеметного огня.
Колесная формула этих машин 4X4, удельная мощность —
17—27 л. с./т, максимальная скорость при движении по шос-
се — 70— 100 км/ч (табл. 1.8).
Рис. IJ3. Бронированная разведывательно-дозорная ма-
шина БРДМ-1
Отечественная бронированная разведывательно-дозорная
машина БРДМ-1 (рис. 1.13) сконструирована с использова-
нием агрегатов автомобиля ГАЗ-63. К особенностям ее кон-
струкции следует отнести наличие бронированного плаваю-
щего корпуса, водометного движителя, двух пар дополни-
тельных опорных катков с гидроподъемными устройствами
и специальным силовым приводом через цепную передачу.
Из зарубежных бронированных разведывательных авто-
мобилей можно отметить английский бронеавтомобиль «Фер-
рет» Мк II с пулеметным вооружением (калибра 7,62 мм),
установленным во вращающейся башне, французский броне-
автомобиль AML-245, вооруженный двумя пулеметами и
одной мортирой (калибр 60 мм), немецкий бронеавтомобиль
«Хеншель» с 20-мм автоматической пушкой. Шасси разведы-
вательных бронированных автомобилей используются для
монтажа на них ПТУРС, легких артиллерийских систем
и т. п.
Бронетранспортеры предназначены для перевозки
личного состава на поле боя. Их вместимость 11—18 чело-
век, вооружение пулеметное,
2*
35
со
Таблица 1.8
Бронированные разведывательно-дозорные машины
Марка автомобиля Параметры
колесная формула боевой вес, 7' вме- сти- мость, чел. вооружение (калибр, ММ) толщина брони, мм мощность двига- теля, л. с. удельная мощ- ность, л. с./г максимальная ско- рость. км(ч обозначе- ние шилы
по шоссе на плаву
БРДМ-1 (ГАЗ-4ОП) 4X4 (4X4) 5,1 5 1 пулемет (7,62) — 90 17,6 75 9 12.00—18
«Феррет» МКП (Англия) 4X4 4,32 2 1 пулемет (7,62) 8—12 116 27 72 — 9,00—16
AML-245 (Франция) 4X4 4,5 3 1 мортира (60), 2 пулемета (7,62) — 90 20 100 — 9,00—16
«Хеншель* (ФРГ) 4X4 — — 1 пушка (20) 6—12 178 —~ 85 — —
<Уннмог» тип А (ФРГ) 4X4 4,8 3 1 пулемет (7,72) 5—8 85 17,7 95
Для повышения проходимости бронетранспортеры изго-
товляются с плавающими бронированными корпусами, ко-
лесной формулой 8x8, оснащаются мощными двигателями
/Д\,= 16+18 л. с.1т при боевом весе 9—15 т) и шинами с ре-
гулируемым давлением воздуха. К этим машинам относится
отечественный бронетранспортер БТР-60П (рис. 1.14).
Бронеавтомобили отличаются от бронетранспорте-
ров большей толщиной брони и более мощным пушечным и
пулеметным вооружением.
Корпуса бронированных автомобилей обычно полностью
герметизированы и снабжены фильтровентиляциоиными
Рис. L14- Бронетранспортер БТР-60П
установками. Для надежной проходимости на местности бое-
вые бронированные автомобили имеют колесную формулу
6x6 или 8x8, снабжены независимой подвеской, широко-
профильными шинами. Для обеспечения пулестойкости колес
последние могут иметь шины многосекционного типа с цен-
тральной подкачкой или из пористого гусматика.
Бронированные колесные автомобили обычно плавающие
с винтовым или водометным движителем. Данные по броне-
транспортерам и бронированным автомобилям приведены в
табл. 1.9.
Длиннобазные шасси. Многоосные автомобили, получив-
шие наименование «длиннобазные шасси», применяются для
транспортировки длинномерных неделимых грузов большого
веса, а также для монтажа специального военно-техническо-
го оборудования и артиллерийского вооружения.
К конструктивным особенностям этих автомобилей отно-
сятся большие размеры по длине, низкое расположение грузо-
вой платформы или площадки для монтажа специального обо-
рудования, наличие четырех и более осей, из которых не менее
Двух должны быть управляемыми, полноприводность сило-
вой передачи. В связи с высокими требованиями к тягово-
скоростным качествам и проходимости длиннобазпых шасси
вне дорог на них устанавливаются мощные двигатели, сило-
37
Таблица 1.9
Бронетранспортеры и бронированные автомобили
-Марка автомобиля Параметры
колесная формула боевой вес, г вместимость, чел вооружение (калибр, мм) мощ- ность двига- теля, л. с. удельная мощ- ность, Л. С.1т максимальная скорость, км(ч обозначение ШИН
эки- паж де- сант по шоссе на плаву
Бронетранспортеры
БТР-152 В1 6X6 8,95 1 18 1 пулемет (7,62) 110 12,3 70 — 13,00—18
БТР-60П (ГАЗ-49) 8X8 9,8 1 15 1 пулемет (7,62) 2X90 18,3 80 9 12,00—18
-«Сарацин» FV-603 (С) (Англия) 6X6 10,2 1 10 2 пулемета (“7,62) 170 16,7 72 — 11,00—20
«Панар» EBR-ETT (Франция) 8X8 13,5 1 Бро 14 нирова 2 пулемета (12,7) иные автомоб 200 или 15 105 — Диаметр 1200 мм
«Саладин» FV-601 (Анг- лия) 6x6 10,7 3 1 пушка (76), 2 пулемета (7,62) 170 16 — — 11,00—20
«Панар» (Франция) 8x8 15,2 4 1 пушка (175), 3 пулемета (7,5) 200 13,2 111 Диаметр 1200 мм
вые передачи с многоступенчатыми механическими илш гид-
ромеханическими передачами, независимые подвески колес,
шины широкого профиля с центральной системой регулиро-
вания давления воздуха. Типовыми представителями этой
группы отечественных автомобилей являются шасси ЗИЛ
и МАЗ.
Шасси ЗИЛ (рис. 1.15) имеет простую конструкцию, ма-
лый собственный вес, высокие показатели тягово-скоростных
свойств, управляемости и- проходимости. Его силовая уста-
новка состоит из двух стандартных двигателей ЗИЛ-375Я.
Рис. L15. Длиннобазное шасси ЗИЛ
Каждый двигатель приводит четыре колеса одного борта
шасси. При этом в силовой передаче отсутствуют дифферен-
циалы. Управление двигателями и агрегатами бортовых си-
ловых передач синхронизировано.
Кабина и облицовка выполнены из стеклопластического
материала, обладающего высокой прочностью и жаростойко-
стью. В конструкции двигателей и агрегатов силовой пере-
дачи широко применены алюминиевые сплавы, благодаря
чему коэффициент грузоподъемности близок к единице.
Управляемыми являются колеса передней и задней осей.
В рулевом управлении применен гидравлический усилитель.
Подвеска колес передней и задней осей независимая торси-
онная, а двух сближенных средних осей — жесткая. Шины
широкого профиля с регулируемым давлением воздуха.
Четырехосное шасси МАЗ (рис. 1.16) по конструкции си-
ловой установки агрегатов силовой передачи в значительной
степени унифицировано с четырехосными тягачами МАЗ,
но значительно отличается от этих тягачей своей компо-
новкой.
Шасси имеет большие размеры по длине и низкое распо-
ложение грузовой платформы или площадки для монтажа
специального оборудования. Подвеска всех колес независи-
39
мая с торсионными упругими элементами и телескопически-
ми амортизаторами. Шины широкопрофпльные с регулируе-
мым давлением воздуха.
Применение мощного двигателя, гидромеханической пе-
редачи, привода ко всем колесам с дифференциалами повы-
шенного трения и самоблокирующимися механизмами сво-
бодного хода, независимой подвески и широкопрофильных
шин низкого давления обеспечивает этому шасси высокие
тягово-скоростные качества, хорошую плавность хода и на-
дежную проходимость вне дорог.
Рис. 1.16. Длиннобазное шасси МАЗ
Автомобиль на воздушной подушке (АВП).
Идея автомобиля на воздушной подушке не нова, она от-
носится к 1910 г. Тогда было высказано мнение, что реакция
воздушной струи, направленной в землю, может поддержи-
вать тело на весу. В 1927 г. Константин Эдуардович Циал-
ковский предложил использовать этот принцип в самодви-
жущихся машинах.
Принцип работы автомобиля на воздушной подушке за-
ключается в следующем.
Если под опрокинутой на землю чашей создать давление
воздуха, то чаша приподнимется и будет парить в воздухе.
При этом на поднятие (отрыв от опоры) чаши требуется
малое давление, так как чаша имеет большую опорную пло-
щадь. Достаточно приложить к парящей чаше небольшую
горизонтальную силу, чтобы она пришла в горизонтальное
движение. Между землей и чашей находится «воздушная
подушка», по которой и скользит чаша. Если края чаши и
земля были бы абсолютно плоскими и между ними не было
зазора, то перемещать чашу горизонтально не представляло
бы никакого труда, так как сопротивление перемещению было
бы ничтожно. В применении к автомобилю дело обстоит
сложнее. Поверхность, по которой должен двигаться автомо-
биль на воздушной подушке, имеет микроиеровности, подъ-
емы и спуски. Поэтому камера, в которой создается воздуш-
ное давление («чаша»), йриподнята над землей, чтобы при
40
движении не задевать краями за землю. Но чем больше ка-
мера приподнята над землей, тем больше утечка воздуха,
тем больше воздуха приходится прокачивать через камеру,
а следовательно, тем больше на это будет затрачиваться
мощности двигателя. Кроме того, мощность должна затрачи-
ваться также и на гори-
зонтальное перемещение ав-
томобиля.
Автомобили на воздуш-
ной подушке бывают двух
типов: с воздушной камерой
(рис. 1.17, а) и с кольцевым
соплом (рис. 1.17,6). Коль-
цевое сопло создает под-
пор воздуха под днищем ка-
меры и одновременно воз-
душную завесу, препятст-
вующую утечке воздуха.
Кроме того, может при-
меняться специальная упру-
гая «юбка», которая также
создает уплотнение воздуш-
ному потоку.
Несмотря на большое
разнообразие принимаемых
мер, утечка воздуха в воз-
душной камере все же очень
велика, поэтому значителен
и расход мощности на под-
держание соответствующего
давления опорного по-
Рис. 1.17. Схемы автомобилей на воз-
душной подушке с воздушной каме-
рой (а) и с кольцевым соплом (б)
тока.
Для ориентировки можно определить, какая мощность
потребуется для создания воздушной подушки. Для этого
имеется формула
N =
D2M ’
где Ne—потребная мощность, л. с.;
Н— зазор между землей и воздушной камерой (высота
парения), м;
G—вес автомобиля или равная ему опорная реакция
на грунт, кг;
D—диаметр опорной площади, м;
М—фактор совершенства.
Для автомобилей с воздушной камерой М можно прини-
мать равным 5,4, для автомобилей с кольцевым соплом он
может быть как меньше, так и больше.
41
Из формулы следует, что чем больше зазор (//) и вес
автомобиля (G), тем больше потребная мощность. Мощность
тем меньше, чем больше опорный диаметр (О) воздушной
камеры (при данном весе автомобиля).
Для автомобиля весом в одну тонну (G = 1000 кг) при
W = 0,05D (предел устойчивого движения), 0 = 3 м и Л1 = 5,4
получим Ne~98 л. с./т. Как видим, автомобиль должен иметь
очень большую удельную мощность. Мощность, требующаяся
на парение, пропорциональна высоте парения (Н). Однако
чем меньше эта высота, тем ниже маневренность автомо-
биля. Высоту парения нельзя увеличивать также и по тем
соображениям, что автомобиль при этом теряет устойчивость
горизонтального движения. По американским данным, высо-
та парения Н лежит в пределах 0,1—0,4 м. При этом удель-
ная мощность составляет 100—300 л. с./т, а давление ^возду-
ха на грунт — 0,0075—0,015 кГ/см2. При таком удельном
давлении автомобиль обладает высокой проходимостью по
всем видам мягких грунтов и даже по снегу однодневного
наноса.
Управление автомобилем на воздушной подушке может
осуществляться различными способами: поворотными лопат-
ками, установленными в щели воздушной завесы, специаль-
ными воздушными винтами горизонтальной тяги, выпуском
воздуха из ресивера через специальное реактивное сопло.
Движение автомобиля и управление им с помощью воз-
душных потоков ограничиваются мощностью, которая может
быть при этом израсходована без заметного снижения к. п. д.
системы воздушной подушки.
Проблема управления связана с необходимостью обес-
печения достаточной горизонтальной силы, торможения и
устранения заносов па поворотах. При достаточно высоких
скоростях движения автомобиля для устойчивости движения
можно пользоваться аэродинамическим килем 3 (рис. 1.18),
а для поворота — воздушными рулями 4. Торможение авто-
мобиля осуществляется тормозным колесом 7.
На рис. 1.18 показаны тянущий винт / и его двигатель 2,
двигатель 5 вентилятора воздушной подушки и центробеж-
ный вентилятор 6.
Автомобиль на воздушной подушке менее динамичен, чем
колесный автомобиль. Чтобы он обладал той же приемисто-
стью, что и колесный автомобиль, он должен иметь втрое
большую удельную мощность.
В последние годы воздушную подушку пытаются^ приме-
нять не для парения, а лишь для частичной раз-
грузки колесного движителя в целях повышения
проходимости автомобиля по мягким грунтам.
Идея использования воздушной подушки для разгрузки
колесного движителя была реализована английской фирмой
42
ВМС совместно с фирмой Виккерс-Армстронг на легковом
автомобиле «Ленд-Ровер». С этой целью на серийном авто-
мобиле поперек кузова установлен дополнительный двига-
тель, который через клиноременную передачу приводит во
вращение два установленных по бортам платформы центро-
бежных вентилятора, имеющих общий вал. Вентиляторы на-
гнетают воздух в камеру, образованную днищем автомобиля
и резиновой «юбкой» с гофрированной лентой, установлен-
ной по периметру автомобиля. Площадь, ограниченная «юб-
кой», составляет 11 л<2.
Рис. 1.18. Автомобиль на воздушной подушке
Давление в воздушной камере создает вертикальную ре-
акцию па грунт, разгружающую оси колес.
Результаты сравнительных испытаний показали, что про-
ходимость автомобиля с частично разгруженными осями зна-
чительно выше, чем обычного колесного автомобиля. Так,
при движении по увлажненной пашне автомобиль на воз-
душной подушке двигался уверенно, оставляя неглубокую
колею, в то время как для обычного автомобиля этот грунт
оказался непроходимым и в нем увязали колеса.
Техническая характеристика автомобиля «Ленд-Ровер»
опытного и серийного образцов показывает, что полный вес
опытного автомобиля увеличился на 860 кг, а удельная мощ-
ность поднялась с 36 л. с./т до 58,7 л. с./т\ коэффициент гру-
зоподъемности снизился с 0,47 до 0,33. Как показали опыты,
при давлении воздуха в камере воздушной подушки
0,02 кГ/см? обеспечивается разгрузка движителя на 2720 кг,
что составляет 75% полного веса автомобиля.
Область военного использования автомобиля на воздуш-
ной подушке окончательно не определена. Поэтому можно
говорить лишь о перспективах возможного использования
АВП. Американцы, занимающиеся исследованием этого во-
43
проса, приходят к выводу, что примерно 50% площади суши
земного шара пригодны для ограниченной эксплуатации этих
автомобилей. Из этой площади 15% приходится на внутрен-
ние водоемы (в основном реки), где возможна их круглого-
дичная эксплуатация. Ограничение возможности использо-
вания АВП парящего типа объясняется несовершенством их
конструкции, в частности большими габаритами, недостаточ-
ной устойчивостью движения и управления, шумностью, пы-
леобразованием, плохой видимостью, неспособностью пре-
одолевать подъемы более 5—10% и др.
Исследованиями, проведенными за границей, установле-
но, что для дорог с искусственным покрытием плохого каче-
ства вес АВП не должен превышать 10—15 т, а максималь-
ная скорость — 55—65 км/ч.
Для оценки экономической целесообразности применения
АВП на водных коммуникациях были определены стоимость
и время доставки 1 т груза на заданное расстояние. В ре-
зультате сравнения АВП, вертолета и автомобиля-амфибии
получены данные в пользу АВП: вертолет и АВП имеют при-
мерно одинаковую экономичность (с небольшим превосход-
ством АВП), но по сравнению с автомобилем-амфибией АВП
экономичнее примерно в семь раз.
В военных целях, как считают за рубежом, АВП парящего
действия может использоваться в качестве:
— транспортного средства на суше в тыловых районах;
— транспортного средства морской пехоты;
— десантно-штурмового средства;
— противолодочных кораблей;
— танконосцев;
— авианосцев и платформ для запуска ракет;
— баз для создания машин-миноискателей, минных
тральщиков.
Автомобили парящего действия предполагается в основ-
ном использовать в качестве надводных средств, обладаю-
щих способностью входа в воду и выхода из нее на сушу.
В США работы по использованию АВП парящего дейст-
вия ведутся главным образом военно-морским ведомством.
Для сухопутных войск больший интерес представляют авто-
мобили с частичной разгрузкой колесного (или гусеничного)
движителя.
Глава II
КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЕЙ
1. Требования, предъявляемые к компоновке
Компоновкой называется принятое в процессе про-
ектирования автомобиля расположение его основных узлов и
агрегатов, рабочего места водителя, кузова или грузовой плат-
формы, дополнительного и специального оборудования.
Компоновка должна обеспечивать:
— малогабаритность и компактность конструкции;
— удобство управления автомобилем;
— удобство использования автомобиля по назначению;
— правильное распределение веса автомобиля по мостам
(колесам) и низкое расположение центра тяжести в целях
получения необходимых показателей тяговых свойств, прохо-
димости, управляемости, плавности хода;
— приспособленность конструкции к техническому обслу^
живанию и ремонту.
2. Класснфнкация автомобилей
по схемам компоновки
Компоновка автомобилей зависит:
— от типа несущей части;
— от числа осей и их расположения по длине автомо-
биля;
— от взаимного расположения двигателя (силового отде-
ления), кабины (отделения управления) и грузовой плат-
формы (десантного или боевого отделения);
— от типа силовой передачи (трансмиссии).
По типу несущей части автомобили могут быть:
рамной конструкции (с жесткой лонжеронной или трубчатой
рамой); корпусной или комбинированной конструкции (рама
с несущим каркасом); сочлененной конструкции.
Рамные конструкции применяются на большинстве колес-
ных автомобилей. Они просты по устройству, технологичны
в производстве и универсальны (обеспечивают унификацию
народнохозяйственных и армейских автомобилей).
45
Корпусные и комбинированные шасси типичны для лег-
ковых автомобилей, автобусов, автомобилей-амфибий и бро-
нетранспортеров. Этот тип шасси обеспечивает повышенную
жесткость и снижение веса автомобиля по сравнению с рам-
ными конструкциями. Кроме того, армейские автомобили с
корпусными шасси наиболее полно удовлетворяют требова-
ниям защиты от оружия массового поражения и повышения
проходимости с преодолением водных преград.
Сочлененные шасси получили в последнее время примене-
ние на автопоездах с одноосным и двухосным тягачом. По-
следние применяются как инженерные машины, для чего они
оборудуются землеройными и другими приспособлениями.
Эти автомобили благодаря складываемости звеньев (тя-
гача и прицепа) обладают хорошей поворачиваемостью, ма-
лым радиусом поворота.
По числу осей и их расположению по дли-
не автомобили (рис. ПЛ*) разделяются:
— на двухосные (схема а):
— на трехосные со сближенным расположением средней
и задней осей (формула расположения осей 1+2, схема б);
• — на трехосные со сближенными передней и средней ося-
ми (2+1, схема в);
— на трехосные с равномерным расположением осей
(1 + 1+1, схема а);
— на четырехосные с равномерным расположением осей
(I + 1 + 1 + 1, схема б);
— на четырехосные со сближенными крайними осями
(2 + 2, схема е)\
— на четырехосные со сближенными средними осями
(1 +2 + 1, схема ж).
Выбор числа осей и схемы их расположения зависит от
веса автомобиля, размеров и веса перевозимого груза, до-
пустимой нагрузки на оси (ГОСТ 9314—59), требований про-
ходимости, управляемости и плавности хода.
Схемы а и б являются типичными для автомобилей об-
щетранспортного и многоцелевого назначения: двухосные —
для легковых автомобилей и грузовых автомобилей малой
и средней грузоподъемности, трехосные — для грузовых авто-
мобилей средней и большой грузоподъемности. Схема а ши-
роко применяется также для короткобазных инженерных тя-
гачей, а схема б — для седельных тягачей.
Схемы в иг применяются редко, главным образом для
специальных артиллерийских тягачей и транспортеров. Сбли-
женное расположение передней и средней осей является целе-
сообразным, если примерно две трети веса автомобиля при-
* На рис. II.1. стрелкой обозначены управляемые колеса, залитым
кружком — ведущие.
46
ходится на его переднюю часть. Равномерная расстановка
осей по схеме г целесообразна при положении центра тяже-
сти автомобиля посередине базы.
К достоинствам компоновки шасси по схеме г по сравне-
нию с другими трехосными автомобилями относятся: повы-
шение проходимости через препятствия типа «ров» и «окоп»,
уменьшение радиуса поворота и момента сопротивления по-
вороту автомобиля. К недостаткам относятся большие нор-
Рис. II.1. Схемы расположения осей автомобилей
мальные нагрузки на среднюю ось, когда автомобиль выве-
шивается на этой оси при преодолении препятствий типа
«эскарп», «порог» и др.
Схема д применяется для мощных четырехосных при-
цепных и седельных тягачей, инженерных транспортеров и
бронированных автомобилей.
Схемы е и ж применяются для длиннобазных самоход-
ных шасси.
По проходимости наибольшие преимущества имеет схе-
ма д, которая обеспечивает равномерное распределение дав-
ления колес на грунт и высокие геометрические параметры
проходимости. С точки зрения плавности хода, как показали
исследования, компоновка со сближенным расположением
крайних осей имеет некоторые преимущества по сравнению
со схемой ж. Зато она уступает этой схеме по параметрам
поворачиваемости и ширине преодолеваемых рвов (окопов).
47
По взаимному расположению двигателя,
кабины и грузовой платформы (кузова) разли-
чают четыре схемы компоновки (рис. П.2):
— с установкой двигателя впереди кабины (схема а);
— с двигателем, расположенным под кабиной или внутри
кабины (схема б);
— с расположением двигателя между кабиной и кузовом
(схема в);
— с двигателем в задней или средней части шасси (в кор-
ме или под корпусом) автомобиля (схема г).
Рис. 11.2. Схемы компоновки автомобилей
Схемыаиб являются типичными для автомобилей об-
щетранспортного и многоцелевого назначения. При этом схе-
ма а обеспечивает распределение веса автомобиля по осям
в соотношении примерно 27—33% на переднюю ось, 67—73%
на одну или две задние оси и поэтому является наиболее
приемлемой для транспортных автомобилей, имеющих ко-
лесную формулу 4X2 и двускатную ошиновку задних ве-
дущих колес, а также для трехосных автомобилей с колес-
ной формулой 6X4 и односкатной ошиновкой всех колес.
Схема б является лучшей с точки зрения максимального
использования габаритов автомобиля для размещения гру-
зовой платформы. Однако из-за уменьшения сцепного веса,
приходящегося на заднюю ось (до 47—60% от полного веса
автомобиля), ее применение целесообразно лишь для транс-
портных автомобилей большого веса, работающих на дорогах
с твердым покрытием, и для полноприводных автомобилей
высокой проходимости.
Компоновка по схеме вс расположением двигателя по-
зади кабины на грузовых автомобилях не применяется, так
как при этом значительно сокращаются размеры грузовой
48
платформы. Чаще расположение двигателя по этой схеме
применяется при компоновке мощных тягачей и длиннобаз-
ных шасси.
Расположение двигателя в задней части шасси или под
корпусом применяется преимущественно при компоновке ав-
тобусов, инженерных плавающих автомобилей и бронетранс-
портеров. При этом обеспечиваются необходимые формы пе-
редней части корпуса, большая зона обзора впереди автомо-
биля, удобство размещения десанта и вооружения.
К недостаткам компоновки с расположением двигателя в
задней части шасси относится сложность дистанционной си-
стемы управления двигателя и силовой передачи.
По типу силовой передачи (по схеме сило-
вого привода к ведущим колесам) возможен ряд
компоновочных схем, отличающихся друг от друга:
— количеством двигателей силовой установки автомо-
биля;
— способом подвода мощности к ведущим колесам авто-
мобиля;
— типом связей между осями (мостами) и между коле-
сами.
На легковых автомобилях, автобусах, грузовых автомо-
билях общетранспортного назначения и автомобилях много-
целевого назначения устанавливают, как правило, один дви-
гатель. Но на некоторых специальных автомобилях (броне-
транспортерах, плавающих транспортерах, длиннобазных
шасси высокой грузоподъемности и т. д.) силовая установка
может иметь два двигателя.
На этих типах автомобилей требуется силовая установка
более высокой мощности, но может оказаться, что автомо-
бильные двигатели требуемой мощности промышленностью
страны не выпускаются, а организовывать производство но-
вых типов двигателей по экономическим и мобилизационным
соображениям невыгодно. В этих случаях конструкторы идут
по пути применения на автомобиле двух двигателей, мощ-
ность каждого из которых в два раза (или близко к этому)
меньше требуемой.
Автомобили с двумя двигателями обладают более высо-
кой надежностью, так как при выходе из строя одного дви-
гателя подвижность автомобиля сохранится в средних и хо-
роших дорожных условиях, возможно движение, хотя и с
меньшей скоростью, на одном двигателе.
С применением двух двигателей на большегрузных и спе-
циальных автомобилях можно унифицировать автомобильные
двигатели и этим сократить требуемое количество типов
двигателей (различающихся по мощности и размерам) для
удовлетворения нужд автомобильной промышленности
страны.
49
Силовым установкам с двумя двигателями однако при-
сущ и ряд недостатков. Основные из них: конструкция при-
водов управления двигателями и основными агрегатами си-
ловой передачи (сцеплением и коробкой передач) получается
более сложной, а эксплуатационные регулировки и обслужи-
вание привода становятся более трудоемкими. Последнее об-
стоятельство также является причиной несколько большего
расхода топлива по сравнению с силовой установкой с одним
двигателем (такой же мощности) и, кроме того, причиной
неравномерного износа двигателей.
При наличии в силовой установке автомобиля двух дви-
гателей возможны два способа их связи с ведущими колеса-
ми: по независимой схеме или схеме с суммирующим редук-
тором.
В независимой схеме (рис. П.3,а и б) каждый двигатель
питает энергией свою группу ведущих колес. Причем ис-
пользуются два варианта, когда каждый двигатель питает
энергией ведущие колеса одного борта (рис. II.3, а) или
когда (рис. II.3, б) один двигатель присоединен через агре-
гаты силовой передачи к одной группе мостов (например, к
первому и третьему), а второй — к другой группе мостов (ко
второму и четвертому).
В схеме с суммирующим редуктором оба двигателя при-
соединяются к одному зубчатому редуктору, от которого сум-
марный силовой поток распределяется по ведущим колесам
так же, как и при наличии одного двигателя в силовой уста-
новке автомобиля. Причем трансформаторов силового потока
(коробок передач) может быть два (рис. П.3,в), устанавли-
ваемых между двигателем и суммирующим редуктором (ис-
пользуется стандартная для каждого двигателя коробка пе-
редач), или один (рис. II.3, г), устанавливаемый за сумми-
рующим редуктором (потребуется создавать новую коробку
передач, нагружаемую суммарным мощностным потоком дви-
гателей).
Независимая схема, являясь конструктивно более про-
стой и более надежной, получила преимущественное распро-
странение.
По способу подвода мощности к ведущим колесам авто-
мобили могут быть выполнены по бортовой схеме, мостовой
схеме или с индивидуальным подводом мощности к каждому
ведущему колесу.
В бортовой схеме (рис. П.З, д) при наличии одного
двигателя в силовой установке за трансформатором (короб-
кой передач) устанавливается межбортовая раздаточная ко-
робка с симметричным дифференциальным механизмом.
В межбортовой раздаточной коробке силовой поток разде-
ляется на два: к правому и левому бортовым раздаточным
50
редукторам (БРР) и далее через бортовые (и колесные)
передачи к ведущим колесам.
Бортовая схема силовой передачу значительно упрощает-
ся при применении в силовой установке двух двигателей
Рис. 11.3. Схемы компоновки силовых передач
(рис. П.3,а), так как межбортовая раздаточная коробка и
межбортовой дифференциал отсутствуют.
Бортовая схема весьма удобна для автомобилей с несу-
щим корпусом и для полноприводных многоосных автомоби-
51
лей. Основное ее достоинство заключается в том, что почти
все агрегаты силовой передачи размещаются по бортам и
средняя часть корпуса может использоваться для более
удобного размещения десанта, вооружения, специального
оборудования и пр.
В мостовой схеме (рис. II.3, б, в, г и П.4) каждая
Пара ведущих колес с помощью полуосей или карданных ва-
Рис. 11.4. Схемы компоновки силовых передач
лов (при независимой подвеске колес) присоединяется
к механизму ведущего моста (МВМ), состоящего из главной
передачи и межколесного дифференциала. Иногда между
МВМ и колесами устанавливаются колесные редукторы.
Силовой поток двигателя разделяется по МВМ в разда-
точной коробке (РК). Причем силовая передача выполняет-
ся по двум вариантам: с раздельным приводом к мостам
(рис. II.4, а, б п г) и с применением проходных мостов
(рис. 11.4, в, д).
52
Раздельный привод более сложен по конструкции, но
обеспечивает равномерную силовую нагрузку на карданные
передачи.
При применении проходных мостов упрощается конструк-
ция карданной передачи, обеспечивается лучшая компоновка
среднего и заднего мостов. Но карданный вал от раздаточ-
ной коробки к среднему мосту нагружен двойной силовой
нагрузкой.
Мостовая схема применяется и при установке на автомо-
биле двух двигателей (рис. II.3, б). Здесь каждый двигатель
подключен к своей группе мостов.
На полноприводных многоосных автомобилях возможна
и комбинированная схема силовой передачи, когда к части
колес применяется бортовая раздача мощности, а к осталь-
ной части — мостовая (рис. II.3, е).
Индивидуальный подвод мощности (рис. II. 3, ж)
к ведущим колесам применяется при наличии электриче-
ских и гидростатических (гидрообъемных) силовых передач
(см. гл. VII и VIII).
Для механических силовых передач индивидуальный под-
вод мощности к ведущим колесам конструктивно весьма сло-
жен, имеет низкий к. п. д. и меньшую надежность из-за боль-
шого количества карданных передач и поэтому не приме-
няется.
По типу связей между осями (мостами) или
бортовыми редукторами различают силовые передачи: с бло-
кированным приводом и с дифференциальным приводом.
Силовые передачи с блокированным приводом
(рис. 11.4,а, б, в) наиболее просты по конструкции. Такие
силовые передачи применяются на армейских автомобилях
многоцелевого назначения: легковых (ГАЗ-69), малой
(ГАЗ-66) и средней (ЗИЛ-131) грузоподъемности.
Общий недостаток силовой передачи с блокированным
приводом — возможность появления в ней циркуляции мощ-
ности при кинематическом несоответствии ведущих колес
(при повороте, движении по неровной дороге, при разных
радиусах качения колес из-за неравномерного износа шин,
разного давления воздуха в шинах или разной весовой на-
грузки на колеса). Следствием этого является более быстрый
износ агрегатов силовой передачи.
Силовые передачи с дифференциальным приво-
дом отличаются от силовых передач с блокированным при-
водом тем, что имеют один (рис. II.4, г и б) или несколько
(рис. II.4,е) межосевых дифференциалов (ОД).
При равномерном (или близком к равномерному) рас-
пределении веса по осям применяют симметричные диффе-
ренциалы, а при неравномерном распределении веса по
осям — несимметричные. Так, на автомобилях МАЗ все меж-
53
осевые дифференциалы симметричные (tj'2 — — 1), на автомо-
биле Урал-375—несимметричный (Zj2 ——2).
Несимметричный дифференциал применяется и на авто-
мобиле МАЗ с колесной формулой 4x4 (МАЗ-502).
Дифференциальный привод свободен от недостатков бло-
кированного привода, но конструктивно он более сложен,
чем блокированный.
При наличии дифференциальных механизмов между мо-
стами силовая нагрузка по приводным валам распределяется
пропорционально внутреннему передаточному числу диффе-
ренциального механизма, а не пропорционально весовой на-
грузке, приходящейся на мост, как это имеет место в блоки-
рованном приводе.
Предельная же величина нагружающего момента без учета
к.п.д. определяется наименьшим моментом по условиям сцеп-
ления
где <pz— коэффициент сцепления;
— весовая нагрузка на мост;
гк — радиус колеса;
4. р и 4п—передаточное число колесного редуктора и глав-
ной передачи.
В результате при движении по скользким и слабым грун-
там возможна пробуксовка колес того моста, для которого
cpiG, приобретает наименьшее значение.
Для устранения этого недостатка дифференциальные при-
воды снабжаются устройствами, которые могут давать ча-
стичную или полную блокировку привода.
Дифференциальный привод следует рекомендовать для
длиннобазных тяжелых машин.
3. Типовые компоновки автомобилей
многоцелевого назначения
К этой группе армейских автомобилей в основном
относятся двухосные и трехосные полноприводные автомобили
крупносерийного производства.
В связи с широким применением многоцелевых автомоби-
лей в армии для перевозки грузов и личного состава как по
автомобильным дорогам, так и в условиях бездорожья к их
компоновке предъявляются следующие специфичные требо-
вания:
— обязательное соответствие весовых и размерных пара-
метров автомобилей государственному стандарту на автомо-
бильные дороги (ГОСТ 9314 59);
54
— максимальное использование габаритов под размеще-
ние универсальной грузовой платформы;
— унификация конструкций по основным узлам и агрега-
там с народнохозяйственными автомобилями массового про-
изводства.
Кроме того, у этих автомобилей, как и у армейских авто-
мобилей всех остальных типов, должны быть:
Рис. 11.5. Компоновка автомобиля ГАЗ-66
— высокие показатели по устойчивости и плавности хода
при движении с большими скоростями по дорогам с твердым
покрытием и вне дорог;
— высокие геометрические и тяговые параметры прохо-
димости.
На рис. II.5 и II.6 в качестве примера показаны конструк-
тивные схемы двухосного автомобиля многоцелевого назна-
чения ГАЗ-66 и трехосного автомобиля ЗИЛ-131.
Основными особенностями этих автомобилей являются:
— рамная конструкция шасси с зависимой подвеской ко-
лес на полуэллнптических листовых рессорах (подвеска зад-
них осей трехосного автомобиля — балансирная);
55
Рис. 11.6. Компоновка автомобиля ЗИЛ-131
— V-образный двигатель, установленный в одном блоке
со сцеплением и коробкой передач на переднем конце рамы;
— ступенчатая силовая передача с мостовым приводом
к колесам всех осей.
На автомобиле ГАЗ-66 применена компоновка с располо-
жением двигателя под кабиной. Это обеспечивает примерно
Рис. 11.7. Сравнительная компоновка автомоби-
лей ГАЗ-63 и ГАЗ-66
ЗИЛ ‘/57
3565
3560
Рис. 11.8. Сравнительная компоновка
автомобилей ЗИЛ-131 и ЗИЛ-157
I 2059 _
L_____лйбо
равное распределение веса машины между двумя ее осями,
что рационально при односкатной ошиновке колес. О пре-
имуществах такой компоновки по сравнению с ранее приме-
нявшейся компоновкой на автомобилях ГАЗ-63, двигатель
которого располагался впереди кабины, можно судить по
рис. II.7.
Из сравнения силуэтов
автомобилей видно, что при
той же базе, что и у авто- 3///7-/J/
мобиля ГАЗ-бЗ, автомо-
биль ГАЗ-66 имеет мень-
шие габариты по длине и
увеличенные (на 450 мм)
размеры грузовой платфор-
мы. Следует, однако, отме-
тить, что указанные преиму-
щества получены за счет
уменьшения рабочего про-
странства кабины и услож-
нения ее конструкции (ка-
бина откидная).
Трехосный автомобиль ЗИЛ-131 (рис. II.8) имеет компо-
новку с расположением V-образиого двигателя впереди ка-
бины. При этом обеспечивается равномерная загрузка колес
передней и двух сближенных задних осей и достигаются до-
статочно высокие показатели использования габаритных раз-

57
Сл
00
Рис. II.9. Силовая передача автомобиля ГАЗ-66
меров по длине автомобиля, что подтверждается сравнением
силуэта этого автомобиля с предшествующей ему однотипной
моделью автомобиля ЗИЛ-157.
Схемы силовых передач автомобилей многоцелевого на-
значения имеют в зависимости от конструкции механизмов
раздачи мощности и характера силовых связей между веду-
щими мостами большое число возможных комбинаций.
В автомобилях малой и средней грузоподъемности приме-
няются силовые передачи с блокированным приводом веду-
щих мостов.
Типовая кинетическая схема блокированного силового
привода двухосного автомобиля представлена на автомобиле
ГАЗ-66. Силовая передача этого автомобиля (рис. II.9) со-
стоит из однодискового фрикционного сцепления, четырех-
ступенчатой коробки передач, двухступенчатой раздаточной
коробки с принудительным включением привода переднего
моста, карданных передач и ведущих мостов с главной
передачей гипоидного типа и кулачковыми дифференциа-
лами.
В приводах автомобилей большого веса устанавливаются
раздаточные коробки с межосевыми дифференциалами.
Типовые кинематические схемы силовых приводов трехос-
ных автомобилей показаны на рис. 11.10 и 11.11 (КрАЗ-214,
Урал-375).
В приводах автомобилей ЗИЛ-157 и КрАЗ-214 раздача
мощности осуществляется с помощью одной раздаточной
коробки. Все мосты автомобиля ЗИЛ-157 имеют блокиро-
ванную силовую связь. В раздаточной коробке автомо-
биля КрАЗ-214 между передачами двух постоянно включен-
ных задних мостов установлен симметричный дифференциал.
Передний мост имеет жесткое соединение с двумя задними
мостами и при движении по дорогам с твердым покрытием
принудительно отключается.
Недостатком схемы привода с раздачей мощности от од-
ной раздаточной коробки является сложность конструкции
коробки и большое число карданных передач. Поэтому в со-
временных конструкциях трехосных автомобилей большое
распространение получили приводы, в которых раздача мощ-
ности осуществляется с помощью более простых раздаточных
коробок с двумя ведомыми валами и проходными ведущими
мостами.
В силовых передачах с проходными мостами автомобилей
средней грузоподъемности применяется блокированная связь
между ведущими мостами (автомобиль ЗИЛ-131). В приво-
дах автомобилей большой грузоподъемности устанавли-
ваются дифференциалы: несимметричный в раздаточной ко-
робке (автомобиль Урал-375) и симметричный в редукторе
среднего моста (автомобиль ЗИЛ-133),
59
о

Рис. 11.10. Силовая передача автомобиля КрАЗ-214
Рис. П.11. Силовая передача автомобиля Урал-375
Рис. 11.12. Компоновка плавающего транспортера
4. Компоновка плавающих автомобилей
Особенностью компоновки плавающих автомобилей
является наличие цельнометаллического герметичного кор-
пуса, форма которого должна удовлетворять требованиям
водоходных качеств (водоизмещение, остойчивость, малое
сопротивление движению), наличие винтового или водомет-
ного движителя и силового привода к нему, наличие водя-
ного руля, водооткачивающей системы и другого специаль-
ного оборудования.
У инженерного плавающего транспортера, схема компо-
новки которого представлена на рис. 11.12, корпус имеет пон-
тонную форму с плоским дном, силовой отсек размещен в
носовой части машины, силовая передача выполнена по мо-
стовой схеме. Для движения на плаву применен гребной
винт, привод к которому осуществляется от специальной ко-
робки отбора мощности.
Особенностями компоновки силовой установки являются
размещение двигателя в герметизированном отсеке, приме-
нение теплообменников для поддержания нормального тем-
пературного режима двигателя за счет охлаждения заборт-
ной водой, обдув двигателя воздухом, засасываемым венти-
лятором из корпуса автомобиля, отвод нагретого воздуха от
двигателя через бортовые вентиляционные каналы.
Поворот автомобиля на плаву осуществляется с помощью
водяного руля.
В бронированных плавающих автомобилях (см. ниже
рис. 11.17 и 11.18) форма корпуса выполнена с учетом обес-
печения плавучести и удобства использования автомобиля в
боевых целях. Для движения на плаву применяется водо-
метный движитель. Движение задним ходом и поворот авто-
мобиля осуществляются за счет реактивной силы воды, вы-
брасываемой через боковые отводные каналы.
Большое внимание при компоновке плавающих автомоби-
лей уделяется надежности входа в воду и выхода из нее.
Для этого в инженерном плавающем транспортере приме-
няются шины с переменным давлением и включающийся пе-
редний мост; в боевой разведывательно-дозорной машине
предусмотрены дополнительные катки и возможность регу-
лирования давления в шинах.
5. Компоновка сочлененных автомобилей
Сочлененные автомобили в зависимости от распо-
ложения центра шарнира, соединяющего переднее звено
с задним (тягач с прицепом), бывают двух типов:
— с шарниром, расположенным примерно над осью од-
ноосного тягача;
63
Рис. 11.13. Компоновка одноосного тягача МАЗ-529
— с шарниром, расположенным примерно посередине ба-
зы двухосного тягача.
Первый тип компоновки применяется в основном для
создания длиннобазных автомобилей за счет увеличения
длины полуприцепа (заднего звена), второй — для коротко-
базных инженерных тягачей, сельскохозяйственных тракто-
ров с ограниченной длиной заднего звена, а также для се-
дельных автопоездов.
Преимуществами обеих схем сочлененных машин по срав-
нению с машинами, имеющими жесткую раму, являются:
— лучшая поворотливость благодаря относительному раз-
вороту звеньев машин на большой угол: у машин первого
типа на угол до ±90°, у машин второго типа—до ±30—35°.
При этом минимальный радиус поворота машин уменьшает-
ся по сравнению с обычными автомобилями, имеющими ту
же базу, соответственно в 1,7—1,8 раза и в 1,3—1,4 раза;
— лучшая приспособляемость машин к неровностям до-
роги при наличии в сцепном устройстве шарниров верти-
кальной и продольной гибкости;
— лучшая компоновка машины по ширине и возможность
применения колес большого диаметра.
Конструктивные и кинематические схемы шарнирно-со-
члененных машин представлены на рис. 11.13, 11.14, П.15,
П.16.
К особенностям компоновки одноосного тягача МАЗ-529
(рис. ПЛЗ) относятся:
— расположение двигателя под кабиной и впереди оси
колес;
— смещение шкворневого соединения назад относительно
оси колес (на 200 мм), что обеспечивает уравновешивание
нагрузок от веса двигателя с одной стороны оси и хоботово-
го давления прицепного звена с другой стороны оси;
— применение в системе управления тягача двух силовых
гидравлических цилиндров, корпуса которых крепятся шар-
нирно к упорному кронштейну тягача, а штоки поршней —
к кронштейну прицепного звена;
— простейшая схема силовой передачи с мостовым при-
водом к колесам одной оси. Основными агрегатами этой схе-
мы (рис. 11.14) являются: двухдисковое сцепление; пятисту-
пенчатая коробка передач и дополнительная двухступенчатая
коробка, объединенные в общий блок и установленные от-
дельно от двигателя; ведущий мост с конической главной
передачей, дифференциалом и колесными редукторами пла-
нетарного типа.
На рис. 11.15 представлена схема компоновки инженер-
ного тягача. Тягач имеет короткобазное двухзвенное шасси
с шарнирным соединением звеньев. Двигатель тягача распо-
ложен над осью переднего звена, а опорно-сцепное седельное
3—2921
65
Рис» 11.14» Силовая передача тягача МАЗ-529
Рис» 11.15» Компоновка инженерного тягача
66
устройство — над осью заднего звена, что обеспечивает рав-
номерное распределение нагрузки по осям тягача. Тягач
имеет упругую подвеску, состоящую из полуэллиптических
продольных рессор, ши'рокопрофильные шины большого диа-
метра. Силовая передача ступенчатая с мостовым приводом
к обеим осям: привод к задней оси осуществляется через
карданную передачу со сдвоенным карданным шарниром,
вертикальная ось которого совпадает с осью шкворневого
соединения звеньев рамы.
Кинематическая схема силовой передачи тягача
(рис. И.16) включает двухдисковое сцепление, четырехсту-
пенчатую коробку передач, двухступенчатую дополнительную
коробку с реверсом и раздаточную коробку, объединенные в
общий блок, карданные передачи и ведущие мосты с колес-
ными планетарными редукторами.
6. Компоновка бронированных машин
При компоновке бронированных машин учиты-
ваются специальные требования: бронезащита от осколочно-
пулевого огня; защита от оружия массового поражения
противника; удобство размещения экипажа и десанта, предус-
матривающее быстроту посадки и высадки; круговой обстрел;
высокая проходимость через препятствия (окопоходимость);
плавучесть. В старых конструкциях бронированных машин эти
требования выполнялись не полностью, что объяснялось соз-
данием их на базе стандартных шасси автомобилей много-
целевого назначения. Так, например, конструкция броне-
транспортера БТР-152 была разработана на базе шасси ав-
томобилей ЗИЛ-151 и ЗИЛ-157 и имела двигатель недоста-
точной мощности, мостовую схему силового привода, откры-
тый (негерметизированный) корпус, зависимую подвеску ко-
лес. Лучше требованиям компоновки удовлетворяют совре-
менные бронированные машины (рис. 11.17 и рис. 11.18).
Бронированная разведывательно-дозорная машина
(рис. 11.17) имеет несущий плавающий корпус, водометный
движитель, водооткачивающую систему, дополнительные кат-
ки с гидравлическим подъемным устройством и силовым
приводом. Применение дополнительных катков обеспечивает
машине значительное повышение проходимости через препят-
ствия (рвы, окопы, эскарпы и т. д.).
Бронетранспортер состоит из четырехосного шасси с не-
сущим герметизированным плавающим корпусом, двух дви-
гателей, расположенных в корме. Силовая передача
(рис. 11.18) состоит из двух независимых передач с приводом
мостового типа, каждый из которых включает однодисковое
сцепление, четырехступенчатую коробку передач, двухступен-
3* 67
а
Рис. 11.16. Силовая передача инженерного тягача
чатую раздаточную коробку, карданную передачу и механиз-
мы двух ведущих мостов с кулачковыми дифференциалами.
От правого двигателя приводятся первый и третий мост, от
левого — второй и четвертый. Привод водометного движителя
Рис. 11.17. Компоновка бронированной разведывательно-дозорной машины
берется одновременно от двух двигателей через механизмы
отбора мощности, установленные на коробках передач, и че-
рез суммирующий редуктор.
7. Компоновка четырехосных автомобилей
К особенностям компоновки этих автомобилей от-
носятся:
— применение рамной и корпусной конструкции несущей
части шасси с независимой подвеской всех или части колес;
— - большие габариты и большие весовые нагрузки на оси,
обычно превышающие по своей величине ограничения, на-
кладываемые ГОСТ 9314—59, обязательные для автомобилей
общетранспортного и многоцелевого назначения;
— - расстановка осей длиннобазных машин по схеме 2+2
или 1 + 2 + 1, короткобазных машин по схеме 1 + 1+ 1 + 1 или
69
Рис. П.18. Силовая передача бронетранспортера
2+2; при этом центр тяжести автомобиля с номинальной по-
лезной нагрузкой располагается примерно посередине базы;
— установка двигателя в передней части рамы под ка-
биной, между раздельными отделениями кабины или за ка-
биной в специальном моторном отсеке;
— применение ступенчатой или бесступенчатой (гидро-
статической, электрической) силовой передачи с приводом ко
всем колесам.
В целом компоновки четырехосных автомобилей в зависи-
мости от их назначения отличаются большим разнообразием,
что видно из приводимых ниже примеров.
Рис. 11.19. Компоновка длиннобазного шасси ЗИЛ
Шасси, представленное на рис. 11.19, имеет рамную кон-
струкцию. Расстановка осей выполнена по схеме 1+2+1, что
обеспечивает, как отмечалось выше, высокие параметры
управляемости машиной и проходимости ее через препятст-
вия типа «окоп», «порог», «ров».
Рама сварная, состоит из двух лонжеронов швеллерного
сечения и крестообразных поперечин. Автомобиль имеет пе-
редние и задние управляемые колеса; это позволило умень-
шить их углы поворота и за счет этого увеличить ширину,
а следовательно, крутильную жесткость рамы. Сближенное
расположение средних осей также способствует повышению
вертикальной и крутильной жесткости рамы.
Подвеска передних и задних колес независимая, с торси-
онными упругими элементами и телескопическими амортиза-
торами. Колеса средних осей связаны с рамой жестко, без
упругих элементов.
71
Силовая установка шасси ЗИЛ имеет два двигателя, рас-
положенные в специальном моторном отделении позади каби-
ны водителя.
Силовой привод выполнен по раздельно-бортовой схеме.
От левого двигателя мощность подводится через ступенча-
тую коробку передач к раздаточной коробке и далее через
бортовые и колесные редукторы к колесам левого борта. От
правого двигателя по аналогичной схеме мощность подво-
дится к колесам правого борта.
В силовых передачах первых моделей шасси ЗИЛ приме-
нялись гидромеханические передачи (рис. 11.20). Отказ от
гидромеханических передач в данном случае вызван не кон-
структивными, а чисто производственными соображениями.
Применение раздельного привода обеспечивает унифика-
цию двигателей, их систем и некоторых агрегатов силовой
передачи с агрегатами многоцелевых автомобилей (в данном
случае с автомобилем Урал-375), а также повышает эксплуа-
тационную надежность и живучесть автомобиля.
Пример компоновки четырехосного автомобиля, бортовой
привод которого осуществляется от одного двигателя, дан на
рис. 11.21.
Автомобиль имеет рамную конструкцию шасси с расста-
новкой осей по схеме 2 + 2. Колеса двух передних осей управ-
ляемые. Рама состоит из двух лонжеронов швеллерного
сечения и поперечин. Подвеска всех колес независимая, с
торсионными упругими элементами и телескопическими амор-
тизаторами. Двигатель установлен под кабиной водителя, что
обеспечивает лучшее использование размеров автомобиля
под грузовую платформу. Мощность двигателя передается
к ведущим колесам через коробку передач, межбортовую
раздаточную коробку с симметричным дифференциалом, бор-
товые и колесные редукторы.
Расположение редукторов вдоль бортов обеспечивает хо-
рошую компоновку средней части автомобиля по высоте.
Поэтому силовые приводы с бортовой раздачей мощности
применяются в настоящее время не только для рамных, но и
для корпусных конструкций шасси (семейство бронирован-
ных машин «Панар» и др.).
Наряду с бортовыми приводами в четырехосных автомо-
билях широко применяются силовые приводы мостового типа
(рис. 11.22). Здесь привод к ведущим колесам осуществляет-
ся с помощью проходных мостов.
Двигатель установлен на передней части рамы между
отделениями раздельной кабины. Силовая передача
(рис. П.23) состоит из двухдискового фрикционного сцепле-
ния, пятиступенчатой коробки передач, раздаточной коробки
с симметричным межосевым дифференциалом механизмов
ведущих мостов. Второй и третий мосты проходные. Ходовая
72
Рис. 11.20. Силовая передача длиннобазиого шасси с гидромеханической передачей
С0
Рис. 11.21. Четырехосное шасси с бортовым приводом
Си
Рис. 11.22. Компоновка четырехосного автомобиля с мостовым приводом
СП
Ж К насосу Ж
I । гидроусилителя [
QOI-2XJQE;
От дор
мощности
i
1 I ’
odfamdoo
o^farodl^r)
Рис. 11.23. Силовая передача четырехосного автомобиля с мостовым приводом
часть автомобиля имеет рамную конструкцию с зависимой
подвеской передних колес на раздельных полуэллиптических
рессорах и задних колес на балансирных рессорах.
В целом данный автомобиль отличается простотой кон-
струкции и унификацией по многим агрегатам с автомобиля-
ми многоцелевого назначения. Однако проходимость его ог-
раничена из-за применения зависимой подвески колес, мало-
го дорожного просвета под ведущими мостами, высокого
расположения рамы и центра тяжести автомобиля.
На некоторых опытных многоосных автомобилях приме-
нялась хребтовая рама. Она состоит из картеров ведущих
мостов и стальных труб, в которых размещаются валы сило-
вой передачи и качающихся кожухов полуосей. К преимуще-
ствам компоновки автомобилей с хребтовой рамой (и про-
ходными мостами) относятся малый вес ходовой части шас-
си и универсальность конструкции. Разъемная хребтовая
рама обеспечивает не только изменение величины базы авто-
мобиля без больших конструктивных переделок, но и воз-
можность создания семейства автомобилей с различным чис-
лом осей с применением одних и тех же агрегатов. При
этом в автомобилях изменяются только размеры трубчатых
участков рамы и число однотипных проходных мостов.
Однако хребтовая рама малопригодна для создания кор-
пусных автомобилей, так как расположение рамы и агрега-
тов силовой передачи по оси автомобиля затрудняет компо-
новку средней части корпуса. Кроме того, применение веду-
щих мостов с качающимися кожухами полуосей затрудняет
уплотнение корпуса.
Компоновка четырехосных автомобилей (длиннобазных
шасси) большой грузоподъемности и мощных тягачей типа
МАЗ представлена на рис. 11.24 и П.25. Это автомобиль рам-
ной конструкции, ходовая часть имеет сближенные оси край-
них колес. Расстояние между средними осями зависит от
размеров транспортируемых грузов или монтируемых па
шасси изделий и имеет большую величину. В четырехосных
тягачах типа МАЗ это расстояние по возможности умень-
шается, с тем чтобы повысить маневренность тягача.
Подвеска колес длиннобазного шасси независимая торси-
онная. В седельном тягаче МАЗ подвеска задних колес ба-
лансирная, без упругих элементов. Двигатель установлен в
специальном моторном отделении позади кабины.
Силовые передачи рассматриваемых машин МАЗ выпол-
нены по схеме с мостовым приводом ведущих колес. Кинема-
тическая схема силовой передачи МАЗ (рис. 11.25) состоит
из повышающего редуктора, гидромеханической передачи
(комплексного гидротрансформатора с трехступенчатой пла-
нетарной коробкой передач), двухступенчатой раздаточной
коробки, межосевых редукторов, редукторов конической
77
QO
Рис. 11.24. Компоновка длиинобазного шассн МАЗ
К правому вентилятору
Рис. 11.25. Силовая передача тягачей МАЗ
главной передачи и колесных планетарных редукторов.
В связи с большим весом автомобиля в приводе всех его
мостов и колес установлены дифференциалы и механизмы
свободного хода: симметричный конический дифференциал в
раздаточной коробке, самоблокирующиеся механизмы сво-
бодного хода в межосевых редукторах, межколесные кони-
ческие дифференциалы повышенного трения в двух передних
мостах и самоблокирующиеся механизмы свободного хода в
двух задних мостах. Всего семь механизмов (дифференциа-
лов и муфт свободного хода).
Как видим, силовые передачи многоприводных автомоби-
лей очень сложны. Поэтому перспективным является замена
их более простыми гидростатическими и электрическими пе-
редачами.
Глава III
СЦЕПЛЕНИЯ
1. Назначение и требования,
предъявляемые к сцеплению
Назначение. Сцепление автомобиля представляет
собой блокировочную муфту, служащую для кратковременно-
го разъединения двигателя и силовой передачи и плавного
соединения их вновь, а также для предохранения их от дина-
мических перегрузок, возникающих при неравномерном дви-
жении автомобиля по неровностям дороги.
Сцепление устанавливается между двигателем и коробкой
передач, т. е. перед силовой передачей. Отсоединение двига-
теля от коробки уменьшает инерционные массы, связанные
с ведущим валом коробки и принадлежащие двигателю (ма-
ховик, кривошипно-шатунный механизм), вследствие чего
уменьшаются динамические нагрузки при переключении пере-
дач в коробке.
Плавное соединение двигателя и силовой передачи необхо-
димо, чтобы при переключении передачи, т. е. при изменении
передаточного числа, двигатель не заглох, а также чтобы пе-
реключение происходило без рывка, особенно при трогании
автомобиля с места. Плавность включения обеспечивается
устройством муфты, при котором связь между ее ведущими и
ведомыми частями осуществляется силами трения, гидродина-
мическими силами или электромагнитным полем (соответст-
венно муфты бывают фрикционные, гидродинамические или
электромагнитные). Благодаря такой связи передаваемый
муфтой крутящий момент ограничен определенной величиной,
а следовательно, ограничена и динамическая нагрузка, воз-
никающая в силовой передаче.
Сцепление является принадлежностью зубчатых неплане-
тарных (простых) коробок передач. При наличии планетарной
коробки сцепление как таковое может отсутствовать, хотя
фрикционные элементы, обеспечивающие плавное включение
передач, все равно в коробке должны быть. Особенность сцеп-
ления заключается в том, что оно обслуживает все ступени
(передачи) коробки, в то время как фрикционные элементы
планетарной коробки (тормоза и фрикционные муфты) обслу-
живают одну или часть ступеней коробки. Иногда и в пепла-
нетарных коробках имеются фрикционные муфты (коробки
81
с групповыми фрикционами, см. гл. IV), но они не называются
сцеплением.
В современных автомобилях наибольшее распространение
получило дисковое фрикционное сцепление.
Фрикционное сцепление работает в исключительно труд-
ных условиях. Оно передает большой крутящий момент, при-
чем силами трения, величина которых крайне неустойчива и
которые подвержены влиянию многих факторов: состоянию
трущихся поверхностей, температуре нагрева, чистоте по-
верхности и т. д. Благодаря частому переключению передач
сцепление часто пробуксовывает и вследствие этого нагре-
вается. При движении по местности, когда значительные ди-
намические нагрузки действуют почти постоянно, сцепление
непрерывно буксует. Все это, вместе взятое, приводит сцеп-
ление к сравнительно быстрому износу.
Чтобы повысить срок службы сцепления, последовательно
с фрикционной муфтой иногда устанавливается гидромуфта,
назначение которой взять на себя большую часть работы
буксования сцепления. Фрикционная муфта в данном случае
служит только для отключения двигателя от силовой пере-
дачи.
Широкого применения гидросцепление благодаря своей
сложности не получило (в гидросцепление входит вместо од-
ной две муфты: фрикционная и гидравлическая).
Иногда применяется электромагнитное сцепление. Оно
имеет высокую износостойкость и удобное включение (вы-
ключение), однако требует большого расхода электроэнер-
гии, запас которой на автомобиле ограничен. Кроме того,
электромагнитное сцепление имеет и ряд других недостатков,
на которых остановимся ниже.
Требования, предъявляемые к сцеплению. Для обеспече-
ния нормальной работы автомобиля к сцеплению предъявля-
ются следующие основные требования:
— полное (чистое) выключение;
— плавное и полное включение;
— минимальные инерционные массы, связанные с веду-
щим валом коробки передач (ведомые детали сцепления);
— хороший отвод тепла;
— уравновешенность (внутренняя замкнутость) осевых
усилий во включенном и выключенном положении сцепления;
— легкость обслуживания и восстановления;
— постоянство нажимного усилия между поверхностями
трения (для фрикционного сцепления) и независимость его
от износа этих поверхностей;
— предохранение двигателя и силовой передачи от ди-
намических нагрузок.
Если сцепление выключается не полностью, то при пере-
ключении ступеней в коробке передач будет сильный шум и
82
повышенный износ переключаемых зубчатых колес или зуб-
чатых муфт (шум — признак ударных нагрузок), а также
нагрев и износ сцепления.
Как показывают опыты, при резком включении сцепления
динамические нагрузки могут значительно (более чем вдвое)
превосходить расчетный момент трения.
Кроме того, если сцепление включается резко, автомо-
биль при трогании с места или при переключении передач
получает рывок.
Чем плавнее включается сцепление, тем меньше вероят-
ность, что заглохнет двигатель, меньше динамические на-
грузки. Сцепление должно включаться полностью, т. е. уси-
лие, сжимающее фрикционные поверхности, должно быть
равно усилию сжимающих пружин. Это обеспечивается зазо-
ром в механизме выключения.
Так как при выключении сцепления его ведомые детали
остаются соединенными с ведущим валом коробки передач,
то они должны иметь минимальный момент инерции.
Для лучшего отвода тепла в конструкции сцепления пре-
дусматриваются массивные ведущие детали, вентиляционные
окна, оребрение наружных поверхностей и т. д.
Усилие, которое сжимает поверхности трения, может быть
очень значительным. Если оно не уравновешено внутри сцеп-
ления, то будет создавать нагрузку на подшипники сопря-
женных со сцеплением агрегатов (двигателя и коробки пере-
дач) и будет изнашивать их. Особенно это относится к по-
стоянно действующему осевому усилию при включенном
сцеплении. При выключенном сцеплении осевое усилие дей-
ствует кратковременно. Поэтому требование уравновешенно-
сти в первую очередь относится к включенному сцеплению.
Так как фрикционные поверхности сцепления довольно
быстро изнашиваются (особенно в тяжелых автомобилях),
то должна быть обеспечена легкая замена фрикционных де-
талей. Износ фрикционных поверхностей ведет к исчезнове-
нию регулировочных зазоров в механизме и приводе вклю-
чения сцепления, которые гарантируют его полное включе-
ние. Поэтому должен быть обеспечен легкий доступ к местам
регулировки, а сама регулировка должна быть достаточно
простой и не требовать на свое выполнение много вре-
мени.
По мере износа фрикционных поверхностей сжимающие-
их пружины распрямляются, в результате чего уменьшается
момент трения сцепления. Это уменьшение не должно быть
значительным, так как в противном случае сцепление начнет
пробуксовывать даже при нормальной передаче крутящего
момента двигателя. Поэтому при расчете сцепления берут
некоторый запас момента трения. Однако его не следует
брать слишком большим, так как именно он определяет
83
величину динамических нагрузок на силовую передачу авто-
мобиля.
Динамические нагрузки зависят также от резкости вклю-
чения сцепления. Резкость включения зависит от материала
трущихся поверхностей, а также от плавности и величины
усилия, которое следует прикладывать к педали управления,
чтобы включить сцепление. Если это усилие очень большое,
то включение будет резким.
2. Фрикционное сцепление.
Принцип действия и клаосификация
Сцепление (рис. III.1) состоит из следующих групп
деталей:
— ведущие детали, к которым относятся упорный диск 1
(обычно маховик двигателя), нажимной диск 3 и кожух 5
сцепления;
— ведомые детали: ведомый диск 2 с фрикционными на-
кладками, ведомый вал 9 сцепления (обычно ведущий вал
коробки передач);
— детали нажимного устройства, к которым относятся
нажимные пружины 4, нажимные рычаги;
— детали механизма выключения: отжимные рычаги 6,
муфта 8 выключения с подшипником 7.
Кроме того, для управления сцеплением служит привод
управления, в который входят педаль /2, система тяг 11 и
рычагов, вилка 10 муфты выключения.
При отпущенной педали под действием пружин 4 нажим-
ной диск 3 прижимает ведомый диск 2 к упорному диску /.
Сцепление включено. Крутящий момент от ведущих деталей
передается к ведомым через поверхности трения дисков /, 2
и 3. Величина наибольшего крутящего момента, передавае-
мого сцеплением, зависит от силы нажатия пружин, разме-
ров дисков и коэффициента трения между ними. Между от-
жимными рычагами 6 и подшипником 7 имеется зазор 8,
который обеспечивает полноту включения сцепления.
При выключении сцепления под действием усилия, прило-
женного к педали, муфта 8, нажимая на рычаги 6, отводит
диск 3 назад. При этом пружины 4 сжимаются, а ведомый
диск освобождается. Между дисками образуется зазор.
При включении сцепления усилие с педали снимается и
под действием пружин сцепление включается, но не мгно-
венно. Время включения и характер нарастания момента
трения между поверхностями трения дисков зависят от бы-
строты или темпа отпускания педали сцепления. Это на-
глядно видно из осциллограммы, представленной на рис. III.2.
Здесь по оси абсцисс отложено время включения (/), а по
84
Рис. 111.1. Схема однодискового сцепления
Рис. II 1.2. Осциллограмма работы сцепления при включении
85
оси ординат — угловые скорости ведущих (шд) и ведомых
(wa) деталей сцепления, момент (Л4С), передаваемый через
сцепление, и перемещение (Sn) педали сцепления при трога-
нии автомобиля с места.
Точка О на осциллограмме соответствует началу отпуска-
ния педали. Далее следует выбор зазоров; и в точке Oj ве-
дущие и ведомые диски сцепления входят в соприкосновение,
вследствие чего возникает момент трения Л4С, который посте-
пенно увеличивается и когда достигает величины, равной мо-
менту сопротивления движению (Мс = Л1я), автомобиль тро-
гается с места. На графике это соответствует точке с ко-
торой начинаются увеличение оборотов ведомых частей сцеп-
ления и падение оборотов ведущих. Участок Oi — О2 яв-
ляется первым этапом буксования сцепления за время ti от
момента соприкосновения дисков до трогания автомобиля
с места. В точке О4 скорости дисков выравниваются, что со-
ответствует концу буксования сцепления.
Участок О2—О4— второй этап буксования сцепления за
время /п.
Площадь, заключенная между линиями и wa и ордина-
тами точек О, и О4, выражает угол буксования аб сцепления;
/б — общее время буксования сцепления.
Пиковое значение момента сцепления Мс (точка Оз) по-
лучается вследствие того, что при включении к силам нажа-
тия пружин прибавляется сила инерции поступательно дви-
жущейся массы нажимного диска. Чем быстрее отпускается
педаль при включении сцепления, тем больше пиковое зна-
чение момента Мс сцепления. Как видим, этот момент более
чем в два раза превосходит среднее значение момента, пе-
редаваемого через сцепление. Колебательный характер пе-
редачи момента Мс объясняется скручиванием валов сило-
вой передачи вследствие их упругости.
Работа буксования (L&) и темп (Кс) нарастания момен-
та Мс определяются следующими выражениями:
аб
J/Mcda;
Кс “ •
Классификация. В современных автомобилях применяются
в качестве сцепления только дисковые муфты. Конусные и
колодочные муфты применяются в качестве вспомогательных
фрикционных устройств в коробках передач (синхрониза-
торов, демпферов).
Дисковые сцепления бывают однодисковые, двухдисковые
и многодисковые.
Однодисковые сцепления устанавливаются на автомоби-
86
лях малой и средней грузоподъемности (УАЗ-459, ГАЗ-66,
ЗИЛ-131 и др.); на автомобилях большой грузоподъемности
устанавливаются двухдисковые (Урал-375, МАЗ-525) и мно-
годисковые сцепления.
В качестве нажимного устройства в сцеплениях может
применяться несколько цилиндрических пружин, расположен-
ных по периферии, одна центральная цилиндрическая или
коническая пружина или одна тарельчатая пружина.
В качестве вспомогательного нажимного устройства в до-
полнение к пружинам иногда применяют нажимные центро-
бежные грузики. Такое сцепление называется полуцентро-
бежным. Если пружины отсутствуют и сжатие фрикционных
дисков осуществляется только центробежными грузиками,
сцепление называется центробежным.
Сцепление может быть полностью разгруженным, если во
включенном и выключенном положении осевые силы пружин
полностью уравновешены внутри сцепления и не передаются
на соседние агрегаты (двигатель или коробку передач), и
полуразгруженным, если при выключении осевые силы пру-
жин передаются на соседние агрегаты (во включенном по-
ложении передача осевых усилий на соседние агрегаты не-
допустима).
Сцепления можно классифицировать по характеру тре-
ния: с сухим трением и работающие в масле.
В современных автомобилях преимущественное распро-
странение получили одно- или двухдисковые сцепления сухо-
го трения с пружинным нажимным устройством (периферий-
ным и центральным).
3. Типовые конструкции
фрикционных сцеплений
Однодисковые сцепления с периферийным располо-
жением нажимных пружин. Сцепление автомобиля
ГАЗ-66 (рис. III.3). Сцепление установлено на маховике 1
коленчатого вала двигателя и закреплено шестью специаль-
ными центрирующими болтами. Соединение нажимного ди-
ска 4 с кожухом 10 сцепления обеспечивается с помощью
выступов проушин. Этот способ соединения надежен, но не-
сколько утяжеляет выключение сцепления вследствие возни-
кающего трения при осевом перемещении нажимного диска.
Нажимное усилие создается двенадцатью цилиндриче-
скими пружинами 11, расположенными по периферии на-
жимного диска. Для установки сцепления на другие моди-
фикации автомобиля ГАЗ-66 величина нормального давле-
ния на диски может изменяться путем изменения числа пру-
жин и их жесткости.
87
Под пружины со стороны нажимного диска устанавли-
ваются теплоизолирующие прокладки.
Периферийное расположение цилиндрических пружин
обеспечивает равномерность распределения нажимного уси-
лия. При износе фрик-
ционных дисков нажим-
ное усилие несколько
уменьшается, однако
это не может приве-
сти к пробуксовке сцеп-
ления, так как усилие
пружин изменяется не-
значительно. Так, при
износе накладок ведо-
мых дисков на поло-
вину толщины (ко-
гда накладки подле-
жат замене) нажим-
ное усилие уменьшает-
ся всего на 16%. По-
этому сцепление с пе-
риферийным располо-
жением пружин не
имеет регулировки ве-
личины нажимного уси-
лия.
Ведомый диск 3 с
кольцевыми фрикцион-
ными накладками уста-
новлен между махови-
ком двигателя 1 и на-
жимным диском 4 на
ведущем шлицованном
Рис. III.3. Сцепление автомобиля ГАЗ-66 валу 9 коробки пере-
дач. Так как ведомый
диск легкий, то он не может вызывать значительных динами-
ческих нагрузок в коробке передач.
Для обеспечения плавного включения сцепления одно из
фрикционных колец (рис. IJI.4) приклепано к шести сталь-
ным волнистым пружинящим пластинам 2, которые непо-
средственно присоединены к ведомому диску 3. На фрикци-
онном кольце 1 выполнены радиальные канавки, которые
служат для вентиляции трущихся поверхностей, а также для
удаления случайно попавшего на них масла.
В диске имеется демпфер для гашения крутильных коле-
баний, которые возникают при неравномерном вращении ко-
ленчатого вала двигателя, при резких изменениях угловых
скоростей валов силовой передачи, при движении автомо-
88
биля по неровностям дороги, при резком включении сцепле-
ния и т. д.
Демпфер может монтироваться в ведомом диске сцепле-
ния (в этом случае он повышает плавность включения сцеп-
ления) или устанавливается как самостоятельный агрегат.
Основными элементами демпфера являются упругий и
фрикционный элементы. Упругий элемент, в качестве кото-
рого обычно применяют цилиндрические пружины, обеспечи-
Рис. II 1.4. Ведомый диск сцепления с демпферным устройством
вает понижение частот колебаний силовой передачи, а фрик-
ционный элемент превращает кинетическую энергию низко-
частотных колебаний в тепло, которое в дальнейшем рассеи-
вается.
На рис. III.4 показана конструкция демпфера с пружина-
ми и дисковым фрикционным элементом, вмонтированными
в ведомый диск сцепления.
В окнах ступицы 9 установлены в сжатом виде восемь
пружин 10. Между фланцем ступицы и дисками 6 и 7 по-
мещены фрикционные кольца 5 и стальные регулировочные
прокладки. Диски соединены вместе пальцами 5, которые
имеют утолщенную среднюю часть мерной длины и раскле-
пываются по концам.
89
Величина момента трения (для демпфера сцепления авто-
мобиля ГАЗ-66 она составляет 2—2,5 кГ-м) устанавливает-
ся подбором толщины стальных регулировочных прокладок.
Перемещение ведомого диска сцепления относительно сту-
пицы 9 ограничивается пальцами S, которые упираются
в края вырезов фланца
ступицы.
Ведомый диск в сборе
статически балансируется
с помощью пластинчатых
грузиков 4.
Соединение дисков
демпфера заклепками не
обеспечивает регулировку
его момента трения. При
износе фрикционных эле-
ментов способность гасить
крутильные колебания па-
дает. Поэтому в некото-
рых конструкциях (рис.
III.5,а) диски соединяют-
ся болтами 9, под голов-
ки которых устанавли-
Рис. 111.5. Демпферные устройства ваются тарельчатые пру-
(а и б) с переменным моментом трения жины-шайбы 8 (сцепление
фирмы Лонг).
Представляет интерес конструкция демпфера сцепления
«Борг» и «Бэк» (рис. III.5,б). В этом сцеплении по обе сто-
роны фланца ступицы 2 установлено по три тонкие сталь-
ные шайбы 6 (на рисунке показаны вместе). С одной сторо-
ны к шайбам прижимается ведомый диск /, с другой —на-
жимное кольцо 7 с четырьмя зубцами, входящими в отвер-
стия диска демпфера 4. Диски соединены пальцами 3.
Нажимное кольцо 7 прижимается к стальным шайбам 6
тарельчатой пружиной 5. Крутящий момент от ведомого ди-
ска передается к ступице также через пружины (на рисунке
не показаны). В такой конструкции благодаря применению
стальных колец по три с каждой стороны увеличена площадь
трения при меньшем их износе, а тарельчатые пружины
обеспечивают постоянство момента трения демпфера.
В сцеплении автомобиля ГАЗ-66 отжимные рычаги 5
(рис. Ш.З) расположены симметрично относительно пружин
и установлены как в выступах нажимного диска 4, так и в
вильчатых опорах на игольчатых подшипниках, что значи-
тельно уменьшает трение и увеличивает надежность их ра-
бот. Вильчатые опоры опираются через сферические поверх-
ности регулировочных гаек 7 на кожух, обеспечивая само-
установку рычагов 5 при выключении сцепления.
90
Установка внутренних концов рычагов в одной плоскости
достигается регулировочными гайками 7, которые после ре-
гулировки раскерниваются (эта регулировка при эксплуата-
ции не производится).
Для обеспечения полноты включения сцепления между
внутренними концами рычагов 5 и подшипником муфты 8
устанавливается зазор (2 мм), величина которого в процессе
эксплуатации восстанавливается регулировкой привода упра-
вления сцеплением. Тепло от поверхностей трения отводится
в данном сцеплении через маховик и нажимной диск, для
чего последний выполняется массивным. Охлаждению сцеп-
ления способствует также циркуляция воздуха, создаваемая
выступающими деталями через вентиляционные окна, распо-
ложенные сверху картера 2 сцепления.
Для смазки подшипника муфты 8 устанавливается специ-
альная масленка 6, которая выведена наружу кожуха. Внут-
ренний подшипник ведущего вала 9 коробки передач, уста-
новленный в маховике, смазывается при сборке, а излишки
смазки центробежной силой выбрасываются наружу через
отверстия в маховике. Нижняя часть картера 2 сцепления
выполнена съемной, что обеспечивает хороший доступ к де-
талям сцепления.
Сцепление автомобиля ЗИЛ-131 (рис. III.6).
Особенностью конструкции сцепления является соединение
нажимного диска 1 с кожухом 3 с помощью упругих пла-
стин 2. Один конец каждой пары пластин приклепан к ко-
жуху, а другой привернут болтом к нажимному диску. Такое
соединение обеспечивает осевое перемещение диска без трения,
что облегчает управление сцеплением (его выключение).
В остальном это сцепление мало чем отличается по кон-
струкции от сцепления автомобиля ГАЗ-66.
Сцепление фирмы АЕС (рис. III.7). Сцепление этого
типа имеет ряд особенностей. Так как ведомые детали сцепле-
ния имеют здесь довольно значительную массу, то для гаше-
ния их скорости при переключении передач в коробке служит
специальное приспособление — тормозок. При выключении
сцепления диск тормозка 4 притормаживается и ведомые де-
тали сцепления, а следовательно, и ведущие детали коробки
передач останавливаются, что облегчает переключение пе-
редач.
Сцепление представляет интерес также с точки зрения
повышения его срока службы и ремонтоспособности.
На маховике двигателя, являющемся ведущей деталью
сцепления, установлено съемное стальное кольцо 1. По мере
износа его можно заменить. Фрикционные кольца 2 и 3
имеют разную толщину. Кольцо 3, работающее в более тя-
желых температурных условиях, скорее изнашивается. По-
этому оно имеет большую толщину.
91
Вид А
Рис. 111.6. Сцепление автомобиля ЗИЛ-131 (ЗИЛ-130)
92
2 3
Рис. 111.7. Сцепление с тормозном ведомого диска
93
Однодисковые сцепления с центральной нажимной пру-
жиной. Сцепление с конической пружиной
(рис. 1П.8). Сцепление с периферийными пружинами равно-
мерно сжимает фрикционные поверхности. Однако оно слож-
но (большое количество пружин). Кроме того, поломка
Рис. II 1.8. Сцепление с центральной конической пружиной (МАЗ)
одной-двух пружин в эксплуатации может быть не замечена,
а это скажется на повышении износа сцепления. Одна цен-
тральная пружина дает более простую и надежную кон-
струкцию сцепления, а если эта пружина еще и коническая,
то и уменьшение его осевого размера. Равномерность на-
грузки на нажимной диск обеспечивается здесь применением
94
веерообразно расположенных упругих рычагов, которые
равномерно передают усилие пружины на нажимной
диск.
Пружина 7 в сжатом состоянии установлена между флан-
цем подвижной втулки 8 и опорным фланцем 6. На другом
конце подвижной втулки 8 установлена обойма 9 с шарика-
ми, в которую помещены внутренние концы рычагов 5. На-
ружные концы опираются в кольцевые выступы опорного
фланца 6 и нажимного диска 2.
Усилие пружины передается от подвижной втулки 8 че-
рез шаровые опоры обоймы на внутренние концы рычагов 5,
а последние, опираясь на кольцевой выступ опорного флан-
ца 6, давят на нажимной диск 2. Упругие рычаги не имеют
шарнирных соединений (если не считать шариков), которые
бы изнашивались и требовали регулировки. В рычажной си-
стеме сцепления реализуется довольно большое передаточное,
число порядка 6—8, что уменьшает передаточное число
привода сцепления.
Упругие рычаги обеспечивают плавность включения и вы-
ключения сцепления. Чистоту выключения обеспечивают спе-
циальные пружины 10.
Нажимной диск 2 связан с упорным диском 3 сцепления
с помощью выступов, имеющихся на диске 2 и входящих в
пазы диска 3.
В этом сцеплении пружина не соприкасается непосредст-
венно с нагревающимся нажимным диском и, следовательно,
не теряет своих упругих свойств.
Коническая пружина имеет нелинейную (вогнутую) упру-
гую характеристику. Поэтому по мере износа фрикционных
дисков / усилие пружины значительно уменьшается. Этому
способствует и то, что пружина воздействует на нажимной
диск через рычаги 5 с передаточным числом 6—8. Поэтому
небольшой износ обшивок вызывает значительное уменьше-
ние деформации пружины. Это недостаток сцепления.
В эксплуатации поджатие пружины регулируется с по-
мощью прокладок 4, установленных между опорным флан-
цем 6 и диском 3 сцепления.
Сцепление с тарельчатой (диафрагмен-
ной) пружиной (рис. III.9). Тарельчатая пружина пред-
ставляет собой стальной диск 1. Пружина устанавливается
между кожухом сцепления 2 и нажимным диском 4 на паль-
цах. На пальцах установлены проволочные кольца 3. При
установке кожуха 2 на маховике с помощью болтов пружина
распрямляется, создавая осевое усилие на нажимной диск.
При этом осевое усилие имеет максимальное значение (сила
Рь соответствующая деформации см. характеристику на
рис. Ш.9). При выключении сцепления деформация (f2) пру-
жины увеличивается, а осевое усилие (Р2) падает (диск 1
95
выгибается в обратную сторону), что облегчает выключение
сцепления.
Такая характеристика пружины наиболее рациональна.
Преимуществом сцеплений с тарельчатой пружиной является
также их несколько меньший вес и габариты, так как та-
рельчатая пружина совмещает функции упругого элемента
Рис. II 1.9. Сцепление с тарельчатой (диафрагменной) пружиной
и отжимных рычагов, причем она дает равномерное распре-
деление усилия на нажимной диск.
Сцепления с тарельчатыми пружинами нашли применение
на легковых и грузовых автомобилях малой грузоподъемно-
сти, что объясняется трудностью изготовления пружин на
большое осевое усилие при малых габаритах сцепления.
Двухдисковые сцепления. Сцепление автомобиля
ЗИЛ-164 (рис. III.10). На автомобилях средней и большой
грузоподъемности применяются двухдисковые и многодиско-
вые сцепления, в которых увеличение момента трения дости-
гается увеличением числа поверхностей трения (ведомых
дисков).
96
По своей конструктивной схеме двухдисковые сцепления
не отличаются от однодисковых. Они имеют лишь большее
число однотипных деталей.
Схема сцепления автомобилей ЗИЛ-164 аналогична схе-
мам однодисковых сцеплений с периферийным расположе-
Рис. ШЛО. Сцепление автомобиля ЗИЛ-164
нием пружин. Здесь два ведомых диска 2 и 3 установлены
на шлицованных ступицах и зажимаются между махови-
ком 6, средним ведущим диском 4 и нажимным диском 5.
Ведущий и нажимной диски надеты на пальцы /, установ-
4-2921 97
ленные в маховике. В выключенном положении ведущий
диск отводится от ведомого с помощью пружинки 8 и цен-
труется упором 7. Это обеспечивает чистоту выключения
сцепления.
Сцепление автомобиля Урал-375 (рис. Ш.Н). Это
сцепление имеет дополнительный средний ведущий диск 1,
шлицы которого входят в пазы выступов 5 маховика двига-
98
теля. Нажимной диск 3 связан с кожухом сцепления с помо-
щью пластинчатых пружин 4. Средний ведущий диск 1 в ней-
тральное положение при выключенном сцеплении устанавли-
вается пластинчатыми пружинами 2, приклепанными к нему
с двух сторон. Эти пружины обеспечивают чистоту выключе-
Рис. 111.12. Сцепление автомобиля МАЗ-525
ния сцепления. Многие детали (ведомый диск, пружины, на-
жимной диск и др.) сцеплений Урал и ЗИЛ взаимозаменяемы.
Двухдисковое сцепление с центральной
конической пружиной автомобилей МАЗ и
КрАЗ (рис. Ш.12). В этом сцеплении средний ведущий диск
4* 99
связан с маховиком пальцем 1. При выключении сцепления
диск отжимается от маховика пружинами 3 до упоров 2.
В остальном конструкция аналогична однодисковому сцепле-
нию, рассмотренному на рис. 1II.8.
На автомобилях КрАЗ применяется также двухдисковое
сцепление с цилиндрическими пружинами.
Двухдисковые сцепления более сложны, чем однодиско-
вые. Они имеют больший вес, некоторые конструкции (сцеп-
ление автомобиля ЗИЛ-164) снабжены специальной регули-
ровкой для установки среднего диска в нейтральное поло-
жение при выключении сцепления. Двухдисковые и много-
дисковые сцепления требуют повышенного усилия пружин,
чтобы преодолевать трение в скользящем соединении веду-
щих дисков с маховиком.
Автономный демпфер. Выше рассматривались конструк-
ции демпферов, вмонтированных в элементы сцепления. Если
сцепление в автомобиле отсутствует (как, например, на не-
Рис. II 1.13. Демпферное соединение с колодочным фрикционным элементом
которых автомобилях МАЗ), то демпфер представляет авто-
номный агрегат (рис. Ш.13), установленный между колен-
чатым валом двигателя и ведущим валом силовой передачи.
Демпферное соединение двигателя и силовой передачи
включает наружную обойму 1, связанную с коленчатым ва-
лом двигателя, и внутреннюю обойму 8, надетую на шлицы
ведущего вала силовой передачи. Между обоймами установ-
лены сухари 7, разжатые пружинами 6. В обойме 8 поме-
щаются стаканчики 5, на которые надета чугунная колод-
ка 3. К наружной обойме приклепаны фрикционные наклад-
ки 2. Чугунная колодка прижимается к фрикционной на-
кладке пружиной 4, установленной в стаканчике 5. Крутя-
100
ший момент двигателя передается от внешней обоймы 1 на
внутреннюю 8 через сухари и пружины 6. Пружины могут
сжиматься до упора сухарей 7 друг в друга. При перемещении
обойм между накладками 2 и 3 возникает трение, гасящее
колебания в деталях двигателя.
Демпферы колодочного типа применяются в основном на
большегрузных автомобилях.
Полуцентробежные и центробежные сцепления. Во всех
рассмотренных выше сцеплениях сила сжатия фрикционных
поверхностей постоянна (она определяется усилием пружин)
и не зависит от величины передаваемого через сцепление
крутящего момента. Поэтому водителю при выключении
сцепления всегда приходится преодолевать одно и то же
усилие (пружин), в то время как передаваемый через сцеп-
ления крутящий момент зависит от условий движения авто-
мобиля. Чтобы не затрачивать лишнее усилие при выключе-
нии сцепления, надо частично или полностью отказаться от
пружин, заменив их действие какой-нибудь другой силой.
Такой силой может являться, например, центробежная сила,
используемая в полуцентробежных и центробежных сцепле-
ниях.
Полуцентробежное сцепление, представленное
на рис. III. 14, имеет сравнительно слабые нажимные пружи-
ны 2. Дополнительное усилие создается центробежными си-
лами грузиков /, расположенных на внешних концах нажим-
ных рычагов. Величина центробежных сил зависит от окруж-
ной скорости вращения грузиков, т. е. от числа оборотов ко-
ленчатого вала двигателя. Чем больше обороты, тем больше
центробежные силы, сильнее сжимаются фрикционные по-
верхности сцепления и тем больший крутящий момент может
передавать сцепление.
Недостатком этого сцепления является следующее. Когда
автомобиль работает в тяжелых дорожных условиях, крутя-
щий момент двигателя должен иметь наибольшую величину.
При увеличении нагрузки на двигатель его обороты падают,
а с падением оборотов в квадратичной зависимости умень-
шается нажимное усилие центробежных грузиков; в этом
случае сцепление может пробуксовывать. Наоборот, при высо-
ких скоростях движения автомобиля, когда обороты двига-
теля большие, сцепление трудно выключить, хотя это и бы-
вает необходимо.
Использование центробежной силы позволяет создать ав-
томатически включающееся центробежное сцеп-
ление.
На рис. II 1.15 представлено центробежное автоматическое
сцепление фирмы «Саксомат». Между маховиком 7 и на-
жимным диском 2 установлен ведомый диск /. В пазах на-
101
жимного диска и на конусной поверхности кожуха сцепле-
ния 5 располагаются центробежные ролики 4. Если число обо-
ротов двигателя достигает более 1000 в минуту, то ролики,
накатываясь на коническую поверхность кожуха, отжимают
диск 2 влево и зажимают ведомый диск, автоматически
Рис. 111.14. Однодисковое полуцентробежное сцепление
включая сцепление. Сцепление выключается, если обороты
двигателя падают до 1000 об/мин и ниже.
Основными недостатками этого сцепления являются не-
возможность запуска двигателя буксировкой автомобиля,
движение «накатом» и торможение автомобиля двигателем.
Кроме того, при движении в тяжелых дорожных условиях,
когда обороты двигателя падают, сцепление имеет склон-
102
ность к пробуксовке. Устранение некоторых из этих недо-
статков приводит к значительному усложнению конструкции
сцепления. Так, чтобы обеспечить управление сцеплением
фирмы «Саксомат», устанавливается дополнительно обычное
Рис. 111.15. Центробежное сцепление фирмы
«Саксомат»
сцепление 3 с вакуумным управлением, а чтобы обеспечить
торможение автомобиля двигателем, в сцеплении установлен
специальный роликовый механизм свободного хода 6.
4. Фрикционные материалы,
применяющиеся в автомобильных сцеплениях
Работоспособность сцепления во многом зависит
от того, из какого материала выполнены его фрикционные
элементы. Поэтому к фрикционным материалам предъявля-
ются высокие требования.
103
Фрикционные материалы должны обладать:
~ высоким коэффициентом трения, мало изменяющимся
по величине в зависимости от температуры, скорости сколь-
жения и удельного давления;
— высокими механическими свойствами (прочностью,
эластичностью, пластичностью) и износостойкостью;
— хорошей теплопроводностью;
— стабильностью свойств, особенно при высоких темпе-
ратурах;
— плавным нарастанием силы трения (без захватыва-
ния) пропорционально нормальной сжимающей на-
грузке.
В автомобильных сцеплениях обычно применяют смешан-
ные пары трения, состоящие из металла (стали, чугуна) и
специальных фрикционных материалов — прессованных, тка-
невых (плетеных), металлокерамических и синтетических,
обладающих повышенным коэффициентом трения.
Основным материалом для изготовления прессованных и
тканевых фрикционных колец служит асбест, который обла-
дает хорошей термической и химической стойкостью.
Прессованные кольца изготовляются из коротких асбе-
стовых волокон, металлических или минеральных наполните-
лей и связующего вещества. Наполнителем может быть медь,
цинк, графит. В качестве связующего вещества применяются
синтетические смолы, бакелит, каучук.
Тканевые (плетеные) кольца изготовляются из бумажно-
асбестовой и медной проволочной пряжи, которая пропиты-
вается связующим веществом.
Применяя различные связующие вещества и наполнители,
можно получать фрикционные кольца с различными механи-
ческими свойствами и коэффициентом трения. Так, напри-
мер, примесь цинка стабилизирует коэффициент трения, медь
улучшает теплоотдачу и плавность включения, графит влияет
на коэффициент трения и износостойкость, а специальные
смолы — на коэффициент трения и износостойкость. Свинец
уменьшает износ и задиры сопрягаемых деталей, но ухуд-
шает стойкость фрикционного материала при высоких тем-
пературах.
Тканевые и прессованные асбестовые кольца с бакелито-
вым связующим веществом имеют высокие механические
свойства и обеспечивают стабильную величину коэффициен-
та трения в пределах 0,3—0,35 при температуре нагрева до
300° С. Такие фрикционные кольца обладают эластичностью
и хорошей прирабатываемостью.
Однако асбестовые кольца непригодны для работы в^мас-
ле вследствие значительного снижения коэффициента тре-
ния, они не выдерживают высоких температур и повышенных
удельных давлений.
104
Асбобакелитовокаучуковые композиции (фриванит), обла-
гающие повышенной прочностью, получают применение в
сцеплениях тракторов.
В последние годы в качестве фрикционного материала
начали применять металлокерамику.
Металлокерамические материалы изготовляют из порош-
ков различных металлов или из смесей их с порошками ряда
неметаллических материалов, например с порошками графи-
та, асбеста, кремнезема.
Металлокерамические фрикционные материалы бывают
на медной и железной основе.
Характеристика некоторых металлокерамических фрик-
ционных материалов приведена в табл. III.1.
Наиболее распространенный способ изготовления метал-
локерамических изделий — это холодное прессование смеси
порошков с последующим спеканием прессовок при темпера-
туре ниже точки плавления основного компонента порошка.
Металлокерамические кольца обладают хорошей тепло-
проводностью, высокой стойкостью при повышенных темпе-
ратурах, большой прочностью, хорошо работают в масле.
Недостатком их является большой износ сопряженных
пар, чувствительность к ударным нагрузкам, увеличенный
инерционный момент ведомого диска вследствие значитель-
ной толщины и веса керамической накладки.
В настоящее время металлокерамические фрикционные
материалы применяются главным образом во фрикционных
элементах, работающих в масле (автомобили МАЗ-535,
МАЗ-537 и др.).
Характеристика фрикционных колец сцеплений отечест-
венных армейских автомобилей дана в табл. III.2.
В последнее время появились синтетические фрикционные
материалы, допускающие очень высокую температуру на-
грева (до 1000° С) без существенных изменений их высоких
фрикционных свойств (например, ретинакс и др.).
Соединение фрикционных колец с ведомым диском. Коль-
ца на асбестовой основе прикрепляются к ведомому диску
или приклепкой, или приклейкой. Наибольшее распростране-
ние получила приклепка, так как она обеспечивает надеж-
ность крепления, хорошо освоена большинством заводов и
ремонтных предприятий и позволяет наиболее просто заме-
нять кольца при износе.
Заклепки изготовляют из мягких металлов (меди, лату-
ни, алюминия), которые не дают задиров поверхностей тре-
ния при износе фрикционных колец.
В последнее время все большее распространение полу-
чает приклейка фрикционных колец, которая позволяет поч-
ти до конца использовать толщину кольца при износе, уве-
личивает поверхность трения и повышает сопротивляемость
105
Таблица 111J
Техническая характеристика металлокерамических фрикционных материалов
Основа фрикционного материала Химический состав, % Свойства
меди олова фосфора железа графита асбеста кремния твердость НВ коэффи- циент трения по стали без смазки ИЗНОС, мм1ч
Медная Железнаи . . ..... 60—75 5—10 6—15 5—10 80—86 4—8 7 До 1 До 2 До 1 25—40 40—60 0,3—0,4 0,4—0,6 0,08—0,1 0,1—0,12
Таблица III.2
Характеристика фрикционных колец сцеплений автомобилей
Марка автомобиля Материал кольца Размеры кольца, мм
наружный диаметр внутренний диаметр толщина
ГАЗ-66 Многослойная ткань из бу- мажно-асбестовой н медной проволочной пряжи с бакели- товой пропиткой 300 164 4,0
ЗИЛ-131 Прессованнаи асбобакелито- вая композиция с наполните- лем 342 186 4,0
Урал-375 То же 342 186 4,0
КрАЗ-214 Асбестовая композиция 381 203 4,0
МАЗ-525 То же 425 235 4,75
фрикционных колец центробежным и тангенциальным уси-
лиям.
Приклеенные кольца выдерживают в два-три раза боль-
шее усилие на срез, чем приклепанные. Для приклеивания
колец применяются клей БФ-2 и ВС10-Т. Перед приклеива-
нием поверхность диска зачищают и обезжиривают. Затем
склеиваемые поверхности трижды промазывают клеем, давая
каждый раз просохнуть до отлипа. Сильно прижатые к диску
кольца в специальном приспособлении укладывают в печь и
выдерживают при температуре 180—200° С в течение часа.
Недостатком приклейки колец является невозможность
установки под них плоских пружин для обеспечения плавно-
сти включения сцепления.
Фрикционные элементы из металлокерамики припаивают-
ся к стальному диску вместе со спекаемым порошком под
давлением 2500 кГ)см2 и при температуре 700—750° С с вы-
держкой в течение 3—6 ч.
5. Расчет фрикционного
дискового сцепления
Задачей расчета сцепления является определение по
заданному передаваемому крутящему моменту двигателя гео-
метрических и силовых параметров сцепления (расчетного
момента, силы сжатия фрикционных поверхностей, хода вы-
ключения нажимного диска и т. д.). После расчета основные
параметры и размеры сцепления должны быть согласованы
с ГОСТ 12238—66.
Определение момеита трения. Момент трения сцепле-
ния (Л1с) должен равняться максимальному крутящему мо-
менту двигателя (МДШах) с некоторым запасом:
Л/с = 0Л/дтах, (Ш. 1)
где 8 — коэффициент запаса сцепления.
Коэффициент запаса выбирается в зависимости от типа
сцепления, конструкции, условий эксплуатации автомобиля.
Чем больше коэффициент 0, тем надежнее работает сцеп-
ление, но больше размеры его и тяжелее управление. Для
сцеплений, у которых усилие нажимной пружины регули-
руется, коэффициент 0 принимается несколько меньший, чем
У сцеплений с нерегулируемым усилием пружины. Несколько
меньшее значение коэффициента 0 принимается также для
однодисковых сцеплений по сравнению с двухдисковыми и
многодисковыми, так как у последних больше силы трения
в направляющих нажимного и фрикционных дисков. Для вы-
полненных конструкций сцеплений коэффициент запаса имеет
следующие значения:
107
— в легковых автомобилях 0=1,2-г 1,75;
— в грузовых автомобилях 0=1,5-5-2,2;
~ в колесных тягачах и автомобилях повышенной и вы-
сокой проходимости 0= 1,8 — 3; для полуцентробежных сцеп-
лений при минимальных оборотах двигателя 0 = 1,1 1,3 (1,5).
Расчетные значения коэффициента 0 для автомобилей
отечественного производства приведены в табл. И 1.3.
Максимальный крутящий момент двигателя определяется
нз его скоростной характеристики.
Таблица Ш.З
Расчетные значения коэффициента запаса сцепления 3
Марка автомобиля (ип сцепления Коэффициент ₽
ГАЗ-51 Однодисковое полуцентробеж- ное 1.5
ГАЗ-63 (ГАЗ-51 А) Однодисковое 2,44
ГАЗ-66 Однодисковое 2,15
ЗИЛ-151 Двухдисковое 2,38
ЗИЛ-130 Однодисковое 2,1
КрАЗ-214 Однодисковое с центральной пружиной 2,16
Урал-375 Двухдисковое 2,7
Определение силы сжатия фрикционных дисков. Сила
сжатия фрикционных дисков сцепления определяется по фор-
муле
(IIL2)
где Рг — сила сжатия дисков при включенном сцеплении;
— средний коэффициент трения фрикционных по-
верхностей;
i —число пар трущихся поверхностей; для одноди-
скового сцепления I — 2, для двухдискового / = 4;
/?сР — средний радиус дисков;
Величиной среднего радиуса можно задаваться по кон-
структивным соображениям, например, учитывая размеры ма-
ховика двигателя, а также можно определить его по эмпири-
ческой формуле
/?, = 0,5 У , (Ш.З)
где /?н —наружный радиус фрикционного кольца, см;
108
д4 —максимальный крутящий момент двигателя,
кГ • см]
А —коэффициент: для легковых автомобилей А =4,7,
для грузовых автомобилей общетранспортного
назначения /1 = 3,6, для колесных тягачей и ав-
томобилей повышенной и высокой проходимо-
сти А = 1,9.
Окончательный размер наружного радиуса фрикционного
кольца проверяется по величине окружной скорости при мак-
симальном числе оборотов коленчатого вала двигателя и со-
гласуется со стандартом на фрикционные обшивки. Для со-
временных марок чугунов, применяемых для нажимных ди-
сков, окружная скорость не должна превышать 65—70 м!сек.
Внутренний радиус фрикционного кольца принимают
/?в = (0,55-4- 0,7) Rw
Для более равномерного износа колец желательно брать
меньшее значение коэффициента при /?в. Окончательный раз-
мер выбирается по ГОСТ 1786—57.
Средний радиус определяется по формуле
п ___
Кср — 2
Коэффициентом трения р также задаются. Его величина
зависит от материала трущихся поверхностей, их состояния
и обработки, относительной скорости скольжения дисков,
удельного давления и температуры.
Следует отметить, что строгих закономерностей влияния
перечисленных факторов на коэффициент трения р нет. По
ГОСТ 1786—57 качество фрикционных колец сцеплений оце-
нивается на образцах при удельном давлении 2,7 кГ!см\
скорости скольжения 7—7,5 м!сек и температуре образцов
100—130° с.
Коэффициент трения р при этих условиях для сухих фрик-
ционных колец (на асбестовой основе) должен быть не ме-
нее 0,33.
Как показывают опыты, коэффициент трения р в значи-
тельной степени зависит от удельного давления и скоростей
скольжения трущихся поверхностей. Так, согласно рис. Ш.16
Для фрикционной пары сталь — чугун коэффициент р ме-
няется с изменением скорости скольжения (ус) от 4 до
20 м)сек в 2—3 раза, а с увеличением удельного давления (7)
от 0,5 до 2,5 кГ)см2 в 2—2,5 раза.
Коэффициент р зависит и от температуры (рис. Ш.17), но
незначительно, и при изменении температуры до 140—150° С
его можно считать величиной постоянной. При более высо-
ких температурах (250—300° С) возможно обугливание на-
109
ружной поверхности фрикционных колец, изготовленных на
асбестовой или пластмассовой основе, и потеря их механи-
ческой прочности на 30—40%.
Значительное уменьшение коэффициента трения р вызы-
вают продукты износа, а также масло и вода, которые попа-
Рис. График изменения коэф-
фициента трения от удельного дав-
ления и скорости скольжения
дают на поверхности тре-
ния.
В расчетах обычно
принимают следующие
значения коэффициента
трения р:
— для асбобакелита
по чугуну — 0,3—0,35;
— для стали по ста-
ли— 0,18—0,2;
— для металлокерами-
ки по стали — 0,35—0,4;
— для металлокерами-
ки по стали в масле —
0,07-0,12.
Определение числа пар
поверхностей трения. Чис-
ло пар поверхностей тре-
ния (число ведомых ди-
сков) в многодисковых
сцеплениях определяется
по заданному удельному
давлению.
Рнс. 1П.17. График изменения коэффициента трения от температуры
Удельное давление равно
где F—площадь одной поверхности фрикционного кольца.
110
или приближенно
F — 2к /?ср b,
где Ь — ширина кольца.
Момент трения равен
Ч = ^ср^.
где Z — число пар поверхностей трения.
Отсюда находим
. _ 16 Мс
1~ nM(D„-DB)(D„ + DBy •
(П1Л)
Удельное давление (q) выбирают в пределах: для
стальных колец —2—2,5 кГ1см2, для асбобакелитовых —
1,5—2 кПсм2, для металлокерамических —до 3,5 кГ)см2.
Удельное давление Я является одним из параметров оцен-
ки износостойкости фрикционных колец. Чем оно ниже, тем
выше износостойкость сцепления.
Определение хода выключения нажимного диска. Ход вы-
ключения равен
5 = (Ш.5)
где В—зазор между двумя соседними дисками в выключен-
ном положении сцепления.
Для обеспечения чистоты выключения сцепления зазор 8
принимают: для однодисковых сцеплений с асбобакелитовы-
ми кольцами — 0,75—1,0 мм, для двухдисковых сцеплений
с асбобакелитовыми кольцами или кольцами из металлоке-
рамики— 0,5—0,6 мм, для стальных колец, работающих в
масле,— 0,2—0,3 мм.
Таким образом, для однодисковых сцеплений ход нажим-
ного диска составляет 1,5—2 мм, а для двухдисковых —
2—2,5 мм.
Расчет нажимных пружин. В сцеплениях применяют ци-
линдрические, конические и тарельчатые (диафрагменные)
пружины, изготовленные из марганцовистой стали. Так, для
пружин сцеплений автомобилей ГАЗ-66, ЗИЛ-131, Урал-375
применяется сталь 65Г, для пружин сцеплений автомобилей
МАЗ, КрАЗ — сталь 85Г.
Расчет периферийных цилиндрических пру-
жин (рис. Ш.18). Для цилиндрических пружин, изготовлен-
ных из круглой проволоки, имеем следующую расчетную
формулу:
р __nditZ
** &Б~'
111
При выключении сцепления пружины дополнительно сжи-
маются на величину хода нажимного диска S, тогда
г\ _ П1ал
max §75 '
Рнс. 111.18. Характеристика цилиндрической нажимной пружины
Отсюда определяется диаметр проволоки
да»
где Р1гаах—суммарное максимальное усилие пружин;
р _ 1 о Р •
max 11
d—диаметр проволоки пружины, см;
D—средний диаметр пружины, см-,
Z— число пружин;
ттах—максимальное напряжение на кручение пру-
жины.
Можно принять tmax = 5000-5-7000 кГ/см2 и отношение
Число пружин выбирается в зависимости от ве-
личины нагрузки и наружного диаметра фрикционного
кольца.
112
В автомобилях малой и средней грузоподъемности на-
грузка на одну пружину обычно составляет 60—70 кГ, в ав-
томобилях большой грузоподъемности— до 100 кГ. Число
пружин для однодисковых сцеплений приведено в
табл. III.4.
Таблица 1П.4
Размер фрикционного кольца и число нажимных пружин сцепления
Наружный диаметр фрикционного
кольца DH , мм
До 200
200—280
280—380
380—450
Число нажимных пружин
6
9—12
12-18
18—30
Для унификации сцеплений применяют или одинаковое
число пружин разной жесткости, или разное число пружин
одинаковой жесткости.
Число рабочих витков пружины определяется из условия
деформации пружины. Деформация пружины в рабочем по-
ложении сцепления будет
_ 8r.pD’Ps
Р— d*ZG ’
где лр — число рабочих витков пружины;
О —модуль упругости второго рода; G = 8,2- 10s кГ/см2.
Деформация пружины при выключенном сцеплении (пру-
жина максимально сжата)
Л j __ 8npD*Pj тах
•пах — d*ZG
Разность деформаций равна ходу нажимного диска при
выключении сцепления
Д/ Я1 — Д/„ = 5
max Р
ИЛИ
(Р -p\-Q
d*ZG Viтах I/ ~ °’
отсюда число рабочих витков
„ _ d*ZG$
₽ • (Ш.7)
Полное число витков п0 равно
«о = «р + 2. (Ш.8)
113
k- Gd*
Длина пружины в свободном состоянии 10 равна
/0 = лЛ + Д'тах + («о - 1) Д- (Ш.9)
где Д — зазор между витками при выключенном сцеплении
(при максимальном сжатии пружины), равный 0,5—1,5 мм.
Пружина имеет линейную характеристику с моду-
лем жесткости
(ШЛО)
Тогда текущее значение силы сжатия будет
Р = КЫ. (Ш.11)
Расчет центральной конической пружины
(рис. 111.19). В автомобильных сцеплениях обычно применя-
ются пружины прямоугольного профиля сечения. Большая
сторона прямоугольника (Ь) располагается вдоль оси пру-
жины. Витки в плане представляют архимедову спираль, ра-
диус которой равен
где г — текущее значение радиуса витка;
ri и г2 — наименьший и наибольший радиусы рабочей
части витков пружины при ее свободном со-
стоянии;
лр—число рабочих витков;
<р — текущее значение угла закрутки.
При сжатии пружины силой Р<РПос (сила, при которой
начинается посадка витков) характеристика пружины ли-
нейная. Далее начинается посадка витков (их выключение из
работы), жесткость пружины увеличивается, а ее характери-
стика становится нелинейной.
При расчете конической пружины, так же как и цилин-
дрической, задаваясь напряжением кручения, определяются
размеры сечения витка, а из условия деформации— длина
пружины в свободном состоянии или рабочее число витков.
Площадь сечения витка можно определить приближенно
по формуле
4/<гр2тяЛ
шах а
т2
"max
где К—коэффициент, зависящий от соотношения диа-
метра пружины к ширине витка;
Ртах —сила сжатия пружины при выключенном сцеп-
лении;
114
гг—радиус наибольшего витка пружины, выбирает-
ся конструктивно;
ттах —напряжение кручения при выключенном сцеп-
лении.
Рнс. 111.19. Характеристика конической нажимной пружины
В предварительном расчете можно принять
^тах ~ 1 >2 Р^кя >
гДе ^вкл —сила сжатия пружины при включенном сцеплении.
/С = (2,0 н-2,4);
г2 = (0,4~0,5)/?и;
ттах = 6000 -Н 7000 кГ)см\
115
В существующих сцеплениях пружины имеют
п = — = 2,2 2,6,
а
где Ь — высота сечения витка (вдоль оси пружины);
а — ширина сечения витка пружины.
Отсюда
Ь — ап.
Далее, задаваясь числом рабочих витков, можно опреде-
лить свободную длину пружины.
Деформация пружины при включенном сцеплении
г ___ /© (п ^пос
ВКЛ- рвкл
__ ^РКЛ
р
'пос
/л4).
Деформация пружины при выключенном сцеплении
д/ — А8.*»..
max 1 —
пос ^тах Л
> р
max 'пос /
Разность деформаций равна ходу нажимного диска с учетом
передаточного числа рычагов:
Д^тах А^вкл “
ИЛИ
С; __ 0,5 /0 /^пос । ^екл ^пос ____^тах 4 \
— 1 ~ m2 Р ‘ Р Р Р •
1 — т \гвкл кпос л тах 'пос ]
Здесь 5 — ход нажимного диска;
гр — передаточное число рычагов; /р = 6ч-8;
/0 — свободная длина пружины;
/тг = —0.50,55,
г2
где гх — радиус наименьшего витка пружины;
CI
РпоС = ялр(г2 + г,)гГ
где л« — число рабочих витков пружины; лр=3+5;
С — жесткость кручения.
С — а.ОЬаъ,
116
a—коэффициент, зависящий от соотношения b
и а, берется из таблицы
ь а 1 1,5 1,75 2,0 2,5 3,0 4,0
а 0,141 0,196 0,214 0,229 0,249 0,253 0,281
<3=8-103 кГ/см2.
После предварительного расчета определяется напряже-
те по более точной формуле и строится характеристика:
_ _ 2/(Грас ^*тах
T,nax — abVlb '
где Грас — расчетный радиус наибольшего свободного витка
витка, расположенного перед посадочной поверхностью).
f — т 1
'рас '? I/ Р
|/ * шах
Характеристика пружины строится по участкам.
Прямолинейный участок
Л I (г2 + г1) (га + а)
Д/— 2С
(при Р = Рпос, д/пос - 0,5 (Ц- т2) 10).
Криволинейный участок
После анализа характеристики вносятся коррективы в
параметры пружины.
Пример. Произвести расчет сцепления с центральной конической пру-
жиной для автомобиля повышенной проходимости с Мдтах=41 кГ • м.
Решение. Принимаем
₽ = 2,7; Rtt = 171 мм\ Яв » 93 мм\ р. = 0,3; q = 2 кГ)см2.
Определяем момент трения
Л/с = М^тах = 2,7-4100 « 11 000 кГ-см.
Число пар поверхностей трения будет
__________16/Ис___________
(Ои — Ов) (£>н 4- Ов)2 *
,_____________16 U1000_______________ ~
яО,3’2-(34,2 — 18,6) • (34,2 + 18,6)2 *
Принимаем
117
Определяем силу сжатия фрикционных дисков при включенном оцеп-
лении:
п 11 000 1ЛЛЛ л
задаемся передаточным числом рычагов i^ — 7.
Определяем усилие пружины при включенном сцеплении:
рвкл=Д = Ц^ =200 кГ.
fp /
Усилие пружины при выключенном сцеплении
Лпах~ 1^21,2.200 = 240 кГ.
Задаем конструктивно радиусы пружины:
/*2 = 0,45 RH = 0,45-17,1 « 7,7 см;
т = — = 0,55; rt = 0,55-7,7 ж 4,2 см.
Гц
Определяем площадь сечения витка:
|/"4/<2ртах 4 L_ д/4-2»-240»-7,7» ~ц СЛ>
Г ? 7000» ~ '
’max = 7000 кГ!см\ X = 2.
Определяем размеры сечения:

л = 2,2;
b = а-л = 0,71 -2,2 = 1,56 см.
Задаемся числом рабочих витков
лР=3,5
Определяем свободную длину пружины:

0.5 /0
1 — т2
^ПОС , ^ВКЛ
<Рвкл ?пос
^пос
р
max
р
max
Рпос
т4
S=B/=rO,8‘2= 1,6 мм;
С1О _ 102 000/0
Ъос- ^p(r’ +r,)rl " «-3,5 (7.6 +4,2) 7,6» ~ 13,6 4:
С = aCiba* 0,23-8• 10R-1,56• 0,713 = 102 000 кПсм*
7-016- 0>5/« f13’6^ + 200 -0 55* -
7 0,,6-n=W(^6o" + iW ’
13,6/0 240
240 13,6 /0
4 = 12,7 см.
118
Определяем напряжение кручения в пружине:
г — г ^пос — 7 а — а 5*
грас — г2 I/ р — 7,6 I/ 240 ““
1 max 7
_ ^рас^тах = 2-2-6,5-240
гаах abV^b 0,71 • 1,56 Koji-1,56
= 5400 кПсмК
Напряженье допустимое.
Далее строится характеристика пружины и вносятся коррективы в
расчет.
Расчет ведущих дисков. Ведущие нажимные диски обыч-
но изготовляются из серого чугуна СЧ 18—36. Диски сцеп-
лений автомобилей большой грузоподъемности могут изготов-
ляться из специальных легированных чугунов с присадками
ферромарганца, ферросилиция. Для лучшего теплоотвода ди-
ски имеют ребра в виде лопастей и радиальные вентиляцион-
ные каналы.
Размеры ведущего нажимного диска определяются кон-
структивно с учетом размеров фрикционных колец и махо-
вика.
Рассчитываются в ведущих дисках только элементы, со-
единяющие диск с маховиком. Этими элементами могут быть
выступы или шипы (рис. Ш.20,а), зубья (рис. III.20,б), от-
верстия под пальцы и пальцы (рис. III.20,в). Работают эти
элементы на смятие. Удельное давление смятия определяется
по формуле
_____Тм max
°см ““ RZF ’
гДе Тм—коэффициент момента, учитывающий распределе-
ние крутящего момента двигателя по ведущим
дискам: для однодискового сцепления ум=1, для
двухдискового ум = 0,5;
R—расстояние (радиус) расположения элемента от
оси сцепления;
Z— число работающих элементов;
F—площадь контакта.
В выполненных конструкциях принимают аСм== 100-*-150 кГ/см2.
Расчет ведомых дисков. Ведомые диски сцеплений отече-
ственных автомобилей изготовляются обычно из высокоугле-
родистой стали 65Г с закалкой или из стали 20 с цианирова-
нием и закалкой.
Диски прикрепляются к шлицованной ступице, устанавли-
ваемой на ведущем валу коробки передач. Ступица изготов-
ляется из стали 40.
При расчете ведомых дисков определяются напряжения
среза и смятия заклепочных соединений и шлицев.
119
Напряжения смятия и среза шлицей можно определить по
следующим формулам:
(Ш.13)
(III.14)
8Л1д max ,
осм— ZI
_____ 4^д max
ОсР ~ Zlb (D + d) '
Рис. III.20. Типы соединений ведущих дисков с маховиком
где Z — число шлицев;
i — длина шлицев;
D—наружный диаметр;
d— внутренний диаметр;
b — ширина шлицев.
Допускаемые напряжения
аср = 200-4- 300 кГ[см2, зсм = 300-4-400 кГ{см^.
Расчет отжимных рычагов. Отжимные рычаги изготовля-
ются из ковкого чугуна и рассчитываются на изгиб от силы,
120
действующей на внутренние концы рычагов при выключен-
ном сцеплении:
СТИ9— Z?WC ♦ (III. 15)
Где Рти—сила сжатия пружины при выключенном сце-
плении;
I—расстояние до опасного сечения;
b—наружное плечо рычага;
Z«— число рычагов;
W—момент сопротивления сечения изгибу;
с—внутреннее плечо рычага.
В отжимных рычагах сцеплений автомобилей ГАЗ и МАЗ
напряжения изгиба достигают 3000—4000 кГ1см?.
Для полуцентробежных сцеплений сила, приложенная к
внутреннему концу рычага (рис. Ш.21), определяется из
уравнения
Q = . Д + Rt ±, (111.16)
С VV ь
тогда напряжение изгиба бу-
дет
(Ш.17)
где тг — масса груза;
/гд — число оборотов
ведущих деталей
сцепления;
Rt — радиус центра тя-
жести груза отно-
сительно оси вра-
щения;
а— плечо центра тя-
жести груза.
Расчет демпфера. Ведо-
мые диски сцепления, в ко-
торых располагается демп-
фер, имеют увеличенный диа-
метр ступицы. Диаметр сту-
пицы, накладка, размеры
окон, число окон выбирают-
ся по аналогии с выполнен-
ными конструкциями сцеп-
лений (с демпфером). На-
пример, наружный диа-
метр фланца ступицы и чи-
сло пружин могут быть вы-
Рнс. 111.21. Расчетная схема рыча-
га выключения полуцентробежного
сцепления
121
браны по размерам наружного кольца ведомого диска сцеп-
ления согласно данным, приведенным в табл. Ш.5.
Таблица 1П.5
Параметры демпфера
Наружный диаметр фрикционного кольца ведомого диска сцепления, мм Число пружин аечпферз Наружный диаметр фланца ступицы, мм
До 250 6 124
8 133
280—310 8 133
10 158
310-330 10 172
Радиус окружности, на которой расположены пружины,
выбирают в зависимости от наружного диаметра фланца сту-
пицы. В выполненных конструкциях радиус равен /?п = 404-
4-60 мм.
Чтобы создать момент предварительной затяжки пружин,
длину окна принимают меньше, чем свободная длина пру-
жины. Длины окоп примерно равны 25—27 мм.
Величина момента предварительной затяжки принимается
примерно 0,15—0,2 Л4гпах. Тогда усилие пружин будет
р==0'2^тах==д/
d*ZG
8D3 Пр»
отсюда
Л / тах^*яР пп 1 пч
Л/== Rnd* ZG~' (1П18>
Пружины имеют малую величину отношения среднего
диаметра пружины к диаметру проволоки (Dcp: d=4,5-e-5,5),
так как должны при малых размерах быть очень жесткими.
В выполненных конструкциях демпферов имеем диаметр про-'
волоки (d), равный 3—4 мм, наружный диаметр пружины
(D„) — 14—19 мм, рабочее число витков (пр)—4—5.
Зная М и размер окна А, получим длину пружины в сво-
бодном состоянии:
4 = ЛЛ-А
Зазоры (X) между витками, на величину которых допол-
нительно деформируются пружины при работе демпфера,
должны быть примерно 3—4 мм.
122
Так как пружины при малых размерах воспринимают
большие нагрузки, то при расчете на прочность следует вве-
сти коэффициент К', учитывающий влияние кривизны вит-
ков и действие перерезывающей силы:
__ шдх В ср
*тах ж/’
(Ш.19)
(III.20)
где Рдщах —усилие пружины при максимальной деформации
Д/тах>
Д/тя =Д/4-Л.
max '
r^_4c —1 0,615
* — 4с + 4 “Т” с 9
Максимальные напряжения (ттах) в пружинах, выполнен-
ных из стали 65Г, принимаются равными 6500—8000 кГ/см*.
Кроме того, при расчете демпфера определяются следую-
щие параметры:
£д —угловая жесткость демпфера, кГ-м/град\
Л4Т.Д—момент трения демпфера;
Л4Д — крутящий момент, передаваемый через демпфер.
Под жесткостью демпфера (5Д) понимают величину кру-
тящего момента, который нужно приложить к ведомому ди-
ску, чтобы повернуть его относительно ступицы на 1°:
= 17,4п KZi (III.21)
где п — средний радиус расположения пружины, м\
К—жесткость одной пружины, кГ/мм\
(Ш-22)
Z— число пружин.
Момент трения (Мг.д) демпфера может быть определен
из уравнения
Д = Pjk Ид' (Ш.23)
где Ря —усилие, сжимающее диски;
/?д —средний радиус фрикционных колец;
—число фрикционных колец;
Рд —коэффициент трения фрикционных колец.
123
Крутящий момент Мл, передаваемый демпфером,
равен сумме моментов от усилия пружин и от трения:
Л4Л =/Ипр +/Ит д,
где
^пр ~ Рц max п
Окончательное значение параметров демпфера устанав-
ливается опытным путем, так как их выбор связан с кру-
тильными колебаниями силовой передачи и двигателя авто-
мобиля.
Расчет сцепления на удельную работу буксования и на-
грев. Для определения удельной работы буксования надо
определить работу буксования сцепления и отнести ее к пло-
щади трения ведомых дисков.
Наибольшая работа буксования получается при трогании
автомобиля с места. На рис. II 1.22 приведены схема сило-
вого потока передачи при включении сцепления
(рис. Ш.22, а) и график буксования сцепления при вклю-
чении сцепления (рис. III.22, б).
124
Обозначения:
С — сцепление;
—крутящий момент и угловая скорость коленчатого
вала двигателя;
шод — угловая скорость коленчатого вала до включения
сцепления;
MR — момент сопротивления движению автомобиля, при-
веденный к ведомым частям сцепления;
wa — угловая скорость ведомого диска;
/Иуд — приведенный инерционный момент деталей двига-
теля;
Mj а— инерционный момент приведенной массы автомобиля,
отнесенный к ведомому диску сцепления;
/ — время буксования сцепления.
Процесс включения сцепления можно разбить на два эта-
па: первый этап — от момента соприкосновения дисков
до трогания автомобиля с места за время //; второй
этап — от момента трогания автомобиля с места до полного
включения сцепления за время tn.
Примем следующие обозначения:
0Д — момент инерции деталей двигателя; 0Д= (1,2-4-
-1,4) Ом;
0М —момент инерции маховика;
0а — момент инерции приведенной массы автомобиля, от-
несенный к ведомому диску сцепления.
0а может быть определен из уравнения живых сил (без
учета потерь):
тогда
Момент сопротивления движению MR определится
ражения
*
где G — вес автомобиля;
’р—коэффициент сопротивления движению;
/о —свободный радиус колеса;
—передаточное число силовой передачи;
коэффициент вращающихся масс;
8'= 1,05 ч-1,1.
(111.24)
из вы-
(111.25)
125
Первый этап. Примем нарастание момента Мс про-
порциональным времени включения сцепления:
где Кс— темп включения сцепления, или коэффициент на-
растания момента; для легковых автомобилей /<с=10-5-.
-г 25 кГ'м/сек\ для грузовых автомобилей /<с = 20-т-;
-г-75 кГ'м/сек.
Работа буксования на первом этапе будет равна
Z, = J 7Wcda,
но
d а = а>ож dA
тогда
Окончательно
t2
в Хсшод “2”
/ - = G^r<>
1 Кс Кс ^Т{Ас
(б)
Второй этап. Так как время to мало (1—1,5 сек), то
момент двигателя изменяется (увеличивается) незначитель-
но; примем
/Ид = MR — const.
Из схемы силового потока (рис. Ш.22, а) напишем для
УТ-д
Me = MK + MJt (в)
и для УТ-а Afc = Mr + (г)
Из графика рис. 111.22,6
Подставляем Mt == Mr -f- KJ. в уравнение (в)
Отсюда /Ид 4- = Mr + Од d *'• а<°л dt Од ’
126
Учитывая, что при /о=О шд = шод, после интегрирования
получим
К<* < \
“ж = “од--2ёГ- (д)
Из уравнений
MZ = MR+KJ
и
....
а/ оа •
Интегрируя, получим
В конце /ц имеем шд=ша- Подставляя в уравнение (д) и
приняв
в - М*
”"р- вд + ва ’
где вПр — приведенный момент инерции, находим
t __\f 2“ОД9Пр
/п г (ж)
Угловая скорость в конце буксования будет
__ ®д __Кс*п . .
юо — “од 9д + 9а — 29а * (3)
Угол буксования на втором этапе
d а = (шд — ша) d t
или
2 «
аИ з “одчг
Работа буксования на втором этапе
z6 'б
'1 'г ла/
ИЛИ
“ “Од ("з" + Т ШОД®ир) •
127
(111.26)
(III.27)
трогании
Окончательно полная работа буксования будет
£б = <0оц ( jXc 3~ ^Zn “I 2* а>°А^пр)'
Удельная работа буксования равна
4Z6
Удельная работа буксования определяется при
автомобиля с места на первой передаче при ф = 0,1. В этом
случае допустимое значение q не более 20 кГ-м/см2.
При расчете сцепления на нагрев определяют
температуру нагрева ведущего диска. При этом принимают
следующее условие: диск нагревается мгновенно, т. е. тепло-
отдачи в окружающую среду нет. Тогда вся работа буксо-
вания, приходящаяся на один ведущий диск, превращается
в тепло
T£6 = QC(//^M 427,
где y—доля тепла, приходящаяся на ведущий диск; при
однодисковом сцеплении и для среднего диска
двухдискового сцепления у = 0,5;
С—теплоемкость стали или чугуна, равная
0,115 ккал)кг • град\
Q— вес диска, кг.
Отсюда находим перепад температур:
" = О"-»)
Допустимый перепад температур за одно включение
«15° С.
Заметим, что приведенный здесь расчет сцепления па на-
грев является весьма условным. В действительности процесс
нагрева дисков сцепления происходит значительно сложнее.
Опыты показывают, что на поверхности дисков местная тем-
пература иногда достигает более 1000° С и при отсутствии
фрикционной обшивки (фрикционная пара сталь — сталь
или сталь — чугун) возможно местное сваривание дисков и,
как результат этого, ведение сцепления.
6. Приводы управления
Назначение привода управления и требования,
предъявляемые к нему. Назначение. Приводом называется
дистанционный механизм, устанавливаемый между водителем
и сцеплением и служащий для управления последним. При-
воды бывают механические, гидравлические и пневматиче-
ские.
128
Механический привод получил наибольшее рас-
пространение как наиболее простой и надежный в эксплуа-
тации. Он состоит из педали управления, рычагов, валов и
дистанционных тяг с деталями регулирования. Чем дальше
расположена кабина водителя от сцепления, тем сложнее ме-
ханический привод: больше рычагов и шарниров, длиннее
тяги, ниже к. п. д. С усложнением привода уменьшается его
жесткость и возрастает свободный ход педали за счет увели-
чения люфтов в шарнирных соединениях.
В автомобилях с опрокидывающимися кабинами (ГАЗ-66)
применение механического привода оказалось неудобным,
его заменил гидравлический привод. Гидравличе-
ский привод имеет более высокий к. п. д., в нем отсутствуют
люфты, благодаря чему уменьшается свободный ход педали
управления. Правда, этот тип привода в эксплуатации тре-
бует к себе большего внимания. Однако для водителя совре-
менного автомобиля он не является новинкой, так как уже
давно применяется в тормозной системе автомобиля.
Появление автомобилей высокой грузоподъемности потре-
бовало применения в приводах сцепления усилителей различ-
ных типов: механических (пружинных), гидравлических,
пневматических, электрических и вакуумных.
При наличии автоматического переключения ступеней в
коробке передач привод управления сцеплением должен, кро-
ме того, автоматизироваться.
Требования, предъявляемые к неавтоматизированному при-
воду управления. Основными требованиями, которые предъяв-
ляются к приводу, являются удобство и легкость управления.
Удобство управления определяется ходом педали сцепления,
а легкость — усилием, прикладываемым к педали.
Наибольший ход педали должен быть 150—180 мм. Уси-
лие — не более 20 кГ.
Кроме того, привод должен иметь следящее действие, вы-
сокий к. п. д. (механический привод), удобную компоновку,
легкую и доступную регулировку, быть защищен от случай-
ных повреждений.
Привод может работать без усилителя, если работа пе-
ремещения нажимного диска сцепления менее допустимой
работы, совершаемой при нажатии на педаль управления
(3 кГ'м), или
кГ-м,
где — максимальное усилие выключения;
Ps — сила пружин при включенном сцеплении;
Д/— ход нажимного диска при выключении сцеп-
ления;
vj— к. и. д. привода.
5—2921
129
Если на педали принять усилие 10—15 кГ? то Допустимая
работа выключения должна быть не более 1,5 кГ'м.
Типовые конструкции привода. Механический при-
вод (рис. III.23). Механический привод состоит из педали
управления, системы рычагов, валов и тяг, связывающих
педаль с муфтой выключения сцепления.
Рис. 111.23. Механический привод управле-
ния сцеплением
Валы и тяги изготовляются из стали 30 и 35, педаль —
из ковкого чугуна марок КЧ 35—10, КЧ 37—12 или из ста-
ли 30 и 35. Для установки зазора в механизме выключения
одна из тяг выполняется регулируемой длины.
При расчете привода определяются передаточное число,
усилие и ход педали и геометрические размеры рычагов
и тяг.
Передаточное число механического привода (рис. II 1.24)
будет равно
4 = (Ш.29)
Полный ход педали (Sn) складывается из рабочего хода
(Sp) и свободного (5л) хода:
5п = ^р + 5д = Д^р + 3/п, (111.30)
130
где AS— ход нажимного диска;
Z—передаточное число рычагов механизма выклю-
чения сцепления;
8—зазор в механизме выключения.
Выполненные конструкции приводов имеют передаточное
число /п, равное 30—45.
Рис. 111.24. Схема механического привода
Усилие Qn, которое необходимо приложить к педали для
полного выключения сцепления, можно определить по фор-
муле
(IIL31)
где т] — к. п. д. привода, равный 0,8—0,9.
Расчет деталей привода на прочность, или определение
их геометрических размеров, ведется на усилие 50 яГ, при-
ложенное к педали.
Гидравлический привод (рис. III.25). Гидравли-
ческий привод состоит из педали /, промежуточной тяги 2
и рычага <?; кроме того, он имеет главный цилиндр 4, трубо-
провод 5 и рабочий цилиндр 6. Ступица педали и рычага
имеет пластмассовые втулки, не требующие смазки.
В гидравлическом приводе устанавливаются две пружи-
ны 7 и 8 для удержания педали и вилки выключения в край-
нем положении.
Зазор между толкателем и поршнем регулируется с по-
мощью эксцентрикового болта 9.
Передаточное число гидравлического привода (рис. III.26)
будет равно
^2 ас
(111.32)
а полный ход педали —
А
5п=ДЛп/р + 8 (Ш.ЗЗ)
“1
где d2 — диаметр рабочего цилиндра;
di—диаметр главного цилиндра.
5*
131
Рис. Ш.25. Гидравлический привод управления сцеплением
132
Рис. 111.26. Схема гидравлического привода
Рис. 1Ц.27. Пружинный усилитель привода сцеплении автомобиля КрАЗ-255В
133
Усилие на педали определяется по формуле (III.31) меха
нического привода.
Усилители. Пружинный усилитель (рис. 111.2/)
наиболее простой из всех типов усилителей, он цр«меняется
в приводах легковых и грузовых автомобилей (КрАЗ-255Б).
Усилитель включает гиль-
зу /, сервопружину 2 и
шток 3 с рычагом 4. При от-
пущенной педали ось пружи-
ны 2 проходит выше оси по-
ворота педали на величину а.
Сжатая пружина прижимает
педаль к упору 5.
При нажатии на педаль
сначала выбирается свобод-
ный ход, при этом еще боль-
ше сжимается пружина. При
дальнейшем перемещении
педали ось пружины перехо-
дит через центр поворота
педали и усилие Т пружины
помогает водителю выклю-
чать сцепление.
Рис. 111.28. График усилия
иа педали сцепления в зависи-
мости от хода — с усилителем и
без него
Пружинные усилители обеспечивают снижение макси-
мального усилия водителя примерно на 30—35%, что видно
из графика, приведенного на рис. III-28. Здесь по оси абсцисс
отложено перемещение педали (S), а по оси ординат уси-
лие (Q), прикладываемое к педали.
Рис. 111.29. Схема гидравлического усилителя
Гидравлический усилитель (рис. III.29). Па-
раллельно механическому приводу, состоящему из педали /,
системы рычагов и тяг 2 и механизма выключения под-
ключен гидравлический усилитель.
134
Основными агрегатами усилителя являются силовой ци-
линдр 4, золотник 5 следящей системы, насос 6 с редукцион-
ным клапаном 7, резервуар 8, перепускные клапаны 9 и ги-
дроаккумулятор давления 10.
При нажатии на педаль золотник 5 следящего устрой-
ства, перемещаясь вправо, соединяет насос 6 с силовым ци-
линдром 4, одновременно перекрывая сливную магистраль.
Поршень, под давлением масла перемещаясь вправо, воздей-
ствует на рычаги механического привода, тем самым помо-
гает выключать сцепление. Золотник 5 следящей системы
обеспечивает согласованные перемещения поршня силового
цилиндра 4 и педали сцепления 1. Так, при более быстром
перемещении поршня силового цилиндра тяга 2 будет пере-
мещаться быстрее педали, что вызовет перемещение золот-
ника влево и перекрытие напорной магистрали, вследствие
чего давление в силовом цилиндре снизится и перемещение
поршня прекратится. Аккумулятор давления 10 служит для
поддержания постоянного давления в магистралях привода и
обеспечивает несколько выключений при неработающем дви-
гателе.
В системах гидравлических усилителей (также и в авто-
матических гидравлических приводах) применяются шесте-
ренчатые или лопастные насосы, рассчитанные на давление
до 50—60 кГ/см2.
Гидравлический усилитель обеспечивает требуемые уси-
лия в приводе при малых габаритах узлов, так как в гидро-
системе используется высокое давление.
Гидравлический усилитель требует тщательного уплотне-
ния жидкости. Кроме того, рабочая жидкость должна сохра-
нять достаточную вязкость при низких температурах.
Пневматический усилитель (рис. 1П.30), при-
меняющийся на автомобилях МАЗ, состоит из силового ци-
линдра 1 с поршнем 2, клапана 5 управления, поводка 8 и
тяги 9 управления усилителем. Педаль сцепления через си-
стему рычагов и тяг связана с рычагом 11, а тяга 10 —
с муфтой выключения сцепления.
Когда сцепление выключено, шток 7 клапана 5 управле-
ния смещен вправо и полость а силового цилиндра через
шланг 6 и отверстие в штоке 7 связана с атмосферой (стрел-
ка А). При нажатии на педаль нижний конец рычага 11 пе-
ремещается вправо и через тягу 9 и поводок 8 заставляет
перемещаться полый шток 7 влево.
При своем перемещении шток 7, упираясь в пластинчатый
клапан 4, сначала прекращает связь с атмосферой А, а за-
тем, перемещая клапан 4 влево, открывает доступ сжатого
воздуха из ресивера (стрелка В) через шланг 6 (стрелки Б)
в полость а. Под действием сжатого воздуха поршень 2 бу-
дет перемещаться вправо и через шток 3 и тягу 10 выключит
135
00
аа
Рис. 111.30. Пневматический усилитель

сцепление. Благодаря овальному отверстию в тяге 10 и за-
зору 8 обеспечиваются включение усилителя и следящее дей-
ствие привода. Если под давлением воздуха поршень 2 и
шток 3 будут перемещаться быстрее поворота рычага И, то
полый шток отойдет вправо и пластинчатый клапан 4 при-
кроет доступ воздуха в силовой цилиндр. Давление в поло-
сти а уменьшится, и скорость перемещения поршня 2 также
уменьшится. Тогда рычаг 11 обгонит тягу 10 и клапан 4 сно-
ва откроется. При неисправности пневматической системы
сцепление может быть выключено с помощью только педали
сцепления. В этом случае поршень 2 силового цилиндра пере-
мещаться не будет, так как его шток 3 выполнен раздвиж-
ным.
Автоматический привод управления. В настоящее время
известно много схем автоматизации управления сцеплением.
Автоматический привод сцепления должен обеспечивать
следующие функции:
— включение сцепления должно быть командным, т. е.
происходить по желанию водителя, а выключение—макси-
мально быстрым;
— на холостых оборотах двигателя сцепление должно
быть всегда выключено;
— при трогании автомобиля с места в тяжелых дорожных
условиях сцепление должно обеспечивать передачу макси-
мального крутящего момента;
— сцепление должно позволять тормозить автомобиль
двигателем, а также запускать двигатель с буксира.
На рис. III.31 приведена схема автоматического вакуум-
ного привода сцепления фирмы «Саксомат». Привод состоит
из клапанов электромагнитного 7 (рис. III.31), управления 6
и включения 5, диафрагменной камеры 4, контактного устрой-
ства рычага переключения передач 1 и вакуум-ресивера 3.
При переключении передач замыкаются контакты /. Под дей-
ствием электромагнита клапан 7 перемещается вправо и сооб-
щает диафрагменную камеру 4 и вакуум-ресивер 3 со всасы-
вающим коллектором 2 двигателя. Под действием штока диа-
фрагмы сцепление обычного типа (пружинное) выключается.
После переключения передачи контакты / разомкнутся и кла-
пан передвинется влево, а сцепление начнет выключаться, так
как в диафрагменную камеру 4 будет поступать воздух через
клапан 5 и калиброванное отверстие, находящееся в кор-
пусе клапана управления (отверстие на рис. III.31 не пока-
зано).
Интенсивность включения зависит от разрежения в диф-
фузоре карбюратора, которое увеличивается с увеличением
угла открытия дроссельной заслонки и повышением числа
оборотов двигателя и примерно пропорционально мощности,
снимаемой с двигателя.
137
При большом разрежении в диффузоре клапан 5 под дей-
ствием диафрагмы клапана управления 6 поднимается вверх
и воздух из атмосферы начинает с большой скоростью по-
ступать в камеру 4. Этим достигается более резкое вклю-
чение сцепления при увеличении нажатия на педаль управ-
ления дроссельной заслонкой.
Рис. 111.31. Схема автоматического управления сцеплением
фирмы «Саксомат»
В сцеплении фирмы «Саксомат» разъединение двигателя
от силовой передачи при работе двигателя на холостом ходу
обеспечивается вторым сцеплением центробежного типа, а
торможение двигателем — специальным механизмом свобод-
ного хода.
В НАМИ разработан автоматический привод сцепления
с электрической следящей системой, схема ко-
торого приведена на рис. III.32.
Преимуществом этой схемы является возможность ис-
пользования сцеплени?! обычного типа.
Привод состоит из клапанного блока 2, диафрагменной
камеры 3 управления сцеплением с индуктивным датчиком 4
и электрической системы управления. Диафрагменная ка-
мера связана с вакуум-ресивером и впускным коллектором
двигателя через клапанный блок. Клапанный блок 2 имеет два
клапана; шток верхнего клапана жестко соединен с якорем
электромагнита, а шток нижнего клапана — через пружину
с педалью 5 акселератора.
138
При возбуждении электромагнита верхний клапан подни-
мается и перекрывает канал, соединяющий диафрагменную
камеру с атмосферой, и одновременно соединяет ее с впуск-
ным коллектором и с вакуум-ресивером, обеспечивая в ней
разрежение.
При нажатии на педаль акселератора нижпии клапан за-
крывает основное большое отверстие в седле клапана, а ва-
Вк
Рис. 111.32. Схема автоматического управления сцеплением
НАМИ
куум в камере может обеспечиваться через калиброванное
отверстие, просверленное сбоку седла.
Управление электромагнитом верхнего клапана осуще-
ствляется с помощью полупроводникового триода ПТЬ реле
1Р1 с обмоткой, контактом Pi, а также контактами Ki, Кг
и Кз-
Контакты Ki рычага 1 переключения передач разомкнуты
при нейтральном положении, а контакты Кз — на высших пе-
редачах.
Контакты Кг замыкаются при переключении передач.
Вк — общий выключатель.
Полупроводниковый триод ПТ) уменьшает ток, проходя-
щий через контакты Кь Кг и Pi, до 0,2—0,3 а и таким обра-
зом предотвращает их пригорание.
189
Электромагнит в клапанном блоке срабатывает при зам-
кнутых контактах Кь К2 и Рь
Обмотка реле 1Р1 является нагружающим устройством
электрического фильтра верхних частот, состоящего из кон-
денсатора С1 и индуктивной катушки L. Фильтр питается
через контакты Г — Г и выпрямитель Д1 — Д4 (полупровод-
никовые диоды) от специального генератора переменного
тока, вращающегося от вала двигателя.
При включении низшей передачи в коробке замыкаются
контакты Ki, К2 и Pi и при работе двигателя на холостом
ходу ток через открытый полупроводниковый триод ПТ1 по-
ступает в обмотку электромагнита клапанного блока 2 и,
втягивая сердечник, поднимает верхний клапан в верхнее
положение. Разрежение передается в диафрагменную каме-
ру, и сцепление выключается. Сердечник индуктивного дат-
чика 4 полностью вдвигается в катушку. При нажатии на
педаль управления акселератором и повышении оборотов
двигателя повышается частота тока генератора. Вследствие
этого увеличивается напряжение на обмотке 1Р1, которая
размыкает контакт Рь и верхний клапан блока управления
опускается вниз, в результате чего сцепление включается.
При этом сердечник индуктивного датчика 4, выдвигаясь из
катушки, уменьшает напряжение на обмотке реле 1Р1 и этим
ограничивает момент, передаваемый сцеплением. В резуль-
тате этого каждой скорости вращения вала двигателя
соответствует вполне определенный момент, передаваемый
сцеплением (от «1 = 700 об!мин до «2= 1400 об/лшн); Сцеп-
ление включается полностью при оборотах вала двига-
теля «2.
В НАМИ также разработана схема автоматического при-
вода сцепления с механической следящей системой по оборо-
там двигателя. Вместо генератора устанавливается центро-
бежный регулятор. Автоматический привод управления сцеп-
лением часто включается в одну схему с автоматическим
приводом управления коробкой передач при полной автома-
тизации управления последней.
7. Электромагнитное оцепление
Существующие электромагнитные сцепления^ мож-
но разделить на две группы: без ферронаполнителя и с фер-
ронаполнителем.
Принципиальная схема электромагнитного сцепления без
ферронаполнителя представлена на рис. III.33. Сцепление
имеет сердечник 2 электромагнита, якорь 4 и обмотку возбу-
ждения 5, которая вставлена в кольцевую выточку сердеч-
ника. Сердечник электромагнита и якорь связаны соответст-
140
3 4
Рис. 111.33. Схема электромагнит-
ного сцепления
венно с двигателем и коробкой передач. При прохождении
тока через подвижный контакт 1 и обмотку возбуждения 3
вокруг нее образуется магнитное поле, в результате чего
якорь притягивается к сердечнику и за счёт силы трения, воз-
никающей между якорем и сердечником, обеспечивается пере-
дача крутящего момента от
двигателя к коробке передач.
При отключении тока якорь
под действием пружины 5 от-
ходит от сердечника и сцепле-
ние выключается.
По такой схеме было выпол-
нено сцепление первых моде-
лей автомобилей «Мерседес».
Основным преимуществом
электромагнитных сцеплений
являются простота их конст-
рукции и легкость автоматиза-
ции управления. Однако эти
сцепления имеют и существен-
ные недостатки. Главное — это
противоречивые требования,
предъявляемые к основным де-
талям— к сердечнику и яко-
рю. С одной стороны, эти де-
тали должны изготовляться из
чистого железа, чтобы иметь
большую магнитную проницае-
мость и незначительный оста-
точный магнетизм, что обеспечивает чистоту выключения
сцепления, а с другой стороны, — из стали, имеющей доста-
точную твердость, чтобы противостоять износу, схватыванию
и задиру поверхностей трения.
До сих пор эти трудности не преодолены, хотя с некото-
рыми из них стараются бороться, например, создавая на по-
верхностях трения наклеп, что несколько повышает их износо-
стойкость, уменьшает склонность к схватыванию и задиру.
Дальнейшее совершенствование идет в направлении уменьше-
ния маховой массы ведомого диска, применения неметалли-
ческих фрикционных материалов, использования металлокера-
мики, а также по пути различных конструктивных мероприя-
тий, в частности использования электромагнитных сцеплений
совместно с центробежными.
Фирмы Ферлен, Симкаматик и другие используют элек-
тромагнитные сцепления в автоматизированных силовых пе-
редачах. ‘Фирмы Каталь, Кнерк и другие применяют электро-
магнитные блокировочные муфты в планетарных коробках
передач.
141
В последнее время на автомобилях начали применять
электромагнитные сцепления с ферронаполнителем (они по-
явились впервые в 1948 г.). Схема такого сцепления пока-
зана на рис. III.34.
Сцепление состоит из сердечника 1 с обмоткой возбужде-
ния 2, ведомого диска 3 и кожуха 4. Пространство между
сердечником, ведомым диском и кожухом заполнено ферро-
Рис. 1П.34. Схема электромагнитных сцеплений с фер-
ронаполнителем
в
наполнителем (ферромагнитным порошком). При прохожде-
нии электрического тока через обмотку возникает магнитное
поле, которое замыкается через сердечник, ведомый диск и
ферронаполнитель. При определенной величине тока частицы
наполнителя становятся неподвижными и сцепление блоки-
руется, т. е. может передавать крутящий момент. Для вы-
ключения сцепления необходимо выключить ток обмотки воз-
буждения.
Сердечник и ведомый диск изготовляются из трансформа-
торного железа. Ферромагнитным материалом в существую-
щих сцеплениях служит карбонильное железо, полученное
путем разложения паров карбонила (Fe(CO)5) при 200—
250° С. Размеры сферических частиц почти чистого железа
колеблются в пределах от 0,5 до 10 мк. Карбонильное же-
142
лезо имеет большую магнитную проницаемость и малый оста-
точный магнетизм, что позволяет передавать через сцепление
большой крутящий момент при малом остаточном моменте.
Однако карбонильное железо подвержено коррозии. По-
этому иногда применяют порошок из железоникелевого спла-
ва, что примерно в 1,5 раза (при прочих равных условиях)
снижает величину передаваемого момента, или помещают
его в среду жидкого диэлектрика (трансформаторное масло,
реже керосин, хлористый бензол, хлористый дифенил и др.).
Жидкость, используемая в качестве диэлектрика, должна
быть химически стойкой в пределах температур от —80° до
+ 250° С и иметь небольшую вязкость, чтобы не вести сцеп-
ление после выключения. Жидкий диэлектрик обеспечивает
ферронаполнителю большую стойкость против коррозии. Не-
достатком жидкого диэлектрика является то, что под дейст-
вием центробежных сил металлические частицы выделяются
из жидкости, происходит сепарация частиц, которая приводит
к заклиниванию сцепления. Кроме того, в таких сцеплениях
трудно осуществить уплотнение, так как сальниковые уплот-
нения не выдерживают воздействия жидкости с металличе-
скими частицами. Поэтому в большинстве существующих
конструкций применяется твердый (порошковый) ди-
электрик, в качестве которого используются графит, дис-
персное стекло, окись цинка, окись магния и др. Порошковые
диэлектрики обеспечивают большую долговечность в работе
сцепления, чем жидкостные. Следует, однако, иметь в виду,
что графитовые диэлектрики подвержены спеканию.
В последнее время стали применять ферромагнитные ма-
териалы без диэлектрика. В качестве таких материалов ис-
пользуются сталь, легированная хромом и алюминием, или
частицы карбонильного железа, покрытые специальной
пленкой.
Вместе с поиском наилучших материалов для ведущих и
ведомых частей сцеплений и наполнителей изыскиваются и
лучшие конструктивные решения схемы сцеплений. Сцепле-
ние, выполненное по схеме а (рис. II 1.34), имеет большие
инерционные массы ведомых частей; поэтому чаще приме-
няется схема б с тонким ведомым диском; слишком тонкий
диск, однако, деформируется под действием магнитного поля.
Сцепления, выполненные по схемам а и б с вертикальным
диском, подвержены заклиниванию ведомого диска вследст-
вие смещения частиц наполнителя к наружной поверхности.
В сцеплении, выполненном по схеме в с цилиндрическим
диском, магнитный поток замыкается по корпусу сцепления
и ведомый диск не подвержен деформации, а порошок —
сепарации. Однако здесь имеет место перераспределение по-
рошка с внутренней поверхности на внешнюю, что ведет к
уменьшению передаваемого крутящего момента. Поэтому не-
143
сцепление имеет более постоянный
Рис. 111.35. Электромагнитное порош-
ковое сцепление фирмы Егер
которые конструкции выполняются по схеме г, в которой по-
рошок располагается по окружности одного радиуса с рав-
номерным распределением по рабочему зазору. Такое
крутящий момент и ма-
лую величину остаточ-
ного магнетизма.
Применение массивно-
го ведомого диска в
сцеплении с цилиндриче-
ской рабочей поверхно-
стью требует более силь-
ных синхронизаторов в ко-
робке передач.
Электрома г н и т н ы е
сцепления с ферронапол-
нителем практически не
имеют износа рабочих по-
верхностей (поверхностей
блокировки); они поз-
воляют плавно регулиро-
вать передаваемый крутя-
щий момент (момент поч-
ти строго пропорциона-
лен току); у них отсут-
ствуют регулировки сцеп-
ления, т. е. упрощается
эксплуатация; имеется и
ряд других положитель-
ных качеств. Перечислен-
ные положительные ка-
чества способствовали
разработке различных
конструкций’ и практи-
ческому применению это-
го типа сцеплений на ав-
томобилях фирм Итон,
Смит, Егер и др.
В качестве примера на рис. Ш.35 представлена конструк-
ция электромагнитного сцепления с ферронаполнителем фир-
мы Егер.
Сердечник 1 с обмоткой возбуждения 2 связан с махови-
ком двигателя. Ведомый диск 3 является массивным и уста-
новлен на первичном валу коробки передач. Пространство а
ведомого диска заполнено порошковым ферронаполнителем
и имеет уплотнения (100—200 г порошка засыпается через
отверстие, закрытое пробкой 5). Электрический ток подводит-
ся с помощью контактного устройства 4. Сцепление имеет
автоматическое управление.
144
Расчет электромагнитного порошкового
сцепления. Задачей расчета является определение ампер-
витков электромагнитной катушки муфты сцепления.
Крутящий момент муфты равен
Mt = 2Мпг*, (Ш.34)
где k—коэффициент, зависящий от п; при п=1 А=1, при
/г = 2 ^ = 0,Эч-0,95, при n = 4 Аг = 0,7;
т— касательное напряжение, вызванное вязкостью на-
полнителя;
b—ширина кольца магнитного наполнителя;
п—число слоев ферромагнитного наполнителя|
гс—средний радиус кольца.
Касательное напряжение зависит от магнитной индук-
ции (В), состава смеси карбонильного порошка (от наличия
в смеси никеля, графита и т. д.) и от скорости-скольжения
муфты.
Магнитная индукция выражается формулой
И- (111.35)
Здесь 6т=0,9ч-1,1; =0,01+0,03 (характеризует процент в
смеси графита); ^ = 0,7+1 (характеризует скорость скольже-
ния; меньшее значение при скорости скольжения 20 м/сек,,
большее — при отсутствии скольжения).
При расчете задаемся величиной касательного напряже-
ния т. Для электромагнитных тормозов, имеющих большое
скольжение, принимают т = 0,3 + 0,6 кГ/см?. Для муфты сцеп-
ления можно принять т= 1 + 1,5 кГ/cm?. Кроме того, следует
задаться величиной т. Ее принимают от 1,5 до 1,7.
Определив В, найдем ампер-витки электромагнитной ка-
тушки по формуле
1Г/==7?МФ, (Ш.8в)
где W—число витков катушки;
/—ток в катушке;
ф = BS— магнитный поток сердечника муфтьц
S — площадь сечения потока;
^ — сопротивление магнитной цепи.
Оно определяется по формуле
= -W • (ШЛ7)
где /{ — длина участка магнитной цепи по средней линии,
имеющей магнитную проницаемость и площадь сече-
ния S{.
145
Рис. 111.36. Расчетная схема
сцеплении
Разбивая магнитную цепь на однородные участки (одина-
ковой магнитной проницаемости), найдем сумму сопротивле-
нии "нУ"’ а следовательно, и общее сопротивление /?м.
1 При определении 7?м надо, в
частности, знать толщину слоя
наполнителя (/н). Если диа-
метр муфты 100—200 мм, то
принимают /н=1 мм, если мень-
ше, то /н=0,5 мм\ при диамет-
ре муфты 300—500 мм /Н = 2н-
4-2,5 мм.
Пример. Рассчитать электромагнит-
ную муфту сцепления на крутящий мо-
мент AG — 25 кГ * м. Расчетная схема
сцепления дана на рис. II 1.36. Число за-
зоров п=2.
Решение. Примем касательное
напряжение т в ферромагнитном слое
равным т—1,2 кГ1см2, при котором муф-
та полностью блокируется.
Средний радиус зазора гс выбираем
из конструктивных соображений.
Пусть гс=100 мм Тогда /н = 1 мм.
По формуле (111.34) определяем ширину кольца магнитного наполни-
теля Ь
2itkxnr2
Примем k«0,92. Будем иметь
, 2500 - о ,о
Ь ~ ~2-3,14-0,92-1,2-2-100 ~ 1,8 СМ ~ 18 ММ‘
Магнитная индукция в зазоре (см. формулу 111.35)
т ______________________________________
В = 103 V ь ь-Г'-
Примем Лт — 1,0; £с = 0,02; т =1,5.
Тогда
1,5 _______________________________
^'“•/-пжг- 15300 "'
Число ампер-витков электромоментов катушки равно (см. формулы 111.36
и 111.37):
Развернем эту формулу по участкам магнитной цепи (см. рис. III.36):
Wi = 2 " U' + *2 + '» + Ы
0,4лр-н 0,4лр-ж
146
Примем для наполнителя рн=5 и для сердечника (малоуглеродистая
отожженная сталь) цж = 1000. Зададим lt=2 см; /2=G=4 см и /3=2 см.
Тогда
W7=2-
15300-0,1
0,4-5-3,14
+ 4 + 4 + 2> « № ..
8. Гидравлическое сцепление (гидромуфта)
Гидромуфта имеет ряд положительных качеств по
сравнению с фрикционной муфтой:
— гидромуфта меньше изнашивается, вследствие чего до-
пускает большее время буксования, а следовательно, обеспе-
чивает более плавное трога-
ние автомобиля с места и
более редкое переключение
передач;
— облегчает управление
автомобилем и улучшает
его динамические качества;
— снижает динамические
нагрузки в силовой пере-
даче.
Как показывает о<пыт
Горьковского автомобильно-
го завода, применение гид-
ромуфты значительно сни-
жает шум силовой передачи
автомобиля. К конструкции
гидромуфты предъявляются
следующие требования:
— при передаче расчет-
ного момента гидромуфта
должна иметь проскальзы-
вание не более 3%;
— при малых оборотах
Рис. 111.37. Гидромуфта автомо-
биля ГАЗ-12
двигателя на стоянке авто-
мобиля «стояночный мо-
мент» должен быть незначи-
тельным;
— гидросцепление долж-
но обеспечивать запуск дви-
гателя с буксира и торможение автомобиля двигателем.
На рис. III.37 в качестве примера показана гидромуфта
автомобиля ГАЗ-12. Здесь колесо 3 насоса приварено к кор-
147
пусу 1 и вместе с ним посредством ступицы 2 связано с ко-
ленчатым валом двигателя. Колесо 4 турбины вместе с поро-
говой шайбой 5 прикреплено к фланцу вала 6 турбины.
Передний конец вала турбины опирается на шарикопод-
шипник 7, а задний — на игольчатый подшипник (не пока-
зан на рисунке). Особенностью конструкции являются штам-
пованные колеса и радиальные лопатки, прикрепленные
сваркой.
Муфта заполняется турбинным маслом на 85% объема.
Герметизация внутренней полости обеспечивается со стороны
вала колеса насоса крышкой, а со стороны вала турбины —
специальным уплотнением 8, состоящим из графитового
кольца, чугунного кольца и гофрированного латунного силь-
фона.
При вращении колеса 3 насоса жидкость под действием
центробежных сил направляется в колесо турбины, где, от-
дав запасенную кинетическую энергию, возвращается снова
в колесо насоса. Передача крутящего момента осуществляет-
ся через гидродинамические силы.
Для уменьшения стояночного момента в гидромуфте уста-
новлена пороговая шайба 5, которая препятствует циркуля-
ции жидкости при малых оборотах колеса насоса и большом
скольжении (при пт = 0) и тем самым уменьшает передавае-
мый на турбину момент. Это способствует тому, что автомо-
биль не трогается с места при малых оборотах вала двига-
теля и включенной передаче. Но пороговая шайба не может
уменьшить гидравлический момент настолько, чтобы одно-
временно обеспечить и бесшумное переключение передач. По-
следнее достигается установкой последовательно с гидромуф-
той выключаемого фрикционного сцепления, что значительно
усложняет конструкцию сцепления в целом и ограничивает
применение гидромуфты на автомобилях.
Желательно было бы разрывать силовой поток двигателя
не с помощью фрикционного сцепления (фрикционной муфты),
а опорожнением рабочей полости гидромуфты или выключе-
нием ее лопастной системы. Однако и то и другое пока кон-
структивно просто осуществить не удается.
В настоящее время в силовых передачах автомобилей, в
том числе и армейских, преимущественное распространение
получили все же фрикционные дисковые сцепления. Гидро-
и электросцепления применяются крайне редко. В тяжелых
армейских автомобилях, где применяются гидромеханические
передачи, необходимость в гидро- или электросцеплении во-
обще отпадает.
Подбор гидромуфты по законам подобия.
Обычно гидромуфты не рассчит’ываются, а подбираются по за-
конам подобия.
148
Согласно закону подобия имеем выражение момента, пере-
даваемого через гидромуфту:
M=^n2uD5, (111.38)
где т — удельный вес жидкости, кГ1мг‘,
X — опытный коэффициент;
лн — число оборотов насоса, об/мин-,
D — активный (наибольший по рабочей полости) диа-
метр, м.
Чтобы определить уХ, надо подобрать гидромуфту, анало-
гичную проектируемой, и знать ее характеристику, т. е. зави-
симость уХ от скольжения S. Так, гидромуфта автомобиля
ГАЗ-12 имеет характеристику:
Таблица III. 6
w 80 94 100 95 72 55 30 10
s°/o 100 80 60 40 20 J 10 i 3 0
Здесь
5 = Ян-Лт ,100(у
п н
(111.39)
Активный диаметр определяется для минимального скольже-
ния (5щш==3%). Тогда из формулы (111.38) будем иметь
5
Мр
(111.40)
Здесь УИр—расчетный момент, кГ• м;
• ин.р— расчетные обороты насоса, об/мин.
Пример. Определим активный диаметр гидромуфты для двигателя
имеющего = кГ • м и ^№=3000 об/мин. Имеем пи, » =
= nN. Для Smin=3% (TX)min=30-10-‘. Тогда
D~ V зо-ю-мооо* 0,214 М
Глава IV
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
1. Назначение и классификация коробок передач
Коробка передач служит для изменения тягового
усилия на колесах автомобиля: трансформации момента дви-
гателя, скорости движения, получения заднего хода, отклю-
чения двигателя от силовой передачи на стоянках.
Коробка передач представляет собой зубчатый механизм
со ступенчато изменяемым передаточным числом или ступен-
чатый механический трансформатор крутящего момента.
В автомобиле могут применяться коробки трех видов: ос-
новные, дополнительные и раздаточные.
Под основной понимается коробка, обеспечивающая изме-
нение передаточного числа в основном диапазоне скоростей
движения автомобиля; под дополнительной — коробка, обес-
печивающая изменение передаточного числа в дополнитель-
ном диапазоне. Дополнительные коробки применяются,
например, в гидромеханических передачах (ГМП). Часть
диапазона скоростей ГМП обеспечивает непрерывный гидроди-
намический трансформатор, а часть — дополнительная короб-
ка, так как непрерывный трансформатор по своей характе-
ристике имеет малый диапазон трансформации крутящего
момента.
Раздаточная коробка представляет собой зубчатый меха-
низм, который раздает силовой поток двигателя по ведущим
мостам, а также на дополнительные агрегаты автомобиля: на
лебедку, на гребной винт плавающего автомобиля и т. д.
При этом раздаточная коробка имеет обычно не более
двух ступеней передаточных чисел — прямую и пони-
жающую.
Раздаточная коробка выполняет лишь часть функций ос-
новной и дополнительной коробок; так, она не имеет зад-
него хода, и в ее функции не всегда входит отключение дви-
гателя от силовой передачи.
Основная и дополнительная коробки различаются между
собой лишь диапазоном изменения передаточных чисел. Для
основной коробки он больше, чем для дополнительной (для
автомобилей одного и того же класса). Для автомобилей
разного класса (легковые, грузовые, армейские) диапазон ос-
150
новной коробки может быть меньше диапазона дополни-
тельной.
В данной главе рассматриваются только основные и до-
полнительные коробки. Раздаточным коробкам посвящена
глава VI.
Коробки можно классифицировать по следующим
признакам.
1. По подвижности осей зубчатых колес: простые или
вальные коробки (с неподвижными осями колес) и плане-
тарные (с подвижными осями чйсти колес — сателлитов).
2. По количеству и расположению валов простых коро-
бок: двухвальные, трехвальные и с поперечным расположе-
нием валов.
3. По схеме силового потока (СП): одноточечные, двух-
точечные и многоточечные.
При этом планетарные коробки могут быть с последова-
тельным и с параллельным силовым потоком, простые — толь-
ко с последовательным.
4. По числу ступеней передаточного числа: трехступенча-
тые, четырехступенчатые, пятиступенчатые и многоступенчатые.
Большинство современных автомобилей имеет простые ко-
робки на три (легковые автомобили), четыре (автомобиль
ГАЗ-66) и пять (автомобили ЗИЛ-130, Урал-375, ЗИЛ-135,
КрАЗ-255 и т. д.) ступеней (передач). Планетарные коробки
устанавливаются на некоторых тяжелых грузовых автомоби-
лях иностранных марок, а также как дополнительные ко-
робки на автомобилях с гидромеханической силовой переда-
чей отечественного и иностранного производства.
Чем тяжелее автомобиль (чем выше грузоподъемность),
тем шире его диапазон скоростей, тем больше ступеней дол-
жна иметь коробка передач. Обычно при ручном механиче-
ском приводе с обычным кулисным рычагом переключения
обеспечить быстрое и безошибочное переключение более пяти
передач на прямом ходу очень трудно. Поэтому верхним
пределом числа передач коробок с ручным кулисным пере-
ключением принято считать пять передач. Дальнейшее по-
вышение числа передач требует или усложнения привода
управления коробкой, или установки дополнительной короб-
ки на две ступени (мультипликатора или демультипликато-
ра) со своим независимым приводом и рычагом управления,
которая используется только па определенных режимах дви-
жения автомобиля.
Одноточечной называется коробка (простая или плане-
тарная), которая в схеме СП описывается одной механиче-
ской обобщенной узловой точкой (УТ) с двумя степенями сво-
боды (в выключенном положении). Двухточечной — коробка,
описывающая СП с двумя обобщенными УТ, многоточечная —
несколькими УТ.
151
2. Требования, предъявляемые к коробкам передач
Так как коробка передач представляет механизм
со ступенчато меняющимся передаточным числом, то переход
с одной ступени передаточного числа на другую неизбежно
сопровождается разрывом силового потока, передающегося
через коробку, и как результат этого — ударом в зубьях пе-
реключаемых зубчатых колес. Чтобы избежать удара, короб-
ка должна иметь фрикционное устройство, позволяющее
плавно (безударно) выравнивать скорости переключаемых
зубчатых колес. Это является первым и наиболее важным
требованием, предъявляемым к коробке передач. Это требо-
вание обеспечивается применением в переключающем меха-
низме коробки блокирующих фрикционных муфт. Наличие
фрикционных муфт (тормозов) в коробке позволяет переклю-
чать передачи без разрыва силового потока, передаваемого
от двигателя, т. е. на ходу движения автомобиля.
Кроме этого, коробка должна удовлетворять и другим
требованиям: иметь высокий к. п. д. на ходовых передачах,
быть бесшумной в работе, надежно фиксировать включенную
передачу от самовыключения, не допускать одновременное
включение двух передач; как всякий механизм, коробка дол-
жна быть компактной (иметь плотную конструкцию), иметь
малый вес на единицу передаваемого крутящего момента,
обладать достаточной надежностью и прочностью, быть
удобной в обслуживании, иметь высокий межремонтный
срок службы и, наконец, быть простой и дешевой в производ-
стве.
Одновременное выполнение всех этих требований в одной
коробке невозможно. Обычно некоторые требования в зави-
симости от класса и назначения автомобиля выдвигаются
на первое место, за их счет остальные отодвигаются назад.
Рассмотрим типовые конструкции коробок и установим,
как в них выполняются перечисленные здесь требования.
3. Типовые конотрукции простых коробок передач
Одноточечные коробки передач. Одноточечные
простые коробки передач бывают двухвальные и трехваль-
ные с числом ступеней от трех до семи. На армейских авто-
мобилях наибольшее распространение получили одноточеч-
ные коробки, выполненные по трехвальной схеме на четыре и
пять ступеней.
Одноточечные трехвальные коробки. На рис. IV, 1 пред-
ставлены кинематические схемы трехвальных коробок пере-
дач с продольным расположением валов. Эти коробки в вы-
ключенном положении имеют две степени свободы и, следо-
152
вательно, в схеме СП могут изображаться («описываться»)
одной обобщенной УТ, как показано на рис. IV.2. Здесь
уТ-а описывает зубчатый механизм, УТ-mi, т2 и т. д.—
муфты переключения передач, причем неважно, как они кон-
г
Рис. IV.1. Типовые кинематические схемы простых одноточечных трехваль-
ных коробок передач:
а-ГАЗ-АА; б - ГАЗ-66; в — ЗИЛ-130; ЗИЛ-131; ЯАЗ-210; Урал-АЗ; МАЗ-200;
КрАЗ; ЗИЛ-135, г —МАЗ-526
структивно устроены (т. е. является ли муфта кулачковой,
фрикционной, зубчатой и т. д.). Условно на УТ-а отсутствует
диссипативный поток внутренних потерь в коробке.
Основной особенно-
стью трехвальных коробок
является наличие прямой
передачи, при которой
силовой поток передает-
ся с первичного вала
(рис. IV. 1) через вклю-
ченную кулачковую муф-
ту, минуя зубчатые коле-
са, на вторичный вал.
У автомобилей с боль-
шой удельной мощностью
работа на прямой переда-
че составляет 60—70%
Рис. IV.2. Силовой поток одноточеч-
ной крробки передач
153
времени движения автомобиля. При этом зубчатые колеса ра-
ботают вхолостую, следовательно, имеют минимальный износ,
к. п. д. коробки на прямой передаче — максимальный. На
остальных передачах силовой поток передается двумя парами
зубчатых колес, а на передаче заднего хода — даже тремя па-
рами. Это позволяет значительно расширить кинематический
диапазон коробки, выполнить коробку с небольшим межосе-
вым расстоянием (т. е. уменьшить ее габарит по высоте), хотя
к. п. д. при этом несколько упадет.
На рис. IV. 1,а представлена схема коробки, имеющей
переключение передач с помощью скользящих на вторичном
валу кареток. При этом первая, вторая, третья передачи и
передача заднего хода включаются сцеплением между собой
зубчатых колес, сидящих на вторичном и промежуточном ва-
лах. При переключении передач происходит удар зубьев, что
вызывает шум, а также быстрый износ торцов зубьев. В ко-
робках этого типа применяются зубчатые колеса с прямым
зубом. В настоящее время эти коробки применяются редко.
У трехвальных коробок зубчатое колесо первичного вала
всегда находится в зацеплении с зубчатым колесом проме-
жуточного вала. Колеса могут иметь косые зубья, что умень-
шает шум и повышает прочность и износостойкость зубча-
того зацепления. В коробке может быть и несколько пар
постоянно сцепленных колес, которые изготовлены с косыми
зубьями (рис. IV. 1, б, в, г). Недостатком косозубых колес яв-
ляется то, что они нагружают подшипники валов постоянной
осевой нагрузкой. Постоянно сцепленные колеса переклю-
чаются кулачковыми муфтами. При этом для уменьшения
шума при переключении передач, а также для уменьшения
износа торцов кулачков применяются синхронизаторы. По-
следние обычно ставят на наиболее ходовые высшие пере-
дачи.
На рис. IV.3 представлена кинематическая схема четы-
рехскоростной двухвальной одноточечной коробки.
Двухвальная коробка проще трехвальной, так как не
имеет промежуточного вала; силовой поток у нее передается
через одну пару колес, благодаря чему ее к. п. д. выше, чем
у трехвальной коробки. Однако она не имеет прямой пере-
дачи. Кроме того, кинематический диапазон коробки при
одинаковом межцентровом расстоянии ниже. Коробка несо-
осная. Двухвальные коробки применяются на автомобилях
мадой грузоподъемности (например, на автомобилях «Запо-
рожец»).
Коробка передач автомобиля ГАЗ-66. На
рис. IV.4 представлена одноточечная простая коробка пере-
дач автомобиля ГАЗ-66. Коробка имеет четыре ступени впе-
ред и ступень заднего хода. Коробка выполнена по схеме
рис. IV.1,6.
154
Рис. IV.3. Кинематическая схема четырехскоростной двух-
вальной одноточечной коробки
Рис. IV.4. Коробка передач автомобиля ГАЗ-66
Картер коробки цельнолитой, имеет верхнее и боковые
окна, через которые при монтаже вводятся внутрь валы и
зубчатые колеса. Окна закрываются крышками. В верхней
крышке устанавливается механизм переключения с замками
и фиксаторами. Замки предотвращают возможность одновре-
менного включения двух передач, фиксаторы удерживают
ползунки, а следовательно, и зубчатые колеса во включен-
ном или выключенном положении. Все валы коробки двух-
опорные. Первичный вал устанавливается на двух подшипни-
ках: шариковом радиально-упорном в картере коробки,
воспринимающем, кроме радиальных, осевые силы, и шари-
ковом в маховике двигателя. Осевые усилия промежуточного
и вторичного валов воспринимаются шариковыми радиаль-
но-упорными подшипниками, установленными в картере ко-
робки справа. Температурное удлинение валов обеспечивает-
ся установкой левых опор на роликовых цилиндрических под-
шипниках.
Промежуточный вал выполнен заодно с зубчатыми коле-
сами (блок шестерен), что обеспечивает большую жесткость
вала и упрощает конструкцию коробки.
Зубчатые колеса, находящиеся в постоянном зацеплении,
выполнены косозубыми, а колеса первой передачи и переда-
чи заднего хода — прямозубыми. Для уменьшения прогиба
валов и связанного с этим износа и шума коробки колеса
первой передачи и передачи заднего хода установлены бли-
же к опорам. Ведомые колеса второй и третьей передач уста-
новлены на втулках. Блок колес заднего хода также вращает-
ся на втулках (на неподвижной оси). Четвертая и третья сту-
пени включаются зубчатой муфтой с синхронизатором, первая
и вторая — каретками.
Простота конструкции любой зубчатой коробки опреде-
ляется количеством зубчатых колес, приходящихся на одну
передачу (ступень). В данном случае на каждую передачу
приходится два колеса.
Последовательно работающих пар зубчатых колес,
определяющих к. п. д. коробки, на первой, второй и
третьей передачах здесь две, на передаче заднего хода — три.
В данной коробке на третьей и четвертой передачах при-
меняется конусный инерционный синхронизатор.
Конструкция синхронизатора представлена на рис. IV.5, а.
Синхронизатор состоит из ступицы 4, перемещаемой вил-
кой /, подвижной муфты 2 с внутренними зубьями, двух брон-
зовых конусных блокирующих колец 7 с наружными зубча-
тыми венцами, трех сухариков 6 и двух пружин 5. Каждый
сухарик одновременно находится в пазу блокирующего коль-
ца 7, который несколько шире сухарика (см. зазор 8 на схе*
ме рис. IV.5, б)л
156
Рис. IV.5. Инерционный синхронизатор коробки передач автомобиля ГА8-66
При включении передачи (передвижении муфты 2) суха-
рики 6 своей торцовой поверхностью нажимают на одно из
блокирующих колец 7 и перемещают его. Конусная поверх-
ность блокирующего кольца входит в соприкосновение с ко-
нусной поверхностью колеса первичного вала 8 (или зубча-
того колеса 3 третьей передачи).
Чтобы включить передачу, надо ввести в зацепление
зубья муфты 2 с зубьями венца\ внутреннего конуса, при-
надлежащего валу 8 (3). Вначале зубья муфты 2 приходят
в соприкосновение с зубьями кольца 7. На торцовой поверх-
ности з^бья имеют скос под углом р. Так как вал 3(3) имеет
инерцию, то на скошенных поверхностях при их соприкосно-
вении возникают силы, препятствующие осевому продвиже-
нию муфты 2. На рис. IV.5,б N — нормальная реакция, Тс~
окружная сила от момента трения между коническими по-
верхностями синхронизирующего кольца и зубчатого колеса
включаемой передачи, Р — сила, препятствующая включению
синхронизатора, F — сила трения.
Если угол р выбрать больше определенной величины, то
продвинуть муфту 2 в осевом направлении не удастся до
тех пор, пока не исчезнут силы инерции, т. е. пока не вырав-
няются угловые скорости деталей 8(3) и 4 (рис. IV.5,а).
После того как скорости деталей 8 (3) и 4 сравняются,
силы инерции исчезнут. Однако, чтобы зубья муфты 2 пол-
ностью вошли в зацепление с зубьями кольца 7 и через них
с зубьями детали 8 (3), необходимо повернуть кольцо 7 на
некоторый угол до исчезновения зазора 8 (рис. IV.5, б). На
это потребуется определенное усилие. Очевидно, чем меньше
угол р, тем легче повернуть кольцо 7 на величину за-
зора 8. Их этих соображений и определяется величина угла р.
Расчет синхронизатора приводится ниже.
Для выдавливания с конических поверхностей трения
масла и создания наибольшего трения на конусной поверх-
ности колец 7 нарезана мелкая резьба, через которую при
прижатии кольца к конусу включаемого зубчатого колеса
масло вытекает наружу.
Коробка передач изготовляется из следующих материа-
лов: картер — из серого чугуна СЧ 24—44, крышка — из се-
рого чугуна СЧ 18—36, зубчатые колеса и валы —- из стали
35Х. После изготовления колеса подвергаются цианированию
для повышения поверхностной твердости зубьев.
Чугуны. СЧ 24—44 и СЧ 18—36 высокопрочные (предел
прочности чугуна СЧ 24—44 при растяжении — до 24 кГ/мм2 и
при изгибе —до 44 кГ/мм2). Они применяются в автомобиле-
строении для отливок ответственных деталей с толщиной
стенок 8—40 мм (картеры, блоки цилиндров двигателей
и т. п.).
158
Сталь 35Х содержит 0,8 —1,1 % хрома, по 0,25% углерода
и кремния и 0,5% марганца. Предел прочности стали 35Х —
95 к,Пмм2 и твердость по Бринеллю— 197—200. Применяется
для изготовления валов, колес, пальцев и т. д.
Коробка передач автомобиля ЗИЛ-130
(ЗИЛ-131). На рис. IV.6 представлена трехвальная одното-
чечная коробка передач автомобиля ЗИЛ-130 (ЗИЛ-131).
Коробка имеет пять ступеней вперед и одну ступень заднего
хода. Коробка выполнена по схеме рис. IV.l,e. Картер ко-
робки, как и рассмотренной выше, цельнолитой, имеет верх-
нее и боковые окна, через которые при монтаже внутрь вво-
дятся валы и зубчатые колеса. Окна картера закрываются
крышками. В верхней крышке устанавливаются кулиса и ме-
ханизм переключения передач с предохранительными устрой-
ствами— замками и фиксаторами.
Сбоку картера справа и слева имеются люки для уста-
новки коробки отбора мощности. Отбор мощности произво-
дится от переднего зубчатого колеса блока шестерен задне-
го хода. Первичный, промежуточный и вторичный валы ко-
робки установлены аналогично валам коробки автомобиля
ГАЗ-66; осевые и часть радиальных сил воспринимаются ша-
риковыми радиально-упорными подшипниками, остальная
часть радиальных сил — роликоподшипниками. Роликопод-
шипник промежуточного вала внутренней обоймы не имеет.
Промежуточный вал выполнен заодно с зубчатым ко-
лесом первой передачи, остальные колеса установлены на
валу на сегментных шпонках. Применение сегментных
шпонок (вместо шлицев) упрощает и удешевляет кон-
струкцию.
Зубчатые колеса первой передачи и передачи заднего
хода прямозубые, остальных передач — косозубые, находя-
щиеся в постоянном зацеплении. Для уменьшения осевых
усилий зубья колес постоянного зацепления имеют одинако-
вый наклон. Колеса первой, второй передач и передачи зад-
него хода установлены ближе к опорам валов, что умень-
шает прогиб валов, а следовательно, и возможность наруше-
ния зацепления колес. Ведомые колеса второй и третьей пере-
дач на вторичном валу устанавливаются непосредственно на
шейке вала, масло подводится по канавкам на поверхности
шеек. Внутренняя поверхность ступиц колес и поверхность шеек
вторичного вала фосфатируются, что предотвращает поверх-
ность от задиров и обеспечивает им хорошую приработку.
Первая передача и передача заднего хода включаются по-
движной кареткой, остальные передачи — зубчатыми муфтами
с синхронизаторами. Коробка смазывается разбрызгиванием.
На рис. IV.7 представлен синхронизатор инерционного
типа коробки передач автомобиля ЗИЛ-130 (ЗИЛ-131).
159
Рис. TV.6. Трехвальная пятиступенчатая коробка передач автомобиля ЗИЛ-130 (ЗИЛ431)
Принцип действия этого синхронизатора такой же, как и
синхронизатора коробки передач автомобиля ГАЗ-66, но
конструктивно он выполнен несколько иначе. Конусные коль-
ца 3 жестко связаны между собой с помощью трех пальцев 1.
Пальцы 1 в средней части имеют конические поверхности,
являющиеся блокирующими. Отверстия в диске подвижной
Рис. IV.7. Инерционный синхронизатор коробки
передач автомобиля ЗИЛ-130
зубчатой муфты 2, через которые проходят пальцы /, также
имеют блокирующие поверхности в виде фасок с двух сторон
отверстия. Как видно из рисунка, конусные кольца 3 свя-
заны, кроме того, с муфтой 2 через три фиксирующих паль-
ца 7, внутри которых размещены пружины 6 и по два ша-
рика 5. В кольце 3 запрессованы опоры 4 для шариков.
Пальцы 1 являются блокирующими, пальцы 7 — фиксато-
рами.
При нейтрали в коробке передач палец 7 фиксатора своей
конической выточкой соприкасается с конической выточкой
отверстия во фланце, удерживая муфту 2 в среднем выклю-
6—2921 161
ченном положении. При этом блокирующий палец 1 нахо-
дится посередине своего отверстия и может в нем свободно
перемещаться.
При включении передачи муфта 2 сдвигается налево (или
направо) до соприкосновения конических поверхностей кор-
пуса 3 и шестерни 8 (9). При соприкосновении этих поверх-
ностей вследствие действия момента трения муфта 2 не-
сколько проворачивается и коническая поверхность отвер-
стия во фланце соприкасается с конической выточкой в паль-
це /. Угол конуса рассчитан так, что, пока действует момент
трения, т. е. пока происходит синхронизация кольца 3 и
шестерни 8, нельзя дальше продвигать по шлицам муфту 2.
Когда исчезнет сила инерции, а следовательно, и момент
трения, муфта 2 получит возможность дальнейшего продви-
жения в осевом направлении, благодаря чему бесшумно
включатся зубья муфты 2 и шестерни 8 (передача включе-
на). Шарики фиксаторов при этом будут утоплены (они
имеют специальные канавки).
Аналогично происходит включение муфты 2 и шестерни 9.
В коробке передач автомобиля ЗИЛ-130 (ЗИЛ-131) при-
меняются следующие материалы.
Картер коробки отлит из серого чугуна. Промежуточный
и первичный валы изготовляются из стали 25ХГТ, вторичный
вал — из стали 25ХГМ, зубчатые колеса вторичного вала —
из стали 25ХГМ, колеса промежуточного вала — из стали
25ХГТ. Эти стали имеют высокие механические свойства
(предел прочности — 130 кГ/мм2, твердость по Бринеллю —
220), допускают высокие контактные напряжения и ударные
нагрузки, хорошо сопротивляются истиранию. Валы и зубча-
тые колеса подвергаются нитроцементации.
Коробка передач ЯМЗ. На рис. IV.8 представлена
одноточечная трехвальная пятиступенчатая коробка передач
ЯМЗ, установленная на автомобилях большой грузоподъемно-
сти ЯАЗ-210, Урал-375, КрАЗ, МАЗ-200. Коробка выполнена
по той же типовой схеме, что и коробка передач автомобиля
ЗИЛ-131 (рис. IV.1, в), однако ее передаточные числа другие.
Конструкция картера, валов, зубчатых колес, а также их уста-
новка и крепление аналогичны коробке передач автомобиля
ЗИЛ-131. Особенностью конструкции является устройство
синхронизаторов и способ смазки. Смазка осуществляется
под давлением и разбрызгиванием. Под давлением смазы-
ваются игольчатые подшипники зубчатых колес вторичного
вала. Для этого имеется в коробке шестеренчатый масляный
насос. Привод к насосу осуществляется от переднего конца
промежуточного вала.
На автомобилях ЗИЛ-135 применяются такие же коробки
передач ЯМЗ, но с измененными передаточными числами.
162
а
Рис. 1V.8. Трехвальная пяти-
ступенчатая коробка передач
ямз
Рис, IVt9. Инерционный синхронизатор коробки передач ЯМЗ;
а — общий вид; б — фигурная прорезь в корпусе

Устройство синхронизатора показано на рис. IV.9,a. Син-
хронизатор состоит из корпуса /, соединенного с зубчатой
муфтой 4 с помощью шариковых фиксаторов 2 и имеющего
синхронизирующие конусы. Переключающее кольцо 3 и
муфта 4 жестко связаны штифтами 5 с вилкой переключе-1
ния. Для включения передачи перемещают вилкой кольцо 3,
от которого усилие передается к муфте 4, а от нее через
шарик фиксатора — на корпус /. Корпус перемещается в
осевом направлении. При этом один из конусов соприка-
сается с конусом соответствующего вращающегося зубчато-
го колеса. Скорости колеса и корпуса выравниваются. В кор-
пусе / имеется фигурная прорезь (рис. IV.9,б), а в кулачко-
вой муфте 4 — радиальный выступ 6. Этот выступ прижи-
мается в углубление прорези силой, вызванной трением в ко-
нусах, что препятствует осевому перемещению муфты. Когда
скорости зубчатого колеса и муфты 4 выравняются, сила
трения исчезнет, радиальный выступ муфты легко выйдет из
прорези, муфта сможет свободно перемешаться в осевом на-
правлении, благодаря чему зубья ее войдут в зацепление
с зубьями зубчатого колеса. Осуществится блокировка вала
и зубчатого колеса переключаемой передачи.
Данный синхронизатор принадлежит к типу инерцион-
ных.
В коробке передач применяются следующие материалы.
Картер отлит из специального чугуна с добавлением меди,
кремния, марганца, никеля и хрома, что увеличивает его
прочность. Валы и зубчатые колеса изготовлены из стали
15ХГНТА (до 1 % титана) с последующей цементацией и
закалкой. Втулки игольчатых подшипников зубчатых ко-
лес вторичного вала изготовлены из хромоваиадиевой
стали 15ХФ и также подвергаются цементации и за-
калке.
Коробка передач а втомо б и л я - с амо свал а
МАЗ-525. На рис. IV. 10 представлена одноточечная трех-
вальная пятиступенчатая коробка передач автомобиля-само-
свала' МАЗ-525 Коробка передач выполнена по схеме
рис. IV.l.a. Здесь пятая передача — повышающая. Особен-
ностями коробки передач являются: применение дополни-
тельной опоры в виде роликового цилиндрического подшип-
ника на вторичном валу и перенесение правой опоры проме-
жуточного вала ближе к середине; крепление зубчатого ко-
леса и муфты пятой передачи ла консоле промежуточного
вала и размещение их в отдельном картере, который кре-
пится к основному картеру. Опоры валов усилены путем
применения сдвоенных подшипников.
В данной коробке применяется смазка разбрызгиванием
и под давлением. Под давлением смазка поступает к втул-
Мм зубчатых колес вторичного вала. Привод к шеотеренча-

Рис. IV.10. Трехвальная пятиступенчатая коробка передач автомо-
биля-самосвала МАЗ-525
тому масляному насосу осуществляется от переднего конца
промежуточного вала (так же, как и в коробке ЯМЗ).
Одноточечные двухвальные коробки. Двухвальные короб-
ки применяются на автомобилях с передней ведущей осью
или с задним расположением двигателя. Здесь мощность на
всех ступенях (кроме ступени заднего хода) передается че-
рез одну пару зубчатых колес, поэтому к. п. д. таких коро-
бок выше, чем трехвальных. Прямой передачи эти коробки
не имеют. Кинематический диапазон ниже, чем трехвальных,
поскольку передаточное число одной пары зубчатых колес
не может быть больше 3,5—4.
На рис. IV. 11 приведена одноточечная двухвальная ко-
робка передач. Коробка выполнена по кинематической схе-
ме рис. 1V.3 (по той же схеме выполнена коробка отечест-
венного автомобиля «Запорожец»).
Коробка имеет четыре передачи вперед и одну передачу
заднего хода. Зубчатые колеса второй, третьей и четвертой
передач находятся в постоянном зацеплении. Включение их
осуществляется с помощью синхронизаторов. Зубчатый венец
на муфте синхронизатора второй передачи служит для вклю-
чения первой передачи.
Двухточечные коробки передач. На рис. IV.12 представ-
лена простая десятиступенчатая коробка передач, а на
рис. IV. 13 — ее кинематическая схема и схема СП. Как вид-
но из схемы СП, коробка двухточечная: одна точка (а) —
иа пять ступеней и вторая (б)—на две ступени. Обе точки
соединены между собой последовательно. Число передач
двухточечной коробки определяется как произведение числа
передач каждой из обобщенных УТ:
Р=РаРб- (IV. 1)
Тогда для данной коробки будем иметь р = 5-2=10 пе-
редач.
Особенностью коробки является ее многоступенчатость.
Конструктивно увеличение числа передач приводит к ус-
ложнению коробки и ее привода. Согласно теории силового
потока (ТСП) число степеней свободы СП (коробки) най-
дем по формуле
Лй = 2 (См + Ск) + Ср - К - ?, (IV.2)
где Си— число механических УТ;
Ск—число управляющих элементов (кинетических УТ);
Ср — число разветвляющих УТ;
л — число связей между УТ;
?—число известных из СП скоростных факторов.
Будем иметь для данного СП: См = 2, Ск=7, Ср=1,
К=14, и = 2. Тогда число степеней свободы (1и) будет равно
трем. Чтобы коробка работала, т. е. передавала силовой
167
2
Рис. IV.11. Двухвальная четырехсту-
ленчатая коробка передач
SSQKSS
Рис. IV. 12. Десятиступенчатая коробка передач
KSSI
СП
со
поток, должно быть включено одновременно два управляющих
элемента (две муфты). Это, конечно, усложняет механизмы
переключения передач и привод управления коробкой.
Число зубчатых колес, приходящихся на одну передачу,
в данной коробке составляет 1,4, так как некоторые из колес
работают на разных передачах. Коробка имеет большое чис-
Рис. IV.13. Кинематическая схема десятиступенчатой коробки передач и
схема силового потока
ло последовательно сцепленных пар зубчатых колес (полю-
сов зацепления): на первых пяти передачах (кроме прямой)
по два полюса на каждой передаче и на последующих пяти
передачах (кроме девятой) — по четыре полюса на переда-
чу. Поэтому к. п. д. этой коробки значительно ниже, чем
одноточечных.
Так как в коробке одновременно работают две точки, то
здесь можно получить кинематический диапазон значитель-
но больше, чем в простых одноточечных коробках.
Все зубчатые колеса, кроме колес заднего хода, косозу-
бые. В некоторых коробках рассматриваемого типа УТ-б
(рис. IV.13 внизу) делается на три передачи. В этом случае
число передач коробки будет 5*3 = 15. При этом УТ-б может
быть расположена сзади или спереди УТ-а и иметь замед-
ляющие или ускоряющие ступени.
170
Многоточечные коробки передач. На рис. IV.14 представ-
лена многоточечная коробка передач колесного трактора
«Кировец» (К-700), на рис. IV. 15 — ее кинематическая схе-
ма (а) и схема СП (б). Согласно схеме СП число ступеней
коробки передач равно
Р = РаРбР, = 4- 3-2 = 24
Из них 16 ступеней — для движения вперед и 8 ступеней —
Для движения назад.
Силовой поток в выключенном положении имеет Хи=4,
т. е. четыре степени^ свободы. Для осуществления передачи
надо одновременно включить три управляющих элемента.
Особенностью коробки является фрикционное (бустерное)
переключение передач.
На верхнем ведущем валу расположены четыре фрикцио-
на, работающих в масле. Включение фрикционов осущест-
вляется давлением масла, поступающего в бустеры (силовые
171
гидравлические цилиндры). При сбрасывании давления ци-
линдрические пружины отводят нажимные диски и фрикци-
оны выключаются. На грузовом валу (третьем сверху) ко-
робки расположены слева зубчатая муфта заднего хода и
Рис. 1V.15. Кинематическая схема (а) и схема СП (б) ко-
робки передач колесного трактора «Кировец»
посередине зубчатая муфта, обеспечивающая работу короб-
ки на режиме с передаточными числами 2,45 и 1,26. На
нижнем раздаточном валу расположена другая режимная
муфта, обеспечивающая работу коробки с передаточными
172
числами 2,33 и 0,736. Здесь же справа расположена муф-
та отключения заднего ведущего моста. Наличие в коробке
фрикционов исключает необходимость иметь в тракторе сцеп-
ление, поэтому оно заменяется полужесткой невыключаю-
щейся муфтой. Трактор «Кировец» используется для выпол-
нения различных работ в сельском хозяйстве, в мелиорации,
при строительстве дорог и т. п. Его скорость на низшей сту-
пени Vj = 2,82 км/ч, на высшей (шестнадцатой) ^Xvi =
=30,8 км1ч. Кинематический диапазон dK=10,9. Число зуб-
чатых колес на передачу — одно, число полюсов зацепления
при движении вперед —три, при движении задним ходом —
четыре, все зубчатые колеса прямозубые. Управление фрик-
ционами гидравлическое, а подвижными зубчатыми муфта-
ми—с помощью рычагов с механическим приводом. На ве-
домом (наружном) барабане фрикциона первой передачи
(рис. IV. 15, а) установлен колодочный тормоз-синхрониза-
тор Т. Назначение тормоза — облегчать переключение зубча-
тых муфт на грузовом и раздаточном валах. При установке
рычага переключения передач в положение «Слив» в бустер
тормоза-синхронизатора из механизма переключения пере-
дач поступает под давление масло, которое прижимает ко-
лодку тормоза Т к барабану фрикциона и затормаживает
его, а с ним и зубчатое колесо первой передачи и связанные
с ним ведомые части коробки, что облегчает безударное
включение муфт.
4. Типовые конструкции планетарных коробок пе-
редач
Планетарные коробки передач конструктивно слож-
нее простых коробок, сложнее они и технологически. Они
требуют более высокого класса точности изготовления дета-
лей. Это объясняется тем, что часть зубчатых колес, объеди-
ненных в блок с помощью водила, вращается не только во-
круг своей оси, но и в переносном движении вокруг главной
оси коробки. При этом при больших переносных скоростях
осей сателлитов возникают значительные центробежные силы,
которые действуют на опоры сателлитов. Если в планетарной
коробке применяют зубчатые колеса с внутренним зацепле-
нием, то изготовление этих колес требует специального ста-
ночного оборудования. В планетарной коробке иногда «на-
слаивается» несколько соосных, следовательно, трубчатых
валов, которые входят друг в друга.
Между тем планетарные коробки имеют целый ряд важ-
ных преимуществ. Силовой поток, подводимый от двигателя,
передается в планетарной коробке пучком параллель-
ных потоков, каждый из которых проходит через са-
173
теллит. В планетарных коробках обычно имеется три-четыре
сателлита (а в некоторых, как, например, в коробке Коталь,
число сателлитов иногда может доходить до 12). Это озна-
чает, что одновременно в зацеплении находятся три-четыре
зуба центрального колеса вместо одного в простых короб-
ках, что повышает прочность коробки и ее износостойкость.
Все зубчатые колеса находятся в постоянном зацеплении.
Это позволяет применять косые и спиральные зубья. Пере-
дачи переключаются фрикционными (или электромагнитны-
ми) муфтами или тормозами, что делает ненужным приме-
нение синхронизаторов, а также сцепления. Переключение
передач происходит бесшумно и быстро, что весьма важно
для коробок передач армейских автомобилей, которым при-
ходится двигаться не только по дорогам, но и по пересечен-
ной местности. Планетарные коробки благодаря своему фрик-
ционному переключению легко автоматизируются, что яв-
ляется необходимым, когда зубчатая коробка работает сов-
местно с гидродинамическим трансформатором (в качестве
дополнительной коробки гидромеханической передачи). От-
сутствие автоматического переключения передач делает гид-
ромеханическую передачу малоэкономичной.
Планетарные коробки имеют и ряд других преимуществ.
В частности, в них можно реализовывать большие переда-
точные числа. Так, согласно характеристике простейшего
планетарного механизма имеем
Wj — ^2^2 + (^12 1в О,
где wl—угловая скорость вала /;
w2—угловая скорость вала 2;
о>0—угловая скорость водила.
Отсюда передаточное число между валом водила и ва-
лом 1 при о)2=О будет равно
*о1 i / >
1 42
где zj2 — внутреннее передаточное число механизма.
Если Zj2 близко к 1, то /01 может иметь очень большое
значение. Правда, при этом будет уменьшаться к. п. д. ме-
ханизма. Планетарная коробка соосна. Вследствие симмет-
рично действующих радиальных нагрузок главные валы ко-
робки полностью разгружены, поэтому они могут устанавли-
ваться на подшипниках скольжения (на втулках, а иногда
и вообще не имеют опоры), что уменьшает габарит коробки.
Одноточечные коробки передач. Коробка передач
Хоббса. На рис. IV.16 представлена коробка передач
Хоббса, устанавливавшаяся на ряде английских автомобилей
(санитарный автомобиль Остин LD-2, легковые автомобили).
174
На рис. IV.17 приведена схема СП коробки. Коробка одно-
точечная, состоит из простейшего дифференциального меха-
низма, дисковых тормозов (Т) и дисковых муфт (Ф). Осо-
бенностью дифференциального механизма является наличие
в нем двух типов сателлитов (/, 2, 3 и 7, 8 — рис. IV.16, б),
связанных между собой (S и 3) и с центральными колесами.
Согласно формуле (IV.2) коробка имеет
Х„ = 2(1 + 5) + 2-8 -3=3
степени свободы. Для получения рабочей передачи следует
включить два управляющих элемента (см. таблицу включе-
ния на рис. IV. 17). При торможении автомобиля двигателем
включаются фрикционные элементы Ф2 и Tj. Переключение
передач в коробке осуществляется гидросистемой вручную
или автоматически: масло от насоса подается к диафрагмен-
ному устройству, давит на резиновую диафрагму и отжимает
нажимной диск, который, перемещаясь, сжимает пакет ди-
сков муфты или тормоза.
Как видим, планетарная коробка Хоббса конструктивно
весьма сложна. Большую часть ее осевого габарита зани-
мают управляющие элементы, меньшую — зубчатый меха-
низм. Коробка имеет четыре вала, вставленных один в дру-
гой (три вала трубчатые). Валы установлены на бронзовых
втулках. Коробка управляется сложной гидросистемой, осо-
бенностью которой является мембранное уплотнение рабо-
чей жидкости.
Основным недостатком одноточечных планетарных (как и
простых) коробок является малое число передач и, следова-
тельно, узкий диапазон скоростей. Одноточечные планетар-
ные коробки целесообразно применять лишь как дополни-
тельные коробки, например в ГМП, а на автомобилях с боль-
шой удельной мощностью и как основные.
Многоточечные коробки передач с последовательным си-
ловым потоком. Коробка передач Кот а л ь. Коробка
передач Коталь, применявшаяся на французских легковых
автомобилях, может служить примером многоточечной пла-
нетарной коробки передач. На рис. IV. 18 приведена конст-
руктивная схема коробки, а на рис. IV.19 — ее кинематиче-
ская схема (а) и схема силового потока (б). Коробка пере-
дач — с последовательным СП. Она состоит из четырех эле-
ментарных планетарных эпициклических механизмов, свя-
занных между собой валами. Ступени в коробке включаются
электромагнитными муфтами (Ф) и электромагнитными ди-
сковыми тормозами (Г).-Число степеней свободы СП равно
Хи = 2(4 + 8) + 8-23-4 = 5.
Каждая ступень осуществляется одновременным включе-
нием четырех управляющих элементов (по одному в каж-
75
6 Of
176
Рис» IV. 16. Коробка передач Хоббса (конструкция а и схема б)
дой УТ, поэтому к. п. д. коробки передач невысокий). Число
ступеней коробки равно
р = 2’2-2-2 = 16.
В данной коробке передач используется только восемь
ступеней.
Применение электромагнитного привода значительно
упрощает управление коробкой по сравнению с управлением
механическим или гидравлическим приводом. Кроме того, с
электроприводом можно иметь большое число передач; при
Рис. IV.17. Схема силового потока
I А ’ То
и ; т,
ш
IV *2
эх *2 То
коробки передач Хоббса
этом целесообразно привод автоматизировать (в противном
случае водитель все равно не сможет полностью использо-
вать все передачи).
Многоточечные коробки передач с параллельным сило-
вым потоком. Коробка передач «П р а г а». На рис. IV.20
приведена многоточечная планетарная коробка передач
«Прага», сконструированная в Чехословакии по схеме анг-
лийских коробок Вильсона. Коробки передач этого типа ши-
роко применяются в Англии на 10-тонных грузовиках фирмы
Даймлер. В Чехословакии эта коробка устанавливалась на
танках.
На рис. IV.21 приведены кинематическая схема коробки
передач (а) и схема силового потока (б).
Коробка передач состоит из пяти механических УТ
и одной фрикционной (Ф) УТ. Каждая из механических то-
чек представляет собой элементарный (трехпоточный) эпи-
циклический механизм, состоящий из солнечного зубчатого
колеса (/), эпициклического колеса (2) и водила (0). В СП
имеется фрикционная блокировочная точка (Ф), описываю-
щая конусную фрикционную муфту, включение которой бло-
кирует коробку, т. е. дает прямую передачу. Кроме того, в СП
имеется пять тормозных точек (Г). Механические УТ связа-
ны между собой параллельным СП.
178
Рис. 1V.18. Конструктивная схема планетарной коробки передач
Коталь
Рис. IV.19. Кинематическая схема коробки передач Коталь и схема
силового потока
179

Число степеней свободы СП коробки передач равно
Х„== 2(5+ 6) 4-8-23-5 = 2
Каждая рабочая ступень получается включением одного
фрикционного элемента. Так как число тормозов (Г) равно
пяти и число муфт — одной, то число ступеней, включая пря-
мую и задний ход, будет
^=CM4-1, (IV.3)
где См — число механических УТ СП.
Рис. IV.21. Кинематическая схема коробки передач
«Прага» и схема силового потока
Так как См = 5, то
/,=54-1=6.
Коробка имеет шесть передач. Выше было сказано, что
коробка передач с последовательным СП типа Коталь при
четырех механических УТ имеет 16 передач. Таким образом,
с точки зрения увеличения числа передач коробка с последо-
вательным СП по сравнению с коробкой с параллельным СП
имеет значительные преимущества. Зато в коробке передач
с параллельным СП значительно проще привод управления.
В табл. IV. 1 приведены данные коробки передач «Прага»
на передачах.
181
Таблица IVJ
Работа коробки передач «Прага»
№ передач Что включено Внешнее передаточное число короб- ки передач Какие точки работают Каким потоком пере- дается мощность
1 Г8 10,24 а, г Параллельным
II г, 4,08 в Последовательным
111 та 2,4 б’, в Параллельным
IV г, 1,6 Я, бу в Параллельным
V ф 1,0 Я, б, в Параллельным
зх л —6,92 в, д Параллельным
Из табл. IV 1 следует, что на разных передачах работает
разное число механических УТ; при этом на второй передаче
работает только одна УТ, через которую проходит весь СП
двигателя. На некоторых передачах имеются замкнутые по-
токи, в которых может происходить циркуляция мощности,
сопровождающаяся повышенными потерями в полюсах за-
цепления зубчатых колес и их повышенным износом.
Конструктивно коробки передач с параллельным СП с
двумя степенями свободы значительно сложнее коробок пе-
редач с последовательным СП, что объясняется большим
числом элементарных планетарных механизмов (при равном
числе ступеней) и сложной конструкцией деталей коробки,
осуществляющих связи между дифференциальными и плане-
тарными механизмами.
Особенностью конструкции коробки передач «Прага»
является наличие преселекторного устройства в приводе
управления коробкой, позволяющего заранее выбирать нуж-
ную передачу и переходить на нее тогда, когда это потре-
буется по условиям движения автомобиля. При этом пере-
ход осуществляется простым нажатием на педаль управле-
ния коробкой. Преселекторное устройство позволяет сокра-
щать время на переключение передач.
В коробке применяются тормоза с реактивной штангой
для разгрузки тормозных барабанов от радиальных усилий.
Заметим, что в планетарной коробке тормоз работает по-
стоянно и, следовательно, будет постоянно нагружать ра-
диальной нагрузкой подшипники тормозного барабана.
Так как тормоза находятся внутри картера коробки и к
ним нет доступа извне, то возникает необходимость их авто-
182
матической регулировки. На коробках Вильсона, как и на
коробке передач «Прага», применяются ленточные тормоза
со специальной автоматической регулировкой. Если между
лентой тормоза и тормозным барабаном возникает слишком
большой радиальный зазор, то достаточно сделать несколько
включений и выключений тормоза (тормозной педалью),
чтобы зазор уменьшился до нормального. Тормоза коробки
работают в масле. Ко-робка передач «Прага» хотя и сложна
по конструкции деталей, но по сравнению, например, с короб-
кой передач Хоббса очень компактна (коробка передач Хоббса
имеет автомат переключения передач; коробка «Прага» та-
кого автомата не имеет).
Смазка коробки передач осуществляется под давлением
специальными плунжерными насосами.
5. Дополнительные коробки
гидромеханических передач
Дополнительные коробки передач, применяющиеся
в гидромеханических передачах (ГМП), принципиально не
отличаются от основных коробок передач простого и плане-
тарного типа. Однако в конкретном исполнении конструк-
ций, особенно планетарных коробок, которые имеют преиму-
щественное распространение в ГМП, имеются существенные
особенности. ГМП с планетарными коробками получили ши-
рокое распространение как у нас, так и за границей на лег-
ковых и армейских многоприводных автомобилях высокой
проходимости.
Как и основная коробка передач, дополнительная состоит
из тех же основных элементов: картера, валов с опорами,
зубчатых колес, управляющих элементов.
Картер. Картер дополнительной коробки передач является
основой для монтажа всех ее деталей. Картеры выполняются
цельными без разъемов. Боковые стенки картеров имеют
окна со съемными крышками.
Картеры отливают из чугуна СЧ 21—40, СЧ 24—44 или
из сплавов алюминия АЛ4, АЛ9. Коробки с алюминиевыми
картерами примерно на 15—1'8% легче, чем с чугунными.
В нижней части картера делают окно, к которому кре-
пится масляный поддон, изготовленный штамповкой из мало-
углеродистой стали. Толщина стенок картера обычно со-
ставляет 6—7 мм.
В коробках большой мощности иногда вместо штампо-
ванного поддона в нижней части имеется маслозаборник,
отлитый заодно с картером.
Усиление картеров достигается ребрами жесткости и при-
менением промежуточных опор (внутренних перегородок).
183
.Внутренние перегородки, как правило, делают только в кар-
терах коробок большой мощности; в картерах коробок лег-
ковых автомобилей внутренние перегородки не ставят. При
конструировании картера необходимо обеспечить минималь-
ный зазор (20—30 мм) между вращающимися зубчатыми
колесами и внутренними стенками картера, с тем чтобы не
создавать значительных гидравлических потерь на перебал-
тывание масла.
Валы. Валы планетарных коробок передач изготовляются
или отдельно от зубчатых колес и соединяются с ними по-
средством шлицев, или заодно с зубчатыми колесами. Так
как планетарные коробки являются механизмами соосными,
то большинство валов делаются полыми и при сборке встав-
ляются один в другой. На валах управляющие элементы
(блокировочные муфты и тормоза) крепятся посредством
шлицев и реже шпонок. Шлицы применяются прямоуголь-
ного или эвольвентного профиля. Детали на валах центруют-
ся или по диаметру, когда требуется повышенная точность
установки, или по боковым сторонам шлицев, когда вал ра-
ботает в условиях переменного направления передаваемого
крутящего момента. При центровке по диаметру валы после
термообработки шлифуются, а шлицевое отверстие хонин-
гуется по внутреннему диаметру.
Для смазки зубчатых колес и подшипниковых опор в ва-
лах сверлят продольные и радиальные масляные каналы. На
наружной поверхности валов делают канавки для уплотни-
тельных колец, препятствующих вытеканию масла.
Для валов планетарных коробок, изготовленных отдельно
от зубчатых колес, применяют конструкционные стали: СТ-65,
40Х, 18ХНВА, 37ХСА, 40ХНМА; для валов, изготовленных
заодно с зубчатыми колесами, — стали 12ХНЗА, 20Х2Н4А,
18ХНВА и реже 37ХСА и 40Х. Валы, изготовленные из ста-
лей, содержащих примерно 0,35% углерода и более, подвер-
гаются цианированию и закалке токами высокой частоты в
масле с последующим отпуском для повышения предела
упругости и вязкости. Глубина слоя закалки 1,5—2 мм, глу-
бина слоя цианирования 0,1—0,25 мм, а его твердость по
Роквеллу HRC 48—52.
Валы, изготовленные из сталей с малым содержанием
углерода, подвергаются цементации, закалке в масле и от-
пуску. Глубина цементируемого слоя 0,5—1,5 мм. Цемента-
цию производят для повышения поверхностной твердости
валов и главным образом шлицевых соединений и шеек под
подшипники. После термической обработки твердость по
Роквеллу составляет HRC 52—62.
Опоры валов и их уплотнения. Главные валы планетар-
ных коробок передач разгружены от радиальных усилий, а
поэтому они устанавливаются преимущественно на двух опо-
184
рдх, в которых применяются подшипники скольжения и реже
подшипники качения. Так, в коробках передач автомобилей
ЗИЛ-135, МАЗ-535 и других применяют подшипники каче-
ния, в коробках передач легковых автомобилей с ГМП
«Волга», «Чайка», ЗИЛ-111 и во всех американских автомо-
билях— подшипники скольжения.
Сателлиты во всех планетарных коробках устанавли-
ваются на подшипниках качения, так как оии нагружены
значительными радиальными силами (в частности, центро-
бежной) и имеют высокие относительные скорости враще-
ния.
Подшипники скольжения представляют собой стальные
втулки, поверхность трения которых покрыта баббитом или
пористым хромом.
В опорах валов, где имеются осевые усилия, применяют
шариковые радиально-упорные и упорные подшипники, при
отсутствии осевых усилий — шариковые и роликовые под-
шипники, в опорах сателлитов — роликовые цилиндрические
и игольчатые подшипники иногда без обойм.
При установке вала на опорах следует предусматривать
возможность его температурного удлинения. С этой целью
вал и подшипник закрепляют от осевого перемещения только
с одного конца вала, второй конец должен иметь возмож-
ность свободно перемещаться в осевом направлении.
Опоры у выходных концов валов уплотняют. Для этого
применяются самоподжимные резиновые манжеты
(рис. IV.22), которые иногда дополняют уплотнительными
кольцами маслосгонной резьбой.
Так как уплотнительные чугунные кольца обладают не-
высокой герметичностью, их чаще ставят внутри коробки,
например, в местах соединения с гидротрансформатором или
на выходе масла из радиальных масляных каналов валов,
где необходимо поддерживать определенное давление и где
утечки масла вполне допустимы.
Поверхность вала, на которой работают уплотнительные
кольца, а также сами кольца покрываются пористым хро-
мом для лучшего удержания масла и повышения износо-
стойкости трущихся поверхностей.
Зубчатые колеса. В планетарных коробках применяют
зубчатые колеса с прямым и спиральным зубом. Колеса со
спиральным зубом обладают повышенной износостойкостью
и бесшумностью в работе.
В коробках ГМП автомобилей ЗИЛ-111, «Чайка», «Вол-
га» все колеса, включая и сателлиты, со спиральным зубом.
Колеса на валах устанавливают посредством шлицевого
или шпоночного (реже) соединения или свободно на ролико-
вых или игольчатых подшипниках.
185
Для прохода масла к подшипникам и полюсам зацепле-
ния колес в ступицах делают радиальные отверстия.
Солнечные и эпициклические зубчатые колеса изготов-
ляют из сталей 12ХНЗА, 35Х, 40Х, 2ОХ2Н4А, 18ХНВА, реже
из стали 37ХСА; сателлиты — из сталей 12ХЗА, 40Х; оси са-
теллитов— из сталей 12ХНЗА, 45.
Термическая и химико-термическая обработка зубчатых
колес, изготовленных из этих марок сталей, такая же, как
Рис. 1V.22. Манжетное уплотнение
и для валов. Твердость поверхностного слоя цементируемых
колес составляет HRC 52—62, а твердость сердцевины для
сталей различных марок HRC 30—40. Колеса цементируют
в печах с газовым карбюризатором. Закалку в масле производят
непосредственно после выхода из печи, охлаждение — на воз-
духе.
Закаливаемые стали с содержанием углерода более
0,35% (35Х, 37ХСА, 45, 40Х) подвергаются цианированию
(глубина слоя 0,1—0,25 мм). Твердость сердцевины не ниже
HRC 40. Зубчатые колеса, изготовленные из цементирован-
ных сталей, по сравнению с цианированными имеют более
твердую поверхность, менее подвергаются коррозии и пит-
тингу. Цианированные зубчатые колеса хорошо сопротив-
ляются истиранию, однако хуже выдерживают ударные на-
грузки.
Управляющие элементы (блокировочные муфты и тор-
моза). В современных планетарных коробках передач наи-
большее применение получили многодисковые блокировоч-
ные муфты с гидравлическим включением (рис. IV.23).
186
Муфта состоит из наружного 3 и внутреннего 1 бараба-
нов, соединенных посредством шлицев, шпонок или заклепок
с соответствующими валами коробки. Внутренние или на-
ружные поверхности этих барабанов шлицованные, иа шли-
цы надеваются стальные диски 4. Одни из них (обычно ве-
домые) покрыты металлокерамическими накладками и имеют
плоскую форму; другие — без накладок, имеют тарельчатую
форму с углом наклона конуса 1—2°. С помощью конусных
дисков достигается более плавное включение муфт. Толщина
дисков зависит от передаваемого крутящего момента, раз-
меров, их количества и колеблется в пределах 0,9—2 мм.
Толщина металлокерамических накладок 0,6—1,5 мм.
К наружному барабану прикрепляется упорный диск 2. Ме-
ханизм включения и выключения состоит из цилиндра 6,
поршня 7 с уплотнительным кольцом, пружин 5 и 8.
Муфты включаются давлением масла, создаваемым в бу-
стере. При этом поршни бустера, перемещаясь, сжимают
пакет дисков непосредственно или через тарельчатую пру-
жину 5. Для выключения муфт необходимо снять давление.
В муфте, представленной на рис. IV.23, а, после снятия
давления поршни отодвигаются пружинами 5 и 8. В муфте,
представленной на рис. IV.23, б, таких пружин нет. Поэтому
для предотвращения самопроизвольного включения дисков
под действием давления масла, оставшегося в бустере, в ци-
линдрах просверливают два-три отверстия 9 диаметром
0,8—2,5 мм. через которые масло вытекает наружу и оста-
точное давление снимается. Иногда в эти отверстия монти-
руют шариковый клапан.
В барабанах некоторых блокировочных муфт
(рис. IV.23, б) просверливают радиальные отверстия 10, че-
рез которые удаляется масло во время сжатия дисков. Это
масло уносит с собой продукты износа и одновременно охла-
ждает диски.
Давление масла, подаваемого в бустеры, на разных пере-
дачах различно и колеблется от 5 до 22 кГ)см2. что зависит
от величины расчетного момента фрикциона, площади порш-
ня и т. д.
Блокировочные муфты являются полностью разгружен-
ными, т. е. во включенном и выключенном положении они
не передают осевого усилия на соседние детали.
Гидравлическое управление муфтами позволяет распола-
гать их внутри картера коробки. Одновременно это исклю-
чает необходимость регулировок муфт в эксплуатации.
Детали муфт изготовляют из следующих материалов:
диски — из марганцовистой стали 65Г и стали 50; наружные
и внутренние барабаны — из серого чугуна или конструк-
ционной стали; поршни бустера — из алюминиевого сплава
(АЛ4). Состав металлокерамики для накладок дисков по
187
данным ГАЗ: меди — 60%, пульвербакелита— 8%, асбе-
ста— 9%, железа —4%, олова —10%, свинца —5%, гра-
фита —4 %-
Коэффициент трения (р) металлокерамики при работе в
масле и при температуре 100° С равен 0,12—0,15. Срок служ-
бы металлокерамических дисков планетарной коробки пере-
дач автомобиля «Чайка» составляет 200000 км пробега ав-
томобиля.
Серьезным недостатком, блокировочных муфт, работаю-
щих в масле, является возможность склеивания их дисков
при остывании масла, в результате чего в выключенном по-
ложении муфту может вести.
В дополнительных планетарных коробках применяются,
кроме муфт, ленточные и дисковые тормоза. Преимущество
отдается дисковым тормозам, и главным образом потому, что
в них конструктивно легко осуществляется гидравлический
привод. Кроме того, они имеют и ряд других преимуществ:
большую (практически неограниченную при применении
многодисковых тормозов) площадь трения, следовательно,
а
Рис. 1V.23. Многодисковые блокировочные муфты с гидравлическим
188
могут иметь большой тормозной момент, разгружены от ра-
диальных усилий, имеют равномерное распределение давле-
ния по фрикционной поверхности (в ленточных тормозах это
давление по окружности тормоза может изменяться почти
в шесть раз). Работа тормозов в масле позволяет их хорошо
охлаждать. Как правило, в коробках передач применяют тор-
моза одного типа, но бывают и исключения; в дополнитель-
ной коробке ГМП автомобиля ЗИЛ устанавливают два типа
тормозов — дисковые и ленточные.
Дисковые тормоза (рис. IV.24) устроены аналогично бло-
кировочным муфтам с той лишь разницей, что их наружный
барабан жестко закреплен на картере коробки. Кроме того,
включением (с отводной пружиной а и без отводной пружины ff)
189
во всех выполненных конструкциях дисковых тормозов уста-
новлены пружины (цилиндрические или тарельчатые), ото-
двигающие нажимной диск тормоза при выключении послед-
него. Поршни и цилиндры бустеров выполняются невращаю-
Рис. 1V.24. Дисковый тормоз с гидравли-
ческим включением
щимися.
Для изготовления
дисковых тормозов при-
меняются те же мате-
риалы, что и для изго-
товления блокировоч-
ных муфт.
Ленточные тормоза
делают одного типа: с
одним закрепленным
концом ленты («про-
стые») и с наиболь-
шим серводействием.
«Плавающие» ленточ-
ные тормоза в плане-
тарных коробках не
применяют, так как
здесь тормозные бара-
баны всегда вращаются
в одну сторону.
Ленточные тормоза
по конструкции проще
дисковых, однако не-
равномерное распреде-
ление давления вдоль
ленты приводит к не-
равномерному ее из-
носу. Кроме того, как
указывалось выше, при
торможении создается
радиальная нагрузка
на вал, что при не-
достаточной жесткости
вала может привести
к его прогибу, а сле-
довательно, к нарушению работы зубчатых колес и подшип-
ников коробки.
В качестве тормозных барабанов для ленточных тормо-
зов используются внешние барабаны фрикционных муфт,
наружные поверхности эпициклических зубчатых колес или
специально изготовленные барабаны.
На рис. IV.25 приведены простые ленточные тормоза пла-
нетарных коробок передач. Ленты тормозов затягиваются с
помощью специального сервоустройства (рис. IV.25,а). По-
190
3
Рис. IV.25. Ленточные тормоза планетарных коробок передач с сервоцилиндрами:
а — тормоз ступени переднего хода; б — тормоз ступени заднего хода
следнее состоит из цилиндра 2, в котором установлены трех-
ступенчатый поршень 1 и нижний поршень 7. Трехступенча-
тый поршень 1 имеет шток 3, на который надета пружина 4.
Нижний поршень 7 также имеет шток 5 и пружину 6. Масло
может подаваться в верхнюю полость /, среднюю // и ниж-
нюю HI. При подаче масла в полости / и // создаваемое усилие
от поршня действует на верхний шток 3, от которого оно через
пружину 4 передается на нижний шток 5 и затем посред-
ством рычагов — на ленту. В полость // масло подается от
масляных насосов с примерно постоянным давлением (7—
8 кГ/см2), а в полость / — от тех же насосов, но через дрос-
сельный клапан, связанный с дроссельной заслонкой карбю-
ратора. Величина давления масла в полости / зависит от
угла открытия дроссельной заслонки. Этим давлением опре-
деляется сила затяжки ленты тормоза. При включении пря-
мой передачи масло под давлением поступает в полость ///,
заполняет все внутреннее пространство поршней и совместно
с пружиной 6 преодолевает давление в полостях / и //, в ре-
зультате чего тормоз выключается, одновременно масло по-
дается в бустер блокировочного фрикциона (на рисунке не
показан) и включается прямая передача.
При нейтральном положении или включенной передаче
заднего хода масло в полости /, // и /// не подается, тормоз
выключается с помощью пружины 6. Поршни цилиндров
уплотняются чугунными кольцами.
На рис. IV.25, б показан сервоцилиндр тормоза заднего
хода. В цилиндре находится поршень 9, на который надета
втулка 10. В поршень вмонтирован тарельчатый клапан 8.
Масло подводится в цилиндр (р = 20-^22 кГ/см2) от золотни-
ка ручного управления. При выключенном тормозе шток
клапана упирается в выступ крышки цилиндра и сообщает
полость под поршнем с внутренней полостью /V. Первона-
чально затяжка ленты тормоза осуществляется поступаю-
щим в полость IV маслом. Усилие от втулки 10 на ленту пе-
редается через рычажную систему (/—54-8). После того как
втулка поршня осуществит частичное включение тормоза,
перемещается главный поршень 9 и полностью затягивает
ленту.
Масло, находящееся в полости IV, может частично выте-
кать наружу через два калиброванных отверстия во втул-
ке 10. Этим смягчается включение тормоза.
Тормозные ленты выполняют из углеродистых сталей.
К концам лент приваривают упоры. Чтобы ленты пружини-
ли, их закаляют до твердости J~IRC 28—33. Внутреннюю по-
верхность лент для уменьшения износа иногда подвергают
наклепу (дробеструйной обработкой). Типовые конструкции
дополнительных коробок передач, применяющихся в ГМП,
будут рассмотрены в гл. V.
192
6. Приводы управления коробками передач
Под приводами управления понимается устрой-
ство, обеспечивающее переключение передач в зависимости
от желания водителя или автоматически. Приводы управле-
ния состоят из механизма переключения, расположенного
непосредственно в коробке, рычага управления (или заме-
няющего его устройства — кнопочного коллектора, автома-
та), расположенного в кабине водителя, и связывающих их
деталей (тяг, рычагов) — собственно привода. В механизм
переключения входят рычаги, ползуны, валики, вилки, фик-
саторы, замки, синхронизаторы. Кроме того, могут также
входить различные виды гидро-, пневмо- или электро-
устройств (гидроаккумулятор, бустер, электромуфта), облег-
чающих или упрощающих (ускоряющих) процесс переклю-
чения передач.
К приводу управления следует отнести также различные
преселектирные устройства, которые уменьшают время, не-
обходимое на переключение передачи. Для этого процесс
переключения разделяется на две операции: предваритель-
ную и исполнительную. Во время предварительной операции
заранее выбирается передача, на которую предполагается
перейти. Процесс же перехода осуществляется какой-нибудь
простой и кратковременной операцией (например, нажатием
на педаль и отпуском педали). Это сокращает время соб-
ственного переключения передач, облегчает процесс пере-
ключения и тем самым делает автомобиль более динамич-
ным, приемистым.
Привод управления может быть автоматизирован. Как
указывалось выше, автоматизация переключения передач
нужна в гидропередачах для обеспечения их экономичной
работы, а также при большом количестве передач в короб-
ке. В автоматизированном приводе главными элементами
являются датчики, настроенные на скорость движения авто-
мобиля и на сопротивление его движению или только на
скорость. Датчиком скорости движения является центробеж-
ный регулятор, связанный с ведомым валом коробки пере-
дач. Датчиком сопротивления (крутящего момента) являет-
ся педаль управления дроссельной заслонкой двигателя, ко-
торая и связывается с автоматом переключения. Автомати-
зированный привод устанавливается в ГМП легковых авто-
мобилей высшего класса: ЗИЛ-111, «Чайка» и др. Обычно
автоматизированный привод дублируют приводом непосред-
ственного действия или командным (кнопочным) приводом.
Этим приводом приходится, например, пользоваться при
движении по скользким дорогам, когда вследствие большого
7-2921
193
буксования колес возможно автоматическое включение выс-
шей передачи.
Приводы управления коробкой передач должны отвечать
определенным требованиям: должны обеспечивать легкое и
простое управление коробкой передач, малое время на пере-
ключение передач, должны быть надежны в эксплуатации,
иметь минимальное количество регулировок.
Для автоматизированного привода, кроме того, требуют-
ся обеспечение высокой динамики автомобиля, экономично-
сти его работы, отсутствия цикличности при переключении
передач (самопроизвольное, цикличное переключение пере-
дач с низшей на высшую и наоборот), дублирование авто-
мата приводом непосредственного действия.
Чтобы избежать цикличности переключения, система
должна обеспечивать равенство сил тяги на колесах автомо-
биля до и после переключения передач при постоянном по-
ложении педали подачи топлива. Этому требованию в наи-
большей степени удовлетворяет привод управления с регу-
лированием автомата по двум параметрам — по скорости и
по моменту.
Рассмотрим типовые конструкции приводов управления.
Привод непосредственного действия. На рис. IV.4 пока-
заны коробка передач автомобиля ГАЗ-66 и ее привод управ-
ления. Этот привод является приводом непосредственного
действия. Здесь рычаг управления установлен на коробке
передач и имеет шаровую опору; нижний конец рычага со-
единяется с ползунами, к которым прикреплены вилки пере-
ключения. Вилки передвигают корпус синхронизатора или
зубчатые колеса. В механизме переключения имеются фик-
саторы, не позволяющие передачам самопроизвольно вклю-
чаться или выключаться, а также замки, предохраняющие
коробку от одновременного включения двух передач. Для
предотвращения ошибочного включения передачи заднего
хода служит пружинный упор: чтобы включить передачу
заднего хода, надо рычагом управления преодолеть этот
упор.
Иногда по компоновочным соображениям двигатель с ко-
робкой передач выносится вперед на значительное расстоя-
ние от сиденья водителя. В этом случае применяют дистан-
ционный привод (рис. IV.26). Особенностью дистанционного
привода является необходимость установки в нем фиксаторов
не только в механизме переключения, но и в кулисе рычага
управления.
Привод с избирателем. На рис. 1V.27 представлен пресе-
лекторный привод планетарной коробки передач «Прага», а
на рис. IV.28 —его принципиальная схема.
Избиратель состоит из фигурного валика 7 (рис. IV.28)
переключения, кулачкового валика 5, на который под различ-
194
Рис, IV.26. Дистанционный привод управления
коробкой передач
7*
195
ными углами посажены кулачки 3 и клавиши 4, прижимаю-
щиеся к валику 7 пружинами 6. Клавиши соединены рычаж-
ками 9 с переводными валиками 1 коробки передач. Кроме
того, имеются отжимные пружины 8, назначение которых вы-
водить клавишу из продольного паза валика 7, и возвратная
пружина 10. Валик 7 переключения соединен рычагами и
тягами с центральной включающей пружиной и педалью
управления коробкой передач. На кулачковом валике имеет-
Рис. IV.27. Преселекторный привод (с механическим
избирателем) планетарной коробки передач «Прага»
ся рычаг 2 избирателя, поворотом которого избирается нуж-
ная передача в коробке.
Процесс переключения передач происходит следующим
образом. Водитель рычагом 2 устанавливает нужную ему пе-
редачу. Соответствующий кулачок поворачивается и через
пружину 6 прижимает клавишу данной передачи к фигур-
ному валику. Одновременно освобождается своим кулачком
клавиша включенной передачи. Однако передача переклю-
читься не может, так как клавиша остается утопленной в
пазе фигурного валика. Достаточно теперь в нужный момент
нажать на педаль управления коробкой передач, чтобы фи-
гурный валик 7 повернулся и клавиша подготовляемой пере-
дачи вошла в паз, а клавиша выключенной передачи вышла из
паза. При отпускании педали управления под действием
включающей пружины фигурный валик повернется и вклю-
чившаяся клавиша приподымется, передача переключится.
Управляющими элементами коробки являются ленточные
тормоза. Тормоза двойные с реактивной штангой, разгру-
196
жающей барабан от радиальной нагрузки. Тормоза имеют
специальные гайки с пружинками, с помощью которых осу-
ществляется автоматическое регулирование тормозов (для
этого надо несколько раз выжать педаль управления короб-
кой).
Рис. IV.28. Принципиальная схема избирательного привода уп-
равления коробкой передач «Прага*
Командный привод. Командным называется такой привод,
когда водитель сам не затрачивает усилия на переключение
передач, а дает лишь команду к переключению, например,
нажатием на соответствующую кнопку контроллера управ-
ления. Переключение же осуществляется каким-либо посто-
ронним источником энергии — гидронасосом, электродвигате-
лем и т. д.
На рис. IV.29 приведена схема командного привода, раз-
работанного НАМИ для простой пятиступенчатой коробки
передач с синхронизаторами.
Управление коробкой осуществляется с помощью кон-
троллера, установленного на рулевой колонке автомобиля.
На крышке коробки смонтирован пневмоцилиндр 5 переклю-
чающего механизма. В цилиндре находится пружина 6, воз-
вращающая шток 1 цилиндра в нейтральное положение. Для
выключения сцепления служит диафрагменная камера. Со-
леноид служит для введения вилки 2 в зацепление с ползу-
ном выбранной передачи.
197
s
Конечные включатели
Развертка
контроллера
^От компрессора
Ресивер (5Л. lorn)
Диафрагма
выключения
сцепления
Н дроссельной
заслонке
Педаль
акселератора
плавного
включения сцепления
низма
Рис. IV.29. Схема командного привода управления с электропнев магическим включением передач
Злектроклолоны пере-
мещающего меха-
Соленоиды ус-^
тона вливающе-
го механизма
Клапан
выключения
сцепления
В атмосферу
Центральный контакт
Редукционный клапан
Работа привода при включении, например, первой пере-
дачи происходит следующим образом. При перемещении ру-
коятки контроллера в положение «I» замыкается электриче-
ская цепь соленоида 3, который отклоняет вилку 2 и вводит
ее в зацепление с ползуном первой передачи и передачи
заднего хода. После этого через один из конических включа-
телей и контроллер замыкается цепь электромагнита 4, ко-
торый открывает воздушный клапан и пропускает воздух из
ресивера в силовой цилиндр. Шток 3 перемещается и вна-
чале открывает клапан сцепления, которое выключается, а
затем включает передачу. Для последующего включения
сцепления необходимо нажать на педаль подачи топлива.
При отпущенной педали клапан сцепления закрыт и сцепле-
ние остается выключенным. Ползун в положении включен-
ной передачи удерживается давлением воздуха в силовом
цилиндре.
Привод управления имеет дополнительную рукоятку, с
помощью которой можно механически включить первую пе-
редачу и передачу заднего хода в случае выхода из строя
основной переключающей системы.
Автоматический привод. Автоматический привод обычно
имеет весьма сложное устройство. Поэтому вначале следует
рассмотреть принципиальную, наиболее упрощенную схему
привода и по ней ознакомиться с принципом его работы.
Применяемые на автомобилях автоматические системы
управления осуществляют переключение передач в зависи-
мости от двух параметров: скорости автомобиля и угла от-
крытия дроссельной заслонки; поэтому привод должен иметь
датчик скорости и датчик положения дроссельной заслонки.
На рис. IV.30 представлена принципиальная схема автома-
тического привода управления планетарной коробкой пере-
дач, где: 1 — педаль дроссельной заслонки, 2 — редукцион-
ный клапан, 3 — масляный насос, 4 — центробежный регуля-
тор, 5 — клапан переключения передач, 6 — гидроцилиндр
тормоза низшей передачи, 7—гидроцилиндр фрикциона выс-
шей передачи, 8 — датчик нагрузки (силовой регулятор), 9 —
кулачок привода.
Рассмотрим процесс автоматического переключения с
низшей передачи на высшую. На низшей передаче золотник
клапана переключения 5 смещен вправо и соединяет нагне-
тающую магистраль насоса 3 с гидроцилиндром тормоза
низшей передачи. Полость гидроцилиндра 7 фрикциона при
этом положении золотника соединена со сливным отвер-
стием.
Датчиком скорости является центробежный регулятор 4,
связанный с ведомым валом коробки передач. Золотник ре-
гулятора 4. вращаясь вместе с ведомым валом, под дейст-
вием центробежной силы смещается к периферии, преодоле-
199
вая сопротивление пружины и давления масла на торец ле-
вого пояска золотника. При этом изменяется проходное се-
чение сливного отверстия а и, следовательно, изменяется
величина давления масла на правый торец золотника кла-
пана 5 в зависимости от скорости движения.
Силовой регулятор связан с приводом к дроссельной за-
слонке и изменяет давление масла на левый торец золот-
ника клапана 5 пропорционально углу открытия дроссельной
заслонки.
Рис. 1V.30. Принципиальная схема автоматического привода управления
коробкой передач
Чем больше открыта дроссельная заслонка, тем дальше
вправо смещается золотник регулятора, тем меньше выте-
кает масла через сливное отверстие б. Поэтому чем больше
открыта дроссельная заслонка, тем больше будет давление
масла на левый торец золотника клапана 5. Если при дан-
ном угле открытия дроссельной заслонки скорость автомо-
биля возрастет настолько, что давление масла на правый то-
рец золотника будет больше давления на левый торец, то зо-
лотник смещается влево (положение, показанное на рис. IV.30),
в результате чего включается фрикцион и выключается тормоз
низшей передачи.
Рассмотрим теперь реальный автоматический привод
управления на примере гидромеханической передачи авто-
мобиля «Волга» (рис. IV.31). Управление коробкой передач
осуществляется с помощью рычага, установленного на ру-
левой колонке и имеющего четыре положения: Н — ней-
тральное; Д —движение вперед; П — понижающая передача;
ЗХ — задний ход.
200
В положении «Д» происходит автоматическое переклю-
чение со второй передачи на третью и наоборот. (В ГМП ав-
томобиля «Чайка» автоматизировано включение всех пере-
дач.)
В привод управления ГМП автомобиля «Волга» входят:
передний 10 и задний 11 насосы с регулятором 9 главного
давления и регулятором 8 давления подпитки гидротранс-
Рис. 1V.31. Гидравлическая система гидромеханической пере-
дачи автомобиля «Волга*
форматора, скоростной регулятор 12, силовой регулятор 27,
золотник 26 ручного переключения, клапан 14 переключения
и система компенсационных и блокировочных клапанов (4, 5,
7, 17, 18, 31).
Передний насос 10 приводится во вращение от вала на-
соса гидротрансформатора 1 и создает давление масла в
главной магистрали 20 при трогании с места и движении с
малой скоростью. При большой скорости автомобиля давле-
ние в системе создается задним насосом 11, связанным с ве-
домым валом коробки, а передний насос используется для
подачи масла в гидротрансформатор и для смазки деталей
коробки.
201
Переключение с одного насоса на другой, а также изме-
нение давления в главной магистрали 20 осуществляются
клапанами 33 и 34, регулятором 9 главного давления, ком-
пенсационным клапаном 3/ и его редукционным клапаном 32.
Скоростной регулятор 12 центробежного типа, установлен
на ведомом валу коробки передач, с главной магистралью 20
может быть соединен через золотник 26 и канал 24, кана-
лом 13 скоростной регулятор постоянно связан с правой по-
лостью клапана 14 переключения.
Силовой регулятор 27 состоит из двух золотников 21 и
23, между которыми установлена пружина. На передний зо-
лотник 23 действует рычажок, связанный с приводом дрос-
сельной заслонки, а на задний золотник 21 — плоская пру-
жина. Масло из главной магистрали к силовому регулятору
подводится непосредственно по каналам 22 и 36 или через
золотник 26 по каналу 35. От силового регулятора масло от-
водится по каналу 37 к левой полости клапана 14, а также
к клапанам 4, 17, 32.
Золотник 26 ручного переключения связан с рычагом на
рулевой колонке, который может быть установлен в одном
из четырех положений: «Н», «Д», «П» и «ЗХ».
Если рычаг установлен в положение «Н», то второй спра-
ва (рис. IV.31) поясок золотника 26 перекрывает канал 38,
в результате чего масло из главной магистрали 20 не под-
водится к фрикционам и тормозам коробки, гидроцилиндры
которых соединены со сливом каналами 15 и 16 через кла-
пан 14 и золотник 26; поэтому ни одна из передач не вклю-
чена. Часть масла из главной магистрали подается на под-
питку гидротрансформатора 1.
При установке рычага переключения в положение «Д»
золотник 26 занимает положение «I», при котором масло из
главной магистрали через золотник 26 и канал 24 подво-
дится в гидроцилиндр 2 переднего фрикциона, в результате
чего фрикцион включается. Из канала 24 через каналы 19,
6 и клапан 4 масло поступает в левую полость гидроцилин-
дра 28. Поскольку правая полость этого гидроцилиндра че-
рез канал 16 и отверстие а клапана 14 связана со сливом,
тормоз 29 включается.
Таким образом включается вторая передача, на которой
может производиться трогание с места и последующий раз-
гон автомобиля. При этом величина давления в левой поло-
сти гидроцилиндра 28 устанавливается клапаном 4 в зависи-
мости от угла открытия дроссельной заслонки, в результате
чего обеспечивается плавное трогание автомобиля с места
па второй передаче. Золотник клапана 14 под действием
пружин и давления масла на его левый торец находится в
крайнем правом положении. Величина давления масла в ле-
вой полости клапана 14 устанавливается силовым регулято-
202
ром 27 в зависимости от угла открытия дроссельной заслон-
ки. При малом открытии дроссельной заслонки левая по-
лость клапана 14 через каналы 40 и 35 и золотник 26 соеди-
нена со сливным отверстием б; поэтому уже при небольшой
скорости автомобиля (около 20 км!ч) в правой полости кла-
пана 14 создается давление, достаточное для смещения зо-
лотника клапана 14 влево. При этом золотник занимает
положение, показанное на рис. IV.31. Масло из главной
магистрали 20 через канал 25, клапан 14 и канал 16 подво-
дится в гидроцилиндр 3 фрикциона. Одновременно из кана-
ла 16 через клапан 17 масло поступает в правую полость
гидроцилиндра 28, в результате чего тормоз 29 выключает-
ся. Таким образом включается третья (прямая) передача.
При увеличении открытия дроссельной заслонки задний
золотник 21 силового регулятора смещается вправо, увели-
чивая проходное сечение, через которое масло из главной
магистрали поступает к левому торцу клапана 14 переклю-
чения. Поэтому с увеличением открытия дроссельной заслон-
ки скорость автомобиля, при которой золотник клапана 14
переместится влево, т. е. включится третья передача, увели-
чивается. Если давление на правый торец золотника клапа-
на 14 недостаточно (дроссельная заслонка открыта полно-
стью, а скорость автомобиля мала, что может быть при дви-
жении на подъем), то золотник клапана переключения пере-
мещается вправо и включается вторая передача. Причем
скорость автомобиля, при которой произойдет переключение
с третьей передачи на вторую, значительно меньше, чем ско-
рость, при которой происходило переключение со второй пе-
редачи на третью, если сохраняется неизменным положение
дроссельной заслонки. Это делается во всех автоматических
приводах для того, чтобы случайные колебания педали
управления дроссельной заслонкой и скорости движения
автомобиля не вызывали неоправданных переключений пере-
дач. Педаль управления дроссельной заслонкой может пере-
мещаться и после полного ее открытия, что необходимо для
принудительного включения второй передачи, например, при
обгоне на подъеме, когда ускорение на прямой передаче не-
достаточно. В этом положении передний золотник 23 пере-
крывает канал 35 и соединяет среднюю полость силового ре-
гулятора с главной магистралью, в результате чего давление
иа левый торец золотника клапана переключения увеличи-
вается; включается вторая передача, и переключение на тре-
тью передачу произойдет только при скорости более 75 км/ч.
Моменты переключения передач в зависимости от скоро-
сти автомобиля и положения дроссельной заслонки для каж-
дого автомобиля и автоматического привода обычно пред-
ставляются в виде характеристики переключения передач
(рис. IV.32), которая представляет собой графическую зави-
203
симость между скоростью движения автомобиля и удельной
силой тяги по двигателю <рд, определяемыми на каждой пере-
даче при различных углах открытия дроссельной заслонки а
расчетом или по данным испытаний ГМП.
На рис. IV.32 кривая АБВ определяет моменты автома-
тического переключения со второй передачи на третью при
углах а от 0 до 80°. Точка А и вертикальный участок кри-
вой АБВ соответствует моментам переключений при малых
Рис. IV.32. Характеристика переключения передач ГМП
углах открытия дроссельной заслонки (до 18°). При полном
открытии дроссельной заслонки (а = 80°) переключение про-
исходит в точке Б, т. е. при скорости 65 км/ч. Если педаль
нажата за положение полного открытия дроссельной за-
слонки, то переход со второй передачи на прямую произой-
дет при скорости автомобиля около 77 км/ч, которой соответ-
ствует точка В. Точка Г соответствует переключению со вто-
рой передачи на прямую при а = 40°.
Кривая А'Б'В' определяет обратные переключения с пря-
мой передачи на вторую. При выжатой до упора педали
204
дроссельная заслонка открыта полностью, клапан принуди-
тельного включения второй передачи открыт, поэтому включе-
ние второй передачи произойдет при сравнительно высокой
скорости движения (—50 км/ч) в точке В'.
Из характеристики переключения передач видно, что при
больших углах открытия дроссельной заслонки переключение с
прямой передачи на вторую происходит только при значи-
тельном падении скорости автомобиля в точке Б' (у=33 км/ч).
При малых открытиях дроссельной заслонки разница в
скоростях прямых и обратных переключений значительно
меньше (точки А и А').
Имея построенную характеристику переключения передач
и пользуясь методом, разработанным В. А. Петровым, мож>но
рассчитать необходимые характеристики силового и скорост-
ного регуляторов, а по ним создать конструкцию этих регу-
ляторов.
На характеристике переключения характерные точки А,
А', Б, В выбираются на основании практики. Например, точ-
ка В соответствует переключению передач в легковых авто-
мобилях при высоких скоростях движения (70 км/ч и более),
что позволяет увеличить ускорение при разгоне за счет более
высокой удельной силы тяги на второй передаче.
Для обеспечения экономичной работы двигателя точку Б
иногда смещают по кривой <рд в область пониженных скоро-
стей. Точка А соответствует переходу с понижающей передачи
на прямую при плавном увеличении скорости автомобиля —
обычно до 20—30 км/ч. Точка А' характеризует переход с пря-
мой передачи на понижающую при движении автомобиля на-
катом. Скорость автомобиля в этой точке составляет от 14 до
20 км/ч.
Таким образом, задаваясь соответствующими точками на
характеристике, можно улучшать топливную экономичность
автомобиля и ею тяговые свойства. Понижающая (первая)
передача и передача заднего хода включаются установкой
в соответствующее положение рычага переключения.
Если рычаг находится в положении «П» (понижающая
передача), золотник 26 ручного переключения занимает по-
ложение <П» (рис. IV.3I). В этом положении масло из глав-
ной магистрали 20 через золотник 26 поступает в гидроци-
линдр 2 фрикциона. Одновременно с этим через каналы 38 и
39 масло подается к клапану 7, к компенсационному клапа-
ну 18 тормоза первой передачи и через него к гидроцилин-
дру 30 заднего тормоза. Таким образом включается перед-
ний фрикцион и .затягивается задний тормоз, что соответ-
ствует включению первой передачи. Компенсационный кла-
пан 18 изменяет давление масла, подаваемого в гидроци-
линдр 30, в зависимости от степени открытия дроссельной
заслонки. Клапан 7 предотвращает переход с третьей пере-
205
дачи непосредственно на первую при скорости автомобиля
более 40 км/ч в случае перемещения рычага из положени
«Д» в положение «П».
7. Раочет коробок передач
Как мы видели выше, схемы коробок передач, при-
меняющиеся в армейских автомобилях, сложны. Наибольшую
сложность представляют планетарные коробки передач с па-
раллельным СП. Расчет этих коробок, и особенно их синтез
(построение схемы коробки), требует изучения специальной
литературы и применения специальных методов расчета.
Здесь мы пользуемся для расчета коробок передач общим ме-
тодом, который дает ТСП.
Вначале будет рассмотрен кинематический, а потом ста-
тический расчет коробки.
Кинематический расчет коробок передач.
Простая одноточечная коробка. В простой
коробке внутренние передаточные числа равны внешним, а
последние определяются из тягового расчета. Таким обра-
зом, внутренние передаточные числа коробки являются из-
вестными. Тогда геометрические параметры коробки опреде-
ляются следующим образом.
Величину межцентрового расстояния валов До ориенти-
ровочно находят по эмпирическим формулам:
для трехступенчатых одноточечных коробок передач лег-
ковых автомобилей
з
ЛоЖ2бИЛ/дгаах [жл]; (IV.4)
для четырехступенчатых коробок передач грузовых автомо-
билей
з______
ДЖ40ГХ™, [мм\, (IV.5)
для коробок грузовых автомобилей с большим числом сту-
пеней
3 _____
Л0~83ЮИдта1 [мм},
где А1дтах — максимальный крутящий момент двигателя,
кГ ‘М.
Модули (в нормальном сечении) зубчатых колес можно
подобрать по ГОСТ 9563—60 или определить по табл. 1V.2.
206
Таблица IV.2
Модули зубчатых колес коробок передач
Мд max » КГ'М Модуль, мм
5—10 2,25—2,5
10—20 2,75-3,0
20-40 3,0—3,75
40—80 3,75-4,5
80-100 4,5-6,0
Обычно все зубчатые колеса коробки имеют одинаковые
модули. В некоторых коробках («Кировец») колеса низших
передач имеют больший модуль на 0,25—0,5 мм.
Число зубьев колес определяется по известному переда-
точному числу на /-й передаче при одинаковых модулях:
'<=-& (IV.6)
Нечетные индексы (1, 3, ...) принадлежат ведущим ко-
лесам, четные — ведомым. Здесь некоторым числом зубьев
надо задаться. Зубчатое колесо первичного (ведущего) вала
Z] обычно имеет 17—27 зубьев. Передаточное число между
парой колес постоянного зацепления первичного и промежу-
точного валов составляет 1,6—2,5. Тогда определяется Zz.
Число зубьев колеса первой передачи промежуточного вала,
например Z3, выбирается минимальным и составляет 13—
17 зубьев; тогда определяется Z,— число зубьев колеса пер-
вой передачи вторичного вала, которое обычно равно 40—
65. Для одноточечных двухвальных коробок минимальным
числом зубьев на ведущем валу на первой передаче задают-
ся в пределах 13—17.
Передаточное число пары зубчатых колес должно быть:
на низшей передаче — не более 3,5—4,0, на высших переда-
чах—0,6—0,8. Далее определяется диаметр начальной
окружности колес:
Db — m,Z (IV.7)
и проверяется межцентровое расстояние:
А = ^-+-2Z1)m . (IV.8)
Планетарная одноточечная коробка. На рис. IV.33, а пред-
ставлена кинематическая схема трехступенчатой планетар-
ной коробки и ее схема СП. Включая тормоза Т\, или
фрикционную муфту Ф, будем получать передачи в коробке.
207
Согласно ТС'П обобщенная характеристика механической
УТ будет
® шт + (^hm — 1) «>о “ 0.
я ят т ’ \ ят J Р
Обозначим индексом р управляющий элемент (p = Ti или Тц).
6
Рис. IV.83. Кинематическая схема одно-
точечной планетарной коробки передач
Коробка включена, если <f>Zj ”0 или <ог> =0. Тогда будем
иметь при шр=0
— внешнее передаточное число коробки на данной сту-
пени;
или in (включением Ф получаем прямую передачу). Но
1 ^тр
где^ и /^—-внутренние передаточные числа.
208
Тогда получим расчетную формулу для определения вну-
треннего передаточного числа:
4^=4. (IV.9)
1 1тр
Пример. Имеем = 6,25; ia = /п ₽ 3,8; /ш = 1.
Решение. Примем согласно рис. 1V.33,a m«0, р^Т^^
Из формулы (IV.9)
1 — Ло
----£ = 1 — /п - 6,25;
1___/ 13 1 *
1 *03
-~Л2 = 1— А2 = 3,8.
1- *02 1
Отсюда
/12 = — 2,8; /j3 = 5,25.
Коробка передач должна иметь разноименное зацепление
зубчатых колес 1 и 2 и 1 и 3. Так, если колесо 1 солнечное
(с внешним зацеплением), то колеса 2 и 3 должны быть эпи-
циклические (с внутренним зацеплением) (рис. IV.33,6).
Изменить направление вращения колес можно и так, как это
сделано в коробке передач Хоббса, т. е. введя дополнитель-
ную шестерню между сателлитами.
Зная внутреннее передаточное число,определяем радиусы
колес. Имеем равенство
Г | __ а== ZBmZ*
lmk\~ BkAm
где
mZk, m
= 2 ’
о mZBk, m #
2 ’
ZKm — числа зубьев цилиндрических колес k и m;
ZBk 'rf — числа зубьев сателлитов, сцепленных с колесами
k и т\
тп — модуль зубьев.
В уравнении (IV.10) числом зубьев некоторых колес сле-
дует задаться. Минимально допустимое число зубьев для
неукороченного (нормального) зуба принимается Zrnln=17,
для укороченного (коррегировапного) Zmin=14, для сателли-
тов Zmin^lO. Чтобы планетарную коробку можно было со-
брать, т. е. ввести в зацепление все зубчатые колеса, должны
соблюдаться три условия: сборки, соседства и соосности. На
этих условиях мы остановимся ниже.
209
Многоточечная коробка (простая и планетарная) с после-
довательным СП. Согласно ТСП многоточечная коробка с
последовательным СП имеет вполне определенный закон
разбивки передаточных чисел, а именно — по геометрической
прогрессии. Знаменатель прогрессии определяется по фор-
муле
= (iv.il)
где dK— кинематический диапазон коробки;
/’—число передач.
яя? яяя?
Рис» IV.34. Многоточечная коробка передач с по-
следовательным СП
Если в СП входят УТ-а, УТ-б, УТ-e и т. д., то
Р ~ РаРбРв , (IV. 12)
где ра, рб и т. д. — число передач в узловой точке. Если каж-
дая УТ имеет две передачи (рис. IV.34), то
/> = 2П,
где п — число УТ, входящих в СП.
Внешние передаточные числа УТ-а, УТ-б, УТ-e и
определяются из следующих рядов [2]:
4:1; q-, q2\......................, qPa~i-,
l6 : 1; qPa-, q2pa-...............;
(IV.13)
т. д.
(IV.14)
_p_ _2p P(rn-1)
4:1; q”n \ qPn\.....................; q p" .
Здесь передаточное число, равное единице, получается бло-
кировкой данной УТ. Если СП имеет УТ, каждая из кото-
рых дает две передачи (в том числе одну прямую,
рис. IV.34), то предыдущие ряды перепишутся в таком виде:
4-1, q-
i6-\, q*
(IV.15)
4:1, q*1-'.
210
Для трехточечной коробки
ia = 1. Я', 4 = 1, Я* 4 = 1, Я*-
Для четырехточечной коробки
4=1, Я\ 4 = 1, Я* 4=1, Я*‘, 4 = 1, Я*-
Чтобы коробка имела ускоренную передачу, в один из ее
рядов должен входить знаменатель q с отрицательной сте-
пенью. Так, разделив первый ряд в формуле (IV.15) на q,
получим
1а'-Я~\ 1;
4:1,
Если ряд поделить на q1, то получим две ускоренные пере-
дачи и т. д.
Ускоренная передача получается в УТ-а, когда все
остальные точки блокированы (для приведенного выше слу-
чая одной ускоренной передачи).
Зная внешние передаточные числа отдельных УТ, нетруд-
но определить и их внутренние передаточные числа (см. рас-
чет одноточечной простой и планетарной коробки). При этом
следует иметь в виду, что абсолютное значение внутреннего
передаточного числа однорядного эпицикла будет в пре-
делах
5>|4'2|>,-4. (IV.16)
В индексе первая цифра (1) обозначает солнечное колесо,
вторая цифра (2) — эпицикл. Механизмы наименьших раз-
меров получаются при ij2 = —3. Этому передаточному числу
соответствуют следующие пределы внешних передаточных
чисел:
0,4 > > 0,17;'
1,7 > z™ > 1,2;
0,83 > z»> > 0,58;
6>z<2)>2,4;
-1,4 > > -5.
(IV.17)
Чтобы уменьшить моменты на валах и зубчатых колесах, а
также на управляющих элементах, надо УТ в СП размещать
в порядке возрастания внешних передаточных чисел.
Если внутренние передаточные числа не укладываются в
приведенные границы, то можно в отдельных УТ отказаться
от однорядного эпицикла, заменив его двухрядным или ме-
ханизмом с внешним зацеплением (эти механизмы конструк-
211
тивно сложнее однорядного эпицикла, поэтому их исполь-
зуют редко).
Многоточечная планетарная коробка с параллельным СП
(синтез коробок передач). Коробка с параллельным СП не
имеет заранее известной схемы СП, так как связи между УТ
можно осуществлять по-разному. Таким образом, для одних
и тех же внешних передаточных чисел можно получить бес-
численное множество схем СП. Однако не все эти схемы бу-
дут пригодны, чтобы по ним построить кинематическую схе-
му коробки. Одни будут иметь очень низкий к. п. д. на неко-
торых передачах или недопустимо высокие
скорости враще-
Рис. IV.35. Типы звеньев силового потока коробки
ния валов; в некоторых СП, имеющих замкнутые контуры,
может возникать циркуляция мощности и т. д. Таким обра-
зом, задача расчета коробки сводится в первую очередь к
выбору из большого количества вариантов СП одного наи-
более рационального.
Сгруппируем механические и разветвляющие УТ в
звенья, представленные на рис. 1V.35. Будем иметь четыре
звена, которые условимся обозначать индексами 12, 21 ит. д.
Здесь первая цифра указывает на количество механических
точек в звене, вторая — на количество разветвляющих точек.
Чтобы получить СП коробки, надо соединить между собой
звенья связывающими потоками. При этом часть потоков
должна остаться свободной: один поток входной, один — вы-
ходной и в зависимости от числа степеней свободы коробки
и числа передач несколько управляемых потоков.
Если в коробке используются все возможные ступени и
в СП входят только элементарные (трехпоточные) УТ с дву-
212
мя степенями свободы и их количество минимальное, то число
звеньев S, входящих в СП, определится по формулам:
для числа управляющих элементов
Лу>2(к„-1)
*5*22 = U
*5*зз= К 2;
~ Лу 2 1);
для
пу < 2 (Ха 1)
^22 = Ь
*5зз= пу л
5*215=5 2 (Xtf 1) /гу.
(IV.18)
(IV. 19)
Число управляющих элементов определяется из формулы
Лу (Лу 1) . •. (Лу 4" 2)
р = 1 2- ... • (Хй —1)
где р — число передач в коробке.
При проектировании коробки заданными величинами яв-
ляются р и Тогда из формулы (IV.20) определится пу.
В СП любой коробки всегда входит одно звено 22, являю-
щееся как бы ядром СП. Наращиванием (добавлением)
звена 12 в СП можно увеличивать число управляющих эле-
ментов и, следовательно, число передач коробки. Для этого
вначале определяют схему на три-четыре передачи, а затем
ее наращивают.
При составлении из звеньев СП следует придерживаться
следующих основных рекомендаций.
1. Признаком пригодности схемы с двумя степенями сво-
боды является отсутствие закрытых потоков, т. е. потоков,
не имеющих выхода наружу непосредственно или через раз-
ветвляющую УТ. Так, на рис. IV.36, а все потоки имеют
внешний выход. Нельзя, например, соединить потоки al и 61
или al и el, схема будет непригодна для коробки.
2. При трех степенях свободы, наоборот, каждая механи-
ческая УТ должна иметь хотя бы один закрытый поток.
3. Нецелесообразно пользоваться СП, у которых все или
большая часть точек работают одновременно на ступенях,
это приводит к снижению к. п.д. СП.
4. Входной поток желательно передавать через развет<
вляющую УТ, чтобы не нагружать полной мощностью меха-
ническую УТ (рис. IV.36,б). Поэтому СП с входным потоком
на механическую УТ сразу отбраковывается.
213
Часть механических УТ в СП можно заменить на кине-
тические (зубчатые механизмы заменяются блокировочными
муфтами).
Рис. IV.36. Звеньевая структура (а) и
силовой поток (5) трехступенчатой ко-
робки
Число заменяемых УТ равно
CK = X„-1. (IV.21)
Так, согласно рис. IV.37, а и б можно заменить механи-
ческие УТ-б и УТ-б на кинетические. Нельзя заменять УТ-а
Рис. IV.37. Замена технической УТ на кинетические
я УТ-г, так как они имеют три рабочих потока, а кинетиче-
ская точка — только два. Следует также придерживаться
таких правил: нельзя заменять больше одной точки в звене 22
214
и больше двух точек в звене 33, в противном случае часть
передаточных чисел коробки будет повторяться; желательно
заменять точки в звене 22, так как это дает блокировку СП
и, следовательно, высокий к. п. д. коробки.
Рис. IV.38. Варианты схемы СП двухступенчатой коробки
На рис. IV.38 приведены варианты рекомендуемых СП на
две передачи, на рис. IV.39 — на три передачи.
После того как выбран СП коробки, рассматриваются его
рис. IV.36, б, то частные схемы будут выглядеть, как на
рис. IV.40. При этом в частных схемах отброшены все холо-
стые потоки.
215
Дальнейшее решение задачи заключается в определении
внутренних передаточных чисел УТ по заданным внешним
передаточным числам СП. Для этого из частных схем выра-
жаем все моменты и угловые скорости через внешние пере-
даточные числа СП на передачах. Зная последние, найдем
моменты и скорости.
В табл. IV.3 приведены сводные данные расчета частных
схем СП.
Номер ступени (1, 2, 3), указанный в табл. 1V.3, еще не
определяет ее передачу (I, II, III), т. е. расположение по воз-
растанию или уменьшению передаточного числа. При расста-
Ступень f Ступень Z Ступень 3
Рис. IV.40. Частные схемы
новке передаточных чисел ступеней должны выполняться
критерии оценки работы коробки. Этих критериев три: в замк-
нутых контурах СП не должно быть циркуляции мощности;
все потоки должны иметь одностороннее вращение; моменты
и скорости не должны превышать допустимых значений. При
выполнении этих критериев определится расстановка переда-
точных чисел ч, «п и т. д., после чего, зная из тягового рас-
чета значения ii, in и т. д., получим численное значение
<о, М, N (см. табл. IV.3).
Циркуляция может иметь место только на второй и тре-
тьей ступенях (в замкнутых контурах). Рассматривая вто-
рую ступень (рис. IV.40) и табл. IV.3, видим, что отсутствие
циркуляции будет при условии
- 1 < Nsa<0,
откуда получим 0<ч</г. или< 1, откуда 0<ч<1. Кроме
того, должно отсутствовать встречное вращение валов. При
встречном вращении относительные скорости, от которых за-
висят потери в механизме, будут наибольшими.
Или условие отсутствия встречного вращения будет
216
Таблица 1V.3
Расчет частных схем СП трехступенчатой коробки передач
№ сту- пени Фак- торы Точка а Точка 6 Точка в
1 | 2 3 1 1 2 1 3 1 2 3
<0 1 0 1 — — — — —
1 М 1 /,-1 — *1 — — — — — —
(IV) N 1 0 1— h —1 1 — 1 1— h_ — —
U) 1 1 —«1 T 0 — 1 — it — —
М 1 i.-l — h /2-1 *1 <2 -(A-D — — —
(I) N 1 Л-i h 1— _ A h 0 4—i «2 1— h — — 1—
о> 1 h l-f, 1 is “Зе 1 h ш2а 0 1 h l-f2
3 М *2 *2 -г, A *2 it h -(A-i)4 l2 1— *2 !3 • 77“'*
(Н) N *3 4 *i — j3 h h h i-A It Л-1 h /3 — 4 0 i-A •2 4—1
Для третьей ступени:
‘ <С О*, О <С 1 > N.a О> О ^з «С ^2*
Таким образом, имеем общие рекомендации:
1 > i\ < < 4 > !•
Рис. IV.41. Однорядный
эпицикл и его узловая
точка
Пример. Синтезировать кинематическую
схему коробки передач. Дано/j = 2;/л=1,4;
Zin = 1; 0v“ °»7-
Решение. Третью ступень получим
блокировкой. Тогда согласно предыдущему
условию:
=/IV = 0,7;
/г “ /| ~ 2;
/3 = 1п - 1,4.
Все факторы СП могут быть найдены
из табл. IV.3.
Принимаем как допущение, что короб-
ка должна состоять из однорядных эпицик-
лов (рис. IV.41) как наиболее простых и
уравновешенных механизмов. Их обобщен-
ные передаточные числа должны соответ-
ствовать приведенным в формулах (IV. 17).
Эти неравенства определяют индексы ва-
лов, и в частности вала водила «0>. Для
нашего примера имеем.
Точка а (1-я ступень). Согласно табл. IV.3:
Mia = 1; м,а :=(/>-!) = (0,7- 1) = — 0,3; М2а = — — 0,7
Моменты М1а и М2а имеют одинаковые знаки (из свойства однорядного
эпицикла), при этом Afia<Af2a.
Тогда
4a =
= — 2,33.
Мга
Индексация потоков УТ-a приведена на рис. IV 42.
Рис. IV.42. Окончательные индексы потоков
Точка б (2-я ступень).
= Z2~ 1 = 2 — 1 =1>
/И2б = °,7 — 2 = — ЪЭ;
^ = -(0,7-1) =0,3.
Тогда
<;»=-5з=-зда
218
Точка в (3-я ступень).
= 1 = 1,4 — 1 =0,4;
1 4
Л1гв = 1—f = 0,3;
Это внутреннее передаточное число не может быть реализовано в
однорядном эпицикле. Внесем небольшие коррективы в t3, приняв t3«l,44.
, 0 14
Тогда Л4|в = 0.44; М2д = 0,28; Mgg---0,72; 112в = — = - 1,57.
Итак, все индексы потоков определены. Теперь мы их можем обо-
значить на СП коробки (рис. IV.36, б). Получим исходную схему
(рис. IV.43). Преобразуем ее в переходную схему, более близкую к ки-
нематической (рис. IV.44). Для этого расположим потоки так, как дол-
жны быть расположены валы. При этом мы можем встретиться со сле-
дующими трудностями: потоки могут пересекаться, что соответствует
пересечению валов, и внешние потоки (/, 2, 0) могут не иметь внешнего
Рис. IV.45. Кинематическая схема коробки передач
выхода. В этом случае можно сделать следующие преобразования: пере-
ставить местами УТ-а, УТ-б и т. д.; заменить один из элементарных ме-
ханизмов простейшим (имеющим более трех валов); использовать сквоз-
ные потоки; ввести в СП коническую передачу (векторную УТ).
Имея переходную схему, нетрудно от нее перейти к кинематической
схеме коробки передач (рис. IV.45).
219
Полученная схема имеет недостаток — большое число соосных ва-
лов. Очевидно, от этой схемы придется отказаться и исследовать другой
вариант СП.
Чтобы получить в коробке прямую передачу с t = необходимо
ввести в схему СП кинетическую точку — блокировочную муфту. При
введении муфты необходимо» чтобы она была удобно размещена и на-
гружалась наименьшим моментом.
Один из возможных вариантов подключения муфты показан на
рис. IV.45. Здесь прямая передача введена как дополнительная ступень
коробки.
Если коробка должна иметь более двух степеней свободы
(например, три), то расчет ведется в той же последователь-
ности, однако при этом имеется ряд специфических особен-
ностей.
1. Число кинематических задающих параметров СП в
этих коробках меньше числа ступеней коробки. Это озна-
чает, что только часть передаточных чисел ступеней будет
независимой, другая часть будет выражаться через эти неза-
висимые передаточные числа. Требуется подобрать зависимые
передаточные числа так, чтобы они укладывались в гамму
передаточных чисел, определенных в тяговом расчете автомо-
биля.
Число независимых передаточных чисел рн определяется
по формуле
/>н = с;-Лу-1, (IV.22)
гдеС^ — число механических УТ (не заменяемых на кинема-
тические УТ);
лу —число управляющих элементов.
Отсюда число зависимых ступеней будет
Р» = Р~Ри- (IV.23)
Зависимые передаточные числа определяются путем ис-
следования схем.
2. При соединении звеньев каждая механическая УТ дол-
жна иметь хотя бы один закрытый поток.
3. Блокировочной муфтой можно заменять лишь одно-
временно механизм и тормоз.
Наращивание СП (увеличение числа передач в коробке)
производится в такой последовательности. Вначале опреде-
ляется звеньевая структура коробки на небольшое число
ступеней, после чего добавляется одно звено 12, что увели-
чивает число ступеней коробки на единицу. Допустим, что
нами выбрана схема СП с двумя степенями свободы на три
передачи; обозначим эту схему одной УТ (рис. IV.46, а),
где 1 — входной поток, 2— выходной поток, k, I, т — управ-
ляющие потоки. Для наращивания схемы к УТ-а подсоеди-
няем звено 12 (УТ-б). Это звено можно подсоединить сле-
дующими тремя способами.
220
I. Разветвляющие точки звена 12 лежат на потоках 1 и 2
УТ-а (рис. IV.46,б). Такое подключение называется незави-
симым, так как при работающей УТ-5 (тормоз включен)
УТ-а — холостая. Передаточное число УТ-б выбирается не-
зависимо от передаточного числа УТ-а.
2. Точка б подсоединяется к входному / или выходному 2
потоку и к одному из управляющих потоков (рис. IV.46, в, г).
Рис. IV.46. Наращивание ступеней
Эта схема называется входной (выходной). На входной схеме
работают те же механизмы УТ-а, которые работают при затор-
моженном потоке т, и механизм дополнительного звена
(УТ-б).
3. Звено 12 присоединяется к двум управляющим пото-
кам (например, k, I). Эта схема, называемая на ступенях
(рис. IV.46.6), самая нерациональная, в ней работают все ме-
ханизмы, связанные с двумя ступенями, и механизм дополни-
тельного звена. В замкнутых контурах этих схем возможна
циркуляция мощности. Чтобы ее избежать, на передаточное
число УТ-б накладываются определенные ограничения. Для
этого из схемы СП определяются угловые скорости, моменты
и устанавливается зависимость между передаточным числом
221
дополнительной ступени (УТ-б) и ступени, к которой подклю-
чается УТ-б, благодаря чему должны отсутствовать цирку-
ляция мощности в замкнутых контурах и встречное вра-
щение.
В частном случае УТ-б можно заменить на кинетическую
УТ с i=l, тогда получим прямую передачу. В коробках
передач с тремя степенями свободы наращивание схем так-
же производится с помощью звена 12.
Условие сборки планетарных механизмов. Чтобы плане-
тарный механизм можно было собрать, необходимо выпол-
нить следующие условия: соосности, сборки и соседства.
1. Условие соосности механизма запишется
следующей формулой:
± Ве = Ло,
где е—ряд, в котором находятся сцепленные колеса. Для
рис. IV.47, а
Ло = А2 — В2 = + Bv
При одинаковых модулях получим
Ае ± =
2. Условие сборки механизма. Чтобы собрать
зубчатый планетарный механизм, необходимо, чтобы зубья
Рис. IV.47. К вопросу о сборке планетарного механизма
сателлитов попали во впадины между зубьями центральных
колес; при этом не должно быть заклинивания колес. Это
условие запишется в следующем окончательном виде:
>^2 (I ^21) = а^’ (а)
где Z2—число зубьев центрального колеса 2;
i2i— внутреннее передаточное число между валами 2
и /;
а—любое целое число (впадин или зубьев);
X—число сателлитов.
222
Формула справедлива для механизма с ^1<0и 41 >
Пример. Подобрать число зубьев однорядного эпициклического меха-
низма, если /21 — —0,5 (рис. 1V.47,б).
Решение. Принимаем для сателлита ZCmiaa14. Тогда число
зубьев солнечного колеса 1 и эпициклического 2 равно
Z% — 4- 2ZC.
Кроме того,
Решая эти уравнения, получим:
2 —_______________________________z
^1 — i
z2 = zc.
1 + '2I
Для данного примера при '21 ==—-0,5 имеем Z]«*2ZC; Z2=4ZC. Под-
, %
ставляем в формулу (а) /21 ~-----7“» получим условие сборки
Zi-|-Z2=aX. Принимаем тогда
Zj 4- Z2 — 3d. (б)
Задаемся значением Zc = 14, 15 и 16 зубьев. Будем иметь
Zc 14 15 16
Z, 28 30 32
Z, 56 60 64
Условие сборки [формула (б)] соблюдается для колес с числом
зу бьев:
Zc = 15; Zj = 30; Z2 = 60.
3. Условие соседства механизма. При установке
сателлитов в водило последние не должны касаться один дру-
гого своими зубьями.
Для этого должно соблюдаться неравенство
„ л . 180 , х
(в)
где Вшах—наружный радиус наибольшего сателлита.
Статический расчет коробок передач. В основу статическо-
го расчета кладется СП коробки передач. Определив его за-
дающие параметры, находят все скоростные, силовые и мощ-
ностные факторы, выраженные через эти параметры.
223
Расчет зубчатых колес. Зубчатые колеса рассчитывают по
формуле Люиса, которая учитывает деформацию зубьев от
изгиба и сжатия.
где Р—окружная сила, действующая по линии зацепления
зуба;
у—коэффициент формы профиля зуба;
6— ширина зуба;
ta — шаг по делительной окружности;
«я—допустимое напряжение зуба на изгиб и сжатие.
/н ==
где /ин—модуль зуба в нормальном сечении.
Окружная сила определяется по формуле
р = А_2Л<со.£| (|у24)
Го ZmH
где Мр— расчетный крутящий момент, приложенный к ко-
лесу;
ги— радиус начальной окружности колеса;
0—угол наклона спирали зубьев (для косозубых ко-
лес);
Z—число зубьев.
Формула выведена из предположения, что в зацеплении
участвует одна пара зубьев.
Модуль зуба в нормальном сечении может быть опреде-
лен по формуле
ОТи=/2уИрС°^.. (IV.25)
В табл. IV.4 приведены значения коэффициента формы
профиля зуба у для эвольвентного профиля при высоте го-
ловки h = m и угле зацепления а=20°.
Для укороченных зубьев (/г —0,8 m) значения у можно
брать из табл. IV.4, увеличивая их в 1,14 раза. Для косозу-
бых колес у выбирается по той же таблице, но по приведен-
ному числу зубьев:
Z = (IV.26)
^пр cos3 0 ’ V 7
где 0 — угол наклона спирали зубьев.
Коэффициент у может быть также определен по эмпири-
ческой формуле
j = 0,154 —-(IV.27)
где Z — число зубьев меньшего колеса.
224
Таблица IV.4
Значения коэффициента
Число зубьев Коэффициент У Число зубьев Коэффициент У
16 0,101 28 0,117
17 0,102 30 0,120
18 0,104 32 0,123
19 0,105 35 0,128
20 0,106 37 0,131
21 0,108 40 0,136
22 0,110 45 0,142
24 0,112 50 0,145
26 0,114 60 0,150

При выборе угла (3 косозубых колес необходимо учиты-
вать два условия.
1. Степень перекрытия в осевом сечении еа должна быть
не меньше единицы, т. е.
b tg р b sin р ,
а ts nms ’
где b—ширина венца колеса;
ts — торцовый шаг косозубого колеса;
ms—модуль косозубого колеса.
2. Осевые усилия, возникающие от косозубых колес и
действующие на промежуточный вал, должны взаимно урав-
новешиваться; для этого направления углов спиралей зубьев
колес, установленных на этом валу, должны быть одинако-
вы, а величина углов удовлетворять равенству
tgfti = г01
tg ^2 '02 ’
где pt и Р2 —углы спирали колес 1 и 2;
roi и г02 —радиусы начальных окружностей колес / и 2.
Если модули обоих колес одинаковы, то равенство (IV.29)
можно записать в таком виде:
tg Pt __
tg Рг ’
где Zi и Z2 —числа зубьев колес / и 2.
Следует иметь в виду, что осевые силы все же полностью
не уравновешиваются; поэтому их нужно воспринимать
упорными подшипниками.
Направление угла спирали колеса первичного вала выби-
рается обычно левым. В этом случае при движении автомо-
биля вперед осевая сила передается на подшипник через то-
рец колеса. При этом углы спирали колес промежуточного
вала имеют правое направление, а вторичного вала — левое.
8—2921 225
(IV.28)
(IV.29)
(IV.30)
Величина углов В для коробок передач легковых автомо-
билей равна 30—45/ для коробок передач грузовых автомо-
билей — 20—30°.
Ширина венцов зубчатых колес Ь выбирается в зависи-
мости от модуля:
— для прямозубых колес 6 = (4,4-*-7,0) /пн;
— для косозубых колес 6= (7,0ч-8,6) ms.
Величина модуля, определенная по формуле (IV.25),
округляется до ближайшего большего значения согласно
ГОСТ 9^63—60.
Износ зубьев определяется величиной контактного напря-
жения, которое можно найти по формуле Герца:
ак = о,418 V(— ± —) , (IV.31)
’ f \ Pl Р2 / к 7
где PN — нормальная сила, действующая на зубья;
Е—модуль упругости; Е —2*10® кГ1см2\
bQ— длина линии касания зубьев;
Pi и р2—радиусы кривизны поверхностей зубьев ведущего
и ведомого колес в точке их соприкосновения.
Знак « + » принимается при внешнем касании зубьев, знак
» — при внутреннем.
Для колес с эвольвентным профилем зубьев формула
(IV.31) приводится к виду
ок => 0,418cos р V-. - . РЕ--- • (J- ± J-), (1V.32)
к > г т b sm a COS а \ rQi rQ2 J f v '
где р — угол спирали;
Р— окружная сила;
а — угол зацепления;
г01 и г02—радиусы начальных окружностей сопряженных
колес.
В табл. IV.5 приведены допускаемые напряжения от из-
гиба и сжатия для зубьев колес с эвольвентным профилем ад
и контактное напряжение ан для зубчатых колес автомобиль-
ных коробок.
Здесь меньший предел контактных напряжений на выс-
ших передачах соответствует косозубым колесам, больший —
прямозубым.
Расчет валов. Валы автомобильных коробок рассчиты-
ваются на прочность и жесткость/Диаметр вала предвари-
тельно определяется по эмпирической формуле:
для первичного вала
з
</~12,8ГТи// [ЖЖ1. (IV.33)
где М,т..— максимальный крутящий момент, кГ«ж;
226
Таблица FV.5
Допускаемые напряжения для зубьев колес коробок передач
Зубчатые колеса Типы автомобилей
грузовые автомобили малой и средней грузопо дъе мности грузовые автомобили большой грузоподъемности
е 1 кПсм* А » кГ1см* ’д. «</«*’
Первой передачи и передачи заднего хода Высших передач и привода промежу точного вала . . . 6000—9000 3000-8000 15000—20000 10000—14000 5000—10000 2000-3000 3J 000—40 000 20000—28000
для промежуточного и вторичного валов.
d»O,45Xo, (IV.34)
где Ло — межцентровое расстояние, мм.
Отношение диаметра вала d к расстоянию между опо-
рами I может быть в пределах:
для первичного и промежуточного валов
~ = 0,16 4- 0,18; (IV.35)
для вторичного вала
-у- = 0,18 4-0,21. (IV.36)
Валы рассчитывают в такой последовательности.
1. Вычерчивают схему сил, приложенных к зубчатым ко-
лесам, с опорами вала. Определяют действующие силы на
всех передачах по формулам:
R==p-^T' Q = (IV.37)
где Р — окружная сила, действующая по касательной к на-
чальной окружности и приложенная в полюсе за-
цепления колес;
М, — расчетный момент, приложенный к колесу: для ко-
лес первичного вала Afp=Afnmax; для ведущих ко-
лес промежуточного вала Afp=Mnrnax «п, где /п —
передаточное число колес привода промежуточного
вала; для колес вторичного вала Л1р=Л1дтах(к п t,
гДе 4. п I — передаточное число коробки на Ли пере-
даче;
8*
227
Рис. IV.48. К расчету валов на жесткосты
Л — вторичный н промежуточный валы; б — первичный вал (консольный конец)
228
Гй — радиус начальной окружности;
ftnQ — радиальная и осевая составляющие силы;
а— уГол зацепления зуба;
р — угол спирали зуба.
2. Определяют реакции опор на всех передачах, действую-
щие в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и геомет-
рически их складывают.
Расчет на прочность и жесткость валов ведут по суммар-
ным реакциям, действующим на вал на низших передачах
коробки.
3. Строят эпюры изгибающих моментов и определяют
наибольшие изгибающий Миз и крутящий Л4кр моменты.
4. Определяют напряжения от изгиба и кручения в сече-
нии
°* ~ 0,1г/3
где d — диаметр вала в рассчитываемом сечении; для шли-
цованных валов принимается внутренний диаметр шлицев.
Для валов, изготовленных из хромоникелевых сталей, до-
пускаемое напряжение ог = 2500 = 4000 кГ/см2, где меньший
предел —для длинных валов, больший — для коротких.
5. Определяют стрелу прогиба у и угол перекоса зубча-
того колеса 9 под нагрузкой в двух плоскостях: в вертикаль-
ной (рис. IV.48), проходящей через ось вала, и перпендику-
лярной к ней — горизонтальной. По величинам у и 0 оцени-
вают жесткость вала.
В табл. IV.6 приведены формулы для расчета валов на
жесткость.
Здесь
Св — вертикальная реакция передней опоры;
Сг—горизонтальная реакция передней опоры;
/ — экваториальный момент инерции сечения вала;
для сплошного вала
J ~~бГ’
для полого вала
J ~ 64
Л» и _уОг—вертикальное и горизонтальное смещение пе-
редней опоры вала, равное соответствующим
прогибам первичного вала.
Обозначение остальных величин приведено на рис. IV.48
и ранее в тексте.
229
Таблица IV.6
Формулы расчета валов на жесткость
Валы Прогиб в вертикально* плоскости» мм Прогиб в горизонтальной ПЛОСКОСТИ, ММ Угол перекоса зубчатого колеса относительно горизонтальной оси. рад Угол перекоса зубчатого колеса относительно верти- кальной оси, рад
'Первичный (консоль* •ный конец) .Ув — (Я + Св) вг = (R + С,) X •.=
-nr »(2« + 3») Q * 6£V z »(2д + 3») Л 6£/ =(р_Сг) адщ ОСУ
— Or д + 3* Qr’ 3EJ
Промежуточный и вто- ричный y*~R 31EJ У*-Р 31EJ Л —Пг at — al> + Ь* , «Г - <?*•. 3;£у + ’• “ Р 31EJ
-Or ab(a~b'> Qrt 3EJ + b ]-Уог а»(» — Л) + К 31EJ Уог 1
+ _L ж
Допускаемое значение прогиба валов:
== (0,05 -4-0,1) мм, yt = (0,1 4- 0,15) мм.
Суммарный прогиб равен
у = Уу*в+Ут<^2 мм-
Допустимое значение перекоса зубчатых колес в верти-
кальной и горизонтальной плоскостях не должно превышать:
6В < 0,002 рад\ 0Г < 0,002 рад.
6. Длинные валы коробок передач проверяются на скру-
чивание по формуле
(1V.39)
где
О—угол скручивания, град\
Л1кр — крутящий момент, кГ'см;
L —длина скручиваемого участка вала, см\
G— модуль упругости материала на кручение, кГ/слг2;
G = 8,5-105;
Jp— полярный момент инерции сечения: для полого
вала
для сплошного вала
[^<1.
Допустимый угол скручивания 0,25—0,35° на 1 пог. м
вала.
7. Шлицы валов рассчитывают на смятие по общеизвест-
ным формулам. Допустимое напряжение принимают на смя-
тие для подвижных шлицевых соединений 700—1000 кГ/см?,
Для неподвижных 1200—2000 кГ1см?.
Расчет синхронизаторов. В коробках передач автомобилей
могут применяться два вида синхронизаторов: инерционный
синхронизатор, обеспечивающий включение передачи только
после того, как сравняются скорости соединяемых валов
и синхронизатор предельного давления.
Инерционный синхронизатор был рассмотрен выше. На
рис. IV.49 представлен синхронизатор предельного давления.
Здесь приняты следующие обозначения: 1 — первичный вал,
изготовленный заодно с шестерней; 2 и 7 — зубчатые венцы
Для включения шестерен (/ и 8). Каретка 3 синхронизатора
по шлицам вала 9 может перемещаться вправо и влево при
231
движении скользящей (кулачковой) муфты 4. Эта муфта воз-
действует на каретку через шарики 5 и пружину 6. которые
утоплены в радиальные отверстия каретки. При передвижении
муфты 4, например, влево через шарики 5 и пружины 6 (фик-
саторы) каретка 3 также переместится влево до соприкоснове-
ния конусных поверхностей 10.
Под действием возникшего трения угловые скорости ше-
стерни 1 (вала) и каретки 3 выравниваются, что позволяет
осуществить бесшумное включение передачи. Для этого во-
дитель должен увеличить усилие, прикладываемое к муфте 4,
чтобы преодолеть сопротивление пружин фиксаторов и вы-
жать шарики из кольцевой канавки на внутренней поверх-
Рис. IV.49. Синхронизатор предельного давления
пости муфты 4. Теперь муфта получит возможность свободно
перемещаться относительно каретки и ее зубья могут быть
введены в зацепление с зубьями венца 2.
Синхронизатор предельного давления имеет тот недостаток,
что кулачковые муфты в нем могут включаться раньше, чем
сравняются скорости соединяемых валов. В этом случае
при переключении передач может происходить удар в кулач-
ках и, следовательно, шум при переключении передач. Но син-
хронизатор этого типа позволяет быстрее переключать пере-
дачи, не ожидая, пока сравняются скорости валов.
В современных автомобилях применяются только инерцион-
ные синхронизаторы. В тяжелых тихоходных колесных тяга-
чах и гусеничных машинах на низших передачах иногда ста-
вят синхронизатор предельного давления. Так как движение
машины обычно начинается со второй передачи и скорость на
этой передаче низкая, то, пока инерционный синхронизатор
232
сблокируется, машина потеряет скорость и остановится; та-
ким образом, перейти на третью передачу будет невозможно.
Поэтому на этих машинах применяют на низших передачах
синхронизатор предельного давления.
Ниже рассматривается расчет инерционного синхрониза-
тора.
Задачей расчета
синхронизатора является
выбор углов наклона по-
верхностей трения и их
радиусов.
Примем следующие
обозначения:
а — угол поверхности
трения конусов;
Р — угол блокирующей
поверхности паза;
г ~ средний радиус по-
верхностей трения кону-
сов;
г\ — средний радиус
блокирующих поверхно-
стей (штифта и паза);
р — коэффициент тре-
ния конусных поверхно-
стей (в расчетах прини-
мают р —0,1).
Чтобы выравнять угло-
вые скорости вращения
зубчатого колеса 5 и муф-
ты 4 (рис. IV.50), необхо-
димо преодолеть инерци-
онный момент вращаю-
щихся деталей, связан-
ных с колесом 5. Для
Р
Рис. IV.50. Расчетная схема инер-
ционного синхронизатора
этого на конусных поверхностях колеса 5 и корпуса 3 необ-
ходимо создать момент трения, равный
где Jz—момент инерции ведомого диска сцепления, пер-
вичного и промежуточного валов, приведенных к
зубчатому колесу;
е—среднее угловое ускорение включаемого зубча-
того колеса;
— ,
• / »
233
шкишт—соответственно угловая скорость колеса 5 и муфты 4\
t —время включения; оно обычно равно 1—2 сек.
1Л_____ц
где о)д —угловая скорость вала двигателя;
—передаточное число выключаемой передачи;
it—передаточное число включаемой передачи.
Рис. IV.51. К расчету сии
хроннзагора
Осевая сила Р, необходи-
мая для выравнивания угло-
вых скоростей вращения коле-
са 5 и муфты 4, определится
из выражения
Под влиянием момента тре-
ния Мт корпус 3 синхрониза-
тора поворачивается и шип 1
(рис. IV.51) зубчатой муфты
войдет в фасонный вырез кор-
пуса 3. Окружная сила, удер-
живающая штифт в углубле-
нии, определится

Чтобы не произошло преждевременного включения цере-
дачи, необходимо выполнение условия
Отсюда, используя выражение для силы Р, получим
В выполняемых конструкциях р = 20-ь30о; а = 7ч-12°; р —0,1.
Синхронизаторы рассчитываются на удельную работу
трения и нагрев. Эти расчеты производятся аналогично рас-
чету фрикционных муфт.
Удельная работа трения
(IV41)
где — площадь поверхностей трения корпуса;
—работа трения.
где Л7Т—момент трения;
а6—угол буксования.
234
«6 =
We —w0
2
4,
где
о)в—угловая скорость вторичного вала коробки в на-
чале буксования;
<оо—угловая скорость ведущих и ведомых частей (ва-
лов) в конце буксования;
время буксования синхронизатора (1—2 сек).
^вшв (^т М&) + (IV 42)
“>0= 7.(Л1Т-Л1Я) + J.< ; 1 ‘ ’
/ ___ (ш» — “«) 44
* Je(MT-MR) + JaMr-
(IV. 43)
Если известно tc, то из этого уравнения может быть опре-
делен момент трения синхронизатора Мт. В этих уравнениях
приведенный момент инерции JB ведущих частей синхрони-
затора определяется через моменты инерции ведомых частей
сцепления /с, зубчатых колес J2 и J3 промежуточного вала и
зубчатого колеса Ц включаемой передачи на вторичном
валу:
= Jс , г, z2 у + ( 22 »
\ zj \~z;)
где Zj,2... — число зубьев соответствующих колес.
телд
Шв==Ж77’
где Лд — обороты двигателя;
4. п/—передаточное число на Лй включаемой пере-
даче.
Момент сопротивления движению Мд, приведенный к ве-
домому валу коробки передач, принимается величиной по-
стоянной.
Л/д = . ,
Ve.n^r.n^p.K
где G, — вес автомобиля, кг;
/—коэффициент сопротивления движению автомо-
биля;
гк — радиус колеса, м;
Ч —к. п. д. автомобиля.
Приведенный момент инерции массы автомобиля /а равен
4 ^р.к'г.п^б.п ’
где g— ускорение земного тяготения.
235
Угловая скорость вращения ведомого зубчатого колеса
(ведомых частей) wa в начале буксования равна
п*б. iHp. к
п»== 6Ж\ ’
где иа — скорость автомобиля в момент переключения пере-
дач, км!ч.
Температура нагрева синхронизатора за одно плавное
включение определяется по формуле
Дт 427CGK > (1V.44)
где — коэффициент, учитывающий перераспределение
тепла между нагреваемыми деталями; =0,5;
С — теплоемкость стали; 67 = 0,115 ккал!кг*град\
GK — вес корпуса синхронизатора, кг.
В выполненных конструкциях за одно плавное включение
q = 30 ~ 50 кГ'М!см2\ Дт = 15 -н 30° С.
Подбор подшипников. Подшипники коробки передач под-
бираются по коэффициенту работоспособности.
Для радиальных и радиально-упорных подшипников
имеем
C = Q9K(<’W(; (IV.45)
для упорных подшипников
С = 4 л0,35 й"’3, (IV.46)
где Q9k — эквивалентная нагрузка;
п — расчетное число оборотов вала (на который по-
сажен подшипник) при движении автомобилей:
легковых — со скоростью 50 км!ч. грузовых —
со скоростью 30 км]ч\
h —долговечность работы подшипника, ч;
Кб и К[ — коэффициенты (см. ниже).
Величиной h можно задаться или определить по формуле
(IV .47)
где 5” — межремонтный пробег, км\
уср — средняя скорость автомобиля, км!ч.
236
Эквивалентную нагрузку Q»K, определяемую с учетом пе-
ременных нагрузочных и скоростных режимов работы короб-
ки, находим по формуле
3 33
Q№ = а /а,ррз,зз + aiipHQ3.33 + ... + аЛоз,зз, (jv.48)
где а —коэффициент использования максимального
крутящего момента двигателя (см. табл.
IV.7);
ар ап и —коэффициенты продолжительности работы
подшипников на соответствующих передачах
(см. табл. IV.8);
Ру Рп и — коэффициенты (см. ниже);
Qy Qn и —приведенные постоянные радиальные нагруз-
ки на подшипник на данной передаче.
Таблица I V.7
Значение коэффициента а
Отношение веса автомобиля к макси-
мальному крутящему моменту
Ол
а—, кГ}кГ>см
^"д max
Значение коэффициента а
0,5 0,7 1,1 1,5 1,9 2,3 3,7 0,3 0,39 0,51 0,65 0,72 0,82 0,9
Таблица IV.8
Значения коэффициентов продолжительности работы подшипников
на передачах (по нормам Н451 —47с)
Передачи Трехступенчатые коробки Четырехступенчатые коробки Пятиступенчатые коробки
1, зх 0,02 0,05 0,05
11 0,05 0,10 0,10
ш 0,93 0,15 0,15
IV — 0,70 0,30
V — —- 0,40
* Значения соответствуют работе автомобиля на дорогах с твердым
покрытием Для армейских автомобилей коэффициент at на низших переда-
чах следует брать несколько больше, а на высших — меньше указанных
в таблице IV.8.
237
Коэффициент pi для данной f-й передачи равен
a =
* Ппр ’
где nt —обороты подшипника на данной Лй передаче;
яПр —обороты подшипника на прямой передаче;
iKi — передаточное число коробки передач на данной пе-
редаче.
Приведенные постоянные радиальные нагрузки Qi, Qu и
Qn на подшипник на данной t-й передаче для радиально-
упорных подшипников определяются по формуле
Qt = R + mA, (IV.49)
где R—радиальная нагрузка на подшипник;
т — коэффициент, учитывающий неодинаковое влияние
на долговечность подшипника радиальной и осевой
нагрузки;
А — осевая нагрузка на подшипники.
Коэффициент т зависит от типа и размера подшипников
и изменяется в широких пределах. Так, для шарикоподшип-
ников, воспринимающих до 20% осевой нагрузки, т=1,5,
Для шариковых радиально-сферических легкой серии т = 3,5.
Коэффициент т следует подбирать по справочникам и ката-
логам.
Коэффициент Ки учитывает, какое кольцо подшипника
вращается:
— при вращении внутреннего кольца Кк=1,0;
— при вращении внешнего кольца Кк=1,35.
Коэффициент Кб учитывает влияние динамичности на-
грузки на работу подшипника.
Характер нагрузки *6
Нагрузка спокойная Легкие толчки (перегрузка на 25%) Умеренные толчки (перегрузка 50%) 1,0 1,3-1,5
Коэффициент Kt учитывает влияние температуры на дол-
говечность подшипника. Для автомобильных коробок можно
принять К, = 1.
Определив коэффициент работоспособности С, по ГОСТ
подбирают подшипники.
По нормали Н451—47с долговечность подшипников коро-
бок передач составляет:
— для легковых автомобилей — 100000 км-,
— для грузовых автомобилей—160000 км;
— для автобусов — 200 000 км.
Глава V
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
1. Назначения и требования, предъявляемые к гид-
ромеханическим передачам армейских автомо-
билей
Гидромеханическая передача (ГМП) представляет
собой сочетание непрерывного гидродинамического транс-
форматора с дополнительной ступенчатой (фрикционно-зуб-
чатой) коробкой передач.
Основное назначение ГМП — непрерывно и автоматиче-
ски трансформировать силовой поток двигателя в зависимо-
сти от встречающихся на пути движения автомобиля сопро-
тивлений. Эту функцию, собственно, выполняет один гидро-
динамический трансформатор. Однако его коэффициент при-
способляемости невелик и охватывает только относительно
узкий диапазон дорожных сопротивлений. Чтобы расширить
этот диапазон, применяется дополнительно ступенчатый
трансформатор — коробка передач.
Кроме основных функций, ГМП выполняет также допол-
нительные функции, она обеспечивает задний ход автомоби-
лю и отсоединяет работающий двигатель от силовой переда-
чи на стоянках автомобиля *.
ГМП армейских автомобилей должна удовлетворять сле-
дующим требованиям.
1. Силовой диапазон ГМП должен быть равен
dc = = 15 -~ 18
Уд mm
при к. п. д гидротрансформатора на минимальной скорости
движения (4—5 км/ч) vjT 0,75.
Здесь <рЛ11—удельная сила тяги по двигателю на мини-
мальной скорости;
<рд mIn— удельная сила тяги на максимальной скоро-
сти (рис. V.1).
2. В рабочем силовом диапазоне
rfc.₽--~^ = 10H-12
тдт1п
* На коротких остановках автомобиля «нейтраль» в дополнительной
коробке передач можно не ставить, а ограничиться снижением оборотов
двигателя до холостых. В этом одно из преимуществ ГМП.
239
минимально допустимый к, п. д. ГМП должен быть не менее
0,75—0,8 при 7)т>0,8.
3. Характеристика совместной работы гидротрансформа-
тора с двигателем должна обеспечивать экономичность ГМП:
перерасход топлива на основных эксплуатационных режимах
работы автомобиля не должен превышать 6—8% по сравне-
нию с автомобилем, имеющим фрикционно-зубчатую сило-
вую передачу.
Рис. V.I. Тягово-экономическая характеристика ГМП
4. Гарантийный срок службы ГМП должен быть не менее
25000 км, или 1000 мото-часов работы двигателя.
5. Вес ГМП, отнесенный к мощности двигателя (относи-
тельный вес), должен быть не более 1,5 кГ/л.с.
6. ГМП должна иметь автоматизированный привод упра-
вления дополнительной коробкой передач.
7. ГМП не должна затруднять запуск двигателя в зим-
них условиях эксплуатации, а также запуск с буксира.
Кроме того, ГМП должна быть надежной в работе, удоб-
ной в обслуживании и дешевой в производстве. В частности,
она должна иметь систему охлаждения, которая обеспечи-
вала бы надежную работу (без перегрева) трансформатора
длительное время при к. п. д. порядка 0,7.
Требование первое обосновывается следующими сообра-
жениями. Удельная сила тяги по двигателю должна
быть 0,72—0,75 при > 0,75, а минимальная <рДЩ1п —
0,045—0,05 при '/;т>0,85. Это и дает силовой диапазон ГМП
порядка 15—18- Если оценить приспособляемость трансфор-
240
матора по эксплуатационному режиму (при Чт> 0,75) коэф-
фициентом ф, = 1,8-т-2 и двигателя —Кд= 1,12, то силовой
диапазон дополнительной коробки передач составит
Как видим, этот диапазон значительный и для его обес-
печения требуется трех-четырехступенчатая коробка передач.
Рацьше в ГМП применялись обычно двух- и трехступенчатые
коробки.
Минимально допустимый к. п. д. ГМП определяет экономич-
ность работы автомобиля, а также площадь охлаждения ра-
диаторов системы охлаждения. Если к. п. д. будет слишком
низкий, то размер радиаторов возрастет или потребуется
поднять тепловой режим работы ГМП. В первом случае воз-
никают трудности с размещением радиаторов, во втором —
падает надежность работы ГМП.
Гарантийный срок службы ГМП 25 000 км является ми-
нимальным. Фактически ГМП работают до капитального ре-
монта в два — четыре раза дольше (при правильной эксплу-
атации). Срок службы ГМП зависит от надежности и долго-
вечности работы отдельных ее агрегатов. В гидротрансфор-
маторе наибольшему износу подвергаются уплотнения рабо-
чей полости, муфты свободного хода и подшипники опор ко-
лес, если они несут осевую нагрузку. В дополнительной ко-
робке передач изнашиваются фрикционные элементы, шли-
цевые соединения, зубчатые колеса.
Конструкция ГМП должна обеспечить надежную работу
в первую очередь этих элементов.
Вес ГМП, приходящийся на 1 л. с. мощности двигателя,
зависит от удельной мощности автомобиля. Так, для легко-
вых автомобилей, имеющих большую удельную мощность
(порядка 80 л.с./т и более), относительный вес ГМП в
три— шесть раз меньше относительного веса ГМП тяжелых
армейских автомобилей. Автомобиль «Чайка», например,
имеет относительный вес ГМП 0,3 кГ!л. с., а ГМП армей-
ских автомобилей МАЗ—1,86 кГ/л. с.у БАЗ—1,39 кГ!л. с.,
КрАЗ-253 — 1,25 кГ/л. с.
Ниже приведены сравнительные весовые данные по от-
дельным типам силовых передач:
Зубчатые автомобильные......................... 0,75—1,5 кГ)л. с.
Гидромеханические (армейских автомобилей). . 1,25—2,5 „
Зубчатые тракторные.......................... 3—5
Гидростатические тракторные.................. 4—5
Гидромеханические топловозные................ 3,3—7 „
Электромеханические тепловозные.............. 8—10
Из приведенных данных следует, что минимальный отно-
сительный вес имеют зубчатые автомобильные передачи. На
241
втором месте стоят ГМП. Интересно заметить, что в ГМП
сам гидродинамический трансформатор имеет относительный
вес всего 0,34 кГ/л. с. (для ГМП автомобилей МАЗ). Ос-
тальная часть веса приходится на дополнительную коробку
и системы, обслуживающие передачу.
Высокая топливная экономичность ГМП зависит от пра-
вильности расчета совместной работы двигателя, трансфор-
матора и коробки передач, т
е. от параметров тягово-эконо-
мической характеристики авто-
мобиля и характеристики сов-
местной работы двигателя и
трансформатора, а также от
правильности настройки авто-
мата переключения передач.
Опыты показывают, что при
несвоевременном переключении
передач перерасход топлива
может достигать 20%.
Облегчение запуска двига-
теля в зимних условиях обес-
печивается: разогревом с по-
мощью системы подогрева дви-
гателя рабочей жидкости ГМП
Рис. V.2. Гидротрансформа-
тор «Пауэрглайд» с внутрен-
ней гидромуфтой
и полным или частичным выпу-
ском ее из рабочей полости
трансформатора; отключением
ГМП от двигателя с помощью
фрикционной или зубчатой
муфты.
Запуск двигателя с буксира обеспечивается блокировкой
насосного и турбинного колес специальным блокировочным
фрикционом или муфтой свободного хода, установленной
между валами насосного и турбинного колес. Для той же
цели в некоторых трансформаторах («Пауэрглайд») внутри
торового кольца 3 (рис. V.2) рабочей полости устанавли-
вают лопатки насосного 2 и турбинного / колес, которые об-
разуют гидромуфту. При движении автомобиля на высоких
скоростях, когда обороты насосного и турбинного колес не-
значительно отличаются друг от друга, расход рабочей жид-
кости в круге циркуляции гидромуфты небольшой и эффек-
тивность действия муфты незначительна. При запуске с бук-
сира, когда турбинное колесо муфты работает как насосное
вследствие большой разности в оборотах колес (большого
скольжения) и особой формы лопаток, расход жидкости в
круге циркуляции гидромуфты резко возрастает, что приво-
дит к получению на валах трансформатора значительного
крутящего момента, необходимого для запуска двига-
теля.
242
2. Гидротрансформаторы
Классификация гидротрансформаторов. Гидро-
трансформаторы, применяющиеся в ГМП автомобилей и дру-
гих машин, можно классифицировать по следующим при-
знакам.
1. По направлению вращения валов насосного и турбин-
ного колес: гидротрансформаторы прямого хода, обратного
хода и реверсивные.
У трансформаторов прямого хода колеса направляющего
аппарата (реактора) устанавливаются обычно перед насос-
Рис. V.3. Схемы круга циркуляции гидротрансформаторов пря-
мого хода (а), обратного хода (6) и реверсивного (в)
ним колесом, если смотреть по направлению циркуляции ра-
бочей жидкости, и выходящая из насосного колеса жидкость
вращает турбинное колесо в сторону насосного колеса.
У трансформаторов обратного хода колеса направляюще-
го аппарата устанавливаются за насосным колесом. В этом
случае поток рабочей жидкости при соответствующем выборе
углов наклона лопаток реактора может принять за реактором
направление, противоположное потоку до реактора, вслед-
ствие чего турбина получает обратное вращение.
Трансформаторы реверсивные имеют два связанных меж-
ду собой направляющих аппарата с различным профилем
лопаток. Направляющие аппараты могут сдвигаться, и один
из них вводится в круг циркуляции; получается прямое или
обратное вращение турбинного колеса по отношению к на-
сосному.
На рис. V.3 представлены полости циркуляции рассмот-
ренных трех типов гидротрансформаторов.
В ГМП отечественных автомобилей (в том числе и ар-
мейских) применяются только трансформаторы прямого
хода, имеющие более высокий к. п. д., чем трансформаторы
обратного хода. Реверсивные трансформаторы не применя-
ются, так как в ГМП реверс осуществляется более просто —
зубчатым механизмом.
243
2. По количеству турбинных колес: трансформаторы од-
ноступенчатые (одно турбинное колесо) и многоступенчатые
(несколько турбинных колес). Одноступенчатые трансформа-
торы в свою очередь разделяются на комплексные (рис. V.4,
а) и полимерические
(рис. V.4, б).
В комплексном
трансформаторе на-
правляющий аппарат
установлен на муфте
свободного хода. При
передаточном числе
трансформатора tT, н,
близком к единице, кру-
тящий момент на реак-
а 6
Рис. V.4. Комплексный (а) и полные-
рический (б) гидротрансформатор с
блокировочными фрикционами
торе становится рав-
ным нулю (муфта вы-
ключается) и трансфор-
матор превращается в
гидромуфту; к. п. д. его резко повышается и может достигать
0,95—0,96 (рис. V.5). На рисунке показан режим работы
трансформатора / и режим работы гидромуфты 2.
Полимерический трансформатор имеет два колеса напра-
вляющего аппарата, каждое из которых установлено на муф-
те свободного хода. По мере повышения передаточного
плексного гидротрансформатора
Рис. V.6. Характеристика полиме-
рического гидротрансформатора
числа jT.н отключается сначала одно колесо и трансформа-
тор с режима / переходит на режим 2 (рис. V.6). После от-
ключения второго колеса трансформатор переходит на ре-
жим 3 гидромуфты. Это то же самое, как если бы трансфор-
матор был соединен с коробкой передач на две ступени
(сравните тягово-экономическую характеристику, представ-
244
1 2
Рис. V.7. Трехступеичатый
гидротрансформатор
одноступенчатым транс-
ленную на рис. V.1). Как видим из характеристики полиме-
рического трансформатора, его к. п. д. изменяется положе,
чем у комплексного трансформатора.
На рис. V.7 показана рабочая полость трехступенчатого
гидротрансформатора. Здесь между колесами турбины Гь
Г2 и Г3 располагаются колеса на-
правляющего аппарата Л) и А2. Ко-
леса турбины жестко связаны между
собой, а колеса направляющего
аппарата заторможены.
На рис. V.8 представлена схема
СП многоступенчатого трансфор-
матора. Здесь УТ-А и УТ-Т (колеса
аппарата и турбины) объединены в
одну точку ГТ (рис. V.8, а). Соеди-
няя эти точки одним замкнутым
гидравлическим потоком, в кото-
рый введена УТ-// (насоса), полу-
чим схему СП многоступенчатого
трансформатора (рис. V.8, б). Если
УТ-ГТь УТ-/Т2, УТ-ГЛ слить в
одну УТ, то получим односту-
пенчатый трансформатор. Отсюда
следует, что принципиально мно-
гоступенчатый трансформатор ни-
чего нового не дает по сравнению с
форматором.
На рис. V.9, а представлена схема двухступенчатого
трансформатора «Дайнафлоу», а на рис. V.9, б — его схема
СП. Особенностью этого трансформатора является встроен-
ный в чего дифференциальный механизм. Это вносит в СП
трансформатора ту особенность, что разветвляющая УТ ме-
ханических потоков многоступенчатого трансформатора за-
меняется здесь механической УТ, трансформирующей эти по-
токи.
Трансформатор «Дайнафлоу» распространения в ГМЦ
автомобилей не получил.
3. Стремление к повышению к. п. д. трансформатора при-
вело к созданию трансформатора с поворотными лопатками.
Идея этого трансформатора заключается в том, что, повора-
чивая лопатки, т. е. меняя углы входа и выхода жидкости из
каналов колеса, изменяют характеристику трансформатора,
приспосабливая ее к изменению условий движения автомо-
биля. При этом повышается экономичность работы ГМП и
может быть уменьшено число ступеней в дополнительной ко-
робке.
Параметры сравнительной оценки гидротрансформаторов.
Чтобы можно было количественно сравнивать между собой
245
Рис. V.8. Схема силового потока многоступенчатого гид-
ротрансформатора
d
Рис. V.9. Гидротрансформатор «Дайнафлоу» образца 1953 г. с
дифференциальным механизмом (а) и его схема силового по-
тока (б)
различные трансформаторы, вводятся следующие параметры
сравнительной оценки (рис. V. 10):
— коэффициент трансформации
(VO
— коэффициент полезного действия
(V.2)
Рис. V.10. К вопросу определения оце-
ночных параметров гидротрансформатора
—. коэффициент прозрачности
(V-3)
— эксплуатационный коэффициент прозрачности
— коэффициент приспособляемости
*’ = -&• (V.5)
эксплуатационный коэффициент приспособляемости
Мп
(V-6)
247
рабочий диапазон оборотов вала турбины
» °’т шах
dT-=——; (V.7)
Т1]
— эксплуатационный рабочий диапазон
= (V.8)
1 “tij
В этих формулах 7ИН и Мт — моменты на валах насосного
и турбинного колес; индекс «О» относится к стопу турбинно-
го колеса, индекс «г» — к переходу на режим гидромуфты;
w — угловая скорость вала; индекс т] соответствует величине
момента при к п. д. гидротрансформатора iqT = 0,75.
Кроме этих основных параметров при оценке и расчете
гидротрансформаторов пользуются коэффициентом мощно-
сти гидротрансформатора по активному (наибольшему) диа-
метру круга циркуляции
д ~ H,5-10Wh
N
(V.9)
где 2VH — мощность на насосном колесе па расчетном режи-
ме, л. с.\
шн — угловая скорость вала насосного колеса на рас-
четном режиме;
D—активный (наибольший) диаметр круга циркуля-
ции, м\
Т—объемный вес рабочей жидкости, кг/м3.
Рассмотрим подробнее перечисленные параметры.
Коэффициент трансформации (Кт) характери-
зует преобразующие свойства трансформатора по моменту,
или, иначе говоря, силовое передаточное число трансформа-
тора. Если трансформатор прямого вращения, то Мт и Л4Н
имеют разные знаки и, следовательно, коэффициент трансфор-
мации— величина положительная.
Коэффициент полезного действия (iqT) харак-
теризует экономичность работы трансформатора. Он равен
произведению силового передаточного числа на скоростное.
Коэффициент прозрачности (<рт) характери-
зует способность гидротрансформатора нагружать двига-
тель, что зависит от протекания кривой момента Мн в функ-
ции ч. н. Если с уменьшением /т н момент Мн возрастает,
трансформатор имеет прямую прозрачность, если падает —
обратную.
248
Чтобы использовать приспособляемость двигателя, транс-
форматор должен иметь прямую прозрачность. Трансформа-
торы с обратной прозрачностью могут применяться в осо-
бых случаях при установке их в параллельный механиче-
ский СП.
Коэффициент приспособляемости (фт) ха-
рактеризует приспособляемость трансформатора к приложе-
нию нагрузки на его ведомом валу (на колесах автомобиля).
Чем выше приспособляемость трансформатора, тем меньший
диапазон передаточных чисел необходимо иметь в дополни-
тельной коробке, тем меньше она может иметь передач.
Коэффициент приспособляемости, как и коэффициент
прозрачности, рассматривают для двух режимов работы
трансформатора: для полного изменения передаточного чис-
ла (/т.н—04-0,9) и для изменения передаточного числа в экс-
плуатационном режиме (у]т^0,75). В последнем случае
коэффициенту приписывается индекс и
Рабочий диапазон вала турбины (dT и ха-
рактеризует изменение оборотов (или угловой скорости) вала
турбины от максимального их значения (wTmax) до мини-
мального, определяемого нижним пределом допустимого
к. П. д. (шТ11).
Коэффициент мощности (Д^г) характеризует на-
грузку на лопастную систему насосного колеса в зависимости
от активного диаметра гидротрансформатора и его обо-
ротов.
В табл. V.1 приведены значения параметров сравнитель-
ной оценки трансформаторов различных типов.
Из табл. V.1 следует, что простые (с постоянно затормо-
женным направляющим аппаратом) трансформаторы имеют
максимальный к. п д., равный 0,8—0,85; d^ = 1,84-2,15. Эти
трансформаторы не могут работать в режиме гидромуфты.
В настоящее время простые трансформаторы не применяют-
ся, они полностью вытеснены комплексными и полимериче-
скими трансформаторами.
Комплексные и полимерические трансформаторы имеют
более высокий к. п. д., равный 0,88—0,93, прямую прозрач-
ность и высокий коэффициент приспособляемости.
Из табл. V.1 следует, что многоступенчатый трансформа-
тор «Лисхольм-Смит» имеет очень большой коэффициент
приспособляемости (фт = 5,7). Примерно такой же коэффи-
циент приспособляемости имеет и комплексный трансформа-
тор автомобиля «Волга» (фт = 5,5). Таким образом, многосту-
пенчатость, как и следовало ожидать, никаких особых пре-
имуществ не дает, наоборот, она лишь ухудшает экономич-
ность трансформатора (7]ттах для этих трансформаторов ра-
вен соответственно 0,82 и 0,89).
249
Параметры сравнительно* оценки современных гидротрансформаторов
Таблица VI
Типы гидротраисформа- Наименование (марка) Коэффициент трансформации к. п. д. Коэффи- циент прозрач- ности *т Коэффи- циент приспо- собляе- мости *т Диапазоны Коэффи- циент мощности на расчет- ном режиме aN
макси- мальный ^т max при Чт = 0,75 *4 макси- мальный Т>т max при пере- ходе на режим гидро- муфты
торов
Одно- сту- пен- чатые простые с блокмро- МВТУ 4,76 2,6 0,8 — 1 3,38 — 1,88 1,35
вечным фрикционом АЕС :<Чайка> 5,6 2,5 2,8 1,65 0,84 0,88 0,65 0,84 0,9 2,08 3,8 5,1 2,1 2,15 1,9 0,92 4,92
Комплексные «Волга» ГТК-Х1 2,1 2,02 1,53 1,59 0,89 0,93 0,88 0,91 2,58 1,9 5,5 3,9 1,87 1,96 1,82 1,9 3,88
Полимерические ЗИЛ «Пауэрглайд» гтк-п гтк-шс ГТК-VI «Крайслер» 2,75 2,25 3,7 2,5 4,54 2,5 и 2,25 1,8 2,48 0,88 0,91 0,86 0,9 0,87 0,92 0,87 0,90 0,83 0,88 0,82 2,16 2,0 1,26 2,3 1,14 2,16 5,38 2,6 2,0 2,73 2,26 3,07 2,3 1,85 1,95 2,5 2,14 2,73 2,1 5,0 4,26
Полимерические с МАЗ 3,42 2 0,82 0,82 1,18 4,1 2,2 1,95 1,96
блокировочным фрикционом НАМИ Л Г-6 3,5 1,87 0,87 0,86 1,52 — 2,3 2,14
Трехступеичатые «Лисхольм-Смит» 5,18 — 0,82 — 1,12 5,7 — 2,4 1,97
3. Характеристики гидротрансформаторов
Гидротрансформатор ГАЗ-13 «Чайка». На Горь-
ковском автозаводе разработан и с 1957 г. выпускается ком-
плексный гидротрансформатор легкового автомобиля ГАЗ-13
«Чайка». На рис. V.l 1,а приведены схема гидротрансформа-
Рис. V.11, Гидротрансформатор автомобиля
ГАЗ-13 «Чайка»
тора и данные о его лопастной системе, а на рис. V.11,6 —
его каноническая характеристика.
Трансформатор рассчитан на мощность двигателя 195 л. с.
при 4400 об/мин. При /т.нтах=цтmax=0,95 он работает в ре-
жиме гидромуфты. На режиме гидромуфты вследствие того,
что Относительная скорость насосного и турбинного колес не-
251
велика, расход жидкости в полости трансформатора падает,
а с ним падает и крутящий момент, передаваемый через
трансформатор (муфту); как видим из характеристики, кри-
вая AfH = A4T сильно загибается вниз. Момент перехода транс-
форматора на режим муфты наступает при довольно низком
к. п. д. (\T='0,84).
Рис. VJ2. Гидротрансформатор автомо-
биля «Волга»
Гидротрансформатор автомобиля «Волга». На части вы-
пускаемых автомобилей «Волга» начиная с 1954 г. устанав-
ливался комплексный одноступенчатый гидротрансформатор
(рис. V.12).
Коэффициент трансформации у этого трансформатора
ниже, чем у трансформатора «Чайка», и составляет 2,1. Мак-
252
симальный к. п. д. равен 0,89. Переход на режим гидромуф-
ты происходит при /т.н = т]Т=0,88.
Для полного использования приспособляемости двигателя
трансформатор выполнен с очень большой прямой прозрач-
ностью: коэффициент прозрачности <рт=2,58 при отношении
диаметров круга циркуляции (наибольшего D к наименьше-
му D\) 3,08. Такогд большого <рт не имеет ни один из извест-
ных комплексных трансформаторов.
При большом отношении D :Di (т. е. малом диаметре Dt)
конструктивно трудно разместить вал турбинного колеса и
муфту свободного хода. По этой причине детали трансфор-
матора выполнены тонкостенными и применены подшипни-
ки скольжения (втулки).
Трансформатор имеет сравнительно узкий эксплуатацион-
ный диапазон (dTi = 1,82), уже, чем у трансформатора автомо-
биля «Чайка».
Гидротрансформатор ЗИЛ. Автомобильный завод им. Ли-
хачева разработал конструкцию полимерического гидро-
трансформатора, который получил широкое применение в
армейских автомобилях высокой проходимости.
На рис. V.13 приведены схема трансформатора и данные
о его лопастной системе.
Рис. V.13. Схема гидротрансформатора ЗИЛ
Трансформатор имеет сравнительно невысокий коэффи-
циент трансформации Аттах = 2,75 и к. п. д. т)тт„ = 0,88. Он
обладает большой прямой прозрачностью фТ = 2,16. Переход
на режим гидромуфты происходит при ZTIi = 0,87, максималь-
ное значение к. п. д. на этом режиме г;™=0,94. Лопатки на-
сосного колеса радиальные (₽ih=?2h = 90°). Углы наклона ло-
паток остальных колес по тору, средней линии тока и по
чаше неодинаковые, что позволило получить равноскорост-
ной поток и вполне удовлетворительные параметры канони-
ческой характеристики.
253
В трансформаторе ЗИЛ отношение D: D\ —3,18, что зна-
чительно выше, чем у однотипного полимерического транс-
форматора «Аллисон» (у него D: Di — 2,18 и фт=1,17); соот-
ветственно выше и его
0J3SD
агззр
Рис. V.14. Схема гидротрансформа-
тора МАЗ
прозрачность.
Трансформатор ЗИЛ
ПО 7]т max И не ПОЛНО-
СТЬЮ отвечает предъяв-
ляемым требованиям.
Однотипный трансфор-
матор завод ЗИЛ уста-
навливает в ГМП легко-
вых автомобилей ЗИЛ-111
и ЗИЛ-1 ПА.
Гидротрансформа тор
МАЗ. На рис. V.14 при-
ведены схема гидротранс-
форматора Минского ав-
томобильного завода и
данные о его лопастной
системе. Этот транс-
форматор устанавливает-
ся на автомобили с
мощностью двигателя
375 л. с. при 1600 об/мин
и 525 л. с. при
2100 об/мин.
Коэффициент полезно-
го действия трансформа-
тора невысокий (т]т =
= 0,82), переход на режим
муфты происходит при
^Т.Н = = 0,8.
Коэффициент прозрач-
ности — 1Д8. Трансфор-
матор имеет низкий коэф-
фициент мощности An =
= 1,96, что свидетель-
ствует о недостаточной
нагруженности его лопастной системы (у «Крайслера»
^==4,16). Трансформатор МАЗ является одним из первых
гидротрансформаторов, освоенных нашей промышленностью.
Гидротрансформатор с поворотными лопатками. Фирма
Бюик (США) в 1955 г. начала устанавливать на свои легко-
вые автомобили трансформаторы с поворотными лопатками.
По данным фирмы, эти трансформаторы обеспечивают
меньший расход топлива и дают лучшие тяговые качества
автомобиля.
254
Трехступенчатые гидротрансформаторы «Лисхольм-Смит»
с поворотными лопатками в насосном колесе устанавливала
фирма Крупп на тепловозах.
4. Элементы конструкции гидротрансформаторов
Основными элементами конструкции гидротранс-
форматоров являются: рабочие (лопастные) колеса, опоры
колес, уплотнения, муфты свободного хода (автологи), бло-
Рис. V.15. Элементы конструкции гидротрансформатора
кировочные муфты (фрикционы). Остановимся на каждом
из этих элементов в отдельности и рассмотрим их конструк-
цию.
Рабочие колеса. Рабочее колесо состоит из чаши 5
(рис. V.15), лопаток б, торового кольца 7 и ступицы 4. Рабо-
чие колеса реакторов комплексных трансформаторов могут
не иметь ступицы, а устанавливаться через муфты свобод-
ного хода 1 на неподвижной трубе 3. Колеса могут изго-
товляться литьем или штамповкой; в последнем случае ло-
255
патки крепятся к колесу с помощью пайки, сварки, клепки
и т. д.
Для изготовления рабочих колес литьем применяются сле-
дующие материалы.
Колеса направляющих аппаратов (реакторов) гидро-
трансформаторов «Волга», «Чайка» и ЗИЛ всех модифика-
ций отливаются из алюминиевого сплава АЛ4. Все рабочие
колеса гидротрансформатора МАЗ отливаются из алюминие-
вого сплава АЛ9. Сплавы алюминия АЛ4 и АЛ9 содержат
большое количество кремния (соответственно 8—10,5% и
6—8%), дают малую литейную усадку, обладают хорошей
противокоррозионностью, хорошо заполняют литейную фор-
му. Эти сплавы имеют предел прочности на растяжение
1500—2400 кГ!см2 и твердость по Бринеллю 50—70.
Из алюминиевых сплавов отлиты рабочие колеса многих
американских гидротрансформаторов «Аллисон», «Ультрама-
тик» и др.
Лопатки литых колес чаще всего имеют аэродинамиче-
скую (каплеобразную) форму (на входе гидравлического по-
тока лопатка утолщена). Это уменьшает ударные потери. Ло-
патки трансформатора МАЗ плоские (равной толщины).
Колеса, отлитые из сплава алюминия (в частности, АЛ4),
подвергаются термической обработке в электропечах: на-
греву до / = 535°С с выдержкой в течение 6 ч, закалке в воде,
имеющей температуру 80—100° С, отпуску при /=175° С с
выдержкой в течение 16 ч с последующим охлаждением на
воздухе.
Недостатком литых колес является повышенная шерохо-
ватость поверхности каналов. Так, литые колеса трансформа-
торов МАЗ имеют чистоту поверхности порядка V 3, а транс-
форматоров ЗИЛ и ГАЗ—V 4,V 5 и не выше. Между тем
исследования показывают, что при чистоте поверхности V 3
трансформатор имеет к. п. д. на 2—3% ниже, чем при чи-
стоте поверхности V 6 и V 7.
Недостатком литых колес являются также сложность и
дороговизна (особенно при мелкосерийном производстве) ос-
настки литейных форм.
Отливка колес с толщиной лопаток 0,8—2 мм стоит в три
раза дороже, чем изготовление сборных колес, так как при
литье получается большой брак.
Литые колеса после отливки подвергаются механической
обработке (обрабатываются торцовые поверхности) и балан-
сировке. Для колес трансформаторов легковых автомобилей
дисбаланс допускается 15—35 гем, для грузовых автомоби-
лей (и гусеничных машин) —25—50 гем.
Для штамповки колес применяются малоуглеродистые
конструкционные качественные стали (08, 20, иногда 45). Ло-
патки и торовые кольца на заводах ГАЗ и ЗИЛ штампуют
256
с
помощью
Рис. V.16. Крепление лопаток
усиков
из стальной ленты толщиной 0,8—1 мм (холодная штам-
повка).
При штамповке чистота поверхности равна V 5. Часто от-
дельные детали колес и колеса в целом одного и того же
трансформатора изготовляют ~
например, трансформа-
торы ЗИЛ и ГАЗ
имеют насосные и тур-
бинные колеса штампо-
ванные стальные, а ко-
леса реактора-—литые
из сплава алюминия
АЛ4. Это вызвано про-
изводственными сооб-
ражениями: одно коле-
со легче изготовить
литьем (например, с
цилиндрическими ло-
патками аэродинамиче-
ской формы), а дру-
гое — штамповкой.
После штамповки
рабочая поверхность
деталей доводится до
необходимой чистоты,
после чего колеса со-
бираются.
Лопатки изготовля-
ются (штампуются) с
загнутыми под углом
90° кромками, которы-
ми они прижимаются к
тору и чаше и прива-
риваются в этом месте
точечной сваркой, затем
пропаиваются. Указан-
ный способ применяет-
ся при изготовлении
колес гидротансформа-
торов ЗИЛ-111.
^Паяют отожженной
вейерного типа при /=1050±10°С.
Лопатки иногда крепятся с помощью усиков. Усики встав-
ляют в сквозные прорези чаши и тора и отгибают (рис. V.16).
Такой способ крепления лопаток применяется в турбинных
колесах гидротрансформаторов «Волга» и «Чайка». Крепле-
ние лопаток насосных колес этих трансформаторов выполне-
но иначе (рис. V.17). В чаше, имеющей толщину около
9—2921 257
литьем и штамповкой. Так,
латунной проволокой в печи кон-
10 мм, на внутренней поверхности сделаны разы глубиной
примерно 5 мм и длиной 20 или Таких пазов для каждой ло-
патки три-четыре. • В эти пазы ' вставляются ушки лопаток,
ушки в средней части имеют выдавки (небольшие утолще-
ния, сделанные на прессе). Этим обеспечивается плотность
Рис. V.17. Крепление лопаток с
помощью пазов и ушков
прилегания усиков к стен-
кам паза. Этот способ сбор-
ки по жесткости конструк-
ции уступает первому.
В многоступенчатых
трансформаторах «Лмс-
хольм-Смит», ЗИЛ-129 при-
менялось крепление лопаток
склепкой. Лопатки штам-
пуют или отливают заодно с
шипами, которые вставля-
ются в отверстия чаши и то-
ра и затем расклепываются.
Как упоминалось выше,
рабочие колеса некоторых
гидротрансформаторов вы-
Рис. V.18. Схема механизма
поворота лопаток насосного
колеса гидротрансформатора
полняются с поворотными лопатками. На рис. V. 18 приведена
схема механизма поворота лопаток насосного колеса.
Если перемещать вдоль главной оси трансформатора
вал 5, имеющий червячную резьбу, то он будет поворачивать
зубчатое колесо 2, а последнее через секторы 1 повернет ло-
патки на заданный угол.
Такую схему механизма поворота лопаток имели опытный
гидротрансформатор ЗИЛ и трансформатор «Лисхольм-
Смит» тепловоза фирмы Крупп.
258
рас-
Рис. V.19. Механизм
поворота лопаток
На рис. V.19 приведена гидравлическая система поворота
лопаток в колесе реактора трансформатора автомобиля
«Бюик». Лопатка 1 жестко соединена с коленчатым рычаж-
ком 2, вставленным в кольцевую канавку поршня 3 бусте-
ра 4. Подача жидкости в бустер осуществляется через
пределительный клапан, связанный тя-
гами с дроссельной заслонкой или
рейкой топливного насоса двигателя.
Давление регулируется положением
педали управления подачей топлива и
’ следящей системой. В выполненных
конструкциях полный ход поршня со-
ставляет около 6 мм, а угол поворота
лопаток — 55—75°.
Опоры колес. Опорами рабочих ко-
лес гидротрансформаторов являются
подшипники качения (рис. V.20) —
шариковые 2, 6 или роликовые цилин-
дрические 3, а также подшипники
скольжения /.
Опорами также являются муфты
свободного хода 4 — роликовые или
кулачковые.
В гидротрансформаторе одновре-
менно могут применяться подшипники
нескольких типов.
Шарикоподшипники применяются"
радиально-упорные, воспринимающие
кроме радиальной осевую нагрузку,
которая возникает при работе транс-
форматора от распирающего дей-
ствия рабочей . жидкости. Радиаль-
ная нагрузка в трансформаторах не-
в^лйка,- Она создается только весом7
рабочих колес и центробежной силой,
так как абсолютно уравновесить ко-
леса нельзя.
Для уменьшения размеров опор, а следовательно, габари-
тов трансформатора колеса устанавливаются на роликопод-
шипниках без обойм или на втулках скольжения.
Радиально-упорные шарикоподшипники применяют в ка-
честве опор насосных и турбинных колес главным образом
в трансформаторах большой мощности (МАЗ), где габарит-
ные ограничения не хак стеснительны и где могут действо-
вать значительные осевые силк.
В качестве опор скольжения применяют. втулки. из. анти-
фрикционных материалов — металлокерамики (ЗЙЛ-111)>
бронзографитовые,
9* 259
В состав металлокерамики входит медный порошок (ос-
новной компонент) — 60—75%, цинк — 5—10%, свинец —
5—10%, олово — 5—7%, кремний — до 1,5%, графит — до 7%,
железо — 5—10%. Металлокерамические втулки обладают
пористостью (15—30%). Поры во время работы заполняются
маслом. Твердость втулок по Бринеллю 18—25. В состав
бронзографитовых втулок входит медь —87%, олово-—10%,
графит — 3%. Пористость втулок составляет 20—30%.
Рис. V.20. Опоры рабочих колес гидротрансфор*
матора
Иногда втулки изготовляют с фланцем для восприятия осе-
вых нагрузок.
Для улучшения условий смазки на поверхности втулок
делают масляные канавки.
Муфты свободного хода используются как опоры для ко-
лес реактора. Они могут изготовляться с наружной обой-
мой 5 (рис. V.20), которая впрессовывается в ступицу ко-
леса, и с внутренней обоймой, соединенной с неподвижной
осью реактора. Иногда под внутреннюю обойму исполь-
зуют термически обработанную поверхность неподвижной
оси 7 (гидротрансформатор МАЗ), как показано на рисунке.
Уплотнения. Для предотвращения утечки рабочей жидко-
сти из полости трансформатора применяют различные виды
уплотнений: между неподвижными деталями — прокладки,
резиновые кольца, шелковые шнуры и др. (рис. V.21, а); ме-
жду скользящими деталями — лабиринтные уплотнения
(рис. V.21,6), в том числе маслосгонные резьбы. Уплотнения
этого типа не обеспечивают полностью герметичность рабочей
260
полости; поэтому к ним добавляют поджимные уплотнения:
уплотнительные кольца, самоподжимные манжеты, мембран-
ные уплотнения. Устройство уплотнительных колец вращаю-
щихся валов аналогично устройству компрессионных поршне-
вых колец двигателей внутреннего сгорания.
а
Рис. V.21. Уплотнения неподвижных соединений (а), ла-
биринтные уплотнения (б)
Чтобы уплотнительное кольцо создавало большое сопро-
тивление протеканию жидкости, необходимо обеспечить при-
легание кольца к поверхности в гулки и минимальный зазор
между боковыми поверхностями кольца и канавками
(рис V22), а гакжк герметичность замка кольца.
Для изготовления колец применяют серый чугун марки
СЧ 18—36 (на заводе ЗИЛ— серый чугун № 7). Каждое
кольцо изготовляют из индивидуальной отливки. Вначале от-
ливку обдирают на станке и подвергают старению. Затем ее
261
механически обрабатывают на станках-автоматах и тщатель-
но контролируют.
Все кольца проверяются на магнитном дефектоскопе (для
Обнаружения трещин) с последующим их размагничиванием.
Плотность прилегания кольца к цилиндрической поверхности
проверяется на калибрах. Твердость кольца по Бринеллю
98—106, колебание твердости в одном кольце — не более
4 единиц.
Кольца выполняют прямоугольного сечения, а стыки ко-
лец (замки) делают прямыми, косыми, ступенчатыми.
Рис. V.22. Размеры кольцевых уплотнений
Чтобы добиться хорошей герметичности, в одном уплот-
нении применяют несколько колец. Размеры колец и их рас-
становка показаны на рис. V.22. Здесь ширина кольца t
определяется из выражения
“ 15 — 30 ’
где D — диаметр втулки или "наружный диаметр сжатою
кольца, мм.
Нижний предел устанавливается для малых диаметров,
верхний—для больших диаметров.
В гидротрансформаторах при давлении внутри рабочей
полости 10 кПсм2 число колец в одном уплотнении, как пра-
вило, равно трем, при давлении 5—6 кГ^см2— двум. Выгод-
нее применять большее число узких колец, чем меньшее чис-
ло широких (вместо двух широких лучше ставить три узких).
Уплотнительные кольца широко применяются в трансфер-
Маторах отечественных автомобилей ЗИЛ, МАЗ и др.
Уплотнительные кольца не обеспечивают абсолютной гер-
метичности уплотнения. Поэтому там, где она требуется (на
выходных валах), ставят дополнительно манжетные уплот-
нения 2-(рис. V.I5, IV.22). Эти уплотнения надежно работают
Ъри скоростях не выше 12—v J ?
Манжета делается из резины, к которой предъявляются
следующие требования: она не должна набухать (допусти^
262
гмое набухание 3—5°/о от веса манжеты за 24 ч пребывания
'в трансформаторном масле при температуре 70°С), должна
быть эластичной п прочной, хорошо работать при темпера-
туре от —-50° С до -4120° С. Когда требуется создать особо вы-
сокую герметичность, ставят две резиновые манжеты последо-
вательно, как, например, в ГМП автомобилей МАЗ.
В гидромуфтах и на некоторых гидротрансформаторах
иностранного производства получили применение уплотнения
с мембраной и сильфоном. По устройству эти уплотнения до-
вольно сложны, однако они обладают высокой надежностью
и хорошей герметичностью, не боятся высоких температур.
В отечественных гидротрансформаторах мембранные уплот-
нения пока не применяются.
Муфты свободного хода. По конструктивным признакам
муфты свободного хода можно разделить на три типа: ро-
ликовые, кулачковые и зубчатые.
d
Рис. V.23. Роликовая муфта свободного хода (а) и профиль
наружного кольца роликовой муфты свободного хода (б)
На рис. V.23 приведена роликовая муфта. Здесь между
двумя стальными кольцами 1 и 2 расположены ролики 4. Ра-
бочая поверхность кольца 1 цилиндрическая, а кольца 2 —
профилированная. Ролики прижимаются к рабочим поверх-
ностям пружинками 5.
Кольца изготовляются из стали 20Х или 12Х2Н4А, роли-
ки—из стали ШХ6 или ШХ15. Для пружин применяют
сталь Х18Н9.
После изготовления колец рабочая поверхность цементи-
руется (глубина слоя цементации не менее 1,5 мм), после
чего кольца подвергаются закалке и отпуску. Твердость ра-
бочей поверхности по Роквеллу 61—65. Рабочая поверхность
колец и роликов шлифуется и полируется. Кольцо 2 посред-
ством заклепок 3 соединяется со ступицей колеса.
Надежность работы муфты зависит от правильного выбо-
ра угла а наклона рабочей поверхности. При слишком боль-
шом угле муфта будет проскальзывать, при малом — будет за-
клиниваться (и даже возможно раздавливание роликов).
Угол а выбирают в пределах 6—9°.
263
Роликовые муфты применяются в гидротрансформаторах
автомобилей ЗИЛ, МАЗ, «Чайка», а также на многих транс-
форматорах иностранных марок — «Ультраматик», «Пауэр-
глайд», «Студебекер», «Аллисон», «Крайслер» и др.
На рис. V.24 показана типовая установка колес реактора
на роликовых муфтах. Левое колесо 1 шлицами и болтами 2
соединено с наружной обоймой 3 муфты; эта обойма имеет
профилированную внутреннюю поверхность для роликов 6.
Рис. V.24. Типовая установка колес реак-
тора на роликовых муфтах
.Внутренней обоймой муфты служит наружная цилиндриче-
ская поверхность неподвижной оси 4 Установка правого ко-
леса аналогична. Между роликами правой и левой муфты
и по бокам установлены каленые шайбы 5, через которые
осевое усилие от колес передается на упорный бурт 7 или
на крышку 5, соединенную с осью 4 болтами.
На рис. V.25 показана муфта свободного хода кулачко-
вого типа. Кольцо 1 посредством внутренних шлицев связано
с неподвижной осью колеса направляющего аппарата, а
кольцо 2 заклепками — со ступицей этого колеса. Рабочая по-
верхность обоих колец цилиндрическая. Кулачки 3 имеют
специальный профиль и удерживаются сепаратором 4. Сквозь
отверстия в кулачках и поперечных планках 5 сепаратора
пропущена кольцевая цилиндрическая пружина, которая под-
жимает кулачки к рабочей поверхности колец.
При вращении колеса по ходу часовой стрелки кулачки
наклоняются и реактор не заклинивают. При вращении про-
тив хода часовой стрелки происходит заклинивание реак-
тора.
Кулачковая муфта устанавливалась в гидротрансформа-
торе автомобиля «Волга». Кулачковые муфты обладают су-
264
шественным недостатком. Так как кулачки работают одной
и той же небольшой опорной поверхностью, то эта поверх-
ность быстро изнашивается и кулачки изменяют свой про-
филь, вследствие чего муфта перестает работать. По этой
причине кулачковые муфты не получили широкого распро-
странения.
Муфты свободного хода зубчатого типа устанавливались
в первых гидротрансформаторах («Трилок»). В современных
трансформаторах они не применяются.
Рис. V.25. Муфта свободного хода кулачкового типа
Блокировочные фрикционы. Как указывалось выше, при
переходе трансформатора на режим гидромуфты расход ра-
бочей жидкости в полости трансформатора падает, а с ним
резко падает и нагрузка на двигатель. Поэтому при /Т1Ь
близком к единице, трансформатор блокируют, т. е. превра-
щают его в обыкновенный вал. Блокировка производится с
помощью блокировочного фрикциона (МАЗ, КрАЗ-253,
«Ультраматик», «Кросс-Драйв» и т. д.).
На рис. V.26 приведена конструкция блокировочного
фрикциона трансформатора ЗИЛ. Фрикцион имеет бустерное
включение. Масло по каналам в валу 2 и крышке 5, соединен-
ной с валом /, поступает в полость, образуемую крышкой 5
и стальной мембраной 4. Последняя прикреплена к нажим-
ному диску 6. Давление масла передается через нажимной
Диск на фрикционный диск и прижимает его к ведущему
диску 7 насосного колеса 9. Фрикционный диск через шли-
цы связан со ступицей 3 турбины 8. Таким образом осу-
ществляется блокировка турбинного и насосного колес.
Фрикцион выключается за счет выпрямления под силой упру-

Рис. V.26. Блокировочный фрикцион трансформатора
зил
гости стальной мембраны. Некоторые фрикционы выключа-
ются из-за перепада давления масла, которое создается с
обратной стороны фрикционного' диска.
5. Типовые конструкции гидротрансформаторов
Гидротрансформатор МАЗ. Гидротрансформатор
автомобилей МАЗ (рис. V.27) полимерического типа, с бло-
кировочным фрикционом, управляемым бустером. Колеса
трансформатора литые, чистота литья V 3. Лопатки колес
плоские.
Особенностью конструкции трансформатора является
установка его лопастных колес на одной неподвижной де-
тали-оси /, правый конец которой крепится к картеру ко-
робки передач. Такая конструкция дает точную центровку
лопастных колес, а . следовательно, хорошую балансировку
вращающихся деталей трансформатора.
Блокировочный фрикцион не имеет отжимной пружины.
Для включения фрикциона масло нагнетается в полость бу-
стера под давлением 10 кГ1см2. Одновременно нажимной
диск находится под противодавлением подпитки 4 кГ/см2.
При включении фрикциона давление в полости бустера
падает ниже 4 кГ/см2, благодаря чему нажимной диск
отжимается от фрикционного диска и фрикцион выклю-
чается.
Ведомый диск имеет металлокерамические накладки.
Чтобы диск не перекашивался, он установлен на направляю-
щих пальцах.
Рабочая жидкость в полость трансформатора подводится
через канал 2 и кольцевую щель на входе в насосное колесо
(здесь давление рабочей жидкости наименьшее). Отводится
жидкость из рабочей полости через отверстие в чаше турбин-
ного колеса и канал 3.
Уплотнение рабочей полости достигается посредством
уплотнительных колец и самоподжимных резиновых манжет.
Уплотнительные кольца работают по бронзовым втулкам, по-
крытым пористым хромом. Это увеличивает срок службы
колец.
Детали трансформатора изготовлены из таких материа-
лов: рабочие колеса — из сплава алюминия АЛ9; картер и
поршень бустера — из серого чугуна; валы турбинного и на-
сосного колес — ид стали 40Х; наружные обоймы муфт сво-
бодного хода — из стали 20Х (может применяться сталь
12Х2Н4А); ролики муфт — из стали IIIX6 (ШХ15).
Гидротрансформатор без картера' весит 180 кг, с жарте-
Ром ~ 300 кг.
267
Рис. V.27. Гидротрансформатор МАЗ
Гидротрансформатор ЗИЛ. Чаши насосного и турбинного
колес и их торовые кольца штампованные (рис. V.28). Ло-
патки этих колес также штампованные. Они имеют загнутую
под 90° отбортовку, которой привариваются точечной свар-
кой к колесу, после чего припаиваются. Толщина лопаток
0,8—1 мм.
Рис. V.28. Гидротрансформатор ЗИЛ
Колеса реактора литые, толщина лопаток 4,5 мм. Насос-
ное колесо соединяется с коленчатым валом двигателя с по-
мощью упругого диска 1. К чаше насосного колеса привари-
вается ступица 2, соединенная полым валом 4 с приводом
шестеренчатого насоса 3. Турбинное колесо соединено со сту-
пицей с помощью заклепок. По отношению к насосному ко-
269
лесу оно центруется втулкой (металлокерамической) 5,
впрессованной в переднюю крышку трансформатора. Колеса
реактора установлены па муфтах свободного хода ролико-
вого типа. - ‘
' Осевые-усилия, создаваемые рабочей жидкостью, переда
ются через фланец втулки 5 и упорные шайбы 6 на соседние
детали. Шайбы закалены, поверхности трения прошлифованы
Для подвода смазки на них имеются масляные канавки
Рабочая полость гидротрансформатора уплотнена резино-
вым.кольцом и самоподжимной манжетой.
Рабочая жидкость (гидрол-4) в гидротрансформатор под-
водится от насоса 3 через кольцевой канал, образованный
неподвижной осью направляющего аппарата и валом 4, за-
тем через зазор между правым колесом направляющего ап-
парата и насосным колесом. Давление подпитки 3—4 кГ/см2.
Рабочая жидкость отводится через кольцевой зазор ме-
аду турбинным колесом и левым колесом направляющего
аппарата, затем через канал между валом турбинного ко-
леса и осью направляющего аппарата в радиатор системы
охлаждения.
Детали трансформатора выполнены из таких материалов
насосные и турбинные колеса (чаши, тор, лопатки)—из шн-
колегированной конструкционной кремнистой стали ()<S
(0,08—0,18% С и 0,8—1,2% Si); колеса реактора — из алю-
миниевого сплава АЛ4; муфты свободного хода — из стали
20Х (кольца) и стали ШХ15 (ролики).
6. Расчет деталей гидротрансформатора
прочность
В гидротрансформаторе прочностному расчету под-
вергаются следующие детали: валы, шлицевые соединения,
подшипники, муфты свободного хода.
Расчет валов. В современных гидротрансформаторах валы
насосного и турбинного колес полностью разгружены от ра-
диальных и осевых сил. Поэтому они рассчитываются
только на крутящий момент. Диаметр вала в наименьшем се-
чении определяется по формуле
"-nS. (v-l0>
где Мк—максимальный крутящий'момент, кГ* см;
а—допускаемое напряжение.
Для углеродистых сталей о < 1500-^2000 кГ^см2; для леги-
рованных.Сталей а<^2300-н2700 кГ!см2,
270
Для вала насосного колеса Л1к принимается равным мак-
симальному моменту двигателя; для вала турбинного колеса
Мс.т = Ктгаах'Чта*’ ГДе. /<тшах-МаКСИМаЛЬНЫЙ КОЭффи-
циент трансформации гидротрансформатора; для вала (оси)
реактора) а | = | /Ик. т| — | Л4К. н Если* вал рабочего колеса
полый, то его диаметр
<vi1)
где Р — коэффициент для полых валов; 3 = rfo-rf;
dQ и d — внутренний и наружный диаметры вала, см. .
Расчет шлицевых соединений. Наибольшее распростране-
ние получили шлицевые соединения эвольвентнсго и треуголь.
ного. профиля.
Треугольное шлицевое соединение применяется для непо.-
движных соединений при передаче небольших крутящих мо-
ментов или когда втулки деталей тонкостенные. Треугольное
шлицевое соединение центруется по боковым сторонам
шлицев
Эвольвентное соединение используется при передаче боль-
ших крутящих моментов и при повышенной требовательно-
сти к центровке сопрягаемых деталей; соединение может цен-.’
троваться по боковым сторонам зубьев и по наружному диа-
метру.
В практике проектирования шлицевых соединений расчет
шлицев ведут только на допустимое напряжение смятия по
формуле
Мк
’см = -
(V12)
где Мк — максимальный крутящий момент на валу ра-
бочего колеса, кГ • см\
ф — коэффициент неравномерности распределения
усилий по рабочим поверхностям шлицев,
равный 0,7—0,8;
Z —число шлицев;
F — проекция рабочей поверхности шлица длиной
1 см на его среднюю диаметральную пло-
скость, см2;
L—рабочая длина шлицев;
гср — радиус для эвольвентных и треугольных шли-
цев, равный 0,5 б/д.
Для треугольных шлицев
[CMyt
271
Для эвольвентных шлицев
F = 0,8 /п = —2” [ел],
где Da—наружный диаметр вала по шлицам;
dt—внутренний диаметр ступицы по шлицам;
4Д—диаметр начальной окружности шлицев.
Ниже приведены допустимые напряжения на смятие
боковых поверхностей шлицев, выполняемых из сталей, имею!
Щих предел прочности при растяжении л,р < 5000 кГ/см2.
Термообработка
Не производится
Производится
бсм *Г1см'
1000—1200
1500-2000
Расчет муфт свободного хода. Муфты свободного хода
рассчитывают на условие заклинивания и контактные напря-
жения в роликах (см. гл. VI).
7. Типовые конструкции гидромеханических
передач с последовательным силовым
потоком (однопоточные)
Гидромеханическая передача автомобилей МАЗ.
На Минском автомобильном заводе разработана и находится
в серийном производстве гидромеханическая передача для
армейских автомобилей-тягачей повышенной проходимости.
Как указывалось выше, завод изготовляет два варианта
ГМП: на мощность ^ = 375 л. с. при nN=1600 об/мин и на
мощность Afe=525 л. с. при И№2100 об/мин.
Варианты передачи различаются между собой передаточ-
ным числом редуктора, установленного между двигателем и
гидротрансформатором: в передаче на мощность 375 л. с.
/р = 0,733, а в передаче на мощность 525 л. с. /р = 0,875.
На рис. V.29 представлен продольный разрез передачи, а
на рис. V.30 — ее кинематическая схема и схема СП.
Передача состоит из повышающего редуктора, выполнен-
ного в отдельном картере и присоединенного болтами к ко-
жуху маховика двигателя, карданного вала, соединяющего
нижний ведомый вал редуктора с валом насосного колеса
гидротрансформатора (на рисунке эти узлы не показаны),
полимерического гидротрансформатора с блокировочным

ХлЭ
Рис. V.29. Гидромеханическая передача МАЗ
фрикционом Фб и последовательно присоединенной планетар-
ной коробкой передач, обозначенной на схеме СП УТ-а.
Гидротрансформатор МАЗ был рассмотрен выше. Оста-
новимся здесь на устройстве дополнительной коробки пе-
редач.
Коробка передач (рис. V.29) представляет собой простей-
ший планетарный механизм, имеющий пять внешних валов:
валов зубчатых колес 8 и 3, водила 10, эпициклических ко-
лес 4 и 7. Валы колес 7, 4 и 3 посредством дисковых тор-
мозов Л, Тзл, могут быть заторможены, а валы колес 4
и 3 — сблокированы фрикционом ФП1.
Согласно схеме СП коробка имеет две степени свободы.
Включением одного фрикционного элемента осуществляется
передача (табл. V.2).
Порядок включения управляющих элементов приведен в
табл. V.2, здесь же приведены и передаточные числа коробки:
mk — индексы валов, trnll — внутреннее передаточное число ме-
ханизма.
Для сокращения продольного габарита коробки здесь два
элементарных зубчатых механизма объединены в один четы-
рехвальный простейший механизм: солнечное зубчатое коле-
со 8 (рис. V.29) входит в зацепление с колесом.сателлита //,
274
имеющим удлиненные зубья. Колесо сателлита 11 сцеплено
с колесом 7 и колесом сателлита 6. Сателлит 6 в свою оче-
редь входит в зацепление с эпициклическим колесом 4 и сол-
нечным колесом 3.
Наименьшие-потери в коробке получаются на первой, сту-
пени, где два полюса зацепления; на второй ступени—три
полюса зацепления.
Сателлиты коробки установлены на роликоподшипниках
без обойм. Ролики от осевого смещения удерживаются кале-
ными торцовыми шайбами.
Тормоза и фрикционы по конструкции аналогичны и вы-
полнены в виде многодисковых муфт. Управление тормозами
и муфтамц гидравлическое с ручным (неавтоматическим)
управлением.
Все бустеры соединены каналами с механизмом управле-
ния. Тормоза первой передачи. 7\ и заднего хода Тзх имеют
по пятнадцать взаимозаменяемых дисков, из которых восемь
неподвижные. Ведущие диски стальные с металлокерамиче-
скими накладками, имеющими спиральные и радиальные ка-
навки для удаления масла при их включении. Для отвода
поршней бустеров служат пружины 5.
Тормоз второй ступени Тц имеет одиннадцать дисков
(пять ведущих с накладками, шесть стальных без накла-
док). Фрикцион третьей ступени Фщ имеет девять дисков
(четыре и пять), взаимозаменяемых с дисками тормоза Тп.
Для подвода масла к дискам тормоза Тзх имеется масло-
уловитель 2, расположенный на блокировочном фрикцио-
не Фш. .Масло, выброшенное через калиброванное отверстие
н заглушках осей сателлитов при их вращении, попадает д
маслоуловитель и затем по каналу 1 поступает к дискам
трения.
На ведомом валу 10 на шпонке .закреплено зубчатое ко-
лесо привода, заднего насоса,
275
: солнечные зуочатые колеса,
Рис. V.3L Схема механизма бло-
кировки фрикциона гидротранс-
форматора МАЗ
нитным механизмом, управляем
В коробке передач для уплотнения применены уплотни-
тельные чугунные кольца, резиновые кольца круглого сече-
ния (для поршней) и самоподжимные манжеты.
Детали коробки МАЗ выполнены из следующих материа-
сателлиты и их оси — из
стали 12ХНЗА; эпицикли-
ческие зубчатые колеса и
ведущий вал — из стали
40Х; картер коробки — из
серого чугуна; диски
фрикционных элементов—
из стали 65Г.
Коробка смазывается
маслом гидрол-4.
Коробка передач сов-
местно с гидротрансфор-
матором смонтирована в
картере, имеющем перед-
нюю и заднюю съемные
крышки. Сверху на кар-
тере укреплены золот-
никовые устройства — ле-
вое 13 для управления
тормозами и фрикцио-
ном коросбки передач
и правое 12 для управле-
ния блокировочным фрик-
ционом гидротрансформа-
тора.
Блокировка трансфор-
м атор а осу ществл я ется
специальным электромаг-
с места водителя кноп-
кой. Устройство механизма схематически представлено на
рис. V.31.
В корпусе механизма расположены золотник 6 и электро-
магнитные катушки 5 и 7, подключенные в электрическую
схему автомобиля. Чтобы заблокировать гидротрансформа-
тор, водителю необходимо нажать на кнопку 1 с надписью
«Блокировка». В этом случае под действием тока в катуш-
ке 7 создается электромагнитная сила, перемещающая золот-
ник 6 влево; бустер фрикциона соединяется при этом с глав-
ной магистралью гидросистемы (см. ниже). Посредством
контакта 8 включается контрольная лампа 9. Чтобы разбло-
кировать гидротрансформатор, необходимо нажать на кноп-
ку 2 с надписью «Разблокирована».
Ток через верхние замкнутые контакты и кнопку 2 посту-
пает в катушку 5 и вызывает перемещение золотника 6 впра-
276
во. При этом перекрывается главная магистраль, а бустер
фрикциона гидротрансформатора соединяется с отверстием
слива. Одновременно включается контрольная лампа 3 раз-
блокировки посредством контактного устройства 4.
Блокировать гидротрансформатор рекомендуется при дви-
жении на второй передаче на скоростях свыше 25 км/ч, а на
третьей передаче — свыше 45 км/ч.
Гидромеханическая передача устанавливается на раме ав-
томобиля на четырех опорах, имеющих резиновые прокладки.
Весит передача в сборе 980 кг. Вес редуктора 220 кг.
В табл. V.3 приведены основные данные ГМП МАЗ.
Таблица V.3
Основные данные ГМП МАЗ
Передаточные
числа корэбки
Диапазоны регулирооагия при
> 0.75
I II III
МАЗ
МАЗ
375
525
3,2 1,8 1,0
3,2 1,8 1,0
2,62
1,86
Гидромеханическая передача автомобиля ЗИЛ. На заводе
ЗИЛ разработана и до 1965 г. находилась в серийном про-
изводстве ГМП для армейских четырехосных автомобилей-
тягачей повышенной проходимости.
На рис. V.32 приведен продольный разрез гидромехани-
ческой передачи, а на рис. V.33 — ее кинематическая схема
и схема СП. На машине устанавливаются две такие переда-
чи — по одной на каждый борт. Мощность каждой передачи
180 л. с. при Пдг = 3200 об!мин.
Передача имеет последовательный поток мощности. Она
состоит из полимерического гидротрансформатора, планетар-
ной коробки передач, планетарного демультипликатора, при-
соединенного к коробке, и гидравлической системы.
Описание гидротрансформатора было дано выше. Остано-
вимся на коробке передач и демультипликаторе. Коробка
передач ЗИЛ состоит из двух последовательно соединенных
планетарных механизмов: механизма а (коробки передач) и
механизма б (демультипликатора). Число степеней свободы
коробки Хи = 4. Чтобы получить передачу, необходимо одно-
временно включить три фрикционных элемента (см. схему
СП, рис. V.33): два — в УТ-а и один — в УТ-б.
277
to
7} T? *
Рис. V.32. Гидромеханическая передача ЗИЛ
Работа коробки и данные по передаточным числам при-
ведены в табл. V.4.
Коробка имеет восемь ступеней, все понижающие, за
исключением прямой (VI). Как и в коробке МАЗ, здесь в
УТ-а объединяются два элементарных механизма в простей-
ший четырехвальный механизм.
Из табл. V.4 следует, что на четырех ступенях коробка
работает как простая (включен тормоз Т2).
Таблица V.4
Работа коробки передач автомобиля ЗИЛ
Что включено Передаточные числа Раб )- чие пе-
Ступени а б и 'общее
ф, 1 1 | *2 1 г, ф; 6 редачи
4- 4- 2,55 2,73 6,97 I
п 4- + 4- 1,47 2,73 4,02 и
III 4- + 1,0 2,73 2,73 —
IV + + 4- 2,55 1 2,55 III
V 4- + + 1,47 1 1,47 IV
VI + + + 1 1 1 V
З.ХТ 4- + —2,26 1 -2,26 З.Х!
З.Хц + 4- •4* —2,26 2,73 —6,16 з.х„
Недостатком коробки является последовательная работа
УТ-а и УТ-б на всех ступенях, причем обе точки всегда на-
гружены полным потоком мощности, подводимым от двига-
теля*, отчего размеры фрикционных элементов возрастают.
Число ступеней й разбивка передаточных чисел между
ними выбраны не очень удачно. Так, передачи III и IV имеют
близкие друг к другу передаточные числа.
Картер коробки литой, состоит из двух половин 4 и 6
(рис. V.32), соединенных между собой шпильками. В основ-
ной картере монтируются детали коробки передач, а в до-
полнительном — детали демультипликатора. Верхняя часть
основного картера закрывается крышкой, под которой уста-
новлены агрегаты автоматической системы управления ко-
робкой. К нижней части крепится масляный поддон с масло-
приемниками.
Между картерами установлено промежуточное литое
кольцо 5, являющееся опорой для деталей фрикциона Ф3 и
тормоза Г3.
Ведущий вал 2 коробки заклепками соединен с фигур-
ным опорным диском фрикциона Ф]. Его наружный барабан
279
изготовлен заодно с внутренним барабаном фрикциона Ф2,
ступица которого используется как цилиндр для поршня бу-
стера фрикциона Фь
Зубчатые колеса коробки выполнены с косым зубом. Ве-
нец 3 эпициклического зубчатого колеса изготовлен отдель-
но и соединен с фланцем посредством шлицев и разрезного
Рис. V.33. Кинематическая схема и схема силового потока ГМП ЗИЛ
стопорного кольца. Сателлиты установлены на игольчатых
подшипниках. Фрикционы и дисковый тормоз имеют метал-
локерамические накладки. Некоторые детали фрикционов Ф2
и Ф3 взаимозаменяемые.
Применение в демультипликаторе УТ-б дискового тормо-
за Т3 вместо ленточного объясняется тем, что здесь на эпи-
циклическом зубчатом колесе действует значительный по ве-
личине момент (на первой ступени М2б = 4,42 Мтурб). Осталь-
ные два тормоза ленточные, простые, с гидравлическим при-
водом.
Коробка передач имеет автоматическую систему переклю-
чения ступеней (демультипликатор — ручную). Внутри ко-
робки установлены два насоса — передний 1 (рис. V.32) и
задний 8, подающие масло из поддона в гидравлическую си-
стему управления и в гидротрансформатор,
280
На ведомом валу коробки установлен центробежный ре-
гулятор 7, назначение • которого обеспечивать необходимое
давление в системе управления фрикционами и тормозами
коробки в зависимости от скорости движения автомобиля.
Ступень в планетарной коробке выбирается водителем на-
жатием на одну из четырех кнопок: П — первая передача;
Д — движение — автоматическое переключение с первой до
прямой передачи; Н — нейтраль; З.Х — задний ход. При на-
жатии на одну из кнопок масло под давлением поступает в
бустер блокировочных фрикционов и тормозов в порядке,
приведенном в табл. V.4. Под действием давления жидкости
происходит включение" ступени. При нажатии на кнопку «Д»
и увеличении скорости движения автомобиля (увеличении
угла открытия дроссельной заслонки) коробка автоматически
переключается с первой на вторую и затем на третью (пря-
мую) ступень; при уменьшении скорости движения происхо-
дит автоматическое переключение ступеней в обратной по-
следовательности. При нажатии на кнопку «П» обеспечи-
вается движение только на первой ступени.
Ступени в демультипликаторе также включаются давле-
нием жидкости, подаваемой в бустеры, для чего имеются
две кнопки. При нажатии на одну из них (на щитке прибо-
ров— правую) включается дисковый тормоз и обеспечивает-
ся передаточное число 1Д = 2,73; при нажатии на левую кноп-
ку включается блокировочный фрикцион и обеспечивается
передаточное число /д==1. При полностью открытой дроссель-
ной заслонке автоматическое переключение ступеней (кноп-
ка «Д» включена) происходит при следующих скоростях дви-
жения: с первой ступени на вторую — 21 км!ч. со второй на
третью — 36 км!ч, с третьей на вторую—13 км)ч. со второй
на первую — 8 км!ч.
Величина рабочего давления в гидросистеме управления
должна быть 9 кГ/см2 при 1000 об!мин коленчатого вала дви-
гателя.
В гидросистеме ГМП применяется масло гидрол-4. Масло
очищается гидроциклоном. Радиаторы гидротрансформато-
ров трубчато-пластинчатые, крепятся на раме автомобиля
впереди масляных радиаторов двигателя и обдуваются об-
щим потоком воздуха системы охлаждения.
На рис. V.34 приведена тягово-экономическая характери-
стика автомобиля ЗИЛ с ГМП. Общий силовой диапазон ре-
гулирования передачи при т]Т>0,75 dc = 0,68 : 0,04= 17, а ско-
ростной диапазон dK = 66:2 = 33. Если принять рабочий си-
ловой диапазон за dc.p = 0,48 : 0,04 = 12, то к п. д. гидротранс-
форматора будет т)т > 0,86.
Гидромеханическая передача автомобилей «Чайка» и
«Волга». На рис. V.35 показаны продольный разрез ГМП ав-
томобиля «Чайка» и ее схема СП. Передача рассчитана на
281
to
00
to
D
0 4 в /2 16 20 24 28 32 36 40 44 40 82 м ьи оч
Рис. V.34. Тягово-экономическая характеристика автомобиля ЗИЛ с ГМП
s
мощность двигателя 195 л. с. при 4400 об/мин. ГМП состоит
из комплексного гидротрансформатора и планетарной коробки
передач на три ступени переднего хода и ступень заднего
хода. ГМП автомобиля «Волга» рассчитана на мощность
70 л. с. при «№4000 об/мин. Она имеет схему ГМП, анало-
гичную схеме ГМП автомобиля «Чайка», но меньшие раз-
меры трансформатора.
Кинематическая схема дополнительной коробки передач
рассматриваемой ГМП такая же, как и коробки ГМП ЗИЛ.
Коробка имеет Хи = 3 и, следовательно, включается двумя
управляющими элементами. Работа коробки передач и пере-
даточные числа приведены в табл. V.5.
Таблица V.5
Работа коробки передач автомобилей «Чайка» и «Волга»
Ступени Что включено Передаточ- ные числа
л г9 т
I 4- 4- 2,84
п + 1,68
Ill 4- + 1,0
З.Х + + -1,75
На двух ступенях (I и З.Х) коробка работает как про-
стая, так как водило затормаживается. При работе фрикцио-
ны Ф{ и Ф2 нагружены полной передаваемой мощностью, что
увеличивает их размеры. Картер коробки литой и состоит из
двух половин, между которыми установлена фигурная пере-
городка с вмонтированным задним зубчатым насосом 4.
В поддоне коробки находятся маслоприемник и механизм
автоматической системы управления. Вторая внутренняя пе-
регородка является опорой для муфты т свободного хода и
вбдила 3.
Все зубья колес коробки спиральные. Осевые усилия на
колесах воспринимаются стальными калеными шайбами и
передаются на картер. Сателлиты установлены на игольча-
тых подшипниках без обойм. Оси сателлитов запрессованы
в щеки водила и раскернены. Водило 3 состоит из двух щек:
левой щеки сложной конфигурации и правой. Щеки соеди-
нены между собой тремя пальцами, которые расклепаны.
284
Валы коробки установлены на подшипниках скольже-
ния— стальных втулках, поверхность трения которых покры-
та слоем баббита.
Диски фрикционов Ф] и Ф2 стальные (сталь 50), имеют
толщину 0,9 мм. К дискам, соединенным с внутренним ба-
рабаном, приклеены металлокерамические накладки. Диски
без накладок выполнены тарельчатыми: угол конуса —Г —
ГЗО7. Стальные ленты тормозов Го, также имеют при-
клеенные металлокерамические накладки. Ленты закалены до
твердости HRC 28—33. Внутреннюю поверхность лент под-
вергают дробеструйной обработке. Для предотвращения са-
мопроизвольного включения фрикционов в поршне левого
бустера вмонтирован шариковый клапан 2, а в поршне пра-
вого бустера просверлены отверстия диаметром 0,8 мм.
Муфта т свободного хода устроена и работает анало-
гично муфте свободного хода реактора гидротрансформатора.
Назначение муфты — автоматически останавливать вал во-
дила на первой передаче (тормоз Го при этом не включен),
а также освобождать вал водила при включении второй пе-
редачи.
Поршень фрикциона Ф2 на диски воздействует непосред-
ственно, сжимая отводную пружину, а поршень фрикцио-
на Ф] —через тарельчатую пружину /.
На ведомом валу коробки смонтирован центробежный ре-
гулятор 5. Коробка смазывается тем же маслом (ГТМ-3), на
котором работает гидротрансформатор. Смазка производится
под давлением и разбрызгиванием.
Планетарная коробка передач автомобиля «Волга» отли-
чается от коробки передач автомобиля «Чайка» следующим:
в блокировочных фрикционах коробки автомобиля «Волга»
уменьшено количество дисков на одну пару; нет муфты сво-
бодного хода; уменьшена площадь трения тормоза Г3 второй
передачи; упрощена автоматическая система управления ко-
робкой. Передаточные числа обеих коробок одинаковы, однако
при установке ГМП на автомобиль «Волга» снижают пере-
даточное число главной передачи до 3,78. Несмотря на то что
мощность двигателя автомобиля «Чайка» в 2,8 раза больше
мощности двигателя автомобиля «Волга», детали коробок на
85% взаимозаменяемые. Управление ГМП автомобиля «Вол-
га» осуществляется рычагом, расположенным на рулевой ко-
лонке. При положении рычага в нейтрали «Н» производится
запуск двигателя; в положении «Д» и при нажатии на педаль
управления дроссельной заслонкой — включение второй и за-
тем третьей ступени; в положении «П» — включение первой
(пониженной) ступени; в положении «З.Х» — включение сту-
пени заднего хода. При разгоне автомобиля на первой сту-
пени автоматическое переключение на вторую и третью сту-
пени не происходит.
285
8. Гидравлическая система
однопоточной гидромеханической передачи
Гидравлическая система ГМП служит для пере-
ключения ступеней в дополнительной коробке, обеспечения
трансформатора рабочей жидкостью и ее охлаждения, бло-
кировки трансформатора, обеспечения смазкой деталей пе-
редачи и ее охлаждения.
На рис. V36 показана типовая схема гидравлической си-
стемы ГМП автомобиля МАЗ. Главная масляная маги-
5 6 1 в э ю
Рис. • V.3K Схема гидравлической системы гидромеханической передачи
страль / обеспечивает подвод маслгг через фильтр — цик-
лон 22 к золотнику — селектору //, входящему в механизм 12
управления ГМП. Через механизм масло подводится к фрик-
ционам 6 плайетарной коробки передач (плавность включе-
ния ступеней в последней обеспечивается демпфером 7 и зо-
лотниковыми устройствами 8 и 10). К механизму относятся
также золотники 14 (гидропривода) и 15 (гидротрансформа-
тора). Магистраль // подпитки гидротрансформатора пред-
ставляет Собой замкнутый контур, в который последователь*
Но включены насос 7, ^фильтр 23,• гидротрансформатор. 5 и
радиатор 3. В магистрали 111 смазки ГМП давление (1 —
1,5 кГ(см2) поддерживается золотником /£. По магистра-
286
ли /V откачки масла отводится ^асло.из поддона картера
ГМП (передача работает по принципу сухого картера), От-
качивающий насос 17 подает масло в радиатор охлажде-
ния 13, откуда оно поступает в бак 4. Температура масла в
коробке поддерживается 60—95°С. По магистрали V подается
масло от заднего насоса 20 при запуске двигателя с буксира.
Насос приводится в действие от ведомого вала . коробки
(рис. V.29), связанного с колесами автомобиля. Масло от
насоса поступает в главную магистраль через золотник от-
ключения 19 и обратный клапан 18.
Система блокировки гидротрансформатора состоит из
маятникового золотника 9 и механизма блокировки 21. Маят-
никовый золотник в момент переключения передач (при за-
блокированном гидротрансформаторе) автоматически на 2—
3 сек выключает блокировку гидротрансформатора.
Механизм блокировки электромагнитного типа питается
током от электросети автомобиля. Чтобы заблокировать гид-
ротрансформатор, необходимо нажать на кнопку, имеющую-
ся в кабине водителя.
Гидравлические системы ГМП других машин аналогичны
по устройству.
Ниже приведена краткая характеристика основных эле-
ментов гидросистемы. Подробное описание гидравлического
привода управления ГМП было приведено в гл. IV.
Масляные насосы. Во всех гидросистемах приме-
няются шестеренчатые насосы с внутренним (ЗИЛ-111) или
внешним (МАЗ) зацеплением шестерен. Количество насосов
бывает от двух до четырех. Если в ГМП два насоса, то пе-
редний монтируется, как правило, в передней крышке кар-
тера коробки передач и приводится во вращение от колен-
чатого вала двигателя через ^ашу насосного колеса и пусто-
телый валик (рис. V.32). Задний насос монтируется в задней
крышке картера коробки и приводится во вращение от ведо-
мого вала коробки. Задний насос имеет меньшую произво-
дительность, чем передний, и служит для подачи масла в
гидросистему при запуске двигателя с буксира. В случае
заглохания двигателя на ходу автомобиля, а также при вы-
сокой скорости движения он разгружает передний насос,
беря на себя часть его нагрузки. Насосы могут создавать
давление в гидросистеме до 20—25 кГ)см2.
В гидросистеме ГМП МАЗ четыре насоса. Три из них —
передний 2 (рис. V.36), насос I гидротрансформатора и от-
качивающий 17 — смонтированы на передней крышке гидро-
трансформатора (рис. V.29) и приводятся в действие от ше-
стерни, установленной на ведущем валу ГМП. Задний насос 20
(рис. V.36) смонтирован в задней крышке картера коробки.
Наибольшее давление масла в гидросистеме МАЗ 13 —
15 кГ/см2.
287
Фильтры. Наибольшее распространение получили мас-
ляные фильтры грубой очистки с проволочно-щелевым или
пластинчато-щелевым фильтрующим элементом, устроенным
аналогично фильтрам систем смазки двигателей.
За последние годы в качестве фильтров начали приме-
няться гидроциклоны 22 (рис. V.36), работающие на прин-
ципе центробежной очистки жидкости Фильтры устанавли-
вают после зубчатых насосов в нагнетающей магистрали.
Радиаторы. Радиаторы гидросистемы принципиально
не отличаются от радиаторов систем охлаждения двигате-
лей или зубчатых силовых передач. Охлаждающей средой
радиаторов может быть воздух (МАЗ) или вода (ЗИЛ-111)
системы охлаждения двигателя. Вода подогревает или охла-
ждает рабочую жидкость, поддерживая постоянной ее тем-
пературу, а следовательно, и вязкость. Радиаторы устанав-
ливают в сливной части магистралей. В гидросистеме авто-
мобиля МАЗ применены два радиатора: один установлен на
выходе масла из коробки передач (рис. V.36), другой — из
гидротрансформатора.
Рабочие жидкости. В табл. V.6 приведены основ-
ные физико-химические свойства рабочих жидкостей, при-
меняемых в гидросистемах ГМП отечественных автомо-
билей.
Таблица V.6
Физико-химические свойства рабочих жидкостей гидросистем
Нефтепродукты Объемный вес, кПм* Темпера- тура вспышки, °C Темпера- тура за- стывания, °C Значение кинематической вязкости при температуре
50° С 100° с
ГТМ-3 880—900 185 -40 22,08 5,11
Смесь 70% масла АУ и 30% МТ-16п 889 176 — — 5,65
Г идрол-4 885 160 -45 — 3,5—4,0
В 1964 г. ЦАВТУ было принято для ГМП автомобилей
МАЗ и ЗИЛ масло, получившее название «гидрол-4».
Масло гидрол-4 является всесезонным и может приме-
няться в любых климатических условиях. Оно представляет
компаундированную нефтяную масляную основу из серни-
стых нефтей с добавкой присадок противоокислительной,
противоизносной и противопенной.
288
0. Расчет однопоточной гидромеханической
передачи
Задача расчета» Задачей расчета вновь проектируе-
мой ГМП является определение геометрических и кинематиче-
ских параметров гидротрансформатора и дополнительной
коробки передач. Расчет проводится в два этапа: сперва как
предварительный, из которого в первом приближении опре-
деляются параметры ГМП по исходным данным, и потом
как поверочный, в котором уточняются полученные пара'
метры и строится тягово-экономическая характеристика ав-
томобиля с ГМП. В заключение производятся прочностные
расчеты трансформатора и коробки передач и расчет гидрав-
лической системы подпитки и охлаждения — определяются
производительность насосов подпитки, размеры поверхностей
радиаторов и т. д.
Исходные данные для расчета. В основу расчета кла-
дутся следующие исходные данные: вес автомобиля и бук-
сируемого прицепа (G, Gj); максимальная скорость автомо-
биля (утах) и автопоезда (^тах). По этим данным опреде-
ляется потребная мощность двигателя:

^min^max
“2701) *
(V.13)
где 7?^—сопротивление движению в условиях максималь-
ной скорости движения по хорошим дорогам;
т) — общий к. п. д. автомобиля с учетом потерь в мо-
торной установке.
Принимаем /?тт=фоО, где фо — общий коэффициент со-
противления движению. Учитывая подъем дороги и сопро-
тивление воздуха, можно принять фо = 0,044-0,05»
Общий к. п. д. равен
= ^ГМП^м»
где Чгмп-к- п- д- ГМП;
у;м — к. п. д. зубчатых механизмов силовой пере-
дачи.
Для расчета можем принять Чгмп =0,80—0,85; 7]м = 0,95.
Тогда т) = 0,72 ч-0,81.
Заметим., что в сложной силовой передаче многопривод-
ных автомобилей общий к. п. д. иногда составляет очень
низкую величину порядка 0,5 и даже 0,45, т. е. 50% и более
энергии двигателя идет на внутренние потери в автомобиле.
Этот факт надо учитывать при расчете. Поэтому при нали-
10—2921 289
чин сложной силовой передачи следует определить в ней все
потери, включая и холостые. Для этого надо рассчитать пол-
ный СП силовой передачи (после того как будет известна
схема силовой передачи в поверочном расчете).
Если ГМП проектируется для поезда, то можно принять
фо.п=0,064-0,07, (?n=G+Gi, к. п. д. берется тот же, что и
для одиночного автомобиля. Подставляя в формулу (V.13)
#т1пп = фо. ПСП и v', получим N'e. В зависимости от того, какая
из мощностей будет большая (7V, или N'e)> подбирается для
этой мощности двигатель (из существующих). С двигателя
снимаются внешняя скоростная характеристика и характе-
ристики на частичной подаче топлива (60—70%). Обороты
и момент двигателя, близкие к максимальной мощности (на
200—300 об!мин ниже nN), являются расчетными: при этих
оборотах трансформатор должен находиться вблизи перехода
на режим гидромуфты. Расчет ведут по внешней характери-
стике и проверяют по частичным.
Подбор и расчет гидротрансформатора. Трансформатор
должен иметь такую характеристику, чтобы при совмещении
ее с характеристикой двигателя (рис. V.37) на всем (или
близком к этому) диапазоне рабочих оборотов двигателя (от
nN № пм) использовалась его приспособляемость, т. е. что-
бы трансформатор нагружал двигатель.
Способность гидротрансформатора нагружать двигатель
зависит от коэффициента прозрачности трансформатора <рт
на каноническом режиме:
<Рт = *ж^, (V.14)
где — коэффициент приспособляемости двигателя;
d*— диапазон рабочих оборотов двигателя.
где индексы /V и Л4 соответствуют максимальной мощности
(N) и максимальному моменту (М).
Если в трансформаторе нельзя получить <рт, определяе-
мое формулой (V. 14), то двигатель будет загружаться не
полностью, т. е. будет не полностью использоваться его при-
способляемость. Вообще говоря, в этом ничего страшного
нет, важно только, чтобы загрузка двигателя приходилась
на наиболее экономичный режим его работы.
Если имеется трансформатор с удовлетворяющей нас ха-
рактеристикой (высокий к. п. д., большой коэффициент при-
290
способляемости, большой диапазон рабочих оборотов на эко-
номичном режиме работы), то можно построить подобный
трансформатор, имеющий близкую характеристику, на лю-
бую мощность и на любые расчетные обороты. Для этого
должны соблюдаться законы подобия.
Рис. V.37. Совмещение характеристик гидро-
трансформатора и двигателя
Согласно законам подобия активный диаметр
матора
будет равен
трансфор-
б /--7-
£> = D'l/ -^-f—
(V.15)
где D, D —активный диаметр трансформатора (наиболь-
ший диаметр круга циркуляции), м;
7, у'—объемный вес рабочей жидкости, кГ1м\
М„, М'и —крутящий момент на расчетном режиме на
валу насосного колеса, кГм;
о>н, шн —угловая скорость вала насосного колеса на
расчетном режиме, {/сек.
Здесь величины без штриха относятся к рассчитываемому
трансформатору, а со штрихом — к прототипу. Величины в
правой части формулы должны быть заданы.
Отношение диаметра D' прототипа к диаметру D рас-
считываемого трансформатора дает геометрический масш-
таб, по которому определяются все геометрические размеры
проектируемого трансформатора.
Число лопаток и углы их наклона не пересчитываются и
берутся те же, что и у прототипа.
10»
291
Имея характеристику прототипа, определяют характери-
стику рассчитываемого трансформатора по формулам:
(V.16)
Мт = -Кт/Ин; (V.17)
(1>т — ZT и(йн.
(V.18)
Задаваясь произвольными значениями передаточных чи-
сел /т. ц (обычно 0; 0,2; 0,4 и т. д.), из канонической характе-
ристики прототипа для этих значений /т.н находят ЛГ. Тогда
из формулы (V.16) получим Мн в функции iT. н- Далее из
характеристики прототипа берут коэффициент трансформа-
ции соответствующий принятым значениям Гт. н, и по
формуле (V.17) определяют Л4Т как функцию !т,н.
В результате проведенных опытов установлено, что рас-
чет трансформатора по законам подобия дает удовлетвори-
тельные результаты в том случае, когда мощностные и ско-
ростные данные прототипа и рассчитываемого трансформа-
тора не слишком отличаются. В противном случае может
быть отклонение от прототипа в характеристике проектируе-
мого трансформатора. Эти отклонения в дальнейшем устра-
няются доводкой трансформатора.
Пример. Произведем расчет гидротрансформатора по законам подобия
для армейского автомобиля, имеющего мощность Ne — 180 л. с. при числе
Оборотов ^№=3200 об/мин. В качестве прототипа задан гидротрансформа-
тор автомобиля ЗИЛ-111, двигатель которого имеет мощность 200 л. с. при
числе оборотов nN=4200 об/мин. Эта мощность передается прн ir н = 0,935.
Данные трансформатора (прототипа) автомобиля ЗИЛ-111 приведены
в табл, V.7.
Кзиощщесказ &арактернстика трансформатора (прототипа) при
пн *=4200 об/мин приведена в табл. V.8.
Таблица V.7
Данные трансформатора (прототипа)
Колеса 2, шт. ₽? ₽г 5фах, мм D, мм
цо тору по чаще по тору по чаше
Н 35 90 90 90 90 0,8
Т 33 137 137 25 31 1,0 328
А, 21 50 56 78 83 4,5
Аг 19 58 72 148 141 4,5
292
Таблица V.8
Каноническая характеристика трансформатора (прототипа)
^т. н
0 0,2 0,4 0,6 0.8 0,87 0,94
Ят 2,45 2,1 I,75 1,35 1,12 1,0 1,о
’i 0 0,41 0,68 0,81 0,88 0,87 0,94
X, 372 353 320 255 174 111 28
X 910 740 560 345 196 133 28
Коэффициент прозрачности гидротрансформатора ЗИЛ-111 в данном
случае определится как отношение AfH при/т.н=0 (372 кГ - м) к при
полной передаваемой мощности двигателя, т. е. при/т н =0,935 (34 кГ-м),
тогда ~ И- Из этого следует, что трансформатор ЗИЛ-111 рассчитан
для постоянной работы в режиме гидромуфты, так как имеет большую
прямую йрозрачность и передает полную мощность двигателя почти на пре-
дельном значении ZTtH- Поэтому как прототип его следует принимать для
трансформаторов автомобилей, работающих главным образом в режиме
гидромуфты.
1. Определяем необходимый коэффициент прозрачности трансформато-
ра для совместной работы с двигателем армейского автомобиля.
Фт ~ ^Д^д»

ММ 47.5
MN - 40,2
= 1,18;
nN _ 3200 ft.
^=Т7=Т8~бо =1’78’
/И
<fT= 1,18-1,78s = 3,7.
Величины Мм, n, пм, n берем из внешней характеристики двигателя, ко-
торая здесь не приводится.
Так как коэффициент прозрачности трансформатора (прототипа) боль-
ше этой величины, то приспособляемость двигателя армейского автомобиля
будет использована полностью.
2. Определяем активный диаметр гидротрансформатора для армейского
автомобиля.
D'
7МН
if.
<°н /
Принимаем у=у'=887 кГ/м\ nH*=3200 об/мин, пи =4200 об[мцн. Мп
и Мн берем на режиме максимальной мощности двигателя.
293
Тогда
Мц = 40,2 кГ-м, Мп — 34,0 кГ м\
5
D = 0.328 У1,18-1,72 = 0,378 м.
3, Определяем геометрический масштаб перехода от прототипа к транс*
форматору армейского автомобиля.
_ I) 0,378 _
** ~ D' “ 0,328 ~ 11 5‘
Имея геометрический масштаб, определяем все геометрические размеры
проектируемого трансформатора: Д!я; Д2Я; Д!т; Д2т; ЛаИ ДзаГ, Д1ла;
Дала, имея в виду, что
£>1Н = Н^1н» £>2Н = Р*^2н и т- Д'
Число лопаток и углы их наклона принимаем, как у прототипа.
е 4. Определяем каноническую характеристику гидротрансформатора ар.
мейского автомобиля.
Т I шн\2 I & \2 .Z
^и=-у-|—-) (-§г) Л*ж;
1 \ “н/ к /
Л4Т = — КТМИ-.
Ми = 0,58.2-Л^ = 1,16^
Данные расчета сведем в табл. V.9.
Таблица V.9
Каноническая характеристика трансформатора армейского автомобиля
ZT.H Примечание
0 0,2 0,4 0,6 0,8 0,87 0,94
ч 372 353 320 255 174 111 28 Из табл. V. 8
AfH 430 410 372 295 202 129 32,5 /Ии= 1,16^
Кг 2,45 2,1 1,75 1,35 1,12 1,0 1,0 Из характери- стики прото- типа
Л*т 1055 860 650 400 224 129 32,5 Л4Т - | Ят Мн|
Ч 0 0,4 0,64 0,8 0,88 0,87 0,94 Из характери- стики прото- типа
5. Определяем характеристику совместной работы рассчитанного транс-
форматора с двигателем армейского автомобиля.
Имеем характеристику двигателя по моменту (табл. V.10).
294
Таблица V.10
Характеристика двигателя армейского автомобиля по моменту
"д об/мин 1100 1400 1800 2200 2600 3200
кГ-м 41 47 47,5 46,5 45 40,2
Определяем величину момента насосного колеса трансформатора на
неканоническом режиме работы:
, \2 о
н г АЛК______Н „2
7 "н-
!н/ пн

Индекс «к» обозначает канонический режим. Данные расчета для
каждого значения iT. н сведены в табл. V.11.
Таблица V. 11
Данные характеристики совместной работы гидротрансформатора
и двигателя армейского автомобиля
н Формулы Значения AfH при лн {кГ*м)
1100 1400 1800 2200 2600 3200
о Л1н = 430 лн 51,0 82 136
32002
0,2 м„ = 410 п2 48,5 78 130
32002
0,4 Л4н = 372 32002 J2 лн 44 71 117 — — —•
0,6 Л1н = 295 3200» "н 34,7 56,2 93 — — —•
0,8 Л*н = 202 32002 «к 23,8 38,6 64 — — —
0,87 129 32002 ян 15,2 24,6 41 — — —
0,94 Л4Н = 32,5 32002 ян 3,8 6,2 10,0 15,3 21,4 32,0
По данным табл. V.9 можно построить каноническую характеристику
трансформатора, а по данным табл. V.10 и V. 11—характеристику его со-
вместной работы с двигателем.
Трансформатор можно рассчитать методом ТСП. В каче-
стве исходных условий расчета принимают, что при работе
трансформатора на расчетном режиме ударные потери при
входе потока в лопастные колеса отсутствуют.
295
Выбрав тип гидротрансформатора и круг циркуляции,
находят его активный диаметр:
5 _________
(v-19>
где — мощность на валу насосного колеса на расчетном
режиме, л. с.;
% — угловая скорость насосного колеса на том же ре-
жиме, \/сек\
у — объемный вес рабочей жидкости,
An — коэффициент мощности.
Величиной Лдг задаются в соответствии с данными,
табл. V.1: для комплексных трансформаторов коэффициент
мощности равен 3,5—5, для полимерических — 4—5, для
трехступенчатых — 2—3.
Зная £>, определяют размеры рабочих колес круга цир-
куляции. Для этого руководствуются данными табл. V. 12:
задаются отношением активного диаметра D к наименьшему
диаметру круга циркуляции D\ в зависимости от коэффи-
циента прозрачности <р.
Таблица V. 12
Зависимость DIDX от коэффициента прозрачности ср
Коэффициент прозрачности ср 1,25 1,40 1,55 1,75 1,9 1,95 2,2
Рекомендуемое отношение D/D^ 1,8 1,9 2,2 2,6 3,0 3,2 3,5
Строят круг циркуляции. Для этого проводят главную
ось трансформатора (рис. V.38) и от нее откладывают диа-
метры D и Dp, находят точки а и h. Для комплексных и по-
лимерических трансформаторов в первом приближении ра-
бочую полость в меридиональном сечении можно принять
круглой. Тогда из центра О проводят круг через точки а и h.
Из точки О от оси ah вправо и влево откладывают углы
по 45°. Линии Ос и Od будут совпадать с кромками лопа-
ток колеса направляющего аппарата на входе и выходе.
Кромка насосного колеса на входе будет располагаться ря-
дом по линии ef, а турбинного колеса на выходе — по линии
km. Кромки насосного колеса на выходе и турбинного ко-
леса на входе соответственно будут находиться на линиях
пр и rL.
296
Весовой расход рабочей жидкости на расчетном
можно приближенно определить через коэффициент
режиме
быстро-
ходности п»:
5
(V.20)
Для гидротрансформаторов с центростремительной тур-
биной (типа ЗИЛ, МАЗ, ГАЗ) ns можно определить по эм-
пирической формуле
1g ns == --.-Iff... + а. (V .21)
+ 1g ^т. н
«т.н берется на расчетном режиме. Поправочный коэффи-
циент а==0,024-0,04. Для трансформаторов с центробежной
турбиной п«=200-ь250, с центростремительной турбиной —
90—150.
Задаются значением меридиональной скорости ото2н на
выходе из насосного колеса на расчетном режиме в преде-
лах 6—10 м/сек-, тогда из формулы
v —
т2н ~ ТС
297
определяют площадь живого сечения
выходе
F
2н '
насосного колеса на
(V.22)
Для устранения диффузорных потерь принимают эту пло-
щадь одинаковой в любом сечении круга циркуляции.
Зная площадь F2n=Fit находят ширину каналов в не-
скольких сечениях каждого колеса, т. е. на различных ра-
диусах от главной оси трансформатора. Ширина канала для
любого г-го сечения
о — F2Н -
1 ’
(V.23)
где —радиусы промежуточных сечений каналов колес;
— коэффициент стеснения потока телом лопаток в
данном сечении; при плоских лопатках ф —0,94.
При утолщенных лопатках его можно определить по формуле
. = j bZt
* itDi sin pi ’
где 8 — толщина лопаток;
Z, —число лопаток;
DL— диаметр сечения колеса;
Pi — угол наклона лопаток в данном сечении.
Всеми этими величинами в начале расчета можно за-
даться приближенно, а потом их уточнить.
Определив ширину каналов по формуле (V.23) в четы-
рех-пяти сечениях каждого колеса, откладывают отрезки
от наружной окружности на выбранных радиусах, как пока-
зано на рис. V.38, и затем соединяют концы отрезков плав-
ными кривыми. В случае необходимости можно отрезки
сместить ближе к центру рабочей полости или дальше от
центра и тем самым получать круг циркуляции с плавными
очертаниями, что уменьшит потери.
Определяем параметры колес трансформатора по форму-
лам:
(V24)
298
где т]т — гидравлический к. п. д. трансформатора на расчет-
ном режиме; г|т ~ 0,91-ь 0,94.
Величины, стоящие в правой части формул (V.24), долж-
ны быть заданы или определены по формулам:
аи~~Т'
„ 'г/ .
а*1 ~ Т ’
(V.25)
в2А== 7^2A‘g?2A ’
где g — ускорение земного тяготения;
р'А — угол схода жидкости с лопаток направляющего ап-»
парата, равней 150—160°;
i — индекс колес Н, Т, А.
Определив из формул (V.24) величины а, 2|> находят
тангенсы углов наклона лопаток колес на входе 1 и вы-
ходе 2i
(v.26)
‘Л—<v-27)
7бг 2lB2l
Чтобы перейти от гидравлических углов $'21 к лопаст-
ным p2i, надо определить отклонение потока Др2< от профиля
лопаток рабочих колес.
Можно рекомендовать (табл. V.13) следующие прибли-
женные величины отклонений потока Д(32: (в градусах) в зави-
симости от /т.я.
Таблица V.13
Величина отклонений потока Др; (в градусах) в зависимости от ZT.H
^Т.И 0 0,2 0,4 0,6 0,8
А02И 12—14 14—17 18—19 19—20 20—22
др2Т т со 5-6 6—7 5—6 3—5
%А 4 4 4 5 6
299
Лопастные углы определяются по формулам:
?2н — ?2н ‘l' I
PJT = ₽;T-*₽2t; (V.28)
р2а“?;а+д?2а- I
Число лопаток в каждом колесе находим из выражения
у 2*? 21
1 ’
(V.29)
где /0— длина лопатки по средней линии тока (рис. V.38);
tQ—относительный шаг, равный 0,4—0,6;
i — индекс колеса.
Таким образом определяются геометрические параметры
трансформатора. Результаты вычислений сводятся в
табл. V.14.
Таблица V.14
Геометрические параметры проектируемого трансформатора
Колеса Вход Параметры
Выход г, м р, град F, м* Z, шт. L, м «ср.*
И 1
2
т 1
2
А 1
2
Пример. Произвести расчет гидротрансформатора для автомобиля
КрАЗ-255Б методом силового потока. Трансформатор должен передавать
мощность 240 л. с. при числе оборотов вала насоса nv==2100 об/мин.
В качестве прототипа примем трансформатор ЗИЛ-153 (полимери-
ческий трансформатор с блокировкой насосного и турбинного колес).
Основные данные трансформатора ЗИЛ-153 приведены в табл. V.15.
Кроме того, имеем следующее соотношение основных размеров прото-
типа (для справки):
= 0,622; = 0,94; = 0,94; = 0,522;
= 0,502; = 3,19; = 0,432; = 0,502.
300
1. Задаемся коэффициентом мощности Лу®3 и объемным весом ра-
бочей жидкости у«*887 кг/л3.
Согласно формуле (V.19) определяем активный диаметр трансфор-
матора:
5 5
л- I Л Н,610>-240 _
D~V V ^2° -887 -3 ~ 0,396
Таблица V.15
Основные данные трансформатора ЗИЛ-153
Колеса Z, шт. град ₽ъ град D, мм
Н 35 90 90
Т Ах 33 21 137 53 28 80 340
А2 19 70 144
Здесь пп 3,14-2100 30 ~ 220 1/сек.
По соотношениям прототипа определяем ориентировочные основные
размеры трансформатора, м:
D1H = 0,206, D1Ai = 0,199,
D2h = 0,372, £>2А* = 0,171, A « 0,124.
Ат = 0,372; D1Aa = 0,171,
D2t = 0,206, D2A’ = 0,199.
2. Определяем весовой расход жидкости на расчетном режиме.
5 ______________
Ор-
Определим ла по эмпирической формуле ЛПИ им. Калинина.
Принимаем за расчетное /т. н —0,7, т. е. пнковое значение к. п. д<
Тогда
lg ns = -----+ 0,03 = 1,98,
Kl + lg0.7
ns = 95,5.
Принимаем л,=»90.
з , ______________
Qp = У 887=-240». (j^2o)4 = 154
8. Определяем площадь живого сечения насосного колеса.
301
Задавшись значением меридиональной скорости Рт2н*8 м]сек, опре-
деляем площадь живого сечения:
г Qp 154
2Н — ' I — Q- — 0,0217 jm?.
lvm2H оо7 • 8
4. Определяем ширину каналов на входе и выходе колес по формуле
_ F2Н
В данную формулу радиусы колес г< подставляем те, которые под-
считаны приблизительно по соотношениям прототипа.
Определяем ф,:

Ф2Н ” 1
0,8-35
3,14-206-1
= 1 —0,05 0,95.
0,8-35
3,14-372-1
= 1 — 0,3 = 0,97.
♦"’'-зттада»1-"'01'0’96-

1,0-33
3,14-206-0,47
= 1—0,11
= 0,89.
и. - 1_________4’5'2!-_ = 1 —0,17 = 0,83.
1 3,14-199-0,8
Ф2А. = 1
4,6-21
3,14-171 -0,99
1—0,18 = 0,82.
ф , _ 1 _______4'5Л4— - 1 — 0,17 = 0,83.
ПА,-1 3,14-171-0,94
4 5.1Q
Здесь все размеры в правой части приняты предварительно по ана-
логии с прототипом.
, _ 0,0217
ш 6,28 • 0,103 • 0,95 ~ 0,030 М'
, _ 0,0217
*1И “ 6,28-0,186-0,97 “ °’02 М‘
0,0217
в1т'WWW = 0,02 *
*w~ 6,28-0,103-0,89 = 0,038 М’
302
*>А> “ 6,28-0,0995-0.^3 “ 0,042 **
0,0217 _ nn4q
Л2А< “ 6,28-0,086-0,82 _ U,'n *
0,0217 _ЛПля
•«*» “ 6,28-0,086-0,83 “ 0,048 M'
0,0217 _nfU9
*2A« - 6,28-0,0995 -0,83 ~ M'
Принимаем:
e1H = 02т = 0,038 m. e1Ai = e2Ax = 0,042
g2H = ffir == 0,02 ж, e2Ai = fliA = 3,048 m.
Определив ширину каналов в основных сечениях и имея диаметр D,
строим графически меридиональное сечеиие трансформатора. Приняв
•ту- = 3,19 (по прототипу), получим £>i = 124 мм.
После построения сечения трансформатора уточняем размеры его
колес, которые будут равны;
6н = Г2Т == ЮО мм = 0,1 м.
г3н = г1т = 186 мм = 0,186 м.
riAt = Г2А, = О7 мм = 0,097 м.
г2\ = г1Аа = 86 мм = 0,086 м.
5. Уточняем величину меридиональной скорости насосного колеса
(принятую нами раньше Утзн^З м/сек) по эмпирической формуле:
^2Н = (0,2 Н- 0,35)-о)нг2н = (0,2 -Н 0,35)-220-0,186 = 8,2 -4- 14,3 м/сек.
Как видим, выбранная нами скорость совпадает с нижним пределом<
полученным по эмпирической формуле, что можно считать приемлемым,
6. Определяем параметры а колес.
я‘« = = 10’2-10"4; а» = 4Уг = 35’3-10"*
«2B=‘-S- = 35,3-10-<; = 10,2-10-*
°-0972 OR Ш-4- П Oft862 7«1П-4.
в1А = -Щ- = 9-6-10 • a2A1 = -93f-=7>55-10 *i
' al/it = 7,55 • 10-* e2Ai = 9,6 -10
7. Определяем параметр fl2Ag.
Задаемся углом P2Aa = Ю0°.
0,097
e2A, “ 887-9,81-0,0217-tg 160° “ •
303
8. Определяем параметр et всех колес. На расчетном режиме (/т.н1»
=0,7— пиковое значение к. п. д. трансформатора) принимаем т]т=0,93. Со-
ответственно точку на скоростной характеристике двигателя берем прн
пн 1900 об/мин.
При этом Л1О—83,5 кГ-м и шн*=199 \/сек.
а1н —14,1-10-4 +
в;н=- ид.io-* + 35,3’11^4:-9-- = ~310•10-‘:
*.т = - 14,1-10-4 + 10^1.^07 8g. = _21.б.1О-,
»' шмм, 10,2-10-4.199-0,7 /. 093 \ 83,5
в2т = -14,1-10 4+--------—-------------.=
= 13,35 ЧО”4;
•.А,—
9. Определяем углы наклона лопаток.
*в = Ig^ei = 887-9,81.0,0217 ’ "в? = 53‘10”4 "в?!
»g ₽ih == = -5’9; е* = 100°
tg₽;H = 53-4^- =-3.3; ₽;H = 107°.
<g ₽1т = 53 • = - 0,46; ₽1Т = 156°.
tg Pit = 5З-1Ц5- = 0,396; = 22°.
tg₽IA( = 53-^=l,25; ₽ia, = 51°30'.
Примем отклонение углов потока о г профиля лопаток:
Др2н^18°, Д02т = 5°, ДР2А1=4°.
Тогда ₽2Н = 119°, = 17° и ₽2А2 = 164°.
Число лопаток колес берем по аналогии с прототипом. Геометриче-
ские параметра рассчитанного трансформатора приведены в табл. V.16.
304
Таблица V.16
Параметры рассчитанного трансформатора автомобиля КрАЗ-255Б
Колесо Вхрд Параметры
Выход г, м р, град F, ж’ Z, шт.
Н 1 0,1 100 0,0217 35
2 0,186 119
т 1 0,186 156 0,0217 33
2 0,1 17
Aj 1 0,097 52 0,0217 21
2 0,086
Аз 1 0,086 19
2 0,097 164
Поверочный расчет трансформатора про-
изводится по его СП (см. «Армейские автомобили. Теория»).
Для этого все геометрические параметры должны быть из-
вестны из предварительного расчета. Результаты поверочно-
го расчета могут уточняться в повторном поверочном или
корректирующем расчете.
Определение передаточных чисел дополнительной коробки
передач. Как указывалось выше, дополнительная коробка
передач должна иметь силовой диапазон rfc.K = 7~8. При
этом предполагается, что гидротрансформатор на всех ступе-
нях работает при к. п. д. 0,75.
Для автомобилей можно принять разбивку передач в до-
полнительной коробке по закону геометрической прогрессии.
При этом считаем, что за время переключения передач ско-
рость машины не снижается. Тогда знаменатель геометриче-
ской прогрессии будет
где рк — число передач в дополнительной коробке на перед-
нем ходу; для легковых автомобилей, имеющих
большую удельную мощность, принимают рк=3;
для грузовых (армейских) автомобилей рк=4-^5.
305
Тогда
А = Л = = (V.31)
*11 'III 'IV
Если принять четвертую ступень прямой и vp max = t'max =
=-^IV» то получим rIV= I; гш = ?;/п = ?2; г, = ?8-
Соответственно будем иметь расчетные скорости на пере-
дачах:
^IV = max! ^ni = VVIvJ =
Постоянное передаточное число силовой передачи опре-
деляется из выражения
. . . 0,377/1^ к
= ^г. п^б. п = ~7 Tv
*к. п minvp max
где 4. п mmпередаточное число коробки на высшей пере-
даче;
ir. п и гб> п — передаточные числа главной и бортовой (ко-
лесной) передач. Одной из этих величин не-
обходимо задаться по аналогии с выполнен-
ными передачами. Обычно задаются вели-
чиной /г. п-
Поверочный расчет однопоточной гидромеханической пе-
редачи. В задачу поверочного расчета входит построение тя-
гово-экономической характеристики автомобиля (ТЭХ).
При расчете исходными данными являются каноническая
характеристика трансформатора и передаточные числа в зуб-
чатых механизмах передачи (в том числе в дополнительной
коробке), определенные в результате предварительного рас-
чета ГМП.
ТЭХ позволяет судить о тяговых, скоростных и экономи-
ческих показателях машины. Кроме того, из ТЭХ опреде-
ляется величина тепловых потерь, необходимая для расчета
системы охлаждения ГМП.
ТЭХ строится в такой последовательности. На основании
канонической характеристики трансформатора (о>н = const)
необходимо построить его рабочую характеристику, т. е. ха-
рактеристику при переменных оборотах насосного колеса
((oH==var). При увеличении сопротивления движению авто-
мобиля нагрузка на вал турбинного колеса трансформатора
возрастает. Если мощность двигателя не меняется (водитель
не увеличивает и не уменьшает подачу топлива), то скорость
автомобиля, а следовательно, и обороты вала турбины будут
падать. При прозрачной характеристике трансформатора
должны изменяться и обороты вала насоса. Трансформатор
30S
переходит на неканонический режим работы. Двигатель по-
лучает дополнительную нагрузку и снижает свои обороты
(при прямой прозрачности трансформатора).
Согласно закону подобия связь между моментом на на-
сосном колесе при неканоническом (Мн) режиме и тем же
моментом на каноническом (AQ режиме выражается сле-
дующей зависимостью теории подобия:
/со \ 2
/Wh=HL
I <0„ /
(V.33)
где «>н — угловая скорость насосного колеса на неканони-
ческом режиме;
а>'н — угловая скорость насосного колеса на канониче-
ском режиме.
Задаваясь значением /т.н=0, из канонической характери-
стики получают ЛГ. Задаваясь различными значениями wH,
по формуле (V.33) определяют Л4Н, строят параболу входа
ПРИ zt.н=0 (рис. V.37). Затем задаются /т.н =
==0,2; 0,4 и т. д. и строят параболы входа для этих значений
передаточных чисел.
Точки пересечения парабол входа с кривой момента дви-
гателя Мд определяют совместную работу гидротрансформа-
тора и двигателя.
На основании характеристики совместной работы строят
рабочую характеристику гидротрансформатора (рис. V.39),
для чего из рис. V.37 переносят на рис. V.39 для каждого
значения iT, н величины и /Ин, соответствующие точке
пересечения параболы входа с кривой Л4Д. Так получают
кривые Мн и на рис. V.39. Для нахождения Мт поль-
зуются формулой
\/
(V.34)
где Мт — момент на валу турбинного колеса.
М'т и о/ берутся из канонической характеристики для со-
ответствующих значений iT. н.
К. п. д. гидротрансформатора определяется по формуле

Имея рабочую характеристику, строят тягово-экономиче-
скую характеристику автомобиля с ГМП (рис. V.1), для
чего определяют скорость движения автомобиля и удельную
307
силу тяги по двигателю на
ной коробке передач:
каждой ступени в дополнитель-
3,6г ko>hZt,h >
^г.п^6.п*к. nt
(V.35)
Л'Мг.гА.п/'к.п/’1и
-------------
(V.36)
где t — номер ступени;
?)м — к. п. д. механизмов от гидротрансформатора до ве-
дущих колес, включая и к. п. д. ходовой части ав-
томобиля.
Мг и о>н берутся из рабочей характеристики для соответ-»
ствующих значений /т. н.
Рис. V.39. Рабочая характеристика гидротранс-
форматора
Кривые к. п. д. чт переносят из графика рис. V.39 на
график рис. V.1 для каждой ступени.
Ординаты N't (рис. V.1) есть потери мощности в гидро-
трансформаторе на разных скоростях движения автомобиля.
В ТЭХ следует обращать внимание на провалы («седла»)
на кривой к. п. д. Если эти седла приходятся на ходовые
скорости движения автомобиля, то ГМП будет работать не-
экономично. «Седла» можно сдвинуть в ту или иную сторону
изменением передаточных чисел в коробке. Уменьшить глу-
бину «седла» можно введением в коробку дополнительной
передачи или увеличением и передаточного числа /Т./Н, при
котором трансформатор переходит на режим гидромуфты.
308
Динамическая характеристика автомобиля с ГМП стро-
ится по ТЭХ так же, как и при ступенчатой передаче. При
к. п. д. трансформатора tjt = 0,75 динамический фактор Д
должен быть не менее 0,7 (см. «требования к ГМП»).
10. Расчет системы подпитки и охлаждения
гидротрансформатора
При проектировании гидросистемы ГМП рассчиты-
вается входящая в нее система подпитки и охлаждения.
В задачу расчета этой системы входит определение рабо-
чего давления подпитки, производительности масляного на-
соса, поверхности охлаждения радиаторов. Кроме того, при
расчете должны быть определены размеры маслопроводов,
поверхность фильтрующего элемента, размеры перепускных
клапанов.
Расчет рассмотрим на числовом примере.
Пример. Для расчета имеем следующие данные.
1. Расход рабочей жидкости на расчетном режиме при а)т—0 Q=
«164 кГ/сек.
2. Площадь живого сечения каналов насосного колеса гидротранс-
форматора на выходе Г2н^0,0201 л2.
3. Объемный вес рабочей жидкости у «887 кг/л3.
4. Мощность двигателя на расчетном режиме Л7Д=8О л. с.
Решение. Определяем минимальное давление подпитки рп mtn. Оно
определяется из условия недопущения кавитации при испарении воды,
попавшей вместе с маслом в рабочую полость гидротрансформатора:
Рп mln = 10-4 у 4Vm (1п + ‘^А1п -Г-) +Л , (V.37)
где «2А — коэффициент;
v,n—меридиональная скорость рабочей жидкости, м/сек-,
R и R6—радиусы точек а и б относительно центра круга циркуляции
(рис. V.40);
гд, — радиусы точек а и б относительно оси вращения лопастного
колеса;
Р/ — давление парообразования насыщенного водяного пара при
рабочей температуре жидкости.
По кривой давления парообразования насыщенного водяного пара
(рис. V.40,б) находим, что при f=125° С /ч«2,4 кГ/см\
_ ^2н^2н
“2А~ ‘'ЖГ*
где ф/—коэффициент стеснения потока лопатками на выходе из рабо«
чего колеса.
Определим величины, входящие в формулу (V.37). Меридиональная
скорость
Q 164 по ,
vmm - - 887-0,0201 “ 9,2 м1сек'
309
Путем замера соответствующих
трансформатора определяем:
размеров рабочей полости гидро-
R6 _ л
Ra ~ 58,5
= 0,512;
гб _ = 1,175.
Та - 1°5
Коэффициент «гл принимаем равным единице.
Тогда
р г*
1п~Х = —0,6695; tg2?2A In у- = 0,0198.
Ra 'а
Из теории гидропередач известно, что если
га
то жидкость будет прижиматься к наружной стенке круга циркуляции так
как градиент давления будет положительным. В этом случае п д
Рис. V.40. К вопросу расчета системы подпитки и охлаждения
гидротрансформатора
указанные величины в формулу (V.37) надо с противоположными зна-
ками.
Теперь определяем минимальное давление подпитки:
Pn min = 10-‘-^-9,2 (0,6695 — 0,0198) + 2,4 2,86 кГ]см\
2. Рабочее давление подпитки определяем с некоторым запасом, ко-
торый учитывается коэффициентом а=1,25-ь1,4. Примем для нашего слу-
чая а «1,25, тогда
/’п.р = “/’п mm = 1-25-2,86 = э,58 кГ/сл2.
3. Необходимая производительность масляного нас°са
рабочей полости гидротрансформатора, равной, например, io wV см, и
310
времени заполнения половины его объема /=20 сек, определяется по фор-
муле
11/ 1 18 000 О7ОЛЛ 3.
Он = “2“ * — = “2--озз” = 27 200 см31мин.
4. Определяем количество тепла, которое необходимо отвести от гид-
ротрансформатора при работе его со средним к. п. д. 7]т=»0,5.
<?/ = (1 - Чт) , (V.38)
где Л^д —мощность двигателя, на которую рассчитан гидротрансформа-
тор;
ет — коэффициент нагрузки гидротрансформатора на данном ре-
жиме работы; примем ет = 0,5.
Подставляя данные в формулу (V.38), получим
Qt = 22^222.(1 _ о,5)-80-0,5 = 12620 ккал1ч.
5. Часовой расход рабочей жидкости через радиатор при перепаде
температур на выходе и входе /вых — /Вх=2(гС и удельной теплоемкости
масла С®0,4 ккал/кг • град
°- ‘ с «.У-ст ‘ =,г> “ lv-°>
6. Общая поверхность радиатора, соприкасающаяся с охлаждающей
средой, будет
<V-«>
где К — коэффициент теплопередачи;
Д' — разность между температурой охлаждающей жидкости и тем-
пературой среды /с на входе в радиатор, равная вО^С.
Коэффициент теплопередачи К, характеризующий охлаждающую спо-
собность радиатора, определяется по экспериментальным формулам, при-
веденным в табл. V.17.
Таблица V.17
Формулы для определения коэффициента теплопередачи К
Конструкция сердце- вины радиатора Скорость охлаждаемой жидкости в трубках радиатора v , м/сек
от 0,16 до 0,39 ОТ 0,4 до 0,92
Радиатор с тремя рядами трубок К = 19,55v®-4 v£2 К = 17,4V®-45 v^15
Радиатор с двумя рядами трубок К = 20,1V®-29 К = 16,9V®-34 v2i14 t» ж
Среднюю скорость воздуха цв перед фронтом радиатора принимают
равной 10—15 м)сек. Средняя скорость рабочей жидкости в трубках ра-
диатора определяется как частное от деления весового часового рас-
хода охлаждаемой жидкости, проходящей через радиатор, на площадь
проходного сечения трубок радиатора.
Ср
ЗбО^Гр •
311
Примем для нашего примера ув—10 м/сек, уж=0,78 м/сек и радиа-
тор с тремя рядами трубок, тогда
К = 17,4 - 10°-4Б-0,78<М* = 47,5 ккал/м2-ч град.
Теперь определяем общую поверхность радиатора
S — 620 — 3 33 л/2
6 - 47,5-80 ~ ’
Принимаем радиатор с поверхностью охлаждения 3,5 м*.
После этого производят конструктивную разработку радиатора и в
случае необходимости вносят коррективы в расчет.
Расчет остальных элементов гидравлической системы (маслопрово-
дов, золотниковых устройств, клапанов и т. п.) не входит в задачу дан-
ной работы.
11- Двухпоточные гидромеханические передачи
Стремление повысить к. п. д. ГМП привело к по-
явлению двухпоточных гидромеханических передач.
Простейшая двухпоточная передача состоит из гидро-
трансформатора и распределяющего дифференциального ме-
ханизма, роль которого может выполнять элементарный пла-
нетарный ряд. В силовом потоке этот механизм описывается
механической (обобщенной) УТ.
В зависимости от ее расположения различаются два типа
двухпоточных передач.
Если механическая точка (М) находится на входе передачи,
т. е. насосное колесо трансформатора связано с валом дви-
гателя через дифференциал, передача обозначается МР
(рис. V.41); буква «Р» обозначает разветвляющую УТ, рас-
положенную после трансформатора и суммирующую оба под-
тока мощности.
Если же механическая точка расположена на выходе,
а разветвляющая на входе, передача обозначается РМ
(рис. V.42).
Свойства и характеристики каждой из передач различны.
Передача типа МР (рис. V.41). Из рассмотрения си-
лового потока передачи непосредственно следует, что мо-
мент на насосном колесе трансформатора прямо пропорцио-
нален моменту двигателя (не учитывая потерь в механиз-
ме М). В то же время обороты насосного колеса с увеличе-
нием скорости автомобиля, пропорциональной оборотам тур-
бины, должны уменьшаться. Действительно, из уравнения
кинематической характеристики механической точки М с уче-
том связей получаем
шн = (1 ^21м) * (V-41)
При этом необходимо выполнить условие: 0 > ^1м>—Г
чтобы получить разветвленный поток и не допускать чрез-
мерно высоких оборотов насосного колеса при трогании ав-
312
томобиля с места (<от = 0). Этому условию соответствует по-
казанный на рис. V.41 планетарный механизм. При непро-
зрачной характеристике передачи (работе двигателя на по-
стоянном режиме) рабочая характеристика гидротрансфор-
матора будет иметь вид, представленный на рис. V.43.
Поскольку момент насосного колеса постоянен, мощность,
передаваемая через гидротрансформатор, будет наибольшей
Рис. V.41. Двухпоточная гидромеханическая пере-
дача типа МР
при трогании с места и убывать линейно по мере разгона
автомобиля. Поэтому передачи такого типа иногда называют
разгонными.
По достижении передаточного числа гг.н, близкого к еди-
нице, целесообразно выключать гидротрансформатор (бло-
кировать его).
Найдем, какая доля мощности двигателя передается
через гидротрансформатор.
Так как
мн = -^-, (V.42)
1 г21м
ТО
g = __ 1_____1 . Мт _ 1______1 . °п
1 *12м °>д 1 112м °A
где &т — коэффициент нагрузки трансформатора.
313
314
гис. V.42. Двухпоточная гидромеханическая пере-
дача типа РМ
Рис. V.43. Рабочая характеристика гидротрансформатора
передачи типа МР
Сравнивая выражения (V.41) и (V.43), видим, что при
wA=const зависимости <ов=/(о>т) и ет = <р(о>г) различаются
только масштабом.
Задаваясь нагрузкой трансформатора для некоторой на-
чальной скорости автомобиля, которой соответствует угловая
скорость турбинного колеса <от. в, можно найти внутреннее
передаточное число механической точки ^2м.
Каноническую характеристику гидротрансформатора це-
лесообразно строить при угловой скорости насосного колеса
о>в. н, определяемой из формулы (V.41) при в>т=о>г.н. Чтобы
обеспечить постоянство момента насосного колеса на всех
режимах от начального <от. в до конечного ыт.к (блокировка
трансформатора), необходимо в канонической характеристике
иметь зависимость
где «и определяется по формуле (V.41). Следовательно, гид-
ротрансформатор должен иметь большую обратную про-
зрачность.
Если же предполагается использовать приспособляемость
двигателя, необходимая обратная прозрачность уменьшается.
Конструкция гидромеханической передачи типа МР не-
мецкого автобуса «Дивабус» показана на рис. V.44. Махо-
вик 1 двигателя через упругую муфту 17 соединяется с ва-
лом 16 солнечного колеса механической точки — дифферен-
циального механизма с двойными сателлитами 3, находяще-
гося на входе передачи. Водило 14 связано с насосным ко-
лесом 11 гидротрансформатора. Ведомое солнечное колесо 13
соединено с валом 12 планетарной коробки передач, состоя-
щей из трех эпициклических элементарных планетарных ря-
дов 7, 8, 9. Вал турбинного колеса 5 соединяется с валом 12
через муфту свободного хода 6.
Направляющий аппарат имеет колесо 4.
Таким образом, дифференциальный механизм с гидро-
трансформатором образуют двухпоточную гидромеханиче-
скую передачу типа МР. ГМП имеет две передачи для дви-
жения вперед (I передача — включен тормоз 8, II переда-
ча — включен тормоз 7, передача заднего хода — включен
тормоз 9).
В передаче используется одноступенчатый простой не-
прозрачный трансформатор «Фетингера» с КТтах=4,5. Ше-
стеренчатый насос 15 обеспечивает подачу масла для под-
питки гидротрансформатора и смазки коробки. Отключение
трансформатора осуществляется включением тормоза 2, ко-
торое происходит автоматически в зависимости от числа обо-
ротов вала 12 и положения педали подачи топлива. Масло
315
» TZ
В привод тормоза 2 подается вспомогательным насо-
сом 10.
При заторможенном тормозе I передачи (8) можно тор-
мозить двигателем, а также запускать двигатель с буксира.
Гидротрансформатор охлаждается водой, циркулирую-
щей в его кожухе. Система охлаждения гидротрансформато-
ра объединена с системой охлаждения двигателя (объем —
18 л).
Гидромеханическая передача автобуса <Дивабус» изго-
товлялась на мощности от 100 до 200 л. с. одного размера,
только размеры насосного и турбинного колес подбирались
в соответствии с заданной мощностью. Общая длина пере-
дачи 710 мм, вес 220 кг.
Передача типа РМ. В этой передаче (рис. V.42) обо-
роты насосного колеса равны оборотам двигателя. Момент
на валу насосного колеса определится из выражения
Мн-Мд-Л/Т^м. (V.45)
Так как Мт<0 и то ПРИ использовании мощности
двигателя Л)д на одном режиме момент насосного колеса бу-
дет убывать с уменьшением скорости автомобиля (увеличе-
нием сопротивления движению Мт). Поскольку обороты на-
сосного колеса в этом случае постоянны, рабочая характери-
стика гидротрансформатора совпадает с канонической, кото-
рая должна обеспечить некоторую обратную прозрачность.
Использование приспособляемости двигателя уменьшает об-
ратную прозрачность, и может даже потребоваться замена ее
прямой прозрачностью. Коэффициент нагрузки гидротранс-
форматора определится из формулы
6т=1-^Ч1м. (V.46)
Преобразуя это выражение, получим
ч
1 '12м
(V.47)
Сравнивая формулы (V.43) и (V.47), видим, что нагрузка
трансформатора (зависящая в данном случае от к. п.д. всей
передачи tj) возрастает с увеличением скорости автомобиля
пропорционально <оц. Таким образом, свойства передач типа
РМ и МР прямо противоположны.
Существенной особенностью передачи типа РМ является
ее способность полностью использовать преобразующие свой-
ства гидротрансформатора. Вал его турбины останавливается
при некоторой скорости движения автомобиля (шт=0, о>2м=0).
При меньших скоростях движения вал турбины вращается в
317
противоположную сторону, а момент на нем достигает своего
максимального значения. В передаче типа МР это невозможно.
Передачи типа РМ на автомобилях применяются редко,
хотя они получили распространение на гусеничных машинах.
Поэтому их конструкции здесь не рассматриваются.
Сравнительная оценка гидромеханических передач. Как
уже указывалось, основное преимущество двухпоточных пере-
дач перед однопоточными (последовательными) заключается
в повышении к. п. д.
Действительно, пренебрегая потерями в распределяющем
механизме, можно определить общий к. п.д. передачи по вы-
ражению
V)= 1 — ет(1 — Пт). (V.48)
где т)т — к. п.д. гидротрансформатора.
Учитывая, что нагрузка трансформатора переменная, обыч-
но стремятся подобрать характеристику последнего так, чтобы
наибольшим нагрузкам, если они приходятся на ходовые ре-
жимы эксплуатации автомобиля, соответствовал и более высо-
кий к. п. д.
В то же время при малых нагрузках можно использовать
трансформатор и на неблагоприятных режимах. Так, при
т)Т = 0,5 и ет==0,5 к. п. д. передачи достигает 0,75, что вполне
приемлемо.
Из теории известно, что установка регулирующей точки
в разветвленном потоке уменьшает общий диапазон регули-
рования. Поэтому при двухпоточных передачах, как и при
последовательных, необходима ступенчатая коробка и число
передач в ней не может быть уменьшено.
Коробка передач может быть установлена как в ветви
параллельного потока (вслед за гидротрансформатором),
так и после двухпоточной передачи; на автомобилях чаще
применяют второй вариант (рис. V.44, ГМП «Дивабус»).
Выбор того или иного типа двухпоточной передачи зави-
сит преимущественно от назначения автомобиля. Так, для
общетр анспортных автомобилей, р аботающих преимущест-
венно на дорогах, больше подходит передача типа МР, обес-
печивающая высокую приемистость. Для автомобилей мно-
гоцелевого и специального назначения использование пере-
дачи типа РМ позволяет получить сравнительно широкий
диапазон регулирования при высоком к. п. д., что повышает
приспособляемость автомобиля в меняющихся дорожных
условиях.
Повлиять на выбор типа передачи может и необходи-
мость использования в ней имеющегося гидротрансформато-
ра с характеристикой, пригодной главным образом для двух-
поточной схемы, например, непрозрачного или с обратной
прозрачностью.
318
Следует указать, что двухпоточная гидромеханическая
передача практически не дает выигрыша в размерах транс-
форматора, поскольку активный диаметр его зависит от корня
пятой степени из расчетного момента.
В целом усложнение передачи, связанное с введением в
нее распределяющего дифференциала, часто не оправдывается
улучшением характеристики, что и определяет ограниченное
распространение двухпоточных передач.
Глава VI
РАЗДАТОЧНЫЕ КОРОБКИ
1. Типы раздаточных коробок
Раздаточные коробки устанавливаются за короб-
кой передач или за гидромеханической передачей и служат
для раздачи мощностного потока двигателя по ведущим мо-
стам автомобиля.
Раздаточная коробка может быть на одну ступень и на
две ступени передаточных чисел, причем обе ступени обычно
понижающие или одна прямая, а другая понижающая.
Коробка с двумя ступенями является дополнительной к
основной коробке передач. Применение ее позволяет расши-
рить диапазон использования тяговых и скоростных качеств
автомобиля в различных дорожных условиях.
Раздаточные коробки могут быть выполнены по двум
принципиально различным схемам: коробки с блокирован-
ным приводом на ведущие мосты и коробки с дифференци-
альным приводом на ведущие мосты.
На рис. VI. 1 и VI.2 представлены кинематические схемы
и схемы СП раздаточных коробок обоих типов.
Из схемы СП видно, что коробки первого типа являются
одноточечными и в выключенном положении имеют три сте-
пени свободы:
Ха = 2(1 + 3) + 2 —6—1 =3.
Коробки второго типа двухточечные и в выключенном по-
ложении имеют четыре степени свободы:
Хи = 2(2 + 4) + 3-10- 1 =4.
Чтобы передавать силовой поток ведущим мостам (// и
III), надо в раздаточных коробках включать одновременно
две муфты mi или /п2 и муфту т3. Тогда коробка первого
типа будет иметь одну степень свободы (Хи=1), а коробка
второго типа — две степени свободы (Хи = 2).
Особенностью коробки с блокированным приводом яв-
ляется то, что в ней крутящие моменты распределяются по
ведущим мостам пропорционально приложенным^ к этим мо-
стам сопротивлениям движению. Так, если задний мост (III)
320
Рис. VI.1. Кинематическая схема и схема СП раздаточной ко-
робки с блокированным приводом
Рис. V1.2. Кинематическая схема и схема СП раздаточной коробки
с дифференциальным приводом
11—2921
321
имеет весовую нагрузку 60% от общего веса машины, а на
передний мосг (II) приходится 40%, то сопротивления ка-
чению колес заднего и переднего мостов будут относиться
друг к другу как 60 :40. В таком же отношении будут нахо-
диться и моменты, приложенные к валам III и //.
В коробке с идеальным дифференциальным приводом со-
отношение между моментами М2 и Л43 определяется из СП.
Для УТ-б имеем уравнение моментов
^16 4“ *21б^2^ О’
или, учитывая, что М1б==ЛЪ2, а М2б = М//Р получим
Таким образом, отношение моментов равно внутреннему
передаточному числу дифференциального механизма короб-
ки (УТ-б), взятому с обратным знаком.
Если дифференциальный механизм симметричный, то
*216 и, следовательно, Ми — MUh т. е. моменты рас-
пределяются поровну между передним и задним мостами.
Если дифференциальный механизм несимметричный, то
°>*21б>“1- Тогда мп<мпг т. е. на задний мост будет
передаваться больший крутящий момент, чем на передний.
Это требуется в том случае, когда задний мост двухосного
автомобиля более нагружен весовой нагрузкой, чем перед-
ний (что, как известно, и имеет место), или если автомобиль
трехосный и вал III передает крутящий момент на средний
и задний мост (автомобиль Урал-375). В последнем случае
обычно принимают Q = - ОД
Наличие в раздаточной коробке дифференциального ме-
ханизма позволяет осям ведущих мостов иметь различные
скорости вращения. Так, например, при повороте автомоби-
ля оси управляемого моста вращаются быстрее осей неупра-
вляемых мостов, поскольку колеса управляемого моста про-
ходят больший путь, чем колеса неуправляемого моста. Раз-
ность в скоростях компенсируется дифференциалом.
Согласно кинематической характеристике УТ-б (диффе-
ренциального механизма) имеем
“>16 — + (bas — 1) W06 — 0»
или
®// — + (^26 ~ 1) “об = °- (VI-2)
Здесь угловые скорости валов II и III могут иметь произ-
вольное значение, определяемое условиями движения авто-
322
мобиля. Если автомобиль движется прямолинейно и все его
колеса имеют одинаковый кинематический радиус, то <*>zz =
== o>zzz; тогда согласно кинематической характеристике так-
же равна этим скоростям, или <*)„ = т. е. диффе-
ренциал вращается как одно целое (УТ-б вырождается в
разветвляющую). При повороте автомобиля
В этом случае в дифференциале имеют место относительные
движения. То же может быть и при прямолинейном движе-
нии, но при разном кинематическом радиусе колес. Заметим,
что, как бы ни работал дифференциал, соотношение между
крутящими моментами на его валах остается постоянным и
равным внутреннему передаточному числу дифференциала.
Кроме того, согласно свойству дифференциала силовой по-
ток от вала / к валу 2 (или наоборот) передаваться не мо-
жет. Это исключает возможность появления циркуляции
мощности в силовой передаче.
В коробке с блокированным приводом циркуляция мощ-
ности при прямолинейном движении возможна, а при пово-
роте неизбежна.
Дифференциал в раздаточной коробке называют межосе-
вым (в отличие от межколесного, установленного в ведущем
мосту). Раздаточные коробки могут раздавать силовой по-
ток, подводимый от основной коробки передач или гидроме-
ханической передачи на один передний и один или два зад-
них моста автомобиля (4X4 или 6x6), на два передних и
два задних моста — на тележки (8x8), на ведущие колеса
одного из бортов, на правый и левый борта автомобиля.
В соответствии с этим раздаточные коробки называются:
межосевые, межтележечные, межколесные, межбортовые.
В рассматриваемых здесь раздаточных коробках
(рис. VI. 1 и VI.2) имеется блокировочная муфта т3, которая
позволяет отключать передний мост (при этом в коробке
с дифференциальным приводом одновременно включается
муфта ггц и, следовательно, УТ-б блокируется). Это делается
в том случае, если автомобиль движется по хорошей дороге
и пет необходимости к переднему мосту подводить мощность
от раздаточной коробки. Опыты, однако, показывают, что от-
ключать передний мост не всегда целесообразно, так как
потери в отключенном приводе переднего моста могут ока-
заться значительными, что скажется на общем сопротивле-
нии движению автомобиля и, следовательно, на его топлив-
ной экономичности (в автомобиле Урал-375 сперва была
муфта отключения переднего моста, а в автомобилях послед-
них выпусков от нее отказались).
На рис. VI 3 и VI.4 приведены кинематические схемы раз-
даточных коробок с блокированным и дифференциальным
приводами некоторых отечественных автомобилей.
11* 323
ШШЛ
ГАЗ-66 ГАЗ-69 (УАЗ-69)

Рис. VI.3. Кинематические схемы раздаточных коробок с блокиро-
ванным приводом
324
о
Рис. VI.4. Кинематические схемы раздаточ-
ных коробок с дифференциальным приводом
Коробки с дифференциальным приводом применяются
главным образом на тяжелых автомобилях МАЗ, КрАЗ и
Урал.
Требования к раздаточным коробкам идентичны требова-
ниям к основным коробкам передач, изложенным в гл. IV.
Поэтому на них мы здесь не останавливаемся.
2. Типовые конструкции
раздаточиых коробок
Раздаточные коробки с блокированным приво-
дом. Одноступенчатые коробки. Если в раздаточной
коробке нет необходимости иметь две передачи, то коробка
325
делается или с одной прямой передачей, имеющей переда-
точное число, равное единице, или с одной понижающей пе-
редачей. Коробки первого типа применялись на американ-
ских военных автомобилях «Виллис», немецких «Унимаг»
Рис. VI.5. Раздаточная коробка автомобиля
ЗИЛ
S-404, советских ГАЗ-67 и ГАЗ-67Б, коробки второго типа —
на армейских автомобилях ЗИЛ.
Раздаточные коробки обычно изготовляются отдельно н
крепятся к картеру основной коробки передач или выполня-
ются в рдном картере с нею,
326
На отечественных армейских автомобилях ЗИЛ на каж-
дом борту автомобиля установлено по одной раздаточной
коробке (рис. VI.5), имеющей одну понижающую передачу
(раздаточный редуктор). Эта коробка выполнена по схеме а
(рис. VI.3). Назначение коробки — распределять силовой
поток по колесам автомобиля, а также отсоединять один борт
автомобиля от силовой передачи и неработающего двигателя
этого борта в случае работы двигателя на другом борту (ав-
томобиль имеет два параллельно установленных по бортам
двигателя).
Рис. VL6. Раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-63
Раздаточная коробка крепится к картеру одной из борто-
вых передач и представляет собой трехвальный демульти-
пликатор с передаточным числом 1,296, имеющий муфту от-
ключения. Валы коробки установлены на шариыо- и ролико-
подшипниках (конические — регулируемые), смазываются
разбрызгиванием.
Раздаточные коробки с двумя передачами. На рис. VI.6
приведена раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-63, выпол-
ненная по схеме б (рис. VI.3). Коробка имеет прямую и по-
нижающую ступени и представляет собой четырехвальный
демультипликатор, смонтированный в отдельном картере.
Раздаточная коробка соединяется с коробкой передач по-
средством карданного вала. Передний мост отключается
нижней зубчатой муфтой. В этом случае, как указывалось
выше, устраняется возможность появления циркулирующей
мощности при прямолинейном движении автомобиля.
327
Силовой поток на задний мост передается или напрямую
(включением верхней муфты), или через прямозубые зубча-
тые колеса. В последнем случае в коробке реализуется пере-
даточное число 1,96.
На рис. VI.7 приведена раздаточная коробка автомобиля
ГАЗ-66, выполненная по схеме в (рис. VI.3). Коробка имеет
прямую и понижающую передачи и по сравнению с короб-
Рис. VI.7. Раздаточная коробка автомобиля ГАЗ-66
кой автомобиля ГАЗ-63 имеет ряд существенных отличий.
В коробке автомобиля ГАЗ-66 применены прямозубые коле-
са с коррекцией зуба, обеспечивающей увеличение коэффи-
циента перекрытия до 1,6 вместо 1,32, как у прямозубых
колес с эвольвентным профилем коробки автомобиля ГАЗ-63.
Здесь также установлены радиальные шарикоподшипники
(вместо роликовых — рис. VI.6), не требующие регулировок.
Передний мост включается передвижением зубчатого колеса
(каретки), сидящего на промежуточном валу, вследствие
чего устранена зубчатая муфта включения этого моста. Упро-
щена конструкция валов. Общий вес коробки на 4—5 кг
меньше веса коробки автомобиля ГАЗ-63.
На рис. VI.8 представлена раздаточная коробка автомо-
биля ГАЗ-69, выполненная по схеме г (рнс. VI.3). Эта ко-
робка имеет две ступени, обе понижающие.
328
Особенностью коробки по сравнению с предыдущими
(ГАЗ-63, ГАЗ-66) является блокировка валов, связанных
с передним и задним ведущими мостами автомобиля. В слу-
чае возникновения циркуляции силового потока между эти-
ми мостами он не будет проходить через зубчатые колеса
коробки, а пойдет непосредственно по сблокированным ва-
лам. Это уменьшает износ коробки и увеличивает ее к. п. д.
Рис. VI.8. Раздаточная
коробка автомобиля ГАЗ-69
На рис. VI.9 приведена раздаточная коробка полнопри-
водного трехосного автомобиля ЗИЛ-157, выполненная по
схеме д (рис. VI.3). Коробка имеет две понижающие ступе-
ни. Передачи переключаются верхней кареткой. Передний
мост отключается нижней зубчатой муфтой. При включенной
муфте передний и средний мосты соединены напрямую. Меж-
ду этими мостами циркулирующая мощность имеет наиболь-
шую величину, так как передний мост управляемый. Между
средним и задним мостами величина циркулирующей мощ-
ности невелика, так как оба моста неуправляемые и близко
стоят один к одному.
В коробке применены косозубые колеса и роликовые ко-
нические подшипники. Эти подшипники регулируются за счет
прокладок, установленных между картером и его наружны-
ми крышками.
329
Рассмотренные нами типы раздаточных коробок имеют
промежуточные валы. Известны также раздаточные коробки
без промежуточных валов. Схемы таких коробок зависят от
способа передачи мощности на средний и задний мосты.
В США, странах Западной Европы и у нас в настоящее
время на трехосных автомобилях широко применяется тан-
демный привод, при котором крутящий момент к заднему
мосту передается сквозным валом через средний мост. Раз-
Рис. VI.9. Раздаточная коробка автомобиля ЗИЛ-157
даточная коробка при трех ведущих мостах имеет в этом
случае два выходных вала. Примером такой конструкции яв-
ляется раздаточная коробка трехосного автомобиля ЗИЛ-131
(рис. VI.10), выполненная по схеме е (рис. VI.3). Здесь на
прямой передаче силовой поток на средний и задний мосты
передается без потерь,^а на передний — через один полюс
зацепления при включенной нижней правой зубчатой муфте.
На первой ступени силовой поток передается на средний и
задний мосты через два полюса (включена нижняя левая
муфта), а на передний мост — через один полюс. Направле-
ние вращения карданных валов переднего и задних мостов
разное.
При такой схеме коробка имеет высокий к. ц. д. и конст-
руктивно получается простой-
330
Рис. VI.10. Раздаточная коробка автомобиля ЗИЛ-131
Раздаточные коробки с дифференциальным приводом.
Раздаточные коробки с несимметричным
дифференциалом применяются на автомобилях боль-
шой грузоподъемности.
Если автомобиль двухосный или трехосный, то крутящий
момент может распределяться в следующей пропорции: на
передний мост—7з, на задний или задние мосты — 2/3. Это
достигается выбором эпициклического зубчатого колеса диф-
ференциала, диаметр которого в два раза больше диаметра
солнечного колеса, т. е. при внутреннем передаточном числе
^21 ~—0,5.
На рис. VI.11 приведена раздаточная коробка с несим-
метричным дифференциалом двухосного автомобиля МАЗ-501
(МАЗ-502). Коробка имеет две понижающие передачи. Диф-
ференциал распределяет крутящий момент: на передний
мост—7з, на задний— 2/3. В данной конструкции имеется
промежуточный вал, увеличивающий межосевое расстояние
между ведущим и ведомыми валами. Силовой поток здесь
331
передается к дифференциалу через два полюса зацепления.
На некоторых иностранных автомобилях промежуточный вал
в раздаточной коробке отсутствует (автомобиль «Магирус»),
поэтому к. п. д. такой коробки более высокий.
Рис. VI.11. Раздаточная коробка автомобиля МАЗ-501
На труднопроходимых дорогах дифференциал раздаточ-
ной коробки можно блокировать. Для этого применяется спе-
циальная блокировочная муфта т4 (рис. VI.2), которая уста-
навливается на шлицах вала переднего моста. Передний
мост здесь не отключается, так как муфты в коробке нет.
На рис. VI.12 показана раздаточная коробка трехосного
автомобиля Урал-375 с несимметричным дифференциалом,
выполненная по схеме VI.2. Так же как и коробка МАЗ-501,
эта, коробка имеет две понижающие передачи, промежуточ-
ный вал и дифференциал с внутренним передаточным чис-
лом /^=—0,5.
С помощью зубчатой муфты, установленной на нижнем
валу, можно выполнять три операции: муфта в крайнем пра-
вом положении — передний мост отключен, дифференциал
заблокирован н силовой поток передается на средний и зад-
332
ний мосты; муфта в среднем положении — дифференциал за-
блокирован, силовой поток подводится ко всем трем мостам;
муфта в крайнем левом положении — передний мост вклю-
чен, силовой поток по мостам распределяется через диффе-
ренциал.
Рис. VI.12. Раздаточная коробка автомобиля Урал-375
В последних конструкциях автомобиля Урал-375 муфта
блокирует только дифференциал, вал же от раздаточной ко-
робки на передний мост целый.
Раздаточные коробки с симметричным
дифференциалом. На рис. VI.13 представлена разда-
точная коробка трехосного автомобиля КрАЗ-214 с симмет-
ричным дифференциалом, выполненная по схеме а
(рис. VI.4). Отличием принципиальной схемы этой коробки
от схемы раздаточной коробки автомобиля Урал-375 яв-
ляется то, что здесь дифференциал установлен не между
передним и средним (задним) мостами, как в автомобиле
Урал-375, а между средним и задним. Это неверно, так как
333
циркуляция мощности при повороте будет происходить между
передним и средним мостами, здесь и следовало ставить диф-
ференциал. К переднему мосту мощность подводится непо-
средственно от раздаточной коробки, минуя дифференциал.
Дифференциал может блокироваться кулачковой муфтой. Та-
кая же муфта имеется и на приводе к переднему мосту, бла-
годаря чему последний может подключаться к раздаточной
коробке или отключаться от нее.
Коробка имеет две понижающие ступени передаточных
чисел 1,32 и 2,28. Конструктивно коробка значительно слож-
Рис. VI. 13. Раздаточная коробка автомобилей КрАЗ-214,
КрАЗ-221, КрАЗ-222
нее рассмотренных выше. Ее отдельные элементы — диффе-
ренциал, зубчатые колеса понижающих ступеней и привод
к переднему мосту — монтируются в отдельных картерах и
затем соединяются между собой болтами. Сверху на разда-
точной коробке монтируется коробка отбора мощности.
На рис. VI.14 приведена раздаточная коробка четырех-
осных автомобилей МАЗ с симметричным дифференциалом,
выполненная по схеме б (рис. VI.4). Дифференциал уста-
новлен между двумя передними и задними ведущими моста-
334
ми. Силовой поток к мостам подводится через два нижних
выходных вала коробки, которые соединяются с дополни-
тельными раздаточными редукторами. От этих редукторов
привод идет к ведущим мостам.
Рис. VI. 14. Раздаточная коробка автомобилей МАЗ
Коробка имеет прямую и понижающую передачи и вы-
полнена по схеме с промежуточным валом. Зубчатые колеса
цилиндрические с косым зубом. Валы смонтированы в литом
картере со съемной крышкой и установлены на шарико- и
роликоподшипниках. Передачи включаются верхней муфтой,
а блокируется дифференциал нижней муфтой с помощью
Пневматического привода. На верхнем валу справа установ-
335
Рис. VI.15. Кинематическая схема муфт
свободного хода для включения перед-
него моста
лено зубчатое колесо отбора мощности. Коробка смазывает-
ся под давлением и разбрызгиванием. Для подачи масла
к подшипникам верхнего вала справа смонтирован масляной
насос, приводящийся во вращение от зубчатого колеса ко-
робки отбора мощности. Управление коробкой пневматиче-
ское, однако имеется и дублирующая система — ручной при-
вод управления.
На некоторых грузо-
вых автомобилях ино-
странного производства
(«Мерседес-Бенц»), а так-
же отечественного (опыт-
ные образцы завода ЗИЛ)
применяются раздаточные
коробки, у которых перед-
ний мост включается и от-
ключается муфтой сво-
бодного хода автоматиче-
ски (рис. VI.15). Муфта
имеет два наружных зуб-
чатых кольца 1 и 3, каж-
дое из которых может
быть связано подвижной
кареткой 2 с зубчатым
венцом 4 колеса 5 вала
привода заднего моста.
Кольцо 3 передает крутя-
щий момент к валу пе-
реднего моста при движении автомобиля вперед, а кольцо 1 —
при движении задним ходом.
При движении автомобиля без буксования задних веду-
щих колес вследствие кинематического несоответствия (раз-
ного числа зубьев раздаточной коробки в приводе к заднему
и переднему ведущим мостам) скорость наружного кольца 3
муфты, связанного с приводом к заднему мосту, будет мень-
ше скорости внутреннего кольца 6, связанного с приводом
к переднему мосту. Передний мост будет отключен. При
буксовании колес заднего моста наружное кольцо 3 обго-
няет внутреннее 6, ролики заклиниваются, благодаря чему
передний мост автоматически включается в работу.
Величину кинематического несоответствия привода к мо-
стам принимают 3—5%.
Если кинематическое несоответствие будет больше, мост
будет включаться слишком поздно, если меньше,— слишком
рано (излишне часто будет включаться и выключаться мост,
что поведет к быстрому износу муфты свободного хода).
В табл. VI. 1 приведены основные данные по раздаточным
коробкам автомобилей.
336
Таблица VI. 1
Основные данные раздаточных коробок автомобилей
Параметры Коробки с блокированным приводом Коробки с зифференциэльным приводом
ГАЗ-63 ГАЗ-69 (УАЗ-69) ЗИЛ-157 ЗИЛ-131 ЗИЛ (арм.) МАЗ-501 (МАЗ-502) КрАЗ-214 МАЗ (арм.) Урал-375
Передаточные чис- ла: 1,96 2,78 2,27 2,08 1,296 2,16 2,28 1,83 2,15
»|| 1,0 1,15 1,16 1,0 — 1,18 1,32 1,0 1,3
Максимальный 131 47,5 253 305 568 314 480 — 293
крутящий мо- мент на вход- ном (первичном) валу коробки. кГ -м
Число зубьев и мо- дуль колес: первичного вала 16(5) 20 (3,62) 16(5) 26(4,25) 25 — 33(5) 23(5) 31 (5) 23(5) 23 (9) 32 (9) 27 (5) 20(5)
промежуточного вала 29(5) 24(4,25) 32(3,62) 23 (3,62) 35 (5) 29 (4,25) 27 (4,25) —- — 29(5) 37 (5) 28 (5) 36 (5) 24 (5) 24(5) 27 (9) 20(9) 27(5) 33(5)
вала переднего моста (ведо- мого колеса) 26(4,25) 23(3,62) — 52 38 — — 21 (4) 32(4) 33(4) 32—водила дифферен- циала —
вала заднего моста (ведомо- ^4 го колеса) 26 (4,25) 40(3,62) 28(4,25) 38 — 39(5) 35(5) —
co
GO
CO
Параметры Коробки с блокированным приводом
ГАЗ-63 ГАЗ-69 (УАЗ-69) ЗИЛ-157 ЗИЛ-131
вала среднего моста — —- 28 (4,25) —
солнечного ко- леса — — — —
эпициклического колеса — — —- —
сателлитов Материал и твер- дость: •• — —
картера Серый чугун, НВ 170—241 Серый чугун СЧ 18—36, НВ 163—229 Серый чугун № 3 (УК-15), НВ 179—229
валов Ст. 40Х, HRC 48—53 Ст. 40Х, HRC 48—53 Ст. 40ХНМА, HRC 341—415; ЗОХГТ — задний мост
.зубчатых колес Ст. 40Х, твердость на поверх- ности зубьев HRC 48—53 Ст. 40Х, твердость на поверх- ности зубьев HRC 48—53 Ст. ЗОХГТ, HRC 56—62; ст. 12Х2Н4А, HRC 56—62
Продолжение
Коробки с дифференциальным приводом
зил (арм.) МАЗ-501 (МАЗ-502) КрАЗ-214 МАЗ (арм.) Урал-375
— — 35(5) — —
— 20 (4,25) 24 (5,5) 22 20 (3,75)
— 40 (4,25) — — 40(3,75)
— 10 (4,25) 14 (5,5) — 10 (3,75)
— Чугун титано- медистый Чугун специаль- ный — —
— Ст. 40Х, HRC 45—53; ст. 18ХГТ, HRC 40—50 Ст. 40Х, НВ 217—255; сг. 15ХГНТА, HRC 58—64 Ст. 12ХНЗА —
— Ст. ЗОХГТ, HRC 56—62; дифферен- циал — ст. 40Х; ст. ЗОХГТ, HRC 54—62 Ст. 15ХГНТА, HRC 58—64 Диффе- рент — ст. 12ХНЗА
3. Особенности расчета
раздаточных коробок
На прочность детали раздаточных коробок рас-
считываются так же, как и основных коробок передач. Отли-
чие здесь заключается лишь в определении расчетных нагру-
зок и в выборе допустимых напряжений в деталях раздаточ-
ной коробки.
На рис. VI.16 представлена схема идеального СП сило-
вой передачи прямолинейно и равномерно движущегося пол-
ноприводного двухосного автомобиля (ГАЗ-66). На рисун-
Рис. VI.16. Схема СП силовой передачи автомобиля
ГАЗ-66
ке Д обозначает двигатель, С — сцепление, КП — коробка
передач, РК— раздаточная коробка на две ступени,
МВМ-1 — механизм переднего ведущего моста, МВМ-2 —
механизм заднего ведущего моста. От двигателя через ко-
робку передач силовой поток подводится к раздаточной ко-
робке и здесь разветвляется на ведущие мосты. Для расчета
раздаточной коробки необходимо знать максимальные кру-
тящие моменты па выходных валах коробки. Эти моменты
определяются из условий сцепления колес (шин) автомобиля
с дорогой. Расчетный момент на одном ведомом валу будет
определяться по формуле
(VI.3)
где?тах — максимальный коэффициент сцепления шины с до-
рогой (0,7—0,9);
Z — суммарная нагрузка, приходящаяся на колеса ве-
дущего моста;
гк — радиус колеса;
i — передаточное число механизма ведущего моста
(входят все последовательно включенные зубча-
тые механизмы, расположенные между ведущим
колесом и раздаточной коробкой).
339
Расчетный момент на входном валу будет определяться
из уравнений мощностей, подводимых к раздаточной коробке:
Л4р«>р = 4-/ИТ1«>3.
Отсюда
4=^,. + ^,. (vi.4)
где /1р—передаточное число между валом 1 и ведущим
валом р;
4р— передаточное число между валами 2 и р.
Моменты и М определяются по формуле (VI.3).
На рис. VI. 17 представлена схема СП силовой передачи
автомобиля Урал-375, имеющей раздаточную коробку с диф-
Рис. VI.17. Схема СП силовой передачи автомобиля
Урал-375
ференциальным приводом. Здесь Дя— несимметричный диф-
ференциал, Дм — демультипликатор раздаточной коробки на
две ступени. Остальные обозначения те же, что и на
рис. VI.16.
СП передается от двигателя на коробку передач и на де-
мультипликатор раздаточной коробки, а с него на диффе-
ренциал и далее на механизмы ведущих мостов.
Определив по формуле (VI.3) моменты М* и по-
лучим момент на валу 2 дифференциала:
/И = М + Ма
и, Ф, 1 Ч>»
Тогда момент на валу ! дифференциала будет
где I ^211 — внутреннее передаточное число дифференциала
(абсолютная величина меньше единицы).
340
Момент на водиле дифференциала будет
Ч = Ч, + Мн, (VI.5)
Этот момент является расчетным для выходного вала
демультипликатора. Момент на входном валу будет
4=-^-, (vi.6)
fmin
где zmin — минимальное передаточное число демультиплика-
тора.
На рис. VI.18 представлена схема СП силовой передачи
четырехосного полноприводного автомобиля МАЗ.
Рис VI-18. Схема СП силовой передачи автомобиля МАЗ
Здесь Р] — ускоряющий редуктор гидротрансформатора,
КП — коробка передач, Дм — демультипликатор раздаточ-
ной коробки на две ступени; Дф — симметричный межтеле-
жечный дифференциал; Р% и Р$— раздаточные редукторы;
МВМ — механизмы ведущих мостов (переднего МВМ-Ц сред-
них МВМ-2 и МВМ-3, заднего МВМ-4).
В раздаточных редукторах имеются муфгы свободного
хода, которые в случае нарушения кинематического соответ-
ствия между мостами тележки выключаются, при этом сило-
вой поток подводится к одному мосту.
При расчете принимается, что кинематическое несоответ-
ствие отсутствует и муфты полностью включены.
В качестве расчетного момента примем Л1ф. Тогда момент
иа входном валу раздаточного редуктора будет:
мп = Ма + Л1 ;
мп = М .
Р» Ф» ' Ф<
341
Так как эти моменты приложены к полуосям симметрич-
ного дифференциала Дф, то должно соблюдаться равенство
М = Мп .
Рг Ра
Отсюда момент входного потока дифференциала Дф бу-
дет
Ч = 2Мр2
и входного потока демультипликатора (Дм) раздаточной ко-
робки
где fmin — минимальное передаточное число демультиплика-
тора.
Детали раздаточной коробки работают большее время под
нагрузкой, чем такие же детали основной коробки. Поэтому
допустимые напряжения при их работе следует брать не-
сколько меньшие (примерно на 20%).
Время работы раздаточных коробок на высшей передаче
составляет 85—90%, а на низшей — 10—15% от общего вре-
мени работы коробки.
На эти условия должны подбираться подшипники валов
раздаточной коробки.
4. Расчет муфт
свободного хода
Как было указано выше, муфты свободного хода
включают передний мост, когда угловая скорость ведущего
кольца 3 (рис. VI. 15) будет равна или больше угловой ско-
рости ведомого кольца 6, и отключают его, если ю3 меньше юб.
При эксплуатации автомобиля добиться равенства угло-
вых скоростей колец весьма трудно. На него влияют многие
факторы: величина передаваемого крутящего момента, каче-
ство дороги, динамика разгона, давление и износ шин и т. д.
Эти факторы вызывают неравенство радиусов качения колес
переднего и заднего мостов, что приводит к кинематическому
несоответствию движения колес и изменению передаточного
числа привода переднего моста:
Д/к = ГК. п-Гк.з . 100(
гк. з
где гк.п и Гк. з — радиусы качения колес переднего и заднего
мостов.
Кинематическое несоответствие Д/к — величина перемен-
ная, ее среднее значение составляет 3—5%. Для удобства рас-
четов переменную величину Д/к заменяют на постоянную —
342
на кинематическое несоответствие силовой передачи Дгт, вы-
раженное процентным увеличением передаточного числа при-
вода на передний мост с автоматическим включением муфтой
свободного хода (МСХ).
AzT = .100, (VI.7)
13. м
где /п. м и Z3. м — передаточные числа раздаточной коробки
на передний и задний мосты.
Среднее значение Дгт также принимают 3—5%.
Из формулы (VI.7) следует, что для получения положи-
тельного значения Дгт передаточное число раздаточной ко-
робки на передний мост должно быть больше, чем на зад-
ний, т. е.
^п. м > ^з. м
Это достигается соответствующим подбором числа зубьев в
раздаточной коробке.
Передаваемый муфтой свободного хода крутящий момент
на передний мост определяется по условию сцепления колес
с грунтом:
М =
где <р—коэффициент сцепления колес с грунтом;
— вес автомобиля, приходящийся на передний мост;
in—передаточное число переднего моста.
Рабочую поверхность ведущего наружного кольца
(рис. VI.19) принимают цилиндрической, а ведомого внут-
реннего — эксцентрического профиля. Эксцентриситет е для
построения рабочей поверхности внутреннего кольца опреде-
ляют по формуле
<? = 2(/? — г) sin (л£>и],
где R — радиус внутренней поверхности наружного цилин-
дрического кольца;
г — радиус ролика;
а —угол заклинивания.
Величиной R при конструировании задаются. Ролики и их
размеры берут готовыми из ассортимента, изготовляемого на
шарикоподшипниковых заводах (чаще всего г = 5—10 мм).
Угол заклинивания а зависит от качества и твердости
материала. Для шарикоподшипниковых сталей LUX15 (ро-
лики), 40Х (кольца) а должен быть 7—8°. Практически его
“ выполняют от 6 до 12°.
Кроме этого, расчет ведут на условие возможности закли-
нивания ролика: ролик может заклиниться лишь в том слу-
чае, если равнодействующая сил трения F, возникающих в
месте контакта ролика с кольцами, будет больше силы Р,
цыуад кивающей ролик, т«
343
F ===2pJVcos-^-;
P=2Wsin-^ ,
(VI.8)
где M— нормальная сила, действующая на один ролик;
р— коэффициент трения; р=0,11 4-0,13.
к, 2М^
N~~ ZRa 1
где Z — число роликов; для муфт силовых передач автомо-
билей Z=8-?-20 шт.;
а — угол заклинивания в радианах.
Рис. VI.19. К расчету муфты свободного хода
Если в результате расчетов условие F>P не соблюдает-
ся, то изменяют угол а или другие величины.
Контактное напряжение определяется по формуле Гер-
ца-Беляева:
* = 0,418 [кГ/см2],
где £=2-10’ кПсм2-,
/—длина ролика; ее выбирают из условия-^-=1,54-3,
где d-~ диаметр ролика.
Допустимое контактное напряжение k для рабочих по-
верхностей роликов и колеи с твердостью HRC 62— 64 равно
40 000 кГ]см2.
344
Глава VII
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
На современных автомобилях находят широкое
применение различные гидрообъемные приводы, например
для управления тормозами, в самосвальных механизмах, в
рулевых приводах и т. п. Создаются опытные автомобили и
тракторы, в которых гидрообъемные передачи используются
в качестве силовых передач машин. Особенно выгодно при-
менение гидрообъемного привода к колесам активного при-
цепа или полуприцепа. Автомобильные поезда с гидрообъ-
емным приводом на прицеп разрабатываются на многих оте-
чественных автомобильных заводах (ЗИЛ, МАЗ и др.).
Однако гидрообъемная силовая передача для автомобиля
или автомобильного поезда пока применяется только как
экспериментальная. Это объясняется главным образом тем,
что гидрообъемные передачи еще слишком громоздки и не
вписываются в те габариты, которые сейчас занимают зуб-
чатые передачи в силовом приводе автомобиля. Громозд-
кость гидрообъемных передач объясняется прежде всего тем,
что они работают при относительно малых давлениях рабо-
чей жидкости (порядка 150—250 кГ/см2), в то время как
зубчатые передачи работают при напряжении в рабочих эле-
ментах (зубья колес, валы) порядка нескольких тысяч
(1500—3000 кПсм2).
Несмотря на этот серьезный недостаток, гидрообъемные
передачи имеют много преимуществ. Остановимся на основ-
ных из них. При наличии гидрообъемной силовой передачи
в транспортном автомобиле можно обеспечить бесступенча-
тое регулирование скорости движения и силы тяги автомо-
биля в весьма широком диапазоне.
Гидрообъемная передача легко может быть превращена в
автоматизированную, что позволяет в значительной степени
облегчить и упростить процесс управления автомобилем, со-
средоточив внимание водителя только на дороге.
В гидрообъемных передачах мощность от насоса к гидро-
двигателям передается гидравлическими потоками; передача
приобретает свойство дистанционности, что важно для мно-
гоприводных автомобилей и поездов с активными прицепами.
345
При гидрообъемной силовой передаче можно обеспечить
плавное регулирование передаточного числа, а следователь-
но, и плавное изменение силы тяги на колесах автомобиля,
вследствие чего повышается проходимость автомобиля на
мягких неустойчивых грунтах.
При применении гидрообъемной передачи на автомобиле
отпадает необходимость в установке таких агрегатов, как
сцепление, коробка передач, карданная передача и главная
передача.
С помощью гидрообъемной передачи можно осуществлять
и торможение автомобиля, вводя в ее конструкцию охлади-
тели и дросселирующие устройства. На автомобиле потре-
буется иметь только стояночные тормоза.
Кроме указанного выше недостатка (большие габариты),
гидропередача имеет и ряд других недостатков: недостаточ-
ная износостойкость, высокая стоимость, малая надежность
трубопроводов, работающих при высоких пульсирующих дав-
лениях жидкости, и некоторые другие.
Эти недостатки постепенно преодолеваются в процессе
проектирования и исследования гидрообъемных передач. В
настоящее время уже созданы гидравлические насосы и гид-
родвигатели, срок службы которых составляет 5000—10 000 ч
работы под нагрузкой, что значительно больше, чем это
имеют зубчатые передачи.
Можно предположить, что гидрообъемные силовые пере-
дачи, обладая целым рядом преимуществ по сравнению
с зубчатыми передачами, в перспективе будут все больше за-
менять последние. Особенно вероятно применение гидрообъ-
емных передач там, где наиболее полно могут быть исполь-
зованы их специфические свойства дистанционности, много-
приводности и непрерывности, т. е. качества, которыми зубча-
тые передачи не обладают или обладают, но в меньшей мере.
1. Простейшая гидрообъемная
передача
Гидрообъемная передача, состоящая из одного на-
соса Н и одного гидродвигателя Д, является элементарной
(рис. VII.1). В этой передаче энергия от первичного двига-
теля в виде вращательного механического потока подводит-
ся к насосу /7, где преобразуется в поступательный гидрав-
лический поток жидкости. В гидродвигателе Д энергия
гидравлического потока вновь преобразуется в энергию вра-
щательного механического потока.
Гидравлический поток от насоса к гидродвигателю посту-
пает по магистрали высокого давления б. Рабочая жидкость
от гидродвигателя к насосу возвращается по магистрали низ-
кого давления а. Поскольку в гидрообъемных машинах
346
(в насосе и в гидродвигателе) происходит некоторая утечка
рабочей жидкости через имеющиеся зазоры в рабочих орга-
нах, любая гидрообъемная передача всегда снабжается си-
стемой подпитки П. Последняя состоит из небольшого по
мощности и производительности подпиточного насоса ПН,
охладителя 1 и фильтра 2. Через систему клапанов 6 систе-
ма подпитки подключается к магистрали низкого давления.
Так как в гидрообъемных передачах самоходных машин
гидродвигатель Д может работать в режиме насоса, насос —
Рис. VII.1. Кинематическая схема простейшей гидрообъемной
передачи
в режиме гидродвигателя (например, при т-орможении авто-
мобиля) и магистраль б может стать магистралью низкого
давления, системой клапанов 6 предусматривается подвод
жидкости от подпиточного насоса к магистралям а и б.
Давление рабочей жидкости в магистрали низкого давле-
ния ограничивается регулировкой предохранительного кла-
пана 3.
Предельно допустимое давление ртах в магистрали высо-
кого давления зависит от типа и конструкции примененных
гидрообъемных машин, и для его ограничения к магистра-
лям подключены предохранительные клапаны 5. По достиже-
нии давления р > ртах срабатывает один из клапанов 5 и
излишек рабочей жидкости через охладитель 1 или непосред-
ственно будет сбрасываться в резервуар 4. Для сбора утеч-
- ки рабочей жидкости к гидрообъемным машинам присоеди-
няется дренажная система в.
На рис. VII.2,а приведена схема СП гидрообъемной пе-
редачи, кинематическая схема которой была рассмотрена на
рис. VII.L
347
Поскольку в гидрообъемных машинах (насосе и гидро-
двигателе) имеются три гидравлических потока: входной /,
выходной 2 и поток утечки 3 рабочей жидкости, то в схеме
СП эти машины описываются обобщенными узловыми точ-
ками УТ-//, УТ-Д и УТ-/7//.
Для учета потерь в магистралях на схеме СП обозначе-
ны кинетические узловые точки УТ-а и УТ-б. В перепускных
и предохранительных клапанах, в фильтре, охладителях и
резервуаре при работе передачи имеет место рассеивание
Рис. VII.2. Схема СП простейшей гидрообъемной передачи
(диссипация) энергии за счет потери напора. Поэтому в схеме
СП эти приборы и механизмы описываются также кинетиче-
скими УТ-e, УТ-г, УТ-и, УТ-е, УТ-б, УТ-з и УТ-ж.
Если гидрообъемную силовую передачу рассматривать
без учета потерь энергии, т. е. как идеальную, то схема СП
значительно упрощается (рис. VI 1.2,б), В этом случае СП
будет состоять всего из двух кинетических узловых точек
УТ-// и УТ-Д, одна из которых преобразовывает механиче-
ский поток в гидравлический (УТ-//), другая, наоборот,—
гидравлический в механический (УТ-Д).
Идеальным СП мы в дальнейшем будем пользоваться при
анализе различных схем передач, где потери не оказывают
существенного влияния на их работу. Кроме того, если пре-
небречь потерями в магистралях (они относительно невели-
ки), а потери в машинах учесть к. п. д., то по данному СП
можно рассчитывать передачу, т. е. определять ее основные
параметры (см. «Теорию»).
Обозначим давление в магистрали б через А, и в маги-
страли а — через ра, рабочий объем насоса (объем рабочей
348
жидкости, подаваемой насосом за один оборот вала)—че-
рез Дн и двигателя - через Дд, угловую скорость и крутящий
момент на валу насоса — через и Мн и соответственно на
валу гидродвигателя через шд и Л1Д. Учтем, кроме того, объ-
емные потери (утечки рабочей жидкости), гидравлические и
механические потери в гидрообъемных машинах коэффици-
ентами полезного действия: объемным — т]о.н и т)о.д и внутрен-
ним — 7]р н И Т)в,д *.
Получим формулы для определения:
— теоретической производительности насоса
q;h = 4tA.%; (VII.1)
— действительной производительности насоса
QH = ^н^нЛо. н» (VII.2)
— теоретического расхода рабочей жидкости гидродви-
гателем
= (VII.3)
— действительного расхода рабочей жидкости гидродви-
_лателем
(VH.4)
Так как (рис. VII.1), го передаточное число
гидрообъемной передачи будет равно
z = — = -j——-------• (VII.5)
0>л ^н^о. нЛо. д
Как видим, передаточное число зависит от к. п. д. гидрав-
лических машин и с уменьшением к. п. д. увеличивается, что
указывает на имеющееся в ней проскальзывание.
Обозначим перепад давлений в магистралях а и 6 через
Рв— Ра* Тогда для определения мощности, подводимой
к валу насоса, получим формулу
н н н Чо. нЧв. н
или (см. формулу VII.2)
А/н = == о_ ^hwh у, •
х'тс Чв. н
* Под внутренним к. п. д. т)в понимается произведение гидравличе-
ского к. п. д. т)г гидрообъемной машины на механический к. п. д. т;м:
Чв = W •
349
Отсюда момент на валу насоса будет равен
Мя = 4- (VII.6)
" 2lt 7]В. н
Соответственно для гидродвигателя будем иметь
Коэффициент трансформации момента простейшей гидро-
объемной передачи будет равен *
(v,l8>
Общий к. п. д. простейшей гидрообъемной передачи (без
учета затраты энергии на привод подпиточного насоса) мо-
жет быть определен делением мощности, снимаемой с вала
гидродвигателя, на мощность, подводимую к валу насоса;
_ Мд,0Д _Кт
71 ~ “ i
ИЛИ
V) = -По. нЧ>. дЧв. нЧв. д (VII.10)
Гидрообъемная передача, представленная на рис. VII.1,
может выполнять функции гидровала, редуктора и трансфор-
матора.
Так, если применить нерегулируемые гидрообъемные ма-
шины при одинаковых рабочих объемах насоса и гидродви-
гателя, то выходные параметры потока (угловая скорость и
момент) будут равны (теоретически) входным параметрам.
Такое свойство присуще валу. Поэтому простейшую гидро-
объемную передачу с одинаковыми рабочими объемами на-
соса и гидродвигателя называют гидровалом.
Гидровал находит применение для передачи мощности на
ведущий мост активного прицепа. По этому принципу устрое-
на передача на прицеп активного поезда ЗИЛ-4Э137, где в
качестве насоса и гидродвигателя применены одинаковые по
размеру аксиально-поршеньковые гидрообъемные машины
марки 11-М № 20. Описание такой передачи дано в гл. XVIII
части II.
Практически из-за утечки рабочей жидкости, гидравличе-
ских и механических потерь в гидровале будет наблюдаться
некоторое рассеивание энергии. Угловая скорость и момент
на валу гидродвигателя будут меньше угловой скорости и
момента на валу насоса:
щд = шнЛ>. нЧо. д; (vn.li)
__________ Мд = ЛГиЧв.я>1,.ж. (VII.12)
* Здесь рассматривается абсолютное значение коэффициента трансфер-
мации.
35Q
Коэффициент проскальзывания гидровала определится за-
висимостью
X==21ZM=l_y)o.HT)o д (VII.13)
Если в простейшей гидрообъемной передаче применить
нерегулируемые насос и гндродвигатель, но с разными рабо-
чими объемами, то такая
передача будет выполнять
роль редуктора с пе-
редаточным числом, ве-
личину которого мож-
но определить по форму-
ле (VIL5).
Для трансформации
момента необходимо
иметь регулируемый или
насос, или гидродвига-
тель, или обе машины
одновременно.
При регулировании
трансформатора за счет
изменения рабочего объ-
ема насоса скорость на
валу гидродвигателя мож-
но изменять линейно.
Рис. VII.3. График регулирования транс-
форматора за счет изменения рабочего
объема насоса
Тогда при постоянной мощности момент будет изменяться по
гиперболической кривой, как это показано на рис. VII.3. Диа-
пазон регулирования трансформатора будет равен

л
н max
л
н min
При регулировании трансформатора изменением рабочего
объема гидродвигателя линейно будет изменяться момент
на выходном валу, а скорость — по гиперболической кривой
(рис. VII.4). Диапазон регулирования получим равным
А
j max
d^~A~ •
При таком способе регулирования плавного страгивания
автомобиля с места без введения в передачу дроссельных
устройств добиться нельзя. Действительно, при трогании
автомобиля с места на валу Д должен быть приложен мо-
мент Л4С, соответствующий моменту сопротивления движению
автомобиля. Этому моменту соответствует конечное значение
скорости юд.т, т. е. ведомый вал (Д) сразу должен приобре-
сти конечную скорость. Так как это невозможно, то должно
иметься дроссельное устройство (клапан), которое позволя-
351
352
Рис, VI 1.4. График регулирования
трансформатора за счет изменения ра-
бочего объема гидродвигателя
Регулирование Регулирование
изменением изменением
рабочего рабочего объе-
объема насоса мо гидродвига-
теля
Рис. VI 1.5, График регулирования транс*
форматора за счет изменения рабочего
объема насоса и гидродвигателя
ло бы постепенно сравнять скорости. Поэтому этот способ
регулирование считается нежелательным.
При регулировании трансформатора изменением рабочих
объемов насоса и гидродвигателя диапазон регулирования
расширится и будет равен
л л
н тах^д щах
А А
лн т!п д min

(VII.14)
Характеристика трансформатора, т. е. зависимость мо-
мента на выходном валу от скорости его вращения, при
совместном регулировании по насосу и гидродвигателю пред-
ставлена на рис. VII.5. Как видно из графика, гидрообъем-
ная передача при регулировании по насосу и двигателю сво-
бодна от недостатков, присущих передаче, когда регулирова-
ние осуществляется только изменением рабочего объема
гидродвигателя.
2. Типы гидрообъемных машин
В настоящее время создано большое количество
регулируемых и нерегулируемых гидрообъемных машин (на-
сосов и гидродвигателей), отличающихся друг от друга кон-
струкцией рабочей камеры, числом рабочих циклов (за один
оборот вала), конструкцией распределителей и другими при-
знаками.
По конструкции рабочей камеры все гидрообъемные ма-
шины разделяются на поршеньковые, лопастные, винтовые и
зубчатые.
Лопастные и зубчатые машины используются на автомо-
билях в качестве насосов вспомогательных гидравлических
приводов (например, гидропривод к усилителям рулевого
управления, в приводах к гидроподъемнику самосвальной
установки и т. п.). В силовых передачах из-за сравнительно
низких объемных к. п. д. эти машины не применяются. Вин-
товые машины находят применение как насосы по перекачке
различных жидкостей по трубопроводам. В силовых пере-
дачах применяются в основном поршеньковые машины и
иногда в качестве двигателей — лопастные.
Поршеньковые машины могут быть с радиальным и акси-
альным расположением поршеньков.
Радиально-поршеньковые машины конструктивно разде-
ляются на машины с вращающимся блоком цилиндров и с
неподвижным блоком цилиндров.
Аксиально-поршеньковые машины бывают трех типов: с
наклонной шайбой, с наклонным силовым диском и с на-
клонным блоком цилиндров. Рабочий цикл гидрообъемной
машины состоит из двух процессов: наполнения рабочей ка-
12—2921 353
меры жидкостью и ее выталкивания из рабочей камеры в
магистраль. По числу циклов в течение одного оборота вала
все гидрообъемные машины могут быть: однократного дейст-
вия (одноходовые), двукратного действия (двухходовые) и
многократного действия (многоходовые). В машинах одно-
кратного действия в течение одного оборота вала в каждой
рабочей камере совершится один рабочий цикл; в машинах
двукратного действия —- два и в машинах многократного дей-
ствия — несколько рабочих циклов.
По конструкции распределителей гидрообъемные машины
выпускаются с цапфовым, торцовым и клапанным распреде-
лением. Тип распределителя оказывает существенное влия-
ние на величину давления в магистрали. При цапфовом рас-
пределении весьма трудно обеспечить надежное уплотнение,
и поэтому машины с таким распределителем проектируются
на давление не более 150—200 кПсм2. Машины с торцовым
распределением способны обеспечить в нагнетающей маги-
страли давление от 200 до 350 кГ/см2. Наилучшее уплотне-
ние обеспечивается клапанным распределением. Существуют
машины с клапанным распределением на максимальное дав-
ление более 500 кГ!см2.
Радиально-поршеньковые машины. В радиально-поршень-
ковых машинах перемещение поршеньков в цилиндрах ро-
тора может осуществляться или за счет смещения оси ротора
на величину е относительно оси статора (эксцентриковые од-
ноходовые машины), или за счет ряда специальных профиль-
ных выступов на статоре (многоходовые машины).
Одноходовые машины строятся как быстроходные насо-
сы, многоходовые — как тихоходные двигатели.
Радиально-поршеньковые машины обладают сравнитель-
но небольшими осевыми габаритами и могут быть рекомен-
дованы как гидродвигатели для силовых передач транспорт-
ных и тяговых машин. Радиально-поршеньковые гидродви-
гатели способны устойчиво работать с максимальной нагруз-
кой при числе оборотов вала 7—10 об/мин. Большие рабочие
объемы, которые можно реализовать в радиально-поршень-
ковых гидродвигателях, дают возможность осуществлять в
передаче большое передаточное число и тем самым в при-
воде гидродвигатель-колесо не делать дополнительных пони-
жающих зубчатых редукторов.
Конструктивно радиалыно-поршеньковый гидродвигатель
можно разместить непосредственно в ступице ведущего ко-
леса. Такая конструкция получила название «мотор-колеса».
Вся силовая передача в этом случае получается очень ком-
пактной. Правда, при этом увеличивается неподрессоренная
масса машины.
Рассмотрим типовые конструкции радиально-поршенько-
вых гидродвигателей.
354
На рис. VII.6 представлен двухрядный радиально-пор-
шеньковый нерегулируемый гидродвигатель марки ВГД, раз-
работанный Гипроуглемашем. Гидродвигатель рассчитан на
рабочее давление 100 кГ/см2. В каждом ряду ротора 8 расто-
чено девять отверстий, в которые вставлены гильзы цилин-
дров. В цилиндрах размещены поршеньки 3. Каждый порше-
нек выполнен пустотелым с расточенной шаровой пятой.
В шаровую пяту упирается шатун 4, укрепленный на оси 5.
Ось с помощью двух коромысел 6 соединена с ротором 8.
Ротор 8 вращается на двух подшипниках: шариковом, в
крышке 2, и роликовом. На осях на игольчатых подшипниках
установлены стальные ролики, перекатывающиеся по про-
фильным дорожкам 7 корпуса /. Распределительный узел
состоит из цапф 9 с каналами для подвода и отвода рабочей
жидкости и распределительной втулки 10, запрессованной в
ротор. Зазор между распределительной втулкой и цапфой вы-
бирается в пределах 0,03—0,08 мм, а между поршеньком и ци-
линдром— 0,02—0,03 л<л<. Гидродвигатель ВГД является двига-
телем многократного действия — на профильных дорожках
корпуса выполнено семь выступов. Следовательно, в течение
одного оборота в каждом цилиндре совершится семь полных
циклов (с = 7). Давлением рабочей жидкости на поршеньки
ролики ‘Прижимаются к профильным выступам корпуса. Со
стороны каждого профильного выступа будет действовать
реакция Af, приложенная к ролику в точке его касания и на-
правленная по нормали к профильной поверхности выступа.
Возникающая на оси роликов от этой реакции тангенциаль-
ная сила передается ротору 8 через коромысло 6. Благодаря
наличию коромысел поршеньки почти полностью будут раз-
гружены от боковых сил, что способствует уменьшению из-
носа пары поршенек — цилиндровая гильза.
На рис. VII.7 дан продольный и поперечный разрез гид-
родвигателя трактора с гидрообъемной передачей конструк-
ции HATH. На неподвижной оси 2, имеющей эксцентрик (ве-
личина эксцентриситета равна 42 мм), на двух опорах (ша-
рикоподшипнике / и роликоподшипнике 7) вращается состав-
ной блок цилиндров. Блок имеет пять цилиндрических гильз,
зажатых шпильками между головками 3 и картером блока.
Головки 3 с помощью планок 9 соединены с ободом колеса
трактора. В цилиндрах установлены поршни 4 диаметром
75 мм. Соединение поршня с шатуном 5 шаровое. Шатун вы-
полнен двутаврового сечения и опирается на эксцентриковое
кольцо 6 по дуге длиной 105 мм. В плоскости споры шатуна
установлены вкладыши из стале-алюминиевой ленты.
Распределение гидродвигателя торцовое. В оси 2 выпол-
нено два канала: по одному каналу рабочая жидкость по-
дается от насоса к распределителю 8, а по другому отводит-
ся. При поступлении рабочей жидкости в цилиндр на пор-
12* 355
1
шень действует сила, равная произведению площади поршня
на давление жидкости. Эта сила в шаровой головке шатуна
раскладывается на две составляющие: одна направлена по
шатуну, другая — перпендикулярно к стенке цилиндра. По-
следняя вызывает поворот блока цилиндров относительно
неподвижной оси 2.
Гидродвигатель НАТИ при давлении 90 кГ/см2 развивает
крутящий момент 260 кГ -м. По данным лабораторных испы-
таний внутренний к. п. д. гидродвигателя равнялся 0,9—0,93
в диапазоне изменения момента от 80 до 210 кГ -м.
Радиально-поршеньковые гидродвигатели, встроенные не-
посредственно в ведущее колесо, получают все более широ-
кое распространение для транспортных машин. Так, в Фин-
ляндии с 1965 г. серийно производятся гидродвигатели для
автопоездов с активным прицепом. Гидродвигатель пятици-
линдровый с неподвижным блоком цилиндров монтируется в
ободе колес автомобиля. Давлением жидкости поршни через
пару роликов воздействуют на профильные выступы двух
колец, соединенных с ободом колеса. При отсутствии давле-
ния поршни не касаются профильных выступов. Колеса при
этом могут свободно вращаться с любой скоростью. Макси-
мальный диаметр такого двигателя равен 475 мм при рабо-
чем объеме 4 л/об. При давлении р=140 кГ1см2 гидродвига-
тель развивает крутящий момент 850 кГ'М.
Расчет. Исходными данными для расчета радиально-
поршеньковых гидродвигателей являются максимальное (или
расчетное) давление в нагнетающей магистрали ртах и мак-
симальный момент Л4тах.
По этим данным определяется требуемый рабочий объем
гидродвигателя по формуле
2кМтях
А = р ™ (V11.15)
НтахЧв. д
Внутренний к. п. д. т)в берется равным 0,9—0,95. Момент
Мтах имеет размерность кГртах — кГ/см2 и
Радиально-поршеньковые гидродвигатели могут иметь
один, два, три (до пяти) ряда цилиндров. Обозначим через
г' число цилиндров в одном ряду, через т—число рядов и
через с — кратность гидродвигателя.
Расчетный диаметр цилиндра может быть определен по
формуле
3 _____
^ = 1/ (VII.16)
Г кгс--
Общее число цилиндров z=z'm. Обычно принимают z'=5,
7, 9 или 11. Кратносгь гидродвигателя (с) может быть рав-
на 1,2, 3, 4, 5, 7 или 9.
357
Рис. VII.7. Радиально-поршеньковый
В существующих конструкциях радиально-поршеньковых
гидродвигателей отношение h к d колеблется от 0,7 до 1,2.
Наибольшее значение следует выбирать для одноходовых
двигателей и наименьшее —для многоходовых.
Определенный по формуле (VII.16) диаметр цилиндра
округляется (в большую сторону) до значений нормальных
диаметров по ГОСТ 6636—60, а ход поршенька —до целого
числа миллиметров.
Аксиально-поршеньковые машины отличаются от радиаль-
но-поршеньковых меньшим радиальным габаритом и мень-
шим весом на единицу передаваемой мощности. Аксиально-
поршеньковые машины могут работать как в режиме насоса,
358
так и в режиме двигателя. Кратность этих машин, как пра-
вило, равна единице.
На рис. VI 1.8 показаны три типовые схемы аксиально-пор-
шеньковых машин с наклонной шайбой (а), с наклонным си->
ловым диском (б) и с наклонным блоком цилиндров (в).
Блок цилиндров 4 жестко или через карданное соединение
связан с валом /. Если угол 0 наклона шайбы 2 (или диска
в схеме б, или блока цилиндров в схеме в) будет равен нулю,
то при вращении вала / поршеньки 3 не будут перемещаться
в цилиндрах. Производительность машины в этом случае бу-
дет равна нулю. При 0 =£ 0 поворот блока вызовет переме-
щение поршеньков в цилиндре: все поршеньки, находящиеся
359
в пространстве за плоскостью чертежа между точками В и
А, перемещаются влево, увеличивая пространство в цилин-
драх, и цилиндры наполняются рабочей жидкостью; осталь-
ные поршеньки перемещаются вправо, вытесняя рабочую
жидкость в магистраль.
3 в
Рис. VIJ.8. Схемы акоиально-поршеньковых машни
Расчет. Рабочий объем аксиально-поршеньковой машины
определяется по формуле
(VII.17)
где d — диаметр поршенька;
Z—число цилиндров;
Dq—начальный диаметр наклонного (силового) диска,
В— угол наклона диска (блока цилиндров).
Обозначим через' pi давление рабочей жидкости в /-м ци-
линдре. Тогда на поршенек будет действовать сила
В точке контакта поршенька с диском возникает нормаль-
ная реакция N (рис. VII.9), которую можно разложить на
две составляющие.
Касательная составляющая будет равна
360
Эта сила направлена параллельно оси z и относительно
оси х дает момент
или
(VH.18)
Рис. VI 1.9. Схема сил, действующих на силовой
диск
Полный крутящий момент на валу машины равен
z
= 2 (^) >
ИЛИ
Мх = 4- Do tg ₽ 2 sin ъ > (VIIЛ 9)
1
где z—число цилиндров;
i—порядковый номер цилиндра;
<Р/—пространственный угол поворота /-го цилиндра от
точки А.
В формуле (VII.19) член
z
2 а sin?/
i-i
представляет некоторую гармоническую функцию, которая
характеризует степень равномерности работы машины. Чем
361
больше цилиндров имеет машина (г), тем ближе к некоторой
постоянной величине стремится эта функция. При этом при
нечетных значениях z (5, 7, 9 и т. д.) функция обладает мень-
шей неравномерностью.
Аксиально-поршеньковые гидрообъемные машины выпус-
каются регулируемые и нерегулируемые.
Рассмотрим типовые конструкции этих машин.
На рис. VII.10 показан продольный разрез аксиально-
поршенькового гидродвигателя с наклонной шайбой кон-
струкции ЭНИМС, который может работать и в режиме на-
соса. Этот гидродвигатель рассчитан на передачу мощности
до 15 л. с. при числе оборотов вала 1000 об/мин.
Рис. VII.10. Аксиально-поршеньковый двигатель с наклонной шайбой
Вал 5 установлен в корпусе 6 на двух шарикоподшипни-
ках 1 и 4. На валу с помощью шпонок закреплен барабан 9,
в сверлениях которого помещены толкатели 8. упирающиеся
в наклонную шайбу //. Блок цилиндров 2 соединен с бара-
баном 9 через головки винтов, стягивающих детали блока, и
с пбмощыо установочных штифтов. В цилиндрах блока по-
мещены поршеньки 7, которые давлением рабочей жидкости
прижаты к толкателям 8. Между блоком цилиндров и зад-
ней крышкой находится распределительный диск 3. Надеж-
ность уплотнения торцового распределителя достигается по-
стоянным поджатием блока цилиндров к распределитель-
ному диску с помощью ряда пружин, установленных в гнез-
да барабана 9.
362
Поворачивая наклонную шайбу вокруг осей поворотных
цапф 10, можно изменять ход поршеньков, а следовательно, и
рабочий объем гидродвигателя и этим регулировать скорость
вращения вала.
Для поворота наклонной шайбы необходимо к ней при-
дожить момент, равный (рис. VIL9)
== Дг + (у) ^Pi (у) *
Здесь Мг—момент трения в подшипниках поворотных
цапф 10\
— суммарный момент составляющих сил Л вокруг
оси у\
—суммарный момент сил, действующих на пор-
шеньки относительно оси у.
Суммарный момент тангенциальных составляющих сил 7\
относительно оси у определяется по формуле (рис. VII.9)
2 м = -Г cos Ъ •
2=1
Этот момент не может быть большим по абсолютному
значению, и при нечетном числе цилиндров знак его будет
меняться в зависимости от того, какое число цилиндров в
данный момент времени будет находиться выше плоскости
х—у и какое число цилиндров будет находиться ниже этой
плоскости, ибо для цилиндров, расположенных под плоско-
стью х—у, момент будет по знаку противоположен
моменту Л4Г Для цилиндров, расположенных выше плос-
кости X—у.
По такому же закону будет изменяться и суммарный мо-
мент относительно оси у сил, действующих на поршеньки.
Величина его определяется по формуле
2 Мр1 М = ТГ cos ₽ 2 Pi cos <Pi • (V1I.20)
2=1
На рис. VIl.ll изображен регулируемый аксиально-пор-
шеньковый насос с наклонным диском гидрообъемной сило-
вой передачи английского трактора NIAE. От вала 1 с по-
мощью двойного карданного сочленения 8 приводятся во вра-
щение наклонный диск 5, помещенный в кожухе 6, и блок
цилиндров 2. Наклонный диск 5 связан через шатуны 4 с
поршеньками 3. Шариковые головки шатуна в поршеньке и
на наклонном диске опираются на бронзовые подпятники.
Распределение насоса торцовое. Нормальные составляющие
сил давления шатунов на наклонный диск 5 воспринимаются
корпусом насоса через следующие детали: кожух 6, упорный
363'
шарикоподшипник 7, поворотную рамку 9 и два шарикопод-
шипника, установленных на оси поворотной рамки.
В отличие от наклонной шайбы наклонный диск и кар-
данное сочленение нагружены полным передаваемым момен-
том. Поэтому такие машины часто называют машинами с си-
ловым карданом.
Рис. VII.11. Аксиальио-поршеньковый насос с наклонным ди-
ском
Аксиально-поршеньковые гидромашины с наклонным бло-
ком цилиндров изготовляются в нерегулируемом и регули-
руемом варианте. На рис. VII.12 показана конструкция нере-
гулируемого аксиально-поршенькового насоса с наклонным
блоком марки М-50. Вал / установлен в корпусе 2 на двух
опорах. К корпусу 2 насоса присоединен наклонный картер 3
блока цилиндров 5. Ось блока наклонена к оси вала под
364
Рис. VI!.12. Аксиально-поршеньковый насос М-50
углом 30°. Блок цилиндров центруется на оси 7 с помощью
шарикоподшипника 8. Распределительный диск 9 закреплен
в крышке 10. В блоке расточено девять цилиндров. Разме-
щенные в цилиндрах поршеньки связаны с диском вала 1 с
помощью шатунов 6. Вращение блоку цилиндров передается
от вала 1 карданным приводом 4. В данной конструкции в
отличие от предыдущей карданный привод силовой нагрузки
не несет. Насос рассчитан на максимально допустимое дав-
ление 150 кГ/сл2. Его рабочий объем равен 792 см3/об. Ско-
рость вращения вала 980 об/мин.
Рис. VI 1.13. Аксиально-поршеньковый насос с наклонным бло-
ком цилиндров
В регулируемых аксиально-поршеньковых гидромашинах
с наклонным блоком цилиндров чаще применяют бескардан-
иый привод к блоку. Ведение блока цилиндров в таких кон-
струкциях осуществляется шатунами. Конструкция машин
получается более простой и технологичной, чем машин с кар-
данным приводом. Нагрузка привода к блоку цилиндров
определяется лишь трением в распределительном устройстве
и инерционными силами в пусковой и остановочный период.
В качестве примера на рис. VII.13 дана конструкция
аксиалыю-поршенькового насоса с наклонным блоком цилин-
дров, когда привод к блоку цилиндров осуществляется ша-
тунами.
К картеру 2 насоса прикреплена неподвижная колонка 3,
по цилиндрической поверхности которой в двух направлениях
может повертываться на некоторый угол |3 корпус 4. К кор-
пусу крепятся детали распределительного устройства: под-
366
водящие и отводящие рабочую жидкость трубопроводы, рас-
пределительная головка 7 с распределительным диском 6.
Блок насоса выполнен из двух половин, соединенных между
собой цилиндровыми гильзами 5. Детали блока смонтирова-
ны на двухопорной оси 3, центрирующей положение блока
относительно приводного вала /. Осевая нагрузка от сило-
вого фланца вала 1 передается на корпус через упорный
подшипник 9. Блок цилиндров относительно вала / накло-
няется поворотом корпуса 4. Насос рассчитан на рабочее
давление 150 кГ1см2\ его производительность 225 л/мин.
Расчет. Исходной величиной для определения основных
размеров аксиально-поршеньковой машины является ее геоме-
трическая постоянная (рабочий объем) А.
Диаметр поршенька определяется по формуле
(VII.21)
Здесь число цилиндров z выбирается равным 7, 9, реже 11.
Отношение хода поршенька к его диаметру в выполненных
конструкциях -у = 1 -г- 1,5.
Начальный диаметр наклонного (силового) диска Do
определяется по формуле
D —
и° ~ sin р •
(VII .22)
Угол 3 наклона диска (блока) обычно берут равным
20—25°.
Следует иметь в виду, что при наклоне диска (блока)
шатуны также наклоняются под некоторым углом к осям
цилиндров, что вызывает появление боковой силы, прижи-
мающей поршенек к стенке цилиндра.
Для уменьшения влияния этого угла рекомендуется
диаметры Do и Dn принимать неравными, пользуясь следую-
щей эмпирической зависимостью:
1 4- cos 3
(VII.23)
Принятые размеры Do и £>ц следует проверить на возмож-
ность размещения цилиндров по окружности диаметром Оц.
Должно выполняться условие
^->0(54-7),
где 5ч-7 мм — минимально допустимая толщина стенок ме-
жду двумя соседними цилиндрами.
367
Для прочностного расчета аксиально-поршеньковых ма-
шин пользуются формулами сопротивления материалов. Ис-
ходными данными для расчета являются геометрические раз-
меры и максимально допустимое давление ртах-
При проектировании распределительных устройств особое
внимание обращается на чистоту обработки и параллель-
ность соприкасаемых поверхностей: зеркала распределитель-
ного диска и зеркала блока цилиндров. Чистота рабочих по-
верхностей должна быть в пределах 10—12 класса. Непарал-
лельное^—не более 0,005—0,01 мм.
А-А
Рис. VII.14 Торцовое распределительное устройство
Радиальные размеры распределительного устройства
определяются внешним диаметром блока цилиндров.
На распределительном диске для подвода рабочей жидко-
сти в цилиндры и отвода ее профрезсрозываются два серпо-
видных окна / и 2 (рис. VII.14). Ширина окон должна быть
не меньше диаметра отверстия в цилиндре dK.
Между окнами делаются разделительные перемычки тол-
щиной
8 = (1,1Ч-1М.
Серповидные окна заканчиваются неглубокими канавка-
ми 6 шириной 1—2 мм. При наличии этих канавок давление
в цилиндрах повышается плавно.
Чтобы исключить случаи отжима блока цилиндров от
распределительных дисков, на зеркале дисков делается раз-
грузочная канавка 3 с каналами 4. Для этой же цели слу-
жит канавка 5.
368
Материал для изготовления распределительного диска
выбирается в зависимости от материала блока цилиндров.
Если последний изготовляется из стали с цементированием
или азотированием поверхностей трения, то распределитель-
ный диск отливается из чугуна плотной структуры. При брон-
зовых блоках цилиндров распределительный диск изготов-
ляется из малоуглеродистой стали с цементацией и закалкой
зеркала до твердости 60—62 по Роквеллу.
3. Типы гидрообъемных силовых передач
На рис. VII.15 приведена классификация гидро-
объемных силовых передач.
По способу регулирования параметров силового потока
гидрообъемные передачи можно разбить на два класса: гид-
равлические силовые передачи и гидромеханические силовые
передачи.
Гидравлическая силовая передача состоит из гидравличе-
ских машин, связывающих их гидравлических магистралей и
систем обслуживания. Гидромеханическая силовая передача
(ГМП) имеет, кроме того, зубчатые механизмы, выполняю-
щие роль редукторов и трансформаторов (дополнительных
коробок передач).
Гидравлические силовые передачи. Если рассматривать
параметры входного потока неизменными, т. е. скорость вра-
щения и крутящий момент, снимаемые с коленчатого вала
двигателя, постоянными (двигатель работает на одной точке
характеристики), то в гидравлических силовых передачах
параметры выходных потоков изменяются за счет изменения
параметров гидравлического потока передачи, т. е. измене-
ния расхода рабочей жидкости и ее напора. Такая передача
содержит один или несколько регулируемых насосов и один
или несколько гидродвигателей. Гидродвигатели могут быть
регулируемыми и нерегулируемыми. Механических транс-
форматоров (дополнительных коробок передач) в такой си-
ловой передаче нет.
По количеству приводов (по количеству выходных пото-
ков) гидравлические силовые передачи разделяются на одно-
приводные и многоприводные.
Примером одноприводной передачи может слу-
жить силовая гидрообъем'ная передача, представленная на
рис. VII.I. Одноприводная передача компонуется из одного
насоса и одного гидродвигателя*. Такая передача, как уже
* Гидрообъемную силовую передачу, составленную нз одного или не-
скольких насосов и нескольких гидродвигателей, работающих на один вы-
ходной вал, следует отнести также к одноприводным.
369
Рис V1I.15. Классификация гидрообъемных силовых передач
отмечалось, может выполнять функции гидровала, гидроре-
дуктора или гидротрансформатора. Для трансформатора
должны быть регулируемыми или насос, или гидродвигатель,
или обе машины. По расположению агрегатов эти передачи
могут быть выполнены в виде блочной конструкции, когда
насос и гидродвигатель смонтированы в одном общем кар-
тере и представляют собой нераздельный агрегат, или ди-
станционно. В последнем случае гидродвигатель распола-
гается на некотором удалении от насоса и их связывают
гидравлические магистрали. Например, в приводах па актив-
ные оси прицепа насос монтируется на раме тягача, а гидро-
двигатель — на раме прицепного устройства. В качестве гид-
равлических магистралей при дистанционном расположении
насоса и гидродвигателя используются жесткие стальные
трубы или гибкие шланги, способные выдерживать высокие
давления (в 1,5—2 раза больше расчетного, при. котором
срабатывают предохранительные клапаны).
Многоприводные передачи компонуют из одно-
го или нескольких насосов и нескольких гидродвигателей.
Насосы и гидродвигатели располагаются дистанционно.
При применении в силовой гидрообъемной передаче не-
скольких насосов последние могут подсоединяться к общей
магистрали или каждый насос может иметь свою магистраль.
Когда насосы работают на одну общую магистраль, то
их подключают по параллельной или последовательной схе-
ме. При параллельном подключении насосов их производи-
тельность равна сумме производительностей каждого насоса.
Такое подключение позволяет осуществлять непрерывное ре-
гулирование производительности, имея только один регули-
руемый насос. Пусть группа насосов состоит из регулируе-
мого насоса и двух нерегулируемых насосов с рабочим объе-
мом каждого, равным максимальному рабочему объему регу-
лируемого насоса. Вначале к магистрали подключается только
регулируемый насос, производительность которого можно из-
менять от 0 до Q см3/мин, Затем, когда производительность
станет равной Q, регулируемый насос выводится на нулевую
производительность с одновременным подключением к маги-
страли одного нерегулируемого насоса. Теперь производитель-
ность группы насосов можно изменять от Q до 2Q. По дости-
жении производительности, равной 2Q, следует одновременно
вывести регулируемый насос на нулевую производительность
и подключить к магистрали третий насос. Последующим регу-
лированием с помощью первого насоса можно будет получить
производительность всей группы насосов, равную 3Q.
При такой группировке насосов можно получить из оди-
наковых насосных агрегатов различные схемы передач. В ре-
зультате сокращается число типоразмеров насосных агрега-
371
тов, производство которых делается возможным на специа-
лизированных предприятиях. Поскольку требуется иметь
только один регулируемый насос, вся насосная группа будет
более компактной и будет иметь меньшие габариты, вес и
стоимость. Процесс регулирования передачи упрощается и об-
легчается.
Рис. VII. 16. Способы подключения гид-
родвигателей к насосной группе
Способы подключения гидродвигателей к насосной группе
показаны на рис. VII.16.
Возможны три способа подключения: параллельное (а),
последовательное (б) и смешанное (в). На этом рисунке на-
сосы (насосные группы) и гидродвигатели изображены в
виде кинетических УТ (передача рассматривается как
идеальная, т. е. без учета объемных и других видов потерь).
372
Схемы составлены для автомобиля с колесной формулой
6X6. Принципиально все три схемы можно получить на од-
ной и той же машине с помощью соответствующего распре-
делительного устройства.
Параллельная схема обеспечивает дифференциальную
связь между всеми колесами автомобиля: колеса при пово-
роте автомобиля (или при движении по неровностям дороги)
могут проходить различные пути, как это и имеет место в
полностью дифференциальной трансмиссии. При этом сила
тяги автомобиля определяется крутящим моментом наиме-
нее нагруженного колеса.
При последовательном включении гидродвигателей (схе-
ма б) силовая передача блокирована, т. е. колеса вращаются
с одинаковой скоростью, но моменты на колесах получаются
разные в зависимости от приложенного к колесу сопротивле-
ния. Во избежание циркуляции мощности на эту схему мож-
но переходить только при прямолинейном движении автомо-
биля.
Смешанное соединение (схема в) сохраняет межбортовую
дифференциальную связь при блокировке по борту.
При неизменной регулировке насоса (его производитель-
ности) переход с параллельной схемы на смешанную и в
дальнейшем на последовательную дает возможность полу-
чить три ступени скоростей движения автомобиля. При па-
раллельном включении получаем наименьшую скорость; при
смешанном — промежуточную и при последовательном —
наибольшую. Ступенчатое регулирование скорости движения
автомобиля можно получить и при параллельном включении
гидродвигателей путем отключения переднего, а затем сред-
него моста.
При наличии нескольких насосов можно создать целый
ряд различных по схеме гидрообъемных силовых передач,
когда каждый насос подключен к отдельной магистрали. Ти-
повые из них представлены на рис. VII.17. Здесь мощность
от первичного двигателя через раздаточный редуктор (УТ-Р)
подводится к насосам. На схеме а каждый насос питает свою
(бортовую) группу гидродвигателей (бортовая схема). По-
ворот автомобиля с гидрообъемной силовой передачей, вы-
полненной по такой схеме, можно регулировать «по-гусенич-
ному» путем уменьшения (или увеличения) скорости враще-
ния колес правого или левого борта. На данной схеме гидро-
двигатели одного борта подключены к насосу параллельно.
Возможны и другие варианты (рис. VII.16) подключения
гидродвигателей.
В гидрообъемной передаче, выполненной по схеме б, каж-
дый насос подключен к гидродвигателю одного моста’ (мо-
стовая схема). Здесь включение или выключение одного или
двух насосов определяется дорожными условиями движения
373
и величиной нагрузки на грузовой платформе автомо-
биля.
На схеме в приведена гидрообъемная передача, сочетаю-
щая элементы передач схем а и б (смешанная схема)4
в
Рис. VII. 17. Схемы силовых передач при
раздельном подключении гидродвигателей к
насосам:
а — бортовое; б — мостовое; в — смешанное вклю-
чение
Следует отметить, что представленными на рис. VII.16 и
VII.17 схемами не исчерпываются все возможные варианты
многоприводных гидрообъемных передач.
Гидромеханические силовые передачи. По схеме СП гид-
ромеханические передачи делятся на передачи с последова-
374
тельным силовым потоком и передачи с параллельным си-
ловым потоком.
Для передач с последовательным СП за гидрообъемным
трансформатором устанавливается зубчатая коробка пере-
дач (К) на две или три ступени (рис. VII.18). Гидрообъем-
ный трансформатор для обеспечения на эксплуатационных
режимах работы передачи наиболее высоких к. п. д. делается
с малым диапазоном регулирования (dT). Общий же диапа-
Рис. VII.18. Гидромеханическая передача с после-
довательным силовым потоком
зон регулирования d расширяется за счет диапазона регули-
рования дополнительной коробки передач (dK);
d — d^dK.
ГМП с параллельным СП могут выполняться двухпоточ-
ьымн и трехпоточными.
Возможные варианты схем двухпоточных передач приве-
дены на рис. VII.19. Здесь УТ-5 описывает дифференциаль-
ный суммирующий (схемы а и б) или разделяющий (схе-
мы в и г) зубчатый механизм. На рис. VII. 19, д приведена
кинематическая схема такого механизма. В этих схемах мощ
костной поток первичного двигателя разделяется на механи-
ческий поток и поток, идущий через гидрообъемный транс-
форматор. Наличие механического потока дает возможность
получить к. п. д. передачи несколько больший, чем к. п. д.
гидрообъемного трансформатора.
На рис. VII.20 приведены схема силового потока и кине-
матическая схема трехпоточной силовой перед а-
ч и. Анализ двухпоточных и трехпоточных гидромеханических
передач и их расчет мы здесь не рассматриваем и отсылаем
читателя к специальной литературе.
375
Рис. VII,10. Схема двухпоточных гидромеханических передач
Рис. VII .20. Трехпоточная гидромеханиче-
ская передача
4. Расчет гидрообъемной
силовой передачи
Как и рассмотренный нами выше расчет гидродина-
мической передачи, расчет гидрообъемной передачи склады-
вается из предварительного и поверочного расчета.
Задачей предварительного расчета является определение
характеристик всех основных агрегатов, входящих в сило-
вую передачу автомобиля, т. е. определение геометрических
параметров насосов и гидродвигателей, определение переда-
точных чисел зубчатых редукторов и зубчатых трансформа-
торов (если они необходимы), определение параметров ха-
рактеристик системы подпитки и охлаждения рабочей жид-
кости, распределительных и предохранительных устройств.
При поверочном расчете для различных режимов движе-
ния автомобиля (автопоезда) определяются факторы сило-
вого потока, тягово-экономическая и разгонная характери-
стики автомобиля. При использовании гидрообъемной сило-
вой передачи для торможения автомобиля необходимо также
построить тормозную характеристику автомобиля. В процес-
се поверочного расчета уточняются параметры как передачи
в целом, так и отдельных ее агрегатов. При необходимости
в расчет вносятся соответствующие коррективы.
Предварительный расчет гидрообъемной силовой пере-
дачи. Исходные данные для расчета гидрообъемной силовой
передачи берутся из тягового расчета автомобиля (авто-
поезда). Сюда входят: вес автомобиля G, вес прицепа G',
характеристика двигателя, максимальная скорость автомо-
биля Утах, максимальная скорость автопоезда v'mM, мини-
мальная скорость автомобиля ymln (или максимальная сила
тяги по двигателю Рдтах), характеристика движителя (чис-
ло ведущих колес, приведенный радиус ведущего колеса),
развесовка веса автомобиля по осям.
Расчет начинается с выбора и обоснования схемы гидро-
объемной передачи. Для автомобиля или автопоезда с ак-
тивными колесами прицепа могут применяться гидрообъем-
ные передачи с одним насосом и одним гидродвигателем или
с двумя или тремя насосами и количеством гидродвигателей,
равным числу ведущих колес автомобиля (автопоезда). В по-
следнем случае желательно гидродвигатели располагать в
ведущих колесах, что значительно упрощает силовую пере-
дачу, позволяет сделать ее чисто гидравлической. В конструк-
ции гидрообъемной силовой передачи должно предусматри-
ваться распределительное устройство, с помощью которого
при необходимости блокируются дифференциальные связи и
осуществляется переход с параллельного включения гидро-
двигателей на смешанное или последовательное (рис. VII.16)
или включение по рис. VII.17, в.
377
По выбранной схеме гидрообъемной силовой передачи
строится ее силовой поток. Для предварительного расчета
гидромашины в СП обозначаются кинетическими УТ с уче-
том потерь через соответствующие к. п. д.
При расчетах рекомендуется принимать на расчетном ре-
жиме к. п. д. зубчатых механизмов к]р=0,97-г-0,98; объемный
к. п.д. насоса и гидродвигателя т)0. н=0,90 4- 0,94, т]о. д=
=0,924-0,96; внутренний к. п.д. насоса и гидродвигателя
*)в.н=-»]в.д=0,924-0,96. Внутренней утечкой жидкости через
распределители пренебрегаем.
Рис. V1I.21. Схема СП гидрообъемной силовой передачи автомобильного
поезда
На рис. VII.21 представлена расчетная схема силового
потока гидрообъемной Силовой передачи для автомобильного
поезда с колесной формулой 10X10.
Рекомендуется предварительный расчет производить в та-
кой последовательности.
1. Выбор типов гидрообъемных агрегатов.
При проектировании силовой передачи большегрузных авто-
мобилей и автопоездов, для которых характерно применение
колес большого диаметра, в качестве гидродвигателей можно
выбирать радиально-поршеньковые машины при условии
монтажа их непосредственно в колесах. Расчетное давление
в системе в этом случае выбирается не более рР —
= 1504-200 кГ/см2. При отсутствии подходящих радиально-
поршеньковых гидродвигателей, которые можно было бы
встроить в колесо, следует остановиться на нерегулируемых
аксиально-поршеньковых гидродвигателях. В этом случае
гидрообъемную передачу можно скомпоновать из одинаковых
по размеру агрегатов, используемых и как насосы, и как
гидродвигатели.
Отличие может быть лишь в том, что для насосов тре-
буется иметь регулируемые агрегаты (хотя бы один); а для
378
гидродвигателей — нерегулируемые. При компоновке пере-
дачи из одинаковых агрегатов путем перестановки в процес-
се эксплуатации более нагруженных и менее нагруженных
агрегатов можно продлить срок службы передачи до ре-
монта.
В гидрообъемной передаче не всегда все двигатели вклю-
чаются и нагрузка на них может быть различной из-за не-
одинакового веса, приходящегося на колеса автомобиля.
2. Определение передаточного числа раз-
даточного редуктора. В тех случаях, когда паспорт-
ные показатели скоростей насосов не соответствуют скорост-
ным возможностям первичного двигателя и когда приме-
няются не один, а несколько насосов, за двигателем требует-
ся установить зубчатый редуктор, передаточное число кото-
рого подбирается по формуле
Л.,
<vu-24)
где nN—обороты в минуту двигателя, соответствующие
его максимальной мощности;
лн. и — номинальные обороты вала насоса.
При проектировании новых насосов для гидрообъем'ных
силовых передач автомобиля рекомендуется принимать их
обороты порядка н = 20004-3000 об!мин. Чем выше обо-
роты пн. н, тем меньше габариты насоса, но при этом сни-
жается его срок службы. Кроме того, при больших скоростях
вращения вала насоса потребуется иметь в системе подпитки
более высокое давление, с тем чтобы избежать кавитацион-
ной работы насоса на эксплуатационных режимах.
3. Выбор передаточного числа колесного
редуктора. Передаточные числа колесного редуктора Вы-
бираются из условий минимально допустимых устойчивых
оборотов вала гидродвигателей при работе под нагрузкой.
Известно, что радиально-поршеньковые гидродвигатели обес-
печивают устойчивое вращение вала под полной нагрузкой
при скорости 7—10 об/мин. В аксиальнодюршеньковых гид-
родвигателях минимально допустимые скорости под нагруз-
кой равны 100—150 об/мин.
Исходя из этого, требуемое передаточное число колес-
ного редуктора мож1но определить по формуле
4. р = 0,377 (VII.25)
Так, если принять гк=0,5 м, omin = 4 км/ч и пд1п1п=
= 1004-150 об/мин, получим iK.p=4,54-7. При таком переда-
точном числе можно применить колесный редуктор планетар-
ного типа.
379
При tK.p>6 целесообразно для колесного редуктора при-
нять гк. р =4,5-ь5 и перед ним установить двухступенчатую
дополнительную планетарную коробку передач с передаточ-
ным числом на первой передаче, равным
ХК. р
гд. К — 4,5 _L_ 5,0 •
(VII .26)
4. Определение максимального и м и н и ма л ь-
ного передаточных чисел гидрообъемной си-
ловой передачи: /Птах и inmin- Для этого воспользуемся
следующими формулами:
i „~Ы77 Л”?— (V1L27)
п max t’minVf- Р
И
^0,377 /к^-. (V11.28)
п mln гтах’р'к- Р
Полный диапазон регулирования гидрообъемной пере-
дачи будет равен
d =22-^==-^-. (V11.29)
П ln min vmln
При наличии дополнительной зубчатой коробки передач
диапазон регулирования будет
» vmax
П11П Д- К
где </д. к— диапазон дополнительной коробки передач.
При дополнительной коробке в знаменатель формулы
(VI 1.27) необходимо ввести передаточное число первой пе-
редачи дополнительной коробки передач.
5. Определение рабочих объемов насосов и
гидродвигателей. Минимальная скорость движения
автомобиля получается, когда включены все гидродвигатели,
а насосная группа отрегулирована на наименьшую подачу
Лвmin- Поскольку при минимальной скорости движения ав-
томобиля должна создаваться максимальная сила тяги по
двигателю (преодоление наиболее трудного участка дороги,
например подъема), то в нагнетающей магистрали гидро-
объемной силовой передачи должно создаваться наибольшее
давление. Предположим, что первичный двигатель при этом
работает на режиме максимальной мощности. Обозначим
расчетное давление в магистрали на этом режиме движения
рр. Тогда необходимый рабочий объем насоса можно опреде-
лить по формуле
л __ н
min рр
380
Суммарный рабочий объем всех гидродвигателей будет
Лд£ = А.+ Лд. + --- + лдот = 2лд .
При
Лд, ~ Лл. ~ " Лд»> — Лд
получим
А =тА..
А
Так как
(V1I.31)
равенство;
(VII.32)
п гаах Лн Но. д *
то суммарный рабочий объем всех гидродвигателей будет
*п тах^н min^o» «Чо. д »
ИЛИ
Лл£ = °>377 р Лн »Л нЧо. д •
В то же время должно соблюдаться следующее
д__________________________^^к^д шах
Л1 РрЧк. р4. рЧв. д
Желательно, чтобы рабочие объемы всех гидродвигателей
были одинаковыми. Тогда
ЛЛ£
л« = —• (VI1.33)
В формулах (VII.32) и (VIL33):
гк — радиус качения колеса, см;
•^дшах — максимальная сила тяги по двигателю, кГ;
Рр — расчетное давление в магистрали, кТ^см"1;
Чк. р — к. п. д. колесного редуктора;
4. р — передаточное число колесного редуктора;
т;в. д — внутренний к. п. д. гидродвигателя;
Лд — рабочий объем одного гидродвигателя, см3!об;
т—число гидродвигателей.
При движении автомобиля с максимальной скоростью
(отад) часть гидродвигателей должна быть отключена.
Обозначим через mv число работающих гидродвигателей
При ДВИЖеНИИ С Птах-
Тогда диапазон регулирования передаточного числа гид-
рообъемной силовой передачи путем отключения гидродви-
гателей будет равен
381
Отсюда получим диапазон регулирования передачи изме-
нением рабочего объема насосной группы
где da—полный диапазон регулирования передачи.
Тогда суммарный рабочий объем насооной группы будет
равен
ЛГ = 4.,Л (vn.34)
При числе насосов п желательно их иметь одинаковыми
по производительности. Тогда рабочий объем одного насоса
будет
= (V11.35)
Числовой расчет. Требуется рассчитать гидрообъемпую силовую пе-
редачу для автопоезда с колесной формулой 10X10. Из тягового рас-
чета известно: %ах = 80 км/ч\ vmin — 4 км/ч\
max = 150 с'> nN = 3200 об!мин'>
Gn = 17 000 кГ\ агиах = 20°- гк = 0,55 м.
Примем насосы и гидродвигатели аксиально-поршеньковыми и оди-
наковой производительности. Пусть число гидродвигателей будет
10. Примем пн н = 3000 об/мин и лдт1п = 100 об/мин.
Расчетное давление в системе рР = 300 кГ/см2,
1. Передаточное число раздаточного редуктора
_Jby_= 3200 == 1 07.
р- «н. н 3000
2. Передаточное число колесного редуктора
0,377гкпдт1п _ 0,377-0,55-100 _ 9
vmln
4
Следовательно, колесный редуктор можно выполнить в виде эпи-
циклического механизма с внутренним передаточным числом /12 = —4,2.
3. Передаточное число силовой передачи:
— максимальное
0fillrKnN 0,377-0,55-3200 _ _
nma’~ %1^-Р - 4-1,07-5,2
— минимальное
0,377r4nyv 0,3J7-0,55-3200 1с
80-1.07.5.2 - 1Д
Диапазон регулирования
382
4. Определяем рабочий объем насосов и гидродвигателей. Минималь-
ный рабочий объем насоса .
Лн mln - •
Здесь
Ми = 716,2 = 716,2-^ = 33,6 кГ-м, Чв.и » 0,95.
Тогда
л о 3360-0,95 А_ й/ *
mln ~ 2<3,14 —g - 67 см /об.
Суммарный объем всех гидродвигателей
Аде “ *п тах^н mln^o- н^о. д •
Примем *)о. н = 0>94; yj0< д = 0,95.
Тогда
ЛД£ = 30 -67 -0,94- 0,95 = 1790 см*/об.
силу тяги по двигателю Р^ тах — = <pG' соь атад-
Проверим по формуле (VI 1.27). Примем коэффициент сцепления на подъ-
еме ф=0,45 и ----------- о _ п ~
Тогда
\ = 0,45-17 000-0,94 = 7200 кГ.
д max • *
Отсюда
А
. 2«-кРлти _ 2.3,14.55-7200 „ к
д* " /’₽Ч«.Л.Р’1».Д " 300.0,98.5,2-0,95 " 1720 см !°б-
Выбираем наибольшее значение ЛД£ = 1790 см*/об. Тогда рабочий
объем одного гидродвигателя будет
л ЛД£ 1790 17о „
Ад — т —* |0 “ 179 см /об.
Пусть при Ощах работают четыре
. ~ 10
“д “ "*4~
гидродвигателя (mv—4). Тогда
= 2,5
и диапазон регулирования по насосам
zf - -
<zn -
-- = ^- = 8.
с1л 2,5
Суммарный рабочий объем насосной группы
ЛН1 = АН mindH = 67-8 = 535 см*!об.
Отсюда
Л#1 535 „
•4T = T79“3-
Следовательно, если мы хотим иметь рабочие объемы насосов и гид-
родвигателей одинаковыми, то насосная группа должна состоять из трех
насосов (л=3) при максимальном рабочем объеме каждого Лн =
= 179 см*/об. Регулируемым может быть только один насос. Последова-
тельность включения насосов следующая. При страгивании автопоезда
с места нерегулируемые насосы замкнуты сами иа себя. Регулирование
383
передачи обеспечивается плавным наклоном блока насоса. При этом в
зависимости от весовой нагрузки автопоезда и дорожных условий могут
быть включены все гидродвигатели или только часть их (шесть или
четыре). Когда регулируемый насос будет выведен на максимальную по-
дачу, включается второй насос при одновременном выводе регулируемого
насоса на нулевую подачу. Затем процесс регулирования повторяется до
достижения нужной скорости движения. Максимальная скорость движе-
ния может быть получена включением всех насосов на максимальную
подачу и подключением к магистрали четырех гидродвигателей.
Дальнейший расчет гидрообъемной силовой передачи ав-
томобиля (автопоезда) сводится к следующему.
Из числа существующих гидрообъемных машин подби-
раются наиболее подходящие по своим параметрам (Дн и
пн.н; Лд, Пдпип и Мд. п). При незначительном расхождении па-
раметров вносятся коррективы в расчеты по выбору /р и /к. р.
При отсутствии подходящих гидроагрегатов из числа выпус-
каемых промышленностью следует произвести проектирова-
ние насосов и гидродвигателей. Рекомендации для этого
были даны в разделе 3 данной главы, а также имеются в спе-
циальной литературе.
По характеристикам машин (насосов и гидродвигателей)
определяется наибольшая величина утечки рабочей жидко-
сти Q'y. При параллельном включении всех насосов и гид-
родвигателей общая утечка равна
л m
По величине этой утечки и давлению подпитки, которое
задается равным рп=34-10 кГ1см? (наибольшее давление для
высокооборотных гидромашин), определяется мощность под-
питочного насоса:
^п.и = 2<?>. (VII.37)
который выбирается из числа зубчатых или лопастных на-
сосов.
Расчет трубопроводов (магистралей), предохранительных
и распределительных устройств, а также фильтров и охла-
дителей здесь не рассматривается. По этим вопросам отсы-
лаем читателя к специальной литературе.
Поверочтый расчет передачи производится по методике,
изложенной в учебном пособии «Армейские автомобили.
Теория»,
384
Глава VIII
ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ И ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ
ПЕРЕДАЧ .1
1. Классификация передач
и требования, предъявляемые к ним
Электрической передачей (ЭП) называется пере-
дача, в которой преобразование факторов силового потока
приводного двигателя машины во всем диапазоне регулиро-
вания осуществляется электрическим трансформатором (ЭТ)
крутящего момента, который мы в дальнейшем будем назы-
вать просто электротрансформатором.
Рис. VIII.I. Схема СП электротрансформа-
тора крутящего момента
Простейший электротрансформатор механического сило-
вого потока состоит из двух главных электрических машин,
одна из которых работает в режиме генератора электриче-
ской энергии, другая — в режиме электродвигателя
(рис. VIIL1).
Если в передаче кроме электротрансформатора установ-
лены ступенчатые (фрикционно-зубчатые) трансформаторы
или дифференциальные зубчатые распределяющие механиз-
мы, передача называется электромеханической (ЭМП).
Электрические передачи на автомобилях пытались приме-
нять еще в первые годы автомобилестроения. Неоднократно
создавались не только опытные, но и серийные машины с
электропередачами как в СССР, так и за рубежом; из оте-
чественных образцов следует, в частности, упомянуть автобус
ЗИЛ-154, выпускавшийся серийно на протяжении ряда лет.
13-2921
385
Внимание конструкторов к электропередачам не ослабевает
и поныне, особенно в связи с созданием многоприводных ав-
томобилей и активных автопоездов. Такой интерес объяс-
няется рядом значительных преимуществ электрических пе-
редач. Прежде всего они непрерывные и могут быть автома-
тическими или легко поддаются автоматизации; управление
ими не требует больших физических усилий. Путем соответ-
ствующего регулирования можно добиться получения прак-
тически любых необходимых характеристик («гибкость регу-
лирования»). Наконец, что особенно существенно, электри-
ческая передача благодаря простоте связей между агрега-
тами (силовые провода) легко может быть сделана много-
приводной и дистанционной. По всем этим свойствам элек-
трические передачи значительно превосходят наиболее близ-
кие к ним гидрообъемные.
Однако эти положительные стороны не могут полностью
компенсировать существенные недостатки электропередач.
К ним относятся прежде всего большие габариты' и вес
электрических машин. В осуществленных передачах удель-
ный вес (вес на 1 л. с. передаваемой мощности) доходил до
15—20 кг/л. с. и редко бывал ниже 6—8 кг!л.с., тогда как у
механических коробок передач он составляет 2—3 кг/л. с.
Значительная часть веса электромашин приходится на долю
дефицитных цветных металлов (меди).
Электропередачи дают низкий к. п. д. даже на оптималь-
ных режимах, как правило, не выше 75%. При регулировании
в широком диапазоне к. п. д. их значительно снижается.
Кроме того, если иметь в виду и систему регулирования,
электропередачи требуют значительно более квалифициро-
ванного обслуживания. Несмотря на это, ЭП в последнее
время стали применяться в автопоездах с активными прице-
пами («мотор-колесо»). Монтаж электромашин (электро-
двигателей) в ступице ведущих колес прицепа дает большие
компоновочные преимущества по сравнению с другими ти-
пами передач.
Некоторые недостатки электропередач (большой вес, га-
бариты, низкий к. п.д.) существенно уменьшаются в ЭМП с
параллельными потоками; правда, передача при этом услож-
няется, а ряд преимуществ чисто электрической передачи
(дистанционность и многоприводность) утрачивается.
На рис. VIII.2 приведены схемы силовых потоков ЭП (а)
и ЭМП. Последние могут быть с последовательным (б)
или параллельным потоком: двухпоточные типа РМ (#),
типа МР (г) и треХ(Поточные (б).
На схемах СП электротрансформатор крутящего момента
(УТ-ЭГ) обозначен так же как гидродинамический транс-
форматор, в виде обобщенной точки с дополнительной сте-
пенью свободы.
386
Во всех схемах может иметься дополнительная ступенча-
тая коробка передач (УТ-К), установленная последователь-
но с трансформатором; коробки передач может и не быть,
особенно в трехпоточных передачах, поэтому в параллельных
схемах она не показана.
Помимо схем силового потока, электрические передачи
(ЭП) и электромеханические передачи (ЭМП) классифици-
руются по типам и- основным особенностям электротрансфор-
маторов и по способам регулирования последних.
Рис. VI 11.2. Схемы СП электрических и электромеханических
передач:
а — электротрансформатор, б — электротрансформатор с дополнитель-
ной коробкой передач, д — передача типа РМ. г—передача типа МР,
д —• трехпоточная передача
Классификация электротраисформаторов крутящего мо-
мента. Электротрансформаторы (ЭТ) в электрических и элек-
тромеханических передачах различаются по ряду признаков:
по виду тока, по числу электродвигателей, по типу машин и
ио способу управления электротрансформатором (его регу-
лирования).
По виду тока различаются электротрансформаторы с ма-
шинами постоянного и переменного тока.
Общеизвестные преимущества электрических машин пере-
менного тока (главным образом двигателей) и прежде всего
значительно меньшие габариты и вес привлекают к ним осо-
бое внимание конструкторов. Препятствием к их применению
является сложность системы регулирования; для получения
необходимого в автомобильных силовых передачах широкого
13* 387
диапазона регулирования целесообразнее всего применять
частотное регулирование, однако простые, надежные и мало-
габаритные устройства для плавного регулирования частоты
пока не разработаны.
Поэтому ниже мы рассматриваем только электротранс-
форматоры с машинами постоянного тока.
По числу электродвигателей (или приводности) имеются
электротрансформаторы одноприводные (одномоторные) и
многоприводные (многомоторные).
В одноприводных электротрансформаторах один электро-
двигатель обслуживает все ведущие колеса машины через
систему механизмов (раздаточные коробки, мосты). Одно-
приводной электротрансформатор применялся на автобусе
ЗИЛ-154; такой же электротрансформатор устанавливается
на промышленном гусеничном тракторе ДЭТ-250.
Одноприводной электротрансформатор наиболее прост по
схеме и устройству и, как правило, обеспечивает меньший
вес электрической части передачи, чем многоприводной. Это,
в частности, связано с тем, что каждый двигатель многопри-
водного электротрансформатора приходится рассчитывать с
^"^ГГПЗХ
запасом, т. е. на мощность —-— (где «—коэффициент
запаса, больший единицы; п—число двигателей).
Однако для многоприводных автомобилей и поездов осу-
ществление механических связей от одного двигателя к боль-
шому числу колес требует значительного усложнения и утя-
желения силовой передачи. Поэтому здесь безусловное пред-
почтение следует отдать многоприводным электротрансфор-
маторам, где один генератор питает энергией несколько элек-
тродвигателей. Каждый из двигателей может приводить одно
ведущее колесо («мотор-колесо»), одну ось («мотор-ось»)
или целую тележку, например, прицеп
По типу машин различаются электротрансформаторы с
машинами одинарного вращения, которые имеют неподвиж-
ные корпуса или статоры, и с машинами двойного вращения,
у которых корпуса одной или обеих машин вращаются. Та-
кие электротрансформаторы называются дифференциаль-
ными.
Применение машин двойного вращения обычно преследует
цель уменьшения абсолютных угловых скоростей якоря. Этим
путем также можно улучшить характеристику передачи и
снизить потери, уменьшая мощность, передаваемую электри-
ческим путем; однако того же результата проще достичь,
вводя в передачу механические узлы. Машины двойного вра-
щения сложнее й дороже обычных и поэтому широкого рас-
пространения не получили.
По способу управления электротрансформаторы, как и
другие виды трансформаторов, делятся на автоматические и
388
регулируемые; последние могут быть автоматизированы
Машины (или хотя бы одна из машин) автоматического
электротрансформатора работают с самовозбуждением или
смешанным возбуждением, имея сериесную обмотку; благо-
даря этому изменение нагрузки (тока) влияет на магнитный
поток возбуждения, что позволяет интенсивно воздейство-
вать на характеристику машины и электротрансформатора в
целом.
Регулируемые электротрансформаторы имеют машины с
независимым (или смешанным) возбуждением, причем маг-
нитный поток изменяется принудительно или автоматически
(автоматизированное регулирование),
Регулируемый электротрансформатор требует сложной
системы управления, но он позволяет получать характеристи-
ки, более соответствующие условиям движения автомобиля.
Поэтому, особенно в параллельных передачах, следует
отдавать предпочтение регулируемым передачам с сочета-
нием автоматизированного и принудительного регулиро-
вания.
Основные требования к электропередачам (ЭП) и элек-
тротрансформаторам (ЭТ). К электрическим передачам и
электротрансформаторам предъявляются те же требования,
что и к силовым передачам автомобилей и входящим в них
трансформаторам вообще. Главным из этих требований яв-
ляется обеспечение заданного диапазона регулирования при
малом весе, габаритах и высоком к. п.д. Как уже указыва-
лось, эти требования в ЭП удовлетворяются плохо, так как
диапазон непрерывного регулирования более 4—5 при удо-
влетворительном к. п.д. (не ниже 0,7) обеспечить трудно.
При этом удельный вес передачи и ее стоимость в два-три
раза выше механической.
Относительные весовые показатели передачи значительно
улучшаются при многоприводной схеме (несмотря на увели-
чение общего веса электромашин) благодаря устранению
карданной передачи, мостов и полуосей. Так, по данным
Н. А. Погарского, удельный вес спроектированной многопри-
водной электропередачи на G00 л. с. составил 18 кг/л. с., то-
гда как у автомобиля МАЗ-501 силовая передача имеет
удельный вес 18 кг/л.с^ у автомобиля МАЗ-525 — 27 кг/л. с.
(у автомобиля ЗИЛ-157—10 кг/л. с.)*. Однако это не сни-
мает указанных недостатков по диапазону и к. п.д. Эти по-
казатели заметно улучшаются у одноприводных электроме-
ханических передач. Так, максимальный к. п.д. электромеха-
нической передачи на 375 л. с. достигал 0,9 при удельном
весе 11,2 кг/л. с.
* Н. А. Погарский. Электрические трансмиссии машии с мотор-ко-
лесами. «Машиностроение», М., 1965.
389
Сочетание преимуществ ЭМП и многоприводной ЭП до-
стигается в комбинированных передачах, где к части веду-
щих колес мощность подводится через механическую пере-
дачу, а к остальным — через электрическую.
Особым требованием к ЭТ является обеспечение пожар-
ной и травматической безопасности. В этих целях желатель-
но снижение напряжения электрических машин. Однако это
противоречит условию уменьшения омических потерь в сило-
вых проводах, длина которых, особенно у активных поездов,
может быть весьма значительной. Поскольку в большинстве
случаев в ЭТ автомобилей стремятся использовать серийные
электрические машины, напряжение их колебалось в весьма
широких пределах —от 20 до 600 в *. В специально спроек-
тированных цля ЭТ машинах предпочтение отдавалось все
же уменьшению тока и напряжение принималось порядка
200—450 в. Безопасность обеспечивалась надежной изоля-
цией и укрытием коллекторно-щеточных узлов.
2. Схемы и типовые конструкции
электротрансформаторов
Одноприводные электротрансформаторы (ЭТ). Од-
ноприводные ЭТ могут быть дистанционные и объединенные.
Рис. VII 1.3. Электрическая схема электротранс-
форматора автобуса ЗИЛ-154
Дистанционный ЭТ состоит из двух самостоятельных ма-
шин, установленных независимо одна от другой, конструк-
тивно между собой не связанных и соединенных только элек-
трическими проводами.
-----С—
* Низкое напряжение — при использовании мощных авиационные гене-
раторов, включаемых р Юртовую сеть самрлета-
39Q
Дистанционный ЭТ обеспечивает компоновочные преиму-
щества и позволяет самостоятельно подбирать обе машины
из числа подходящих по характеристикам.
Примером дистанционного ЭТ с машинами одинарного
вращения служит ЭТ автобуса ЗИЛ-154 (с двигателем
ЯАЗ-204 на 110 л. с). Электрическая схема ЭТ представ-
лена на рис. VIII.3. Здесь Г—генератор ДК-505А (50 кет),
Д — тяговый электродвигатель ДК-ЗО5А (43 кет).
Генератор имеет смешанное возбуждение, причем для не-
зависимого возбуждения используется шунтовая обмотка Шу
подключаемая при разгоне автобуса через контакты /С (уп
равляемые педалью подачи горючего) к аккумуляторной
батарее Б. По достижении напряжения 90 в батарея отклю-
чается, .реле PH и обмотка питаются от генератора через
добавочное сопротивление /?д. Последнее может быть ча-
стично зашунтировано ручным выключателем ВУ и реле
тока РТ, срабатывающим при снижении тока нагрузки до
240 а (номинальный ток 150 а при 350 в, максимальный —
до 600 а примерно при 60 в).
Электродвигатель, как видно из схемы, имеет одну се-
риесную обмотку С. Электротрансформатор относится к числу
автоматических. Однако характеристика его совместной ра-
боты с приводным двигателем автобуса неблагоприятна: при
небольшом увеличении сопротивления на ведущих колесах
обороты приводного двигателя резко падают, а затем начи-
нают возрастать, что отрицательно сказывается на условиях
его работы.
На рис. VIII.4 показана конструкция объединенного ЭТ,
примененного в двухпоточной автобусной передаче ACF с
продольным расположением машин. Здесь якорь первой (на
рисунке — слева) машины связан с приводным двигателем,
якорь второй — с солнечным колесом дифференциального
зубчатого механизма (рис. VII 1.5) ЭМП. Корпуса обеих ма-
шин жестко связаны между собой.
На рис. VIII.6 представлена конструкция дифференциаль-
ного ЭТ автобусной передачи Ентца-Гроуна на 60 л. с, так-
же с продольным расположением машин. Здесь обе машины
с последовательным возбуждением имеют общий якорь
#2 (рис. VIII.7). Корпус первой машины связан с приводным
двигателем, второй — неподвижен. Таким образом, первая
машина — двойного вращения, вторая — обычная. Редуктор
Р (в силовом потоке не показан) выполняет функции ре-
верса.
В диффереициальном ЭТ в электрическую энергию пре-
вращается лишь часть механического потока, а именно
= -М, (о», - ш2). (УШ. 1)
391
Рис. VIII.4. Передача ACF
Поэтому при постоянстве режима приводного двигателя
(Mi = const, Mi = const — непрозрачная характеристика) по
мере разгона автомобиля доля электрической мощности
уменьшается При юг, близком к wi, передача может работать
в режиме муфты (М2 =—Mi) или блокироваться механиче-
ски, что обеспечивает ей высокий к. п.д. Максимальный
к. п.д. передачи Ентца-Гроуна достигал 0,92. Однако ЭТ имел
малую приспособляемость (около двух).
Рис. VJJI.5. Схема СП (а) и кинематическая
схема (б) передачи ACF
Дифференциальный ЭТ конструкции Лебедева и Голуб-
кова имеет соосное (коаксиальное) расположение машин
(рис. VIII.8). Здесь обе машины имеют общую вращающую-
ся магнитную систему («статор»), якорь второй машины не-
подвижен. Электротрансформатор входит в двухпоточную
ЭМП (рис. VIII.9).
Коаксиальные ЭТ при сокращении длины имеют большие
радиальные размеры, что препятствует их применению, осо-
бенно при больших мощностях.
Как следует из приведенного краткого обзора, объединен-
ные ЭТ применяются преимущественно при дифференциаль-
ных и многопоточных схемах (ЭМП). В обычных ЭП преиму-
щество отдают дистанционным ЭТ, обеспечивающим удоб-
ство компоновки.
393
co
£
Рис. VHI.b. Передача Ентца-Гроуна
Многоприводные электротрансформаторы (ЭТ), Эти ЭТ
по самому характеру являются дистанционными. В них гене-
ратор монтируется возможно ближе к приводному двигате-
лю и может даже устанавливаться с ним в одном блоке.
Электродвигатели в свою очередь монтируются в непосред-
ственной близости от потребителей механической энергии —
ведущих осей или колес автомобиля (прицепа).
б
Рис. VII 1.7. Схема СП и кинематическая
схема передачи Ентца-Гроуна
В этих условиях основным требованием к электродвигате-
лям является обеспечение минимальных габаритов, с тем
чтобы их размещение не создавало конструктивных и компо-
новочных трудностей.
Наилучшим способом реализации этого требования слу-
жит применение высокооборотных электродвигателей. Для
получения необходимой скорости вращения колеса требуется
установка между ним и электродвигателем редуктора с до-
статочно большим передаточным числом. Редуктор наряду
с самим двигателем является одним из основных конструк-
тивных элементов мотор-колеса (мотор-оси). Преимуществен-
ным применением пользуются простые двухрядные или пла-
нетарные редукторы. Последние особенно компактны и эко-
номичны даже при больших передаточных числах.
На рис VIII.10 представлена конструкция мотор-колеса
фирмы Летурно со встроенным в неподвижный кронштейн
395
396
Рис. VIH.8. Дифференциальный электротрансформатор С. П. Лебедева и Н. Е. Голубкова
электродвигателем, двухрядным простым редуктором (эпи-
циклическое колесо которого привернуто к ступице автомо-
бильного колеса) и электромагнитным стояночным тормозом
(служебное торможение осуществляется переводом двига-
теля в генераторный режим).
Для уменьшения модулей
зубчатых колес и снижения ра-
диальных нагрузок редуктор
выполнен с разветвленным
потоком при двух параллель-
ных блоках промежуточных
колес.
Фирма Летурно выпускает
мотор-колеса трех типоразме-
ров, создавая на их основе
разнотипные машины вплоть
до многозвенных активных по-
ездов грузоподъемностью 150—
200 т.
Аналогичную конструкцию
имеет мотор-колесо ВНИИ
Стройдормаша, но у него кор-
пус электродвигателя не ис-
пользуется как несущий эле-
мент для колеса, что следует
считать недостатком конструк-
Рис. VIII.9. Схем i СП (а) и кине-
матическая схема (б) электро-
трансформатора С. П. Лебедева и
Н. Е. Голубкова
ЦИИ.
Несколько иначе выполнено
нерал Электрик» (рис. VIII. 11).
мотор-колесо фирмы «Дже-
Здесь корпус двигателя не-
посредственно служит осью колеса, а картер редуктора вы-
несен за пределы колеса и лишь ведущая шестерня второго
ряда расположена консольно и входит в зацепление с венцом
ступицы колеса. Стрелками на рисунке показано движение
воздуха, охлаждающего двигатель.
Соединение двигателей. В многоприводных ЭТ возможны
три варианта электрического соединения двигателей (Д) ме-
жду собой и с генератором (Г) (рис. VIII. 12): последователь-
ное (а), параллельное (б), смешанное (в). Третий вариант
можно рассматривать как наиболее общий.
Если общее число одинаковых двигателей m объединено
в k параллельных групп по q двигателей в каждой, то ток
и напряжение будут:
/ _ А/ ♦
*г. р П'/Д. Р'
<Рг.р = ФРд. р-
В первом варианте 6=1, q = rn; во втором ?=1, k = m.
Здесь индекс «р» указывает на то, что параметры яв-
ляются расчетными.
397
Рис. VIII.10. Мотор-колесо фирмы Летурно
с£>
Рис. VIII.12. Типы электрических соединений дви-
гателей:
а — последовательное; б — параллельное; в — смешанно*
400
Для улучшения условий регулирования ЭТ целесообразно
делать схему соединения не постоянной, а с помощью пере*
ключающих устройств изменять ее в зависимости от условий
движения. Так, при малых скоростях движения автомобиля,
когда требуются большие крутящие моменты на ведущих
колесах, наиболее выгодно последовательное соединение, где
сила тока одинакова во всей цепи и максимальна. Для полу-
чения высоких скоростей следует повысить напряжение на
щетках двигателей, применив параллельную схему. Смешан-
ная схема служит переходной и обеспечивает средние ско-
рости движения автомобиля.
Контакторные системы, позволяющие переходить от одной
схемы к другой, рассматриваются в специальной литера-
туре.
3. Электромеханические передачи
Последовательные передачи. Как указывалось, по-
следовательная передача состоит из ЭТ и дополнительной
фрикционно-зубчатой коробки передач. Электротра1нсформа-
тор в этой передаче рассчитывается на полную мощность
приводного двигателя. Диапазон дополнительной коробки и
число ступеней в ней определяются так же, как в последо-
вательной гидромеханической передаче.
Двухпоточные передачи типа РМ. В двухпоточной пере-
даче этого типа разветвляющая УТ находится на входе, а
распределяющая механическая (суммирующая) точка допи-
сывающая дифференциальный механизм, — на выходе
(рис. VIII.2,в и рис. VIII.5).
Основные особенности передачи типа РМ, рассмотренные
в гл. VII применительно к гидромеханическим передачам,
справедливы и для электромеханической. В частности, при
непрозрачной характеристике —const) обороты якоря
первой машины постоянны, второй — линейно зависят от ско-
рости ши (пропорциональной скорости автомобиля). При не-
которой скорости ton=°\h зависящей от передаточного чис-
ла суммирующей точки в, якорь второй машины останавли-
вается. Вся мощность передается механическим путем, точ-
ка в работает как редуктор.
При скоростях ton< в отличие от необратимого гидро-
динамического трансформатора ЭТ работает с обращением,
т. е. машина 2 становится генератором, машина 1 — двига-
телем.
Обращение электротраисформатора обеспечивается изме-
нением знака угловой скорости якоря машины 2 и знака
момента на якоре машины /. Для этого в системе регулиро-
401
вания необходимо изменить направление магнитного потока,
создаваемого обмотками возбуждения этой машины. Дейст-
вительно
(VIII.3)
где Ct — постоянная машины Z;
Ф; — магнитный поток;
/,— ток якоря.
Так как направление тока не меняется, следует изменить
знак Ф£.
Использование обращения расширяет диапазон электро-
трансформатора.
Нагрузка на электротрансформатор (доля мощности, пе-
редаваемой электрическим путем) равна отношению мо-
ментов
Ч = (V1,L4>
Она растет с увеличением скорости, начиная с
и достигает максимума при <оц — «ц.
В передаче ACF электротрансформатор рассчитан на 25%
мощности приводного двигателя. При этом рабочий диапа-
зон электротрансформатора (с учетом обращения)—около
четырех.
Двухпоточные передачи типа МР. В этих передачах
(рис. VIII.2, г) механическая распределяющая УТ-а распо-
ложена на входе, а разветвляющая — на выходе.
В отличие от передачи типа РМ при непрозрачной ха-
рактеристике момент на якоре первой машины постоянен
при любой скорости автомобиля, а обороты якоря убывают с
возрастанием скорости. Вместе с ней падает и доля мощно-
сти, передаваемой электрическим путем.
Наибольшая электрическая мощность передается при раз-
гоне, а при установившемся движении к. п. д. передачи повы-
шается; возможна блокировка передачи.
Если передача не блокируется, то при некотором wn =
= u)q>ид (/<!) произойдет обращение электротрансформа-
тора: якорь первой машины остановится и начнет вращаться
в обратную сторону, а сама машина превратится из генера-
тора в двигатель. У второй машины, которая становится ге-
нератором, изменяется знак момента на якоре.
На рис. VIII.8 была показана конструкция двухпоточной
передачи С. П. Лебедева и Н. Е. Голубкова, относящейся к
типу МР с дифференциальным трансформатором, а на
рис. VIII.9 — ее кинематическая схема и схема СП; послед-
ний развернут, т. е. обе машины электротрансформатора опи-
саны кинетическими точками. Направление силовых потоков
показано при i>l. Из схемы видно, что как внешние (в пе-
402
редаче), так и внутренние (в электротрансформаторе) по-
токи разветвленные, следовательно, циркуляция отсутст-
вует.
Относительная мощность электрического потока в этой
передаче определяется из выражения
е, = 1---1, (VIII.5)
где i — передаточное число всей передачи.
Из формулы видно, что при близких к единице, элек-
трическая мощность невелика, но при больших передаточных
числах в начале разгона она мо-
жет быть очень значительной
(до 07-0,8).
Трехпоточные передачи. В
трехпоточной передаче, схема СП
и кинематическая схема которой
показаны на рис. VIII. 13, электро-
трансформатор находится между
двумя механическими распреде-
ляющими точками (дифферен-
циалами) айв.
Редукторы Р\ и Рч служат
для соединения валов этих диф-
ференциалов с якорями электри-
ческих машин; если электротранс-
форматор коаксиальный, редукто-
ров может и не быть.
Как видно из схемы, трехпо-
точная передача сочетает в себе
свойства обеих двухпоточных. По-
этому она позволяет получить не
одно, а два обращения электро-
трансформатора: первое — при
большой скорости выходного ва-
ла (*< 1), когда в обратную сто-
рону начинает вращаться якорь
первой машины, второе — при ма-
лой (*>1), когда меняет на-
правление якорь второй ма-
Рис. VIII.13. Схема СП и кине-
матическая схема трехпоточной
передачи
ШИНЫ.
На рис. VIII. 14 показаны направления потоков и знаки их
факторов для точек айв. Рис. VIII. 14, а соответствует ос-
новному режиму (когда генератором служит первая маши-
на), рис. VIII.14, б — первому (при больших скоростях),
рис. VIII. 14, в — второму (при малых скоростях) дополни-
тельным режимам, при которых электротрансформатор об-
ращен.
403
Использование двух обращений позволяет значительно
расширить диапазон передачи без увеличения нагрузки элек-
тротрансформатора.
Основной диапазон ЭМП, осуществляемый без об-
ращения электротрансформатора, равен для идеальной не-
прозрачной передачи
-Y. (vni.6)
\ 1 ет шах/
где ет п1ах — максимальная нагрузка ЭТ.
Например, при еттах=0,3 d0~3,5. Использование обоих
дополнительных режимов позволяет расширить диапазон
до 5,8, т. е. более чем на 60%.
Однако к машинам ЭТ трехпоточной передачи предъявля-
ются особые требования, поскольку они должны обращаться,
реверсироваться и работать в весьма широком интервале ско-
ростей и моментов. Представление об условиях их работы
дает график необходимой характеристики электротрансформа-
тора, выполненный для идеальной непрозрачной передачи
(рис. VIII.15). Поэтому хороших результатов можно добить-
ся лишь при условии, что электрические машины и системы
их регулирования для электротрансформаторов трехпоточ-
ных передач будут специально изготовляться по строго рас-
считанным характеристикам, а не подбираться из суще-
ствующих.
Комбинированные ЭМП. Комбинированной называется
передача, сочетающая непрерывное и ступенчатое регулиро-
вание. Применение комбинированных передач имеет целью
расширить общий диапазон или осуществить отбор мощно-
сти от обеих электрических машин трансформатора, не ис-
пользуемых на режимах ступенчатого регулирования. По-
следняя возможность представляет особый интерес, так как
позволяет частично восстановить дистанционность передачи,
утраченную в многопоточных схемах.
На рис. VIII.16 представлена схема СП трехпоточной ком-
бинированной передачи. Последняя имеет три ступени, из ко-
торых только одна — непрерывного регулирования, осуще-
ствляемая включением муфты И и электротрансформатора ЭТ.
Две другие ступени — прямая и замедленная — включа-
ются соответственно муфтами //, Б или тормозом Д и муф-
той 5. Поскольку муфта Б блокирует электротрансформатор,
машины последнего на этих двух ступенях могут быть либо
обесточены, либо обе работать в генераторном режиме, от-
давая электрическую энергию на питание дополнительных по-
требителей.
Так, на замедленной ступени мощность к ведущим коле-
сам тягача (к основному ведущему мосту многоприводного
404
Рис. VI1]. 14. Режимы работы трехпоточной передачи
Рис. VI 11.15. Необходимая характеристика электротрансформа-
тора трехпоточной передачи
405
автомобиля) может подводиться механическим путем от по-
тока //, а к мотор-колесам прицепа (дополнительным ведущим
мостам)—электрическим путем от машин электротрансфор-
матора.
Поскольку обе машины работают как генераторы, суммар-
ная мощность может быть равна удвоенной расчетной мощ-
ности ЭТ. Так, при еТтах = 0,3 электрическим путем можно
будет отбирать до 60% мощности приводного двигателя.
Рис. VIII.16. Схема СП трехпоточной комбиниро-
ванной передачи
На рис. VIII.17 показаны схема СП и схема трехпоточ-
ной комбинированной ЭМП, построенной для машины с дви-
гателем НО л. с. Механический узел передачи в основном
выполнен по схеме, показанной на рис. VIII.16, отличаясь
только наличием ряда дополнительных компоновочных ре-
дукторов и муфты О, обеспечивающей механическую ступень
обратного хода.
Конструкция передачи показана на рис. VIII. 18. Здесь 2,
/2 и 18— составной картер механического узла; 9 — ведомый
вал конической передачи (К на рис. VIII. 17); 4У 5, 8, 11 и
13 ~ шестерни; 6 и 10— валы. Ведомый вал 16 передает мощ-
ность на механизмы поворота 1.
Дифференциалы 14 (УТ-я) и 19 (УТ-e) связаны между
собой соединительным валом 17 и двойной муфтой /5, опи-
сываемой УТ-// и УТ-Д. Двойная муфта 7 описывается УТ-Б
и УТ-О.
В качестве главных машин 3 ЭТ использованы быстроход-
ные авиационные генераторы ГСР-18000 мощностью 18 кет.
Максимальная нагрузка ЭТ еттах = 0>18, основной- диапа-
406
зон передачи </0 = 2,1, полный диапазон непрерывного регу-
лирования d=3,2, полный диапазон передачи с учетом за-
медленной ступени — около 8. Вес передачи — около 400 кг,
или 3,6 кг!л.с.\ серийная механическая передача весит около
300 кг.
Рис. VIII.17. Схема СП (а) и кинематическая схема
трехпоточной комбинированной передачи (6)
Недостатком этой передачи, как и вообще трехпоточных
передач, является трудность обеспечения необходимых ха-
рактеристик электромашин. Здесь особые затруднения соз-
дает работа электротрансформатора в режимах обращения
(точки а, в на идеальной характеристике), так как трудно
обеспечить удовлетворительное и устойчивое действие машин
при весьма малых оборотах их якорей. Возможным решением
здесь может быть ступенчатый (скачкообразный) переход от
основного к дополнительному режиму и обратно, минуя уча-
сток малых оборотов якоря.
407
Рис. VII 1.18. Трехпоточная комбинированная передача
Многопоточные ЭМП, в частности комбинированные, по-
добно аналогичным гидрообъемным передачам весьма пер-
спективны для тяжелых и многоприводных автомобилей,
а также для активных поездов.
4. Принципы регулирования
злектротрансформатора
Регулирование ЭТ представляет собой сложную
специальную задачу, решение которой связано с выбором и
расчетом схемы регулирования и подбором ее основных
элементов. Детальное рассмотрение этих вопросов выходит
за пределы данного курса. Поэтому мы изложим лишь общие
принципы регулирования ЭТ применительно к одиопривод-
ной схеме; переход к многоприводной с учетом рассмотрен-
ных выше возможных соединений электродвигателей суще-
ственных затруднений не вызывает* Будем в первом прибли-
жении считать передачу непрозрачной и идеальной.
Задачей регулирования является обеспечение необходимой
характеристики ЭТ во всем диапазоне непрерывного регу-
лирования.
Необходимая характеристика дает зависимость факторов
силовых потоков входа и выхода ЭТ от скорости выходного
потока передачи, пропорциональной скорости движения ав-
томобиля.
Вид необходимой характеристики зависит от типа пере-
дачи и параметров ее механизмов. Характеристика для трех-
поточной передачи была показана на рис. VIII.15. Для одно-
поточнон передачи при принятых допущениях wi = l, AJ| = 1,
(в2 = (вш = ~ (идеальная гиперболическая характери-
стика в относительных величинах).
Факторы необходимой характеристики определяются из
уравнений:
«I = —(а — 1)шп; ]
„ (о lx (VIII.7)
«2 = (я — l)wn; j 1
(VIII.8)
Здесь а и в —обобщенные передаточные числа распреде-
ляющих точек: л = а —(рис, VIII.14); индексы <я>
для упрощения опущены.
409
Если желательно получить характеристику в относитель-
ных величинах (при исследовании передачи), то следует при-
нять («1=1, М[~ 1, тогда Vj=I.
Формулы (VIII.7) и (VIII.8) выведены для трехпоточной
передачи, но они справедливы и для всех других типов пе-
редач. Так, для двухпоточной передачи типа РМ следует
принять а—1, для передачи типа МР — в = 0 и для последо-
вательной (однопоточной) передачи а=1 и в —0.
Если заданы скорости входа и выхода ют, юн, необходи-
мые скорости якорей ю| и юг будут обеспечены самими рас-
пределяющими точками, поскольку передача имеет две сте-
пени свободы.
Необходимые моменты ЛЬ и М2 могут быть получены при
соответствующих факторах электрического потока, как это
следует из уравнения (V1IL3):
/Vf2 = 2’ I
Таким образом, моменты якорей можно изменять, меняя
магнитные потоки и ток якоря.
Так как в одноприводной схеме /г==—/2==/, то, приняв
Ci = C2, получим коэффициент трансформации
= = А (VIII.10)
Регулирование идеального непрозрачного электротранс-
форматора возможно только изменением магнитных потоков
его электрических машин.
Желательно, чтобы величина тока оставалась постоянной;
это обеспечивает, в частности, постоянство омических потерь
в электротрансформаторе.
Закон изменения магнитных потоков получим, приравняв
правые части уравнений (VIII.8) и (V1I1.9).
Из уравнений следует, что при a)i = const, = const и / =
= const магнитные потоки должны иметь постоянную и пе-
ременную составляющие, причем последняя находится в об-
ратной зависимости от скорости выхода юн.
Решение этой задачи возможно с помощью специальных
вспомогательных электромашин — возбудителей (машинное
регулирование) или регулирующей аппаратуры (аппаратное
регулирование). В последнем случае могут быть использо-
ваны быстродействующие счетно-решающие устройства, реа-
гирующие на изменение юн (а также юх и Л4Т) и выдающие
программу изменения магнитных потоков.
Поскольку при изменении Mj (уменьшении нагрузки при-
водного двигателя), как правило, требуется не изменение
коэффициента трансформации, а уменьшение выходного мо-
410
мента Л1п, возможно (часто и целесообразно) в соответствии
с выражениями (VH1.9) уменьшать не магнитные потоки, а
токи якоря.
Изменение угловой скорости входа «г (оборотов привод-
ного двигателя) при постоянной нагрузке Л4Г требует изме-
нения переменной составляющей магнитного потока.
Всякий трансформатор, в том числе и ЭТ, целесообразно
делать непрозрачным, с тем чтобы приводной двигатель ра-
ботал на одной наиболее экономичной точке своей характе-
ристики (или в узкой области режимов). При этом, конечно,
приспособляемость приводного двигателя не используется.
Если же отказаться от непрозрачности ЭТ, то система регу-
лирования может быть значительно упрощена, как это сде-
лано, например, в электропередаче автобуса ЗИЛ-154
(рис. VIII.3), где в основном факторы силового потока изме-
няются автоматически благодаря сериесной характеристике
двигателя. Однако отход от необходимой характеристики
приводит к нарушению рациональных условий совместной
работы электропередачи с двигателем, что, как упоминалось,
было одной из основных причин снятия автобуса ЗИЛ-154 с
производства. .
5. Порядок расчета электрических (ЭП) и
электромеханических (ЭМП) передач
Исходные данные для предварительного (проект-
ного) расчета ЭП и ЭМП берутся из тягового расчета авто-
мобиля, как и при расчете всех типов силовых передач.
При расчете ЭП выбирается схема передачи — однопривод-
ная или многоприводная; в последнем случае определяется
также способ соединения электродвигателей.
Если электродвигатели подбираются из числа существую-
щих, выбор производится по максимальной мощности, пере-
даваемой данному потребителю (колесу или оси). Затем по
паспортной характеристике электродвигателя и заданной ско-
рости автомобиля определяется передаточное число редукто-
ра и проверяется возможность и целесообразность его реали-
зации. В противном случае берется другой электродвигатель.
Всегда желательно, если допускает нагрузка на колеса,
иметь все двигатели одинаковые и взаимозаменяемые.
При выдаче задания на проектирование новых электро-
двигателей предварительно задаются их оборотами и уточ-
няют последние по передаточному числу редуктора.
После окончательного выбора двигателей определяют рас-
четные параметры генератора — напряжения и токи — с уче-
том способа соединения двигателей и производят подбор гене-
ратора (или рыдают задание на его проектирование).
411
Если обороты выбранного генератора и приводного
электродвигателя не совпадают, между ними устанавли-
вается повышающий или понижающий (согласующий) ре-
дуктор.
В заключение выбираются тип и схема регулирования и
производится ее расчет на основании необходимой характери-
стики электротрансформатора, составляемой по уравнениям
(VIII.7) и (VIII.8).
Расчет последовательной ЭМП начинается с выбора диа-
пазона непрерывного регулирования ЭТ; после этого обычны
ми методами (как для ГМП) определяются диапазон допол-
нительной коробки и число ступеней в ней. Далее выбирает-
ся вид ЭТ — объединенный или дистанционный — и произво-
дится подбор и расчет электромашин (или выдается задание
на их проектирование), как и для ЭП.
Расчет многопоточной ЭМП. Вначале выбирается тип
передачи: число потоков, простая или комбинированная
схема.
Для простой трехпоточной передачи задаются максималь-
ной нагрузкой электротрансформатора еТщах и по формуле
(VIIL6) находят основной диапазон передачи. Возможно и
обратное решение: задавшись основным диапазоном, находят
максимальную нагрузку.
Так как
(VIII.11)
в
то, задавшись определяют ю,<иц (или наоборот).
Далее, подставив wa = wi в первое уравнение (VIII.7) и при-
равняв ю| нулю, находят а\ аналогично из второго уравне-
ния при %=ипт находят в. Таким образом, параметры диф-
ференциалов будут известны.
По уравнениям (VIIL7) и (VIII.8) строится необходимая
характеристика электротрансформатора и подбираются (про-
ектируются) электрические машины. Если необходимы со-
гласующие редукторы, находят их передаточные числа; пе-
редаточные числа компоновочных редукторов выбираются по
конструктивным соображениям.
Полный диапазон непрерывного регулирования опреде-
ляется непосредственно из иеобходимой характеристики.
Двухпоточная ЭМП рассчитывается аналогично трехпо-
точной; для нее
-------• (VIII.12)
1 *т max
При расчете комбинированной передачи дополнительно
задают передаточное число замедленной ступени (/м) и под-
бирают параметры а и в по этой величине, составляя соот-
412
ветствующие уравнения силового потока. Так, для схемы
(рис. VIII.17) имеем
w = 'м*/0-1 , (VIII.13)
после чего из формулы (VIII.11) находят %.
Поверочный расчет. После того как произведен проекти-
ровочный расчет и получен силовой поток передачи со всеми
характеристиками его узловых точек, производится повероч-
ный расчет.
Характеристика узловой точки электротрансформатора
чаще всего будет построена в функции угловой скорости вы-
ходного вала электротрансформатора шо. Задав ряд значе-
ний «г и определив для каждого из них по характеристи-
ке Afi и М2, находят факторы СП передачи по формулам:
___ (в — 1) <01 ---- (д — 1) 0>2 .
1 а — в ’
Ao) — а<л2
о).. =------------------;
П а — в
Mj = аМ^ + вМ2;
(VIII.14)
(VIII.15)
Эти выражения получены из формул (VIII.7) и (VIII.8).
При наличии редукторов их передаточные числа следует вве-
сти в соответствующие уравнения.
Параметры входа сверяются с характеристикой электро-
двигателя. В случае соответствия строятся рабочая характе-
ристика передачи и тягово-экономическая характеристика ав-
томобиля, как и при ГМП.
При несоответствии электротрансформатора с электро-
двигателем следует, взяв семейство характеристик электро-
трансформатора, построить характеристику входа и лишь за-
тем рабочую характеристику электротрансформатора.
При поверочном расчете тягово-экономическую характе-
ристику надо строить не только для одного расчетного ре-
жима, но и для соседних с ним, учитывая, что в эксплуата-
ции приводной двигатель обычно загружается на 60—80%
своей номинальной мощности.
Глава IX
КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
1. Назначение, требования и классификация
Карданной передачей называется устройство, пред-
назначенное для передачи силового потока между двумя"
агрегатами силовой передачи, валы которых несоосны или
непараллельны.
В карданную передачу входят три основных элемента:
карданные шарниры 1 (рис. IX.1) или карданные муфты,
валы 2 и опоры 5. Иногда в карданной передаче устанавли-
ваются специальные гасители крутильных колебаний инер-
ционного или упругого типа (в виде упругой резиновой
муфты).
Современный армейский многоприводный автомобиль
имеет большое количество различных карданных передач,
которые обеспечивают передачу силового потока к коробке
передач, к раздаточной коробке, к ведущим мостам, к ве-
дущим колесам при независимой подвеске, к ведущим и
управляемым колесам. Карданная передача используется
также для привода вспомогательного и специального обору-
дования (лебедки, винта водяного движителя, компрессора,
вентиляторов системы охлаждения, механизма рулевого
управления и др.).
414
Условия работы карданных передач определяются в пер-
вую очередь углами yi и уг наклона их валов: чем больше
углы, тем в более тяжелых условиях работает передача. Раз-
ные передачи имеют разные значения углов. Так, карданная
передача, связывающая два агрегата, которые установлены
непосредственно на раме или корпусе автомобиля (двига-
тель, коробка передач, раздаточная коробка, редукторы ве-
дущих мостов при независимой подвеске колес) имеют углы
не более 5°. Эти углы являются результатом неточности мон-
тажа агрегатов и деформации рамы или корпуса во время
движения автомобиля. Карданная передача, обеспечивающая
привод к подрессоренным агрегатам (ведущие мосты, веду-
щие колеса при независимой подвеске), имеет переменный
угол между валами, доходящий до 20°. В особо тяжелых
условиях работает карданная передача ведущих управляе-
мых колес автомобиля, в которой угол может доходить до
40°, изменяясь по величине и направлению (при повороте
автомобиля).
Работа карданной передачи, имеющей переменные углы,
сопровождается изменением расстояния между агрегатами.
Это должно учитываться конструкцией передачи — примене-
нием подвижных шлицевых соединений. Карданные передачи
вспомогательных агрегатов работают сравнительно мало вре-
мени (периодически), причем при постоянных углах между
валами, величина которых не превышает 20°.
Требования к карданным передачам зависят от их назна-
чения, но общими для всех передач являются следующие:
— карданная передача должна обеспечивать равномер-
ную (синхронную) передачу силового потока между соединяе-
мыми агрегатами;
— передача должна иметь высокий к. п. д., что обеспечи-
вается малым трением во всех соединениях, в том числе и
в шлицевых;
— вследствие неравномерности вращения валов и дис-
баланса деталей в карданной передаче могут возникать ди-
намические нагрузки; эти нагрузки должны быть минималь-
ными, а допустимое критическое число оборотов по условию
поперечных колебаний должно быть выше максимальных
оборотов карданного вала;
— карданная передача должна работать бесшумно с
большой периодичностью обслуживания;
— узлы и детали ее должны быть унифицированы.
По числу применяемых шарниров (карданных муфт) пе-
редачи бывают одиошарнирные, двухшарнирные, трехшар-
нирные и т. д. В автомобилях наибольшее распространение
получила двухшарнирная передача, имеющая два шарнира
и связывающий их карданный вал. Если агрегаты устанав-
ливаются рядом на одном основании, то применяется одно-
415
шарнирная передача с более простым шарниром или с кар-
данной муфтой. При значительном расстоянии между агре-
гатами устанавливается карданная передача с тремя и более
шарнирами и с промежуточными опорами.
На рис. IX.2, а показана карданная передача, которая по-
лучила наибольшее распространение на двухосных автомо-
билях с одним задним ведущим мостом (автомобили обще-
транспортного назначения с колесной формулой 4x2).
Мощность от коробки передач / к заднему ведущему мо-
сту 5 передается через два карданных вала 2 и 4 и три
шарнира. Передний вал 2 имеет промежуточную опору 3.
Три двухшарнирные карданные передачи имеют двухосные
полноприводные автомобили (рис. IX.2, б). Здесь между кар-
данными передачами установлена раздаточная коробка 6.
Наличие раздаточной коробки уменьшает длину карданных
валов, поэтому промежуточная опора здесь не требуется.
На рис. IX.2, в показана схема силовой передачи автомо-
биля с индивидуальным приводом мостов, в которой каж-
дый мост связан непосредственно с раздаточной коробкой 6.
При этом карданная передача заднего моста 5 имеет два
карданных вала 4 и 7, четыре шарнира и промежуточную
опору 3. Карданные валы 2, 9 и 10 соответственно обеспечи-
вают привод к раздаточной коробке 6, среднему мосту 8 и
переднему мосту 11,
В современных полноприводных автомобилях при-
меняется конструкция со средним проходным мостом
(рис. IX.2, г). В этой конструкции карданный вал 4 обеспечи-
вает привод дополнительного редуктора /2, от которого мощ-
ность раздается к мостам: к среднему 8 непосредственно, а к
заднему 5 — через карданный вал 7. В этих автомобилях все
карданные передачи двухшарнирные.
Для привода ведущего колеса применяется карданная
передача с одним шарниром (рис. IX.3). При этом колесо
может быть управляемым и иметь мостовую подвеску или
неуправляемым при независимой подвеске. Если колесо
управляемое при независимой подвеске (рис. IX.4), то при-
ходится устанавливать два или даже три шарнира 1 с про-
межуточной опорой 2 и шлицевым соединением 3. Такую
карданную передачу, в частности, имеют ведущие управляе-
мые колеса полноприводных четырехосных автомобилей.
Для предохранения попадания в шарниры пыли и грязи
карданную передачу или только шарниры заключают в ко-
жух. Такая передача называется закрытой или с закрытым
шарниром (например, передача автомобиля ГАЗ-66).
Карданный шарнир или муфта является основным эле-
ментом карданной передачи. Тип шарнира определяет ее
кинематику, максимально допустимые углы наклона валов,
416
5
14—2921
417
Рис. IX.3. Карданная передача ведущего управляемого колеса
Рис. 1Х.4. Схема карданной передачи ведущего
управляемого колеса мнргоприводного автомо-
биля
418
влияет на частоты крутильных колебаний. Надежность шар-
нира определяет долговечность карданной передачи.
По кинематике карданные шарниры разделяют на шарни-
ры неравных и равных угловых скоростей: асинхронные и
синхронные. Синхронные шарниры применяются в приводах
к ведущим управляемым колесам.
В автомобилях применяются также асинхронные шарни-
ры. Наибольшее распространение среди них получил шарнир
с промежуточной крестовиной (Спайсер).
Синхронные шарниры бывают сдвоенные, кулачковые,
шариковые с центрирующим шариком (шарнир Вейса) и
шариковые с делительным рычажком (Рцеппа).
Следует отметить, что в силовых передачах легковых ав-
томобилей некоторое применение получили бесшарнирные
передачи, представляющие собой гибкие тонкие валы. При
работе гибкий вал заменяет карданную передачу.
Из карданных муфт в автомобилях применяются жесткая
зубчатая карданная муфта из двух, трех или четырех дета-
лей и упругая карданная муфта с диском или резино-метал-
лическими втулками.
2. Кинематика карданного шарнира
На рис. 1Х.5,а приведена схема карданного шар-
нира. Шарнир состоит из ведущей вилки 1, ведомой вилки 2,
расположенной в перпендикулярной плоскости по отношению
к вилке /, и крестовины К. Концы вилок соединены с кре-
стовиной шарнирно. Оси вращения валов вилок расположе-
ны одна к другой под углом у.
Из схемы определяется окружная скорость ис точки Ср
= <о1Г1 = w2r2, (а)
где Г] и г2— радиусы точки С, относительно осей валов ви-
лок 1 и 2;
и w2—угловые скорости ведущей 1 и ведомой 2 вилок
шарнира.
= АСХ sin 04;
г2 — ВС} sin а2,
где ACi и ВС[—длина условных поводков;
и а2—углы между повадками и осями валов вилок.
Из уравнения (а) следует, что угловые скорости wi и «а
будут равны при ri=r2, т. е. при
АСХ sin at = ВСХ sin аг-
Так как ЛО = ВО, то для выполнения условия Ш1 = (й2 не-
обходимо, чтобы точка С| лежала на биссектрисе 00 угла
14* 419
Рис. 1ХЛ. Схема работы карданного шарнира
между валами, а при вращении валов и изменении угла у
между ними оставалась в биссекторной плоскости.
Это — основное условие равенства скоростей для любой
формы поводка (прямого, выгнутого или с формой кругового
сектора).
В шарнирах неравных угловых скоростей при повороте
вала на 90° (рис. IX.5, б) крестовина, поворачиваясь, откло-
няется на угол у. Точка С2 не лежит на биссектрисе 00, и
поэтому кардан с крестовиной не может обеспечить равенства
угловых скоростей вращения ведущего 1 и ведомого 2 валов
карданного шарнира.
Рис. IX.6. Кинематика карданного шарнира с крестовиной
Установим зависимость между скоростями и ш2
(рис. IX.6,а). Заметим, что шарниры (т) крестовины, со-
единенные с ведущей вилкой, вращаются в плоскости О] (на
рисунке эта плоскость показана вертикальной штриховкой),
а шарниры (С), связанные с ведомой вилкой, вращаются в
плоскости О2 (в плоскости с горизонтальной штриховкой).
Обе плоскости образуют между собой угол у.
Если ведущий вал / повернется на угол он и шарнир т зай-
мет положение т', то ведомый вал 2 за это же время повер-
нется на угол а2, а шарнир С займет положение С2. Отло-
жим по окружности Ст дугу ССЬ равную тт', и соединим
точки С2 и С] с центром крестовины О. Получим пирамиду
С}С2СО со сферическим основанием CiC2C. Дуги С}тт' и
С2т' равны и составляют четверть окружности, что следует
из конструкции карданного шарнира. Углы т'С1С2 и С|С2т'
у основания сферического равнобедренного треугольника
421
прямые. Угол С2С1С как смежный также прямой. Следова-
тельно, плоскость С1С2О перпендикулярна плоскости Оь
Проведем плоскость CiC2D перпендикулярно линии ОС
и плоскости О]. Получим пирамиду C\C2DO с вершиной О
(рис. IX.6,б). Из прямоугольных треугольников C[DO, C2DO
и C2CtD имеем:
tg ai — od >
. c2d .
tga2— QD >
C,D
cost=
Разделив первые два выражения, получим
tga, =tg oncost.
Продифференцируем это равенство при данном
ном значении угла у:
--= -----2 CQS v
COS2 COS2 a2 1
Выражаем угол a2 через углы <ц и у.
Из тригонометрии
cos2.a2=
(б)
постоян-
(в)
Из равенства (б)
tg2 а2= .
6 2 cos2 т
Заменяя в выражении (в) cos2аг, получим
cos 7
0,2 <*>1 sin2 а( 4- cos2 a, COS2 ?
(IX. 1)
После преобразования можем представить передаточное
число *12 = -^- в таком виде:
*12 = (1 + sin2«tg2 у) cos у. (IX.2)
Здесь ai заменен на а. Отсюда следует, что <о2 =£ оц.
Разница зависит от угла между валами и угла поворота ai
ведущего вала 1. Максимального значения скорость шг до-
стигает при он, равном 0, тг, 2-tr, ... (рцс. IX.7):
“1
(|)Л = ------i—г .
2 max cos 7
(IX-3)
422
Минимальное значение скорость (о2 получит при 04—-у;
3%
“>2 mln = W1 C0S Т- (IX.4)
Неравномерность вращения ведомого вала можно выра-
зить через коэффициент неравномерности:
г, ш2 max ш2 min .
/Г —------------------—----------COS Т
хи о», cos 7 р
Рис. IX.7. График изменения скорости ведомого
звена шарнира
(IX.5)
Изменение коэффициента неравномерности в зависимости
от угла у между валами показано на графике рис. IX.8. Из
графика следует, что при малых углах у —5^-8° коэффициент
неравномерности имеет небольшое значение (при т=10°
423
Кн=3%), и поэтому для этих углов может применяться один
карданный шарнир неравных угловых скоростей. Для умень-
шения угла у иногда агрегаты (в частности, двигатель) уста-
навливаются под углом к раме. Неравномерность вращения
вызывает скручивание валов вследствие действия инерцион-
ных сил и дополнительные нагрузки в них. Неравномерность
можно устранить, если применять в передаче два карданных
Рис. IX.9. Схемы карданных передач
шарнира (рис. 1Х.9,а). Установим вилки, посаженные на
вал В, в одной плоскости. Тогда для положения вилки, поса-
женной на вал А, можем написать выражение минимальной
скорости вала В:
^min^^COS^,
а для вала С (второй шарнир имеет положение, как указано
на рис. IX.6)
min
ш ~ ------
G COS 72
Тогда
‘«с == °>л
cos f,
cos ’
Если вал А вращается равномерно, то при ti = Y2 шсяша.
Таким образом, равномерное вращение ведомого вала с по*
мощью двух карданных шарниров неравных угловых скоро-
стей будет иметь место, если углы р и -(г между валами бу-
дут равны, а вилки карданного шарнира, принадлежащие про-
межуточному валу, будут лежать в одной плоскости,
424
Нарушение этих двух условий вызывает неравномерность
вращения ведомого вала карданной передачи. Практика по-
казывает, что неправильно собранная карданная передача
имеет срок службы меньше, чем правильно собранная, ино-
гда в 10 раз. В случае составной передачи, например че-
тырехшарнирной (автомобили ЗИЛ-131, Урал-375 и др.)
(рис. IX.9,б), равномерное вращение ведомого вала обеспе-
чивается при равенстве углов:
11 = тг; |
а вилки шарниров со стороны промежуточных валов долж-
ны лежать в одной плоскости.
В случае трехшарнирной карданной передачи с проме-
жуточной опорой (автомобили ЗИЛ-130, ГАЗ-53 и др.) ком-
пенсация неравномерности вращения ведомого вала с рас-
становкой вилок, как показано на схеме рис. IX.9,виг, будет
при условии
cos cos уз = cos (JX.7)
Заметим, что в приведенных на схеме передачах вал С
имеет вилки, установленные в одной плоскости, а первый
вал — вилки, развернутые под углом 180°.
Развернуть под углом 180° можно одну из вилок второго
вала, но тогда номера углов в равенстве (IX.7) изменятся.
Можно рекомендовать простое правило. Косинусы тех углов
умножаются, вилки шарниров валов которых направлены в
одну сторону. Так, по схеме (рис. IX.9, г) вилки первого и
второго шарниров направлены влево, а третьего — вправо.
Следовательно, для компенсации неравномерности вращения
нужно, чтобы
cos cos у2 = cos
Следует учитывать то обстоятельство, что во время дви-
жения автомобиля углы ^2 и уз могут меняться, а угол р
будет оставаться постоянным. Поэтому полной компенсации
неравномерности вращения в трехшарнирной передаче полу-
чить нельзя. С этой точки зрения установка первого вала с
малым углом yi (схема в) предпочтительнее, чем на схеме г,
в которой первый вал с промежуточной опорой имеет угол yi
больше.
3. Силовой поток карданной передачи
Карданная передача автомобиля является приме-
ром векторного силового потока. Из СП легко определяются
кинематические и статические величины (угловые скорости
и моменты), определяющие работу передачи.
425
Рассмотрим сначала СП универсального карданного шар-
нира или карданной муфты.
В схеме СП карданный шарнир (муфта) описывается
векторной кинетической УТ (рис. IX. 10). Отличие этой точки
от скалярной заключается в том, что силовые факторы (век-
торы моментов Л!) ее направленных потоков непараллельны
скоростным факторам (векторам угловых скоростей w).
Действительно, векторы скоростей и w, направлены по
осям валов, а моменты и М2 имеют одно направление и
по величине равны между собой, так как кинетическая УТ
не преобразует силовой фактор потока.
Рис. IX.10. Карданный
шарнир и его векторная
кинетическая УТ
Рис. IX.11. Диагр амма
векторов о»' н М
Если пренебречь трением в муфте (рассматривать ее как
идеальную), то в кинетической точке будут отсутствовать
потери энергии. Это, очевидно, возможно только в том слу-
чае, если вектор момента М будет лежать в плоскости, пер-
пендикулярной к вектору относительной скорости to' = Wj—
— W2. Вектор относительной скорости есть замыкающий вектор
Двух векторов w, и <о2 (рис. IX.11).
Проведем через начало векторов Wj и <о2 плоскость ш,
перпендикулярную вектору to'. В этой плоскости и должен
лежать вектор момента Af. Его положение в пространстве
определяется углом 3 между векторами М и wf (или ср меж-
ду векторами М и <о2) Углы 8 и ср связаны зависимостью
cos у = cos 8 cos ср. Направление вектора М совпадает с на-
правлением нормали, проведенной к плоскости крестовины
муфты; таким образом, угол 8 должен быть определен из
геометрии шарнира. На этом вопросе мы остановимся ниже.
Отсутствие диссипации энергии в кинетической УТ или
характеристика ее идеальности запишется следующим ска-
лярным произведением:
N = Afw=0. (IX.8)
426
Из этого произведения следует, что М перпендикулярен
вектору <о. Уравнение (IX.8) можно считать диссипативной
характеристикой УТ.
Кроме диссипативной, УТ должна описываться кинема-
тической характеристикой. Последняя устанавливает две за-
висимости: выражение для передаточного числа муфты
и Угла 8 как Функции углов поворота ведущего
колеса (а) и угла встречи валов (у).
Такой кинематической характеристикой будут зависимо-
сти (см. формулу IX.2 и работу [11]):
/|2 = (1 + sin2 a tg2 a) cosT;l
tg 8 = sin а tg у. J ' • )
При пользовании этой характеристикой следует иметь в
виду, что угол а отсчитывается от начального положения, со-
ответствующего положению вилки ведущего (/) вала в пло-
скости чертежа, как указано на рис. IX. 10.
Так как вектор М в общем случае приложен под углом
к оси вала, то его можно разложить на две составляющие,
одна из которых направлена вдоль оси вала (например, Afi)
и другая — перпендикулярно оси (Af'). Момент будет
совпадать со скоростью <оп так как это крутящий момент.
Л^1=Л1ко1 — мощность, передаваемая потоком 1. Момент М'г
является изгибающим вал моментом, он не участвует в пе-
редаче энергии потока, так как
NJ = М = 0. (1Х.10)
Аналогичное положение будет и с потоками 2. Здесь
N2 = ^2^2 И ~ Af 2<О2 ~ 0.
Валы 1 и 2 должны иметь опоры, которые воспринимали
бы изгибающие моменты. В схеме СП опора вала будет
описываться векторной раз-
ветвляющей УТ (рис. IX.12).
Эта точка имеет три потока,
один из которых имеет силовой
фактор Mh другой — М и тре-
тий (реактивный) — Af'. Энер-
гию передают первые два по-
тока. Если в опоре вала пре-
небречь потерями на трение, то
реактивный поток должен быть
замкнут векторной кинетиче-
ской УТ, мощностной фактор
которой = Afj»! = 0.
Рис. 1Х.12. Схема СП опор вала
427
Карданная передача состоит из карданной муфты (шар-
нира) и двух опор, воспринимающих изгибающие моменты.
Она будет описываться схемой СП, представленной на
рис. IX.13. На схеме обозначено направление скоростных и
силовых факторов потоков. Напомним, что фактор считается
положительным, если он направлен к УТ, и. отрицатель-
ным — если от нее.
Рис. IX.13. Схема СП одношарнирной карданной передачи
Равновесие каждой из разветвляющих точек определяет-
ся замкнутым векторным треугольником, а равновесие кине-
тической точки муфты — пирамидой, составленной из векто-
ров Ми М, — М, М', М2 (рис. IX.14)
Из схемы СП (рис. IX. 13) можем написать основные за-
висимости одношарнирной карданной передачи.
Рис. 1Х.14. Диаграмма векторного равнове-
сия УТ карданного шарнира
Из уравнения мощностей имеем
М2и>2 — 0.
Отсюда
Л42 = —112МХ — — М1 (1 + sin2 a tg2 f) cos f. (JX.l 1)
428
Из уравнения равновесия левой (ведущей) разветвляю-
щей УТ находим:
М; = AMg s =* sin «tg у; (IX. 12)
М - * М' Kl + sin’«tg4 (IX. 13)
Из уравнения равновесия правой (ведомой) разветвляю-
щей точки будем иметь
М'2 = । М2 — Afj = Afj cos a sin т sin2 a tg2 у. (IX.14)
Рассмотрим теперь карданную передачу рав-
ных угловых скоростей. Возьмем две рассмотрён-
Рис. IX.15. Двухшарнирная карданная передача (а) и
ее схема СП (6)
ные выше элементарные передачи и соединим их вместе, как
указано на рис. IX. 15, а. Вилки наружных валов пусть лежат
в одной плоскости (в плоскости чертежа).
Схема СП передачи представлена на рис. IX.15, б. Она
состоит из двух СП элементарных передач. Причем индексы
потоков соответствуют индексам элементарных передач.
Из схемы СП можем написать:
ш
2а I
чае
429
Так как Ш2а=со2б, то
°>ia _ “1 _ ; _
Л Г Ж -г-в — ГлО 1 ♦ •
<°1б Ш2 Z126
Если принять Ш|«=Ш2, то должно выполняться условие
Z|2« = А 26- (IX.15)
Это условие будет соблюдаться, если будут равны углы у
и наружные вилки будут располагаться в одной плоскости.
Определим моменты Mja и Mj0. Будем иметь согласно
формуле (IX. 14):
М2а = Mla cos a sin у V 1 + sin2 a tg2 у;
М2б = М16 cos a sin у + sin2 а tg2 у.
Но Afia=Afi, Af16=Af2. Из уравнения мощностей для СП
в целом получим
AljO), + М2ш2 = О,
или
М2 = -АИА = -Mi. (IX. 16)
Тогда М1а= — М1б или M'2i = — М26.
Но оба эти момента приложены к одному промежуточно-
му валу, следовательно, их суммарное действие равно нулю.
Таким образом, промежуточный вал может не иметь опор
(рис. 1Х.16,а). Силовой поток карданной передачи равных
угловых скоростей будет иметь только две крайние развет-
d
Рис. IX.16. Двухшарнирная карданная переда-
ча равных угловых скоростей (а) и ее схема
СП (б)
430
вляющие точки (рис. IX.16,б). Из схемы СП определим мо-
менты М'г и М'2.
Согласно формулам (IX.12) и (IX.13) будем иметь:
AfJ = Afj sin a tg 7;
(IX.17)
Л1 = М1И +sin2atg2T. (IX.18)
Кроме того,
= У = Sinatgy. (1Х.19)
Отсюда следует, что по величине реактивные моменты
карданной передачи равных угловых скоростей равны
между собой.
Рис. IX.17. Схема двухшарнирной карданной
передачи (а), ее векторная обобщенная УТ (б)
и диаграммы векторов моментов (в)
Представим теперь данную карданную передачу
(рис. IX.17,а) в виде обобщенной УТ (рис. IX.17,6).
Из уравнения равновесия УТ имеем
Mt + M2 + Ms = 0.
Геометрически это равенство описывается векторным тре-
угольником, представленным на рис. IX. 17, в. Заметим, что
431
этот треугольник соответствует треугольнику бег* пирамиды
(рис. IX.14). Из треугольника находим величину момента
Л43 = 2М, sin у. (IX.20)
Как видим, суммарный реактивный момент передачи не
зависит от угла а и при постоянном угле у является величи-
ной постоянной.
Если карданная передача реальная и известен ее к. п. д.,
то можем написать
Ali«>iV)K + М2“2 = 0.
Отсюда
М2 = --Г1КМ{. (1X51)
Из векторного треугольника получим
М3 = Ум\ 4- — 2Mj/W2 cos 2у.
Подставляем сюда абсолютную величину момента М2 —
e>iitA4i, получим
Af3 e Мх KTTiiF^^cos^ (1X52)
Отсюда следует, что к. п. д. передачи влияет на величину
реактивного момента.
На рис. IX.18 представлена схема сил, действующих на
вилки и крестовину элементарного шарнира. Из этой схемы
получим
Р =
Р____
г M’i
Т* ~ 2R •
„ ^2
~ 2R ‘
(1X53)
Сила Q, действующая в плоскости крестовины, является
результирующей сил Pi, Л и Р2, Т2; она равна
м
2R
Q
(IX.24)
где М — момент, вектор которого перпендикулярен плоско-
сти крестовины.
На рис. (IX.18) представлены два случая: начальное по-
ложение, когда углы а и р равны нулю (верхний рисунок),
432
Рис. IX.18. Схема сил, действующих на вилки и кресто-
вину шарнира
и при повороте ведущего вала (/) на угол а=90° (нижний
рисунок). В этом случае силы Q, Р2 и Tj достигают макси-
мального значения (сила Тг имеет максимум при а=0):
О ~ •
^шах 2R COS 7 ’
р =
2 max 2R 9
т — Ml tg т
1 1 max 2/?
Зная силы, можно рассчитывать вилки и крестовину кар-
данной передачи.
(IX.25)
4. Типовые конструкции карданных шарниров не-
равных угловых скоростей (аоинхроиныв шар-
ниры)
К шарнирам неравных угловых скоростей отно-
сятся шарниры, имеющие физические оси качания. Таких
шарниров два типа: с промежуточным кольцом и с проме-
жуточной крестовиной.
В настоящее время шарнир с промежуточным кольцом в
автомобилях не применяется, и здесь мы его не рассматри-
ваем.
Карданный шарнир с крестовиной. Шарнир состоит нз
двух вилок 1 и 4 (рис. IX.19), крестовины 2, опор 14 для
цапф крестовины и уплотняющих опоры устройств.
Вилки в зависимости от способа крепления к соседним
валам могут иметь фланец или втулку. Фланцем вилка при-
433
соединяется к муфте другого вала, а втулкой надевается на
шлицованный конец карданного вала или поиваривается
к нему.
Опорами для цапф могут быть игольчатые, шариковые
подшипники, стальные втулки, а также резиновые втулки
(сайлент-блоки).
Игольчатые подшипники обеспечивают компактность кон-
струкции, высокий к. п. д„ надежность и долговечность в ра-
боте.
На рис. IX.19 игольчатые подшипники установлены в ста-
кане //, который фиксируется относительно вилки флан-
цем 13, Такое крепление применяется в карданах автомоби-
лей средней и большой грузоподъемности. Смазка к под-
шипникам поступает через масленку 10, отверстия внутри
крестовины и пазы в торцах крестовины. Уплотнением яв-
ляется сальник 12, Старая смазка удаляется через клапан 15
крестовины.
На вилке 4 и наконечнике 9 трубы нанесены установоч-
ные стрелки 5. Для балансировки карданных валов наваре-
ны пластины 6.
Компенсирующим элементом в рассматриваемой кардан-
ной передаче, как и в большинстве других передач, является
подвижное шлицевое соединение вилки 4 и наконечника 9
трубы карданного вала.
Смазке и уплотнению этого соединения следует уделять
особое внимание. При отсутствии смазки и попадании грязи
в соединение силы трения в нем могут быть значительными,
что поведет к появлению больших осевых усилий, действую-
щих на сопряженные агрегаты, и к повышенному износу как
карданной передачи, так и сопряженных агрегатов.
Осевое усилие, возникающее вследствие трения в шлице-
вом соединении, может быть определено по формуле
Q = ^,
гср
где р— коэффициент трения;
Мр — крутящий момент, передаваемый карданным ва-
лом;
гср — средний радиус шлицев.
Для сухого трения при попадании в соединение абразива
коэффициент р достигает 0,2—0,4. Примем Мр=200 кГ'м
(автомобиль ГАЗ-66), гСр=2 см. Получим Q = 2000 кГ.
Шлицевое соединение смазывается или только при сбор-
ке, или через специальную масленку 3 во время эксплуата-
ции. Чтобы смазка не вытекала, имеются войлочные уплот-
нения 8, состоящие из войлочного сальника и резинового
кольца. Кроме того, в большинстве конструкций применяют
гофрированные чехлы 7. Как показывает опыт эксплуата-
434
Рис. IX. 19. Карданная передача с шарнирами и крестовиной
НИИ, такие чехлы значительно повышают надежность работы
шлицевого соединения.
В карданных передачах легковых автомобилей и авто-
мобилей малой грузоподъемности стакан игольчатого под-
шипника фиксируется стопорным кольцом, которое устанав-
ливается или снаружи, как показано на рис. IX.20, или вну-
три шарнира (рис. IX.21). Установка стопорного кольца сна-
ружи облегчает сборку, но увеличивает размеры вилки.
На некоторых автомобилях применяют вилки со съемны-
ми опорами для стаканов подшипников, что облегчает сбор-
ку и разборку карданных шарниров.
Рис. IX.20. Крепления стакана
стопорным кольцом снаружи
Рис. IX.21. Крепление стакана сто-
порным кольцом внутри шарнира
В передачах автомобилей большой грузоподъемности
вместо игольчатых подшипников применяют стальные цемен-
тированные втулки 3 (рис. IX.22), которые вставляются в
стакан подшипника 2. Поверхности втулок имеют спираль-
ные канавки, а в качестве уплотнения устанавливается двух-
кромочный сальник 1. Возможно применение втулок из
пластмасс. В последнее время появились карданные шарни-
ры с крестовинами на резиновых втулках (сайлент-блоки).
Такой шарнир не требует смазки и допускает угол наклона
валов (за счет упругих свойств резины) до 15°.
Карданные шарниры центрируются по торцам шипов кре-
стовины.
Вилки карданного шарнира штампуются из среднеугле-
родистых сталей 35, 40, 45 или легированной 40ХНМА. Пос-
ле механической обработки — закалка с отпуском. Твердость
НВ 210—280. Крестовина штампуется из малоуглеродистых
легированных сталей 12ХНЗА, 18ХГТ и 20Х; шипы цементи-
руются с последующей закалкой и отпуском. Твердость HRC
58—05.
Расчет карданного шарнира с крестовиной. Карданная
передача силовой передачи многоприводного автомобиля
436
рассчитывается по максимальному статическому моменту,
определяемому из условия сцепления ведущих колес авто-
мобиля с дорогой.
Рис. IX.22. Карданный
шарнир со стальными
втулками
Рис. IX.23. К расчету крестови-
ны шарнира
Расчетный крутящий момент на ведущем валу шарнира
будет равен
/И =
’ 1 'тр I ’
где ф—коэффициент сцепления (<р=О,7-г-О,8);
GK — нагрузка на колеса, с которыми связана
ная передача;
гк—радиус ведущего колеса;
гтр;—передаточное число силовой передачи от
го вала карданной передачи до колеса.
Шипы крестовины шарнира рассчитываются на
срез (рис. IX.23).
Напряжение изгиба в сечении А— А равно
а«-“21Гиз ’
где Qm„ — максимальная нагрузка на шип (формула
IX.25);
/ш —длина шипа;
IFHB — момент сопротивления сечения изгибу.
(IX.29)
(IX.27)
кардан-
ведуще-
изгиб и
(IX.28)
437
где dm — диаметр шейки шипа.
Напряжение среза
= (IX.30)
В выполненных конструкциях напряжения составляют:
<зи, = 2500 -г- 3000 кГ)см\ ^ = 7504-900 кГ/см2.
Рис. IX.24. К расчету вилки шар-
нира
Вилка шарнира (рис.
IX.24) под действием силы
Qmax испытывает изгиб и
кручение. В сечении А — А
°и»— цуиз ; (ix.31)
"Х32'
Здесь моменты сопротивления и tFKp зависят от формы
сечения. Для прямоугольного сечения
Ц7ИЗ = -^-; (1Х.ЗЗ)
U7Kp « f(hb2. (1Х.34)
Коэффициент К зависит от соотношения сторон -^-.Его можно
определить из табл. IX. 1.
Таблица IX.1
А b 1 1,5 1,75 2 2,5 3 4 10
к 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,312
В выполненных конструкциях напряжения составляют:
аив = 500 Ч- 800 кГ)см2 и ткр =» 800-т-1600 кГ/смг.
Крепежные детали рассчитываются обычным способом.
Игольчатые (роликовые) подшипники проверяются по ве-
личине допустимой нагрузки.
438
РЯОП=790^^-, (IX.35)
где Zp—число иголок (роликов);
/р — длина иголки, см;
dp — диаметр иголки, см;
Пр — число оборотов игольчатого подшипника в ми-
нуту.
"л
„p=_*«.tgr, (IX.36)
где лДтах — число оборотов в минуту коленчатого вала
двигателя при максимальном крутящем мо-
менте;
г, — передаточное число силовой передачи от дви-
гателя до шарнира на низшей передаче в ко-
робке передач;
у —угол между валами карданной передачи.
Полученное значение РдОП должно быть больше макси-
мальной нагрузки, действующей на подшипник.
Р ^>0
доп '•стах'
(1Х.37)
5. Типовые конструкции карданных шарниров
равных угловых скоростей (синхронные шарниры)
Карданные шарниры равных угловых скоростей
применяются для привода управляемых ведущих колес, где
они обеспечивают равномерное вращение колес при больших
(30—40°) углах у между валами. Существует большое коли-
чество различных типов синхронных шарниров. Наибольшее
применение получили сдвоенные карданные шарниры (МАЗ),
кулачковые (Тракта, КрАЗ или Урал), шариковые: с центри-
рующим шариком (Вейса) и с делительным рычажком
(Рцеппа).
Сдвоенные карданные шарниры применяют на отечест-
венных автомобилях МАЗ-501 и МАЗ-502, кулачковые — на
автомобилях КрАЗ-214 и Урал-375, а также на английском
бронетранспортере «Сарацин», Рцеппа —на ЗИЛ-135. Самое
большое распространение получили шариковые шарниры
Вейса. Они применяются у нас на автомобилях УАЗ-469,
ГАЗ-66, ЗИЛ-131, МАЗ-537 и многих других.
Сдвоенные карданные шарниры. Если в карданной пере-
даче с двумя шарнирами длину промежугочного вала сокра-
тить до нуля, а вилки, принадлежащие этому валу, располо-
жить в одной плоскости, а также обеспечить равенство углов
наклона валов (yieya), то получим карданную передачу
439
равных угловых скоростей (синхронную). Эта передача на-
зывается сдвоенной.
На рис. IX.25 представлена конструкция сдвоенного кар-
данного шарнира с центрирующим устройством и составны-
ми крестовинами 3. Валы 1 и 4 с проушинами. Втулки 2 со-
единяют валы с крестовинами. Крестовины установлены в
корпусе шарнира 8.
А-А
Рис. IX.25. Сдвоенный карданный шарнир с центрирующим устрой-
ством
Для обеспечения равенства углов р и уг служит центри-
рующее устройство. Оно состоит из сферической обоймы 6,
вставленной в уширение вала /, и сферического сухаря 7,
установленного на конце вала 4.
От попадания пыли и грязи центрирующее устройство
защищено специальным резиновым чехлом 5.
Недостатками сдвоенного шарнира являются конструк-
тивная сложность и ненадежность уплотнения центрирующе-
го устройства, а также неполное обеспечение синхронности
его работы.
Остановимся на последнем вопросе несколько подробнее.
На рис. IX.26 представлена схема сдвоенного шарнира.
Здесь А и В —левый и правый шарниры (крестовина и на-
ружная вилка), С — центрирующее устройство. Расстояние
между осями шарниров а + Ь — величина постоянная, равная
длине сдвоенной вилки. Пусть левый вал связан с подвиж-
ным агрегатом (например, с управляемым колесом автомо-
биля), а правый — с неподвижным (дифференциалом). При
повороте левого вала относительно оси центрирующего уст-
ройства шарнир А перейдет в положение А', а шарнир В
должен переместиться вдоль оси правого вала и занять по-
440
ложение В'. Как видно из рисунка, углы yi и 72 в этом слу-
чае будут не равны. Следовательно, условие синхронности
работы шарнира не соблюдается.
Рис. IX.26. Схема сдвоенного карданного шар-
нира
Ось центрирующего устройства (С) в общем случае рас-
положена не на равных расстояниях от осей шарниров (Д и
В). Обозначим через
Рис. IX.27. График неравномерности вращения валов
сдвоенного карданного шарнира
Из графика (рис. IX.27) зависимости К от угла (у) по-
ворота следует, что неравномерность работы передачи, опре-
деляющаяся разностью углов р — р, зависит от положения
оси центрирующего устройства по отношению к осям шарни-
441
ров. Если ось центрирующего устройства будет расположе-
на симметрично относительно осей шарниров (/( = 0,5), то
неравномерность работы сдвоенного шарнира будет больше,
чем если бы эта ось была несколько смещена в сторону не-
поворачивающегося шарнира (/( = 0,52). При у=30° нерав-
номерность полностью исчезает. Поэтому надо подбирать
величину К так, чтобы неравномерность была наименьшей.
Рис. IX.28. Кулачковый карданный шарнир автомобиля Урал-375
Сдвоенные кулачковые карданные шарниры. Карданные
шарниры равных угловых скоростей работают, как правило,
под большим крутящим моментом, так как находятся в кон-
це силовой передачи. Указанные ранее сдвоенные карданные
шарниры с игольчатыми подшипниками не могут передавать
больших крутящих моментов из-за ограничения по удельно-
му давлению иголок. Поэтому на автомобилях средней и
большой грузоподъемности^ (КрАЗ, Урал) применяют сдво-
442
енные кулачковые (сухарные) карданные шарниры. На
рис. IX.28 приведена конструкция кулачкового шарнира
управляемого колеса автомобиля Урал-375, а на рис. IX.29 —
детали шарнира. Наружная / и внутренняя 7 полуоси имеют
вилки 2 и 6, в которые вставлены кулаки 3 и 5 с пазами.
Рис. IX.29. Детали кулачкового карданного шарнира ав-
томобиля Урал-375
В эти пазы входит диск 4, передающий крутящий момент
через наружную полуось на ведущее колесо. Диск 4 выпол-
няет роль промежуточного звена сдвоенного шарнира (сдво-
енной вилки). На рис. IX.30 приведена другая конструкция
кулачкового сдвоенного карданного шарнира (шарнир Трак-
та), который устанавливается на английском бронетранспор-
тере «Сарацин». В вилках 1 и 6 (рис. IX.31) установлены
два кулака 2 и 4, которые соединены между собой с по-
мощью шипа 3 и паза 5.
В карданных шарнирах кулачкового типа напряжения
смятия невелики, поэтому они могуг изготовляться из про-
стых углеродистых сталей. Кроме того, они конструктивно
проще и имеют меньшее число деталей. Однако к. п. д. этих
шарниров ниже. Поэтому, как правило, такие шарниры уста-
навливаются в картерах или имеют специальные защитные
кожухи и требуют обильной смазки.
Шариковые карданные шарниры. Наибольшее распро-
странение получили два типа шариковых карданных шарни-
ров: с центрирующим шариком (Вейса) и с делительным
рычажком (Рцеппа). Идея этих шарниров заключается в
том, что их рабочие шарики всегда располагаются в биссек-
торной плоскости. На рис. IX.32,» показана установка ша-
443
Рис. 1ХЛ0. Карданная передача с кулачковыми шарнирами Тракта
рикового шарнира с центрирующим шариком для привода
ведущего управляемого колеса, а на рис. IX.32, б — его уст-
ройство. Валы 1 и 5 имеют вилки, в которых вырезаны по
четыре канавки 2 и 4. В собранном виде вилкирасполагают-
Рис. IX.31. Детали кулачкового карданного шарнира Тракта
ся в перпендикулярных плоскостях, а между ними устанав-
ливаются шарики 3. Для центрирования вилок, что для дан-
ного шарнира имеет особо важное значение, устанавли-
вается на штифте 8 центрирующий шарик 6 с лыской, кото-
Рис. 1X42. Детали шарикового карданного
шарнира с центрирующим шариком (Вейса)
рая нужна для прохода рабочих шариков при сборке.
Штифт 8, установленный в отверстиях шарика 6 и одной из
вилок, фиксируется радиально расположенным штифтом 7.
Средние линии канавок представляют собой окружности рав-
ного радиуса с центрами О{ и Ог, которые находятся на оди-
наковом расстоянии от центра карданного шарнира О. Цен-
445
тры шариков 3 при вращении описывают окружность (пло-
скость окружности перпендикулярна к чертежу). Эта пло-
скость биссекторная, так как канавки расположены симмет-
рично. Оба вала 1 и 5 устанавливаются в подшипниках, ко-
торые воспринимают радиальное и осевые усилия. Осевые
усилия обычно воспринимаются буртиками вилок. Шарниры
собираются с предварительным натягом (натяг должен кон-
тролироваться моментом, требующимся для проворачивания
валов, расположенных под углом друг к другу.
Сборка шарнира — селективная. Для этого шарики
подбираются одинакового диаметра в пределах жесткого допу-
ска. Шарнир может работать при углах у до 40°. При пере-
даче силового потока в вилках шарнира возникают значи-
тельные контактные напряжения, так как в работе участ-
вуют только два шарика. Поэтому требования к качеству
материала вилок и шариков повышены. Вилки обычно изго-
товляются из стали 15НМ с последующей цементацией и
закалкой, шарики —из стали ШХ15. Шариковый карданный
шарнир более сложен в производстве, чем кулачковый, и
стоимость его выше, но в то же время выше и к. п. д., а сле-
довательно, и срок службы. Шариковые карданные шарниры
с центрирующим шариком чаще всего применяются на авто-
мобилях малой и средней Грузоподъемности и в настоящее
время из всех шарниров равных угловых скоростей нашли
самое широкое применение.
Стремление уменьшить контактные напряжения за счет
увеличения числа шариков, одновременно участвующих в
работе, привело к созданию более сложных карданных шар-
ниров шарикового типа.
На рис. IX.33, а показаны детали шарикового карданного
шарнира с делительным рыжачком (Рцеппа), а на
рис. IX.33, б — этот шарнир в сборе, установленный в перед-
ней управляющей оси автомобиля. Все детали карданного
шарнира располагаются в чашке Л которая во внутренней
части имеет шесть меридиональных сферических канавок.
Такие же канавки имеет внутренняя обойма 3, в шлицован-
ное отверстие которой входит ведущий вал передачи. Шари-
ки 4 в одной биссекторной плоскости устанавливаются дели-
тельным устройством, состоящим из сепаратора 2, сфериче-
ской чашки 5 и делительного рычажка 7. Рычажок имеет
три сферические поверхности: концевые входят в гнезда ве-
дущего и ведомого валов передачи, средняя — в отверстие
сферической чашки. Рычажок к ведомому валу прижимает-
ся пружиной 6. При повороте валов один относительно дру-
гого рычажок поворачивает сепаратор, который устанавли-х
вает шарики в биссекторной плоскости. Угол поворота сепа-
ратора зависит от соотношения плеч рычага а и Ь
(рис. IX.34). Расстояние пг от центра шаровой поверхности,
446
Рис. IX.33. Детали шарикового кардаииого шар-
нира с делительным рычажком (Рцеппа) и его
установка в приводе ведущего колеса
Рис. IX.34. К расчету шарикового карданного шарнира Рцеппа
447
входящей в вал, до центра кардана О — величина перемен-
ная. Она зависит от угла 0 поворота сепаратора. Равномер-
ность работы карданного шарнира будет обеспечена, если
шарики будут находиться в биссекторной плоскости, т. е.
угол р поворота сепаратора будет равен половине угла у
между валами.
Из схемы имеем
АС = tn sin у.
_ ь
АС а + Ь '
DE — т ~4-г sin т.
а + о 1
ЕО = ВО — BE — т cos 7 + a cos а. ь nc т sin 1 tgB = ^±2 . 6 r EO m cos 7 4- a cos a
Но (a + b) sin a = m sin 7,
тогда b m —r-r sin 7 tgp = a ,b .^=-. (1X.38) 1/, / msmi V OTCOS7-M у 1 (a + b )
Пользуясь полученной формулой, можно подобрать соот-
ношение плеч а и Ь такое, что угол 0 будет близок к по-
ловине угла у при достаточно большом диапазоне его изме-
нения. На рис. IX.35 приведен график изменения отношения
0,8
0.1
0,6
Рис. IX.35. Зависимость параметра
т
от угла у
от угла у при -у- «0,35, если 0=0,5 у. Из графика сле-
дует, что отношение -у при изменении угла у должно так-
же меняться. Однако, как показывают расчеты, при соотно-
шении плеч -у- =0,35 неравномерность работы шарнира не-
448
значительная. Так, при у —30° угол 0 составляет не 15°,
а 15°30'.
Шарнир с делительным рычажком может работать при
углах до 35°. В данном шарнире крутящий момент пере-
дается через шесть шариков, поэтому долговечность его ра-
боты выше. Его можно рекомендовать для применения на
автомобилях средней и большой грузоподъемности.
Следует, однако, заметить, что в шарнире Рцеппа усилие
от шариков на канавки чашки и внутренней обоймы передает-
ся под значительным углом к касательной, проведенной
к окружности центров шариков, а это несколько увеличивает
нагрузку на шарики. Поэтому уменьшение контактных на-
пряжений здесь не пропорционально числу шариков.
Карданные шарниры с делительным рычажком сложны в
изготовлении, требуют специального оборудования и большо-
го объема шлифовальных работ, что удорожает их произ-
водство.
Карданные муфты. Карданные муфты применяются в пе-
редачах, имеющих небольшой угол наклона между валами
порядка 3—5°. Обычно они компенсируют неточность монта-
жа агрегатов силовой передачи, устанавливаемых на раме
автомобиля, или нарушение соосности этих агрегатов вслед-
ствие деформации рамы при движении автомобиля.
Карданные муфты бывают жесткие и упругие.
В жестких муфтах наклон валов обеспечивается за счет
зазоров между деталями, а в упругой — за счет деформации
упругого элемента муфты.

Рис. IX.36. Карданная передача с жесткими карданными муфтами
На рис. IX-36 показана карманная передача с жесткими
муфтами автомобиля большой грузоподъемности МАЗ. Каж-
15—2921
449
уменьшает шум при работе
Рис. IX.37. Упругая карданная
муфта с диском
дая муфта состоит из зубчаток 1 и 4 и соединительного
кольца 2 с внутренними зубьями. Пружина 3 препятствует
свободному перемещению среднего (карданного) вала, что
передачи. Могут применяться и
другие конструкции жестких
муфт. Жесткие муфты просты
в изготовлении, надежны в ра-
боте. Их основной недоста-
ток— малые углы наклона ва-
лов сопрягаемых агрегатов,
шумность в работе и трудность
обеспечения смазки.
В карданных передачах ав-
томобилей применяются два
вида упругих муфт: с диском
и с резино-металлическими
втулками. Муфта с диском
(рис. IX.37) представляет со-
бой две крестовины 1 и 5, со-
единенные с валами. Шарнир
собирается так, что лапы одно-
го вала устанавливаются в про-
межутках между лапами другого и с помощью болтов и шайб
крепятся к дискам 2, изготовленным из прорезиненной
ткани.
На рис. IX.38 приведена карданная передача с двумя
муфтами, имеющими в качестве упругого элемента резино-
Рис. IX.38. Упругие карданные муфты с резино-
выми втулками
вые втулки. На некоторых автомобилях получили распро-
странение муфты с сайлент-блоками (рис. IX.39, муфта Лай-
роб). Здесь резиновые втулки 2 армируются или металли-
ческими втулками, или сеткой, изготовленной из стальной
450
проволоки. Втулки монтируются с предварительным натягом
в гнезда штампованной стальной обоймы 5, половинки кото-
рой стягиваются болтами /. Для крепления к фланцам ва-
лов применяются болты 5, проходящие через металлические
втулки 4t имеющие конус.
Упругие карданные муфты допускают осевое смещение
валов. Поэтому в такой карданной передаче отсутствуют
компенсирующие шлицевые соединения, что повышает на-
дежность работы передачи. Кроме того, упругие муфты сни-
Рис. IX.39. Упругая карданная муфта с резино-
выми втулками (с сайлент-блоками)
жают динамические нагрузки при резком изменении пере-
даваемого силового потока и вследствие наличия в упругом
элементе внутреннего трения являются гасителем крутиль-
ных колебаний в силовой передаче.
Упругая муфта с резиновыми втулками допускает макси-
мальное угловое смещение вилок (при передаче наибольше-
го крутящего элемента) до 8°. Преимуществами упругих
карданных муфт являются также их дешевизна в производ-
стве и простота в эксплуатации; в частности, они не требуют
смазки.
Однако к резине упругих муфт предъявляются повышен-
ные требования. Прочность на разрыв должна быть не менее
150 кГ1см2, относительное удлинение — не менее 35%, твер-
дость по Шору 65—75. Резина должна быть морозостойкой
(до —40°С) и теплостойкой (до +60°С). Модуль сдвига G =
= 8,5 кГ/см2. Максимальное напряжение смятия аСм =
= 75 кГ/см2.
Резиновые втулки рассчитываются на смятие по формуле
асм — dl
где р—коэффициент запаса (р=2);
Мр — расчетный момент;
15*
451
R—радиус расположения осей втулок в обойме;
Z—число втулок;
Рп—сила предварительного натяга втулки;
я?4—Диаметр пальца (болта) или внутренний диаметр
втулки;
I—длина втулки.
Диски из прорезиненной ленты в дисковых карданных
муфтах рассчитываются на разрыв
» = (IX.40)
где /Ир — расчетный момент;
i—число болтов одной вилки;
R — средний радиус диска;
F— площадь разрыва в сечении по отверстию.
г> __
'Хер 2 *
где /?н -^наружный радиус диска;
7?в—внутренний радиус диска.
где d—диаметр отверстия под болт;
b—толщина дисков.
Напряжение на разрыв а колеблется от 120 до 160 кГ1см*.
Наибольшая окружная скорость дисковых муфт из про-
резиненной ткани не должна превышать 15 м)сек.
6. Карданные валы
и их расчет
Карданные валы. Форма карданного вала зависит
от крнструкции шарниров, с которыми вал соединяется, и на-
грузочного режима. Обычно вал состоит из центральной части
и приваренных к ней наконечников. Центральная часть мо-
жет быть или сплошной, или трубчатой. Сплошные валы
применяются только для привода или вспомогательных агре-
гатов или шарниров равных угловых скоростей, где они
выполняют функции полуосей. В остальном на всех автомо-
билях применяются трубчатые валы, так как они при мень-
шем весе могут передавать большие крутящие моменты и,
что самое главное, имеют большее критическое число оборо-
тов (см. ниже).
На рис. IX.40 показаны трубчатые валы с различными
накоцеадиками, к которым крепятся вилки или крестовины
шарниров: с коническим наконечником а (рис. 1Х.40,а),
с шлицевым (рис. IX.40,6), с коническим и шлицевым
452
(рис. IX.40, в), с фланцем и вилкой (рис. 1Х.40,г), с кониче-
ским наконечником и вилкой (рис. IX.40, д), с шлицевым на-
конечником и вилкой (рис. IX.40, е).
Средняя трубчатая часть вала обычно изготовляется из
ленточной малоуглеродистой стали (сталь 20), свариваемой
встык.
Наконечники изготовляются из стали с последующей за-
калкой токами высокой частоты. Шлицевые наконечники
подвижных соединений изготовляются из стали 40Х.
Карданные валы рассчитываются на критическое число
оборотов, прочность и жесткость.
Расчет карданного вала на критическое число оборотов.
Вследствие некоторой неравномерности распределения массы
вала по диаметру (например, хотя бы потому, что стенки
453
S-m <мг(<7‘у)
трубы в разных осевых плоскостях не точно одинаковы),
а также вследствие некоторой кривизны вала при вращении
вала появляется центробежная сила, приложенная перпенди-
кулярно продольной оси (рис.
IX.41). Так как вал вращает-
ся с переменной угловой ско-
ростью (при асинхронных шар-
нирах), то величина центро-
бежной силы изменяется за пе-
риод одного оборота вала, из-
за чего появляются попереч-
ные колебания вала. На эти
колебания оказывает также
влияние изменяющийся изги-
бающий момент, зазоры в со-
единениях вала с шарнирами.
Допустим, что масса вала сосредоточена в точке О, имеющей
эксцентриситет а (рис. IX.41). Центробежная сила S равна
где пг— масса вала;
у — прогиб вала под действием центробежной силы 5.
При вращении вала центробежная сила S уравновеши-
вается силой упругости:
где С—поперечная жесткость вала. Тогда
S = P,
mw2(a + j) = Cy,
отсюда
ты2а
У С — т&2 *
Если считать, что при критическом числе оборотов вал
разрушается, т. е.
получим
С — = О,
отсюда
Р'-Су
Рис. IX.41. Схема вала для опре-
деления критического числа обо-
ротов
или
«W--?-/?• (,х-41>
454
Для вала трубчатого сечения
m = Z-2-, (IX.42)
где Dud — наружный и внутренний диаметры сечения вала,
см\
I—длина вала, см;
q — удельный вес металла; для стали q =
= 0,0078 кПсм2.
С = К~- = КЕ'^~а*\ (IX.43)
где К — коэффициент пропорциональности, зависящий от
характера нагружения и способа закрепления вала.
После подстановки значений Сит получим для трубча-
того вала
лкр = 12 106 -К'*** , (IX.44)
Для сплошного вала
лкр = 12-10°(IX.45)
Для трубчатого вала, защемленного в опорах,
лкр = 27,5.10е У. (IX.46)
Для сплошного вала, защемленного в опорах,
лкр = 27,5-108-^-. (IX.47)
Заметим, что критическое число оборотов трубчатого ва-
ла выше, чем сплошного такого же диаметра, так как пер-
вый легче. Длину вала, свободно лежащего в опорах, при-
нимают как расстояние между центрами карданных шарни-
ров, а для защемленного — расстояние между подшипника-
ми. Если вал по длине имеет разное сечение (трубчатый,
сплошной круглый, шлицованный), то для расчета на крити-
ческое число оборотов нужно привести его к одному расчет-
ному диаметру.
На рис. IX.42 показан вал, состоящий из сплошной части
с диаметром dx и длиной 1\ и трубчатой части с диаметрами
D и d и длиной/тр. Приведем трубчатую часть вала к сплош-
ному валу, у которого dp = dj. Очевидно, длина расчетного
вала будет меньше. В основе приведения лежит одинаковое
критическое число оборотов действительного и приведенного
валов,
Лкр = 12 • 10е - 12 • 10» 4- •
ZTp Ч)
455
Отсюда получим
7 —7
•'О ' Гтр
Параметры приведенного вала
А» ~ А ^р “ ^А*
Рис. JX.42. Схема приведения вала к
одному диаметру
Аналогично можно сплошную часть вала привести к труб-
чатой
К52 ч &______
= “Ь ^Тр-
Критическое число оборотов карданного вала, полученное
расчетом, сравнивается с максимально возможными оборо-
тами вала. Опыт эксплуатации показал, что для удовлетво-
рительной работы карданной передачи необходимо иметь от-
ношение
= 1,2 4-2,0.
п ’ *
'*тах
Минимальную величину коэффициента запаса по крити-
ческому числу оборотов можно допускать при тщательной
балансировке карданной передачи (с биением не более 0,5—
0,6 мм), высокой точности изготовления шлицевых соедине-
ний и минимальных зазорах в шарнирах.
456
Карданный вал подвергается динамической балансиров-
ке. Допустимый дисбаланс составляет: для автомобилей ма-
лой и средней грузоподъемности 15—20 Гем, для валов ав-
томобилей большой грузоподъемности (свыше 5 т)—до
100 Г см.
Расчет карданного вала на прочность и жесткость. Кар-
данный вал рассчитывается на результирующий момент от
кручения и изгиба. Для этого согласно схеме силового пото-
ка определяется результирующий момент Mpe3. Тогда на-
пряжение кручения и изгиба будет
(IX.48)
___ ^рез
х ~ "ЖГ 'Сдоп’
где №Кр — момент сопротивления вала кручению.
Для сплошного вала
(IX.49)
Для трубчатого UZKP = ^--^^. (1Х.50)
где D и d — наружный и внутренний диаметры вала.
Допускаемое напряжение кручению карданных валов
тдоп = 1 000 кГ!см2.
Для сплошных валов ведущих управляемых колес, если
они выполнены из стали 40Х, тдоп = 3000 ч-4000 кГ!см2.
На жесткость вал рассчитывается по углу закрутки
/Ирез/ 180°
J кр^
(1Х.51)
где I — длина вала, см;
Л р —полярный момент сечения вала;
6 = 8- 10s кГ[см2.
Для сплошного вала
Лер 35-. (IX.52)
Для трубчатого
_ п(£И —
*Р--------32
(IX.53)
В выполненных конструкциях должно быть 8 < 9°. Шли-
цованные наконечники карданных валов рассчитываются на
кручение по наименьшему диаметру шлицев. Шлицы, как
обычно, рассчитываются на срез и смятие.
457
7. Промежуточные опоры
карданных передач
Промежуточные опоры карданных передач уста-
навливаются по разным причинам. Например, когда вал
слишком длинный и его критическое число оборотов меньше
максимального, а увеличение диаметра вала недопустимо
или нежелательно. В многоприводных автомобилях проме-
жуточные опоры используются часто, так как агрегаты си-
ловой передачи здесь не могут быть соединены одним валом,
особенно при применении компоновки силовой передачи с
проходным мостом. Промежуточные опоры применяются
также в карданных передачах к вспомогательным агрегатам.
В двухосных автомобилях промежуточная опора устанав-
ливается на раме; в трех- и четырехосных — или на одном из
мостов или внутри картера моста.
Особенность работы карданной передачи определяет
применение самоустанавливающихся подшипников.
В современных автомобилях радиальные шарикоподшип-
ники устанавливаются в резиновых обоймах, которые обес-
печивают самоустановку за счет упругих свойств резины.
На рис. IX.43 показана промежуточная опора карданного
вала с одним шарикоподшипником. Подшипник 1 внутрен-
ние. IX.43. Промежуточная опора карданного вала с -подшип-
ником на упругом основании
458
ней обоймой установлен на карданный вал 2, а внешней —
в резиновой втулке 3, которая помещается в кронштейне 4.
Резиновая втулка имеет предварительный натяг для увели-
чения ее жесткости. Опора закрыта от попадания пыли и
масла лабиринтным уплотнением. Промежуточные опоры
карданных передач трехосных автомобилей по условиям
компоновки выполняются с двумя подшипниками и проме-
Рнс. IX.44. Промежуточная опора карданного вала с
двумя подшипниками
жуточным валом, которые установлены в специальном кар-
тере (рис. IX.44), или используется картер ведущего моста
или другого агрегата.
Двухопорные промежуточные опоры воспринимают осе-
вые нагрузки, поэтому в них обычно устанавливаются роли-
ковые конические подшипники.
Следует обращать внимание на уплотнения промежуточ-
ных опор, так как, как правило, они устанавливаются в от-
крытых местах (под кузовом, на картере ведущего моста
И др).
Подшипники промежуточных опор или подбираются кон-
структивно, или рассчитываются аналогично подшипникам
других агрегатов автомобиля.
469
Глава X
ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ И ДИФФЕРЕНЦИАЛЫ
1. Классификация главных передач
Главной передачей называются механические ре-
дукторы, устанавливаемые в ведущих мостах или непосред-
ственно около ведущих колес автомобиля.
Увеличивая передаточное число силовой передачи на по-
стоянную величину, главная передача обеспечивает:
— согласование скоростной характеристики двигателя
с тягово-динамической характеристикой автомобиля на рас-
четной (обычно прямой) передаче в коробке передач, в ча-
стности, получение при данных оборотах двигателя требуе-
мой максимальной скорости движения автомобиля;
— изменение крутящего момента как по величине, так и
по направлению его действия при передаче энергии от дви-
гателя, расположенного вдсЯпь продольной оси автомобиля,
к колесам под углом 90°;
— уменьшение крутящего момента в агрегатах силовой
передачи, стоящих до главной передачи, что способствует
уменьшению веса и габаритов последних.
В связи с тем что автомобильные двигатели являются
высокооборотными, редукторы главной передачи с большим
передаточным числом имеются на всех современных автомо-
билях независимо от типа и компоновки их силовой пере-
дачи.
По числу и месту расположения редукторов главные пе-
редачи разделяются на четыре вида:
— мостовые центральные передачи, пред-
ставляющие собой центральный (межколесный) редуктор,
установленный в средней части моста; к этому виду отно-
сятся передачи почти всех легковых и грузовых автомоби-
лей общетранспортного назначения (например, передачи ав-
томобилей М-21, ЗИЛ-130 и др.) и большинства многоцеле-
вых автомобилей (УАЗ-469, ГАЗ-66, ЗИЛ-131, Урал-375
и др);
— мостовые разнесенные передачи, состоя-
щие из одного центрального и двух конечных бортовых или
колесных редукторов (МАЗ, БТР-60П и др.);
— бортовые передачи, состоящие из одного цен-
460
трального межбортового редуктора и нескольких конечных
бортовых редукторов, расположенных около каждого веду-
щего колеса («Колхида», «Панар» и др.);
— раздельно-бортовые передачи, состоящие
только из конечных бортовых и колесных редукторов (ЗИЛ
и др.).
Мостовые центральные передачи классифицируются по
следующим признакам:
— по числу ступеней — на одноступенчатые (од-
носкоростные) и двухступенчатые (двухскоростные); послед-
ние иногда применяются на седельных тягачах и грузовых
автомобилях большой грузоподъемности, полезная нагрузка
которых изменяется в широких пределах;
-по числу пар шестерен, находящихся в
зацеплении, — на одинарные и двойные.
Одинарные передачи в свою очередь в зависимости от
вида зацепления зубчатых колес могут быть конические
(с прямым или спиральным зубом), гипоидные и червячные.
Двойные передачи обычно представляют собой сочетание
конической или гипоидной пары с парой цилиндрических
зубчатых колес.
По взаимному расположению валов и шестерен они де-
лятся на непроходные передачи и проходные (тандемные)
передачи. На входе передач с непроходным ведущим валом
обычно устанавливается коническая пара, а на выходе — ци-
линдрическая с ведомой шестерней, прикрепленной к корпу-
су межколесного дифференциала. В передачах с проходным
валом первая пара шестерен может быть или конической
(автомобиль Урал-375), или цилиндрической.
В мостовых разнесенных передачах функцию второй (ци-
линдрической) пары шестерен выполняют два бортовых ре-
дуктора (БТР-60П и др.).
В бортовых и раздельно-бортовых передачах у каждого
колеса устанавливаются конические и цилиндрические ре-
дукторы.
2. Требования, предъявляемые к конструкциям
главных передач
Конструкция главной передачи должна обеспечи-
вать:
— реализацию достаточно большого передаточного числа
при высокой компактности, особенно центрального редук-
тора;
— малый вес неподрессоренной части;
— высокий и маломеняющийся при изменении нагрузок
и скорости вращения к. п. д.;
461
— высокую жесткость корпуса, опор, шестерен и валов
как одно из главных условий повышения долговечности и
бесшумности работы передачи;
— малые размеры центрального редуктора.
Малые размеры центрального редуктора главной пере-
дачи по высоте являются крайне важным требованием, от
выполнения которого зависит величина дорожного просвета,
а следовательно, проходимость автомобиля по мягким грун-
там. Кроме того, размеры главной передачи переднего веду-
щего моста определяют высоту расположения двигателя, а
следовательно, и компоновку автомобиля в целом.
3. Типовые конструкции
главных передач
Передачи с одинарными центральными редукто-
рами. Одинарные центральные редукторы наиболее просты
по конструкции и технологичны в производстве и поэтому
широко применяются на всех типах легковых автомобилей,
на легких и средних колесных тягачах, бронированных ма-
шинах, автобусах, а также на грузовых автомобилях малой
и средней грузоподъемности, т. е. во всех тех случаях, когда
этот тип передачи обеспечивает необходимое передаточное
число силового привода при допустимых габаритах редуктора
по высоте и требуемой долговечности.
Принципиальные схемы одинарных главных передач пред-
ставлены на рис. Х.1.
В конической передаче (рис. Х.1,а) оси валов пересека-
ются в точке, совпадающей с вершиной конусов зубчатых
колес. При этом возможно построение профиля зубьев пе-
редачи по сферической эвольвенте и достижение наиболее
благоприятных в отношении к. п. д. условий работы зацеп-
ления с чистым качением в контакте начальных конусов и
с незначительными участками скольжения в поперечной пло-
скости зубьев.
Пример типовой конструкции конической главной пере-
дачи грузового автомобиля приведен на рис. Х.2 Ведущая
коническая шестерня 1 выполнена за одно с валом. Ведомая
шестерня 2 закреплена на корпусе дифференциала. Для
повышения прочности и долговечности зубчатые колеса в
этих передачах выполняются с криволинейными, чаще спи-
ральной формы, зубьями.
Жесткость передачи достигается за счет крепления веду-
щего вала на трех опорах 3 и 4. На легковых и грузовых
машинах малой грузоподъемности часто применяется кон-
сольное крепление ведущего вала на двух подшипниках, раз-
несенных на некоторое расстояние друг от друга. Подшип-
462
ники устанавливаются с предварительным натягом, который
регулируется изменением толщины втулки 5. Зацепление в
этой передаче регулируется с помощью прокладок 6 под
фланцем стакана подшипников.
К преимуществам конических главных передач относятся:
— высокий к. п. д.;
— технологичность при массовом производстве;
— относительно невысокие требования к качеству смазы-
вающих материалов.
К недостаткам относятся:
— небольшая величина передаточного числа, ограничен-
ная прочностью ведущего зубчатого колеса и габаритами
ведомого;
— высокие требования к точности изготовления и регу-
лировке зубчатых колес, нарушение которых приводит к их
быстрому износу, а также к появлению шумов при работе.
В связи с этим на современных автомобилях конические
передачи все больше вытесняются передачами с гипоидным
зацеплением.
В гипоидной передаче оси валов скрещиваются
на расстоянии Е одна от другой (рис. Х.1,б и рис. Х.З).
Зубья ведущей и ведомой шестерен имеют форму спирали.
При этом углы наклона спирали ведущего (ft) и ведомого
(ft) колес различны (ft>ft). Вследствие разного угла на-
463
клона зубьев торцовый модуль также будет разный. Благо-
даря этому при одинаковых диаметрах колес и одинаковых
передаточных числах конической и гипоидной, передач веду-
щее колесо последней будет иметь больший диаметр на-
чального конуса и большие размеры зубьев, а следователь-
но, большую прочность зубьев, чем у ведущего колеса кони-
ческой передачи
Рис. Х.2. Коническая главная передача
Передаточное число гипоидной передачи определяется по
формуле
Z2 cos cos ₽2
Zt cospy —cos Pi ’
где отношение косинусов углов ₽2 и ₽i при pi>Pa больше еди-
ницы.
При данном отношении числа зубьев го==_^’ переда-
точное число гипоидной передачи io будет больше, чем кони-
464
ческой. И наоборот, если принять условие fo = const, то ги-
поидная передача может быть выполнена с меньшим отноше-
нием числа зубьев и, следовательно, меньших габаритов.
К преимуществам гипоидных передач относится также и
то, что в их зацеплении, помимо относительного скольжения
в поперечном направлении, имеет место характерное для
всех передач с перекрещивающимися осями (рис. Х.1) про-
дольное скольжение, способствующее лучшей приработке,
плавности хода и бесшумности работы передачи. Отсутствие
Рис. Х.З. Гипоидная главная передача
участков поверхности с чистым качением обусловливает бо-
лее высокое сопротивление рабочих поверхностей зубьев
усталостному разрушению, поскольку усталостное выкраши-
вание зубьев (питинг) возникает в первую очередь вблизи
полюса зацепления, т. е. вблизи зоны чистого качения.
Однако наличие продольного скольжения способствует
увеличению потерь в передаче и снижению ее к. п. д., а так-
же повышает требования к смазке передачи, которая может
выдавливаться при больших нагрузках в направлении про-
дольных контактных линий. В связи с этим возможность за-
едания в гипоидных передачах выше, чем в конических.
Для уменьшения этого недостатка в гипоидных переда-
чах повышается твердость рабочих поверхностей зубьев и
применяется специальная, так называемая гипоидная смаз-
ка. Отечественная гипоидная смазка по ГОСТ 4003—53 пред-
ставляет собой осерненную смесь смолки и веретенного ди-
стиллата с добавкой около 0,5% депрессатора АзНИИ.
465
С этой же целью смещение осей (£) в главных переда-
чах легковых автомобилей принимают не более 0,2 £>2 (D2—
средний диаметр ведомого колеса), а в грузовых автомоби-
лях — 0,125 D2.
Валы гипоидной передачи устанавливаются так же, как
и в конических передачах. При этом, однако, стремятся повы-
сить жесткость опор в осевом направлении, так как вели-
чина осевых сил в гипоидной передаче больше, чем в кони-
ческой.
Значительное смещение осей валов (£>0,25D) позволяет
осуществить с помощью гипоидной передачи проходной
(тандемный) привод ведущих мостов. Конструкция передачи
«Киршталь» с таким приводом показана на рис. Х.4, где/ —
ведущая шестерня, 2— ведомая шестерня, 3— проходной
вал, 4 — межосевой дифференциал с фрикционной блокирую-
щей муфтой.
К положительным качествам этой передачи можно отне-
сти простоту конструкции, к недостаткам — низкий к. п. д.
при большом смещении осей валов £, повышенные требова-
ния к точности изготовления зубчатой пары, ее сборке и ре-
гулировке.
Применение гипоидных передач благодаря меньшим разме-
рам ведомой шестерни и смещению ведущего вала дает воз-
можность увеличить дорожный просвет и уменьшить углы на-
клона карданной передачи, а также понизить расположение
днища корпуса (у корпусных машин).
Червячные передачи (рис. Х.5) применяются на
значительной части зарубежных автомобилей — на трех- и
четырехосных автомобилях («Торникрофт», «Зеддон» и др.),
на некоторых двухосных автомобилях («Кенворт» — англ.),
па автобусах (одна треть автобусов, выпушенных англий-
ской промышленностью за 1959 г., имела червячные главные
передачи).
Эти передачи представляют собой разновидность винто-
вой зубчатой передачи со скрещивающимися осями валов с
тем отличием от последней, что число зубьев (заходов) на
ведущем элементе (червяке) в этой передаче может быть
очень малым (до одного захода).
К преимуществам червячных передач относятся:
— малые габариты и малый вес при большом переда-
точном числе (до 8);
— бесшумность и плавность в работе;
— облегчение компоновки автомобиля, так как червяч-
ная передача может быть выполнена с верхним или нижним
расположением червяка;
— упрощение привода к ведущим колесам многоосных
автомобилей за счет применения ведущих мостов с проход-
ными валами.
466
4^
сп
Рис. Х.4. Гипоидная главная передача с проходным ведущим валом
a
б
Рис, XJ5. Червячная главная передача
468
Малые габариты червячных передач объясняются мень-
шим числом зубьев, необходимых для плавной и бесшумной
работы, возможностью изготовления червяка с большой ве-
личиной угла подъема винтовой линии (pi). Благодаря боль-
шому значению pi соотношение между диаметрами ведущего
(di) и ведомого (d2) элементов у червячной пары обеспечи-
вает большее /‘о, чем у конической:
(Х.2)
Обычно 0] <45°. Поэтому У конических передач
отношение диаметров зубчатых колес равно отношению чи-
сел их зубьев.
Размеры червячной передачи отличаются от конической
тем больше, чем больше передаточное число /0, особенно при
/о >5.
К недостаткам червячных передач по сравнению с зубча-
тыми относятся меньший к. п. д. и большая стоимость изго-
товления передачи.
На корпусных автомобилях устанавливаются червячные
передачи с нижним расположением червяка (рис. Х.5, л), что
позволяет уменьшить высоту расположения кузова автомо-
биля примерно на 100—120 мм, т. е. значительно больше,
чем это допускает гипоидная передача. В такой конструкции
вал червяка располагается ниже уровня масла в картере пе-
редачи и поэтому его необходимо надежно уплотнять.
Верхнее расположение червяка (рис. Х.5, б) способствует
увеличению дорожного просвета под картером главной пере-
дачи. Условия смазки червяка в этой конструкции хуже.
Ввиду значительных потерь на трение в червячной передаче
следует обращать внимание на надежное охлаждение кар-
тера, например, за счет оребрения его стенок и днища.
Передачи с центральными двойными редукторами. Пере-
дачи этого типа применяются на грузовых автомобилях сред-
ней и большой грузоподъемности, на полноприводимых трех-
и четырехосных автомобилях, средних и тяжелых брониро-
ванных колесных машинах, тягачах и самоходных шасси,
т. е. во всех случаях, когда необходимое передаточное число
(i’o = 74-12) не удается получить с помощью одинарной пе-
редачи.
Наибольшее применение получили три схемы двойных пе-
редач (рис. Х.6).
Двойная передача (рис. 6, а) с непроходным ведущим
валом применяется на грузовых автомобилях средней и боль-
шой грузоподъемности с колесной формулой 4x2 (ЗИЛ-130,
МАЗ-200). Она включает коническую пару зубчатых колес
и пару цилиндрических колес. Наличие второй пары зацеп-
469
ления позволяет повысить прочность и долговечность кони-
ческой передачи. Разбивка общего передаточного числа ме-
жду отдельными зубчатыми парами производится с учетом
следующих соображений:
— возможно большее передаточное число должно быть
У цилиндрической пары, расположенной ближе к колесам
автомобиля;
Рис. Х.6. Схемы двойных главных передач
-т- передаточное число первой конической или гипоидной
передачи должно быть малым, чтобы обеспечить большие
размеры ведущей конической шестерни, повысить ее проч-
ность, а также чтобы уменьшить осевые силы, вызывающие
нарушение зацепления зубчатых колес. В существующих кон-
струкциях двойных передач передаточные числа конической
и цилиндрической пары распределяются следующим обра-
зом: на автомобилях ЗИЛ-164 —/0 = 2,27*3,36 = 7,65; на
ЗИЛ-158 —г0 = 2,27-4,09 = 9,25; на ЗИЛ-130 —г0= 1,92-3,36 =
= 6,5; на МАЗ-200 —г0= 1,92’4,29 = 8,25.
На автомобилях, предназначенных для работы с прице-
пами, седельных тягачах и автомобилях повышенной проходи-
мости передаточное число конической пары имеет несколько
470
большее значение, чем на автомобилях, работающих без при-
цепов по усовершенствованным дорогам, что обеспечивает
Рис. Х.7. Главная передача ЗИЛ
увеличение общего передаточного числа io- Так, на МАЗ-502
«0=2,09 • 4,69=9,81; на ЗИЛ-130В «0=2,27-3,07 = 6,97.
Цилиндрическая передача второй ступени делается с
прямым или косым зубом. Так, в передаче ЗИЛ (рис. Х.7)
первая пара / коническая, а вторая 2 — цилиндрическая с
471
косыми зубьями. Применение косозубого зацепления обеспе-
чивает уменьшение шума при работе передачи и повышение
ее долговечности. Частичное уравновешивание осевых уси-
лий, действующих на подшипники промежуточного вала, в
этой конструкции достигается за счет соответствующего под-
бора углов спирали конических и цилиндрических колес. При
этом следует иметь в виду, что если при движении автомо-
биля передним ходом обеспечивается разгрузка подшипни-
ков от осевых усилий, то при заднем ходе, наоборот, усилия,
возникающие в зацеплении конической и цилиндрической
пары, складываются и могут достигать больших величин, что
необходимо учитывать при выборе размеров подшипников и
при расчете деталей их крепления.
При косозубом зацеплении цилиндрической пары ведущий
и промежуточный валы, а также корпус дифференциала
обычно крепятся на роликовых конических подшипниках, на-
тяг которых регулируется с помощью прокладок 3 и 5 и ре-
гулировочных гаек 4.
Двойные редукторы с непроходным ведущим валом в не-
давнем прошлом имели довольно широкое распространение
не только на двухосных, но и на многоосных автомобилях
(КрАЗ-214, КрАЗ-219 и др.). В настоящее время на автомо-
билях с колесной формулой 6X4, 6X6, 8X8 они почти цели-
ком заменены редукторами с проходным ведущим валом, на
основе которого строятся так называемые проходные, или
тандемные, силовые приводы.
Схемы редукторов с проходным валом весьма разнооб-
разны (рис. Х.6, б~ д).
По схеме (рис. Х.6, б) выполняются главные передачи
трехосных автомобилей многоцелевого назначения ЗИЛ-131,
Урал-375 и других грузоподъемностью до 5 т.
Редуктор главной передачи среднего моста автомобиля
Урал-375 (рис. Х.8) состоит из конической пары шестерен 2
и 3 и косозубой цилиндрической пары шестерен 5 и 7. Кон-
сольное расположение ведомой конической шестерни 3 на
промежуточном валу позволяет пропустить ведущий вал 1
к следующему (заднему) мосту и таким образом упростить
конструкцию силового привода автомобиля. Однако в схеме
с консольным расположением ведомой конической шестерни
труднее получить требуемую высокую жесткость передачи.
Для повышения жесткости промежуточный вал устанавли-
вается на трех опорах: одном роликовом цилиндрическом
подшипнике 4 большого размера и двух роликовых кониче-
ских подшипниках 6.
Центральные редукторы с проходным валом ведущей ко-
нической шестерни иногда применяются и на трехосных авто-
мобилях большой грузоподъемности (например, ЗИЛ-133
грузоподъемностью 8 т).
472
co
Рис, X.8. Главная передача среднего моста автомобиля Урал-375
При этом привод среднего и заднего ведущих мостов осу-
ществляется через симметричный межосевой дифференциал
(рис. Х.6, в).
На трех- и четырехосных автомобилях большой грузо-
подъемности в настоящее время часто применяют специаль-
ные тележки, состоящие из двух мостов, один из которых
(обычно средний) имеет главную передачу, выполненную в
виде двойного редуктора, а второй — обычную кониче-
скую или гипоидную передачу (иногда от автомобиля
типа 4X2).
На входе двойных редукторов в этих мостах устанавли-
ваются две или три цилиндрические шестерни (рис. Х.6, г и
рис. Х.6, д), обеспечивающие возможность смещения ведущего
вала передачи относительно картера моста.
Схема (рис. Х.6, а) с двумя цилиндрическими шестернями
обеспечивает простоту и компактность конструкции переда-
чи. Но в связи с различным направлением вращения валов
в передачах, выполненных по этой схеме, должны приме-
няться конические шестерни с различным направлением спи-
рали.
Схема (рис. Х.6, д) с тремя цилиндрическими шестернями
на входе обеспечивает одинаковое направление вращения
приводных валов, а следовательно, полную унификацию ко-
нической или гипоидной пары смежных мостов.
Примеры конструкций двойных редукторов с одной ци-
линдрической парой шестерен на входе даны на рис. Х.9 и
рис. Х.10
Редукторы, у которых отбор мощности к двум смежным
мостам осуществляется от ведущего вала цилиндрической пе-«
редачи через симметричный дифференциал (рис. Х.9), выпу-
скаются американскими и европейскими фирмами для авто-
мобилей большой грузоподъемности с колесной формулой
6X4 и 8x4 (фирмы Итон и Тимкен — США, Форд — Англия,
Фиат — Италия, Юник — Франция и Др).
Редукторы с отбором мощности от ведомого вала цилин-
дрической пары шестерен (рис. Х.10) применяются на че-
тырехосных тягачах и шасси высокой проходимости с колес-
ной формулой 8x8.
В редукторе МАЗ цилиндрическая пара шестерен распо-
ложена в отдельном картере. В приводе мостов вместо меж-
осевого дифференциала установлен самоблокирующийся ме-
ханизм свободного хода клинового типа.
Мостовые разнесенные передачи. Передачи этого типа
обеспечивают реализацию большого передаточного числа при
малых габаритах и весе центрального редуктора. Поэтому
они применяются на автомобилях высокой проходимости, у
которых должен быть большой дорожный просвет (МАЗ-537,
БТР-60П и др.), а также на транспортных автомобилях боль-
474
шой грузоподъемности (МАЗ-500, БелАЗ-525) и тягачах
(МоАЗ-546, МАЗ-538).
Примеры конструкций разнесенных главных передач
представлены на рис. Х.11 и Х.12. Конструкция главной пе-
редачи переднего ведущего моста автомобиля МАЗ-502
(рис. Х.11) состоит из центрального конического редуктора/
и двух цилиндрических бортовых редукторов 5, картеры ко-
торых крепятся к балке 4 моста. Передача момента от цен-
трального редуктора к бортовым редукторам осуществляется
через полуоси 2.
Рис. Х.9. Двойной редуктор главной передачи с цилиндрической нарой ше-
стерен на входе
В главной передаче переднего моста четырехосного авто-
мобиля МАЗ (рис. Х.12) связь между первой частью (цен-
тральным коническим редуктором /, установленным на ра-
ме 2) и второй частью передачи (колесными планетарными
редукторами 4) осуществляется через карданную передачу3,
К преимуществам разнесенных передач относятся:
— реализация большой части постоянного передаточного
числа в конце силовой передачи, особенно в передачах с пла-
нетарными колесными редукторами, что позволяет значи-
тельно уменьшить вес и габариты остальных агрегатов си-
ловой передачи;
475
Рис. Х.10. Двойной редуктор главной передачи МАЗ
Ряс. X.l1. Главная передача автомобиля МАЗ-502
Рис. ХЛ2. Главная передача четырехосного автомобиля МАЗ
— высокая плотность компоновки автомобиля по высоте
(низкое расположение двигателя и других агрегатов при
большой величине дорожного просвета).
К недостаткам передачи относятся: усложнение и удоро-
жание конструкции по сравнению с двойной передачей, рас-
положенной в едином картере, большое количество деталей
(цилиндрических шестерен, подшипников и т. п.), большая
трудоемкость обслуживания.
Двухступенчатые (двухскоростные) главные передачи. Пе-
редачи этого типа применяются на специальных автомоби-
лях-тягачах, работающих постоянно с прицепами или полу-
прицепами, полная нагрузка которых изменяется в широких
пределах. Их конструкции обычно разрабатываются на базе
одноступенчатых центральных редукторов.
В конструкции автомобиля ЗИЛ (рис. Х.13) вторая сту-
пень получена путем установки на промежуточном валу 1 и
корпусе дифференциала не одной, а двух пар цилиндриче-
ских шестерен. Ведущие цилиндрические шестерни при этом
устанавливаются на подшипниках скольжения и могут соеди-
няться с промежуточным валом через зубчатую муфту 2,
Для тягачей ЗИЛ-1 ЗОВ разработан двухскоростной мост
с передаточным числом главной передачи на низшей ступени
ioi = 7,47 и на высшей ступени *оп = 5,76. Для более мощных
тягачей ЗИЛ-1 ЗОВТ передаточные числа главной передачи
увеличены до i’oi = 8,6 и /он = 6,63.
Применение этих мостов обеспечит улучшение тягово-ди-
намических свойств и топливной экономичности автопоездов
как с полностью груженым прицепом, так и с прицепом без
груза.
Однако разработанная для этих мостов конструкция двух-
скоростной главной передачи имеет значительные недостатки:
большие габариты и вес центрального редуктора, вследствие
чего уменьшается дорожный просвет машины, а также тре-
буется усиление балки ведущего моста.
Для автомобилей-тягачей МАЗ-500В, предназначенных
для работы с прицепами в тяжелых дорожных условиях, раз-
работана конструкция двухскоростпой главной передачи, ки-
нематическая схема которой приведена на рис. Х.14.
Главная передача состоит из конического редуктора и
планетарного демультипликатора. Водило демультипликато-
ра соединено с корпусом конического межколесного диффе-
ренциала. При соединении зубчатой муфтой 3 водила 2 с
сателлита 1 планетарный редуктор будет блокирован и пе-
редаточное число передачи будет равно передаточному числу
только конической пары шестерен h2 = 2,5. При соединении
зубьев сателлита / через муфту 3, выполняющую роль сол-
нечной шестерни, с неподвижным картером 4 и освобожде-
нии водила 2 планетарный редуктор будет передавать сило-
479
480
вой поток на корпус дифференциала с передаточным числом
124=1,391.
Дополнительное увеличение передаточного числа в пере-
даче МАЗ осуществляется с помощью колесных редукторов.
Рис. X. 14. Схема двухступенчатой главной передачи с
планетарным демультипликатором
Конструкция двухскоростной главной передачи с плане-
тарным демультипликатором, примененная на автомобиле
«Мерседес-Бенц», показана на рис. Х.15.
4. Расчет главных передач
Расчетные нагрузки, действующие в главной пере-
даче. Для автомобилей с одним ведущим мостом расчетный
момент определяется по максимальному моменту двигателя
при движении на первой передаче. Для многоосных автомо-
билей расчетный момент равен моменту сцепления ведущих
колес с грунтом. При этом считается, что между ведущими
мостами моменты распределяются пропорционально их сцеп-
ному весу.
По величине расчетного момента Afp на основании зави-
симостей, получаемых из геометрии зацепления зубчатой пе-
редачи, можно определить окружную Р, осевую Q и радиаль-
ную R составляющие нагрузок, действующих в зубчатом за-
цеплении.
Силы, действующие в зацеплении конической передачи.
Окружное усилие определяется по формуле
ГЛ
(Х.З)
где г* —средний радиус начального конуса шестерни
(рис. Х.16,а).
16—2921
481
Рис. Х.15. Главная передача с
планетарным демультипликатором
rx = r —sin 8 = r ~ sin 8 J,
где r — торцовый радиус;
b — длина зуба по образующей конуса;
8—половина угла начального конуса шестерни.
Осевое и радиальное усилия определяются из
геометрических зависимостей рис. Х.16, б.
Р2 = Р + $ + М
p2 = p + q + r,
или
S+JV = Q + /?,
где Q—осевая составляющая силы Р2 (рис. Х.16,г);
R— радиальная составляющая силы Р2 (рис. Х.16,г),
Из проекции составляющих S и N на горизонтальную ось
х — х и вертикальную ось у—у (рис. Х.16, в, г) получим:
Q = N sin 8 — 5 cos 8; |
/? = Wcos8 + Ssin8. j ^X-4)
Ho S = Ptgp (из ASP\P, рис. Х.16,б) и
jV=pltga = P-^- (из bPtP2N и SPtP),
где a — угол зацепления;
p — угол спирали.
Следовательно,
Q = р (&sin 8—Рcos 8)»
f (Х.5)
R = Р cos 8 + fg Рsin 8) •
_ cos 8
Если в последних двух равенствах вынести —--р- за скоб-
ки, принять tg8=i и учесть, что при изменении направления
спирали зубьев или направления вращения шестерни изме-
няется и направление силы S, то в общем виде формулы
(Х.5) примут вид:
Q = — ± SM);
= ± Zsin?)-
Знак «плюс» перед вторым членом в скобках принимается
при совпадении направления вращения с направлением спи-
рали зубьев, знак «минус» — при разноименном направлении
вращения и спирали (см. схемы па рис. Х.17).
При выводе формул знаки «плюс» приняты для осевых уси-
лий, направленных к основанию шестерни, и радиальных
усилий, направленных к оси вала.
16* 483
(Х.6)
Схема (рис. Х.17,а) применяется редко, так как она
имеет следующие недостатки:
— радиальная составляющая усилия, действующая на ве-
дущую шестерню, равная по величине осевой составляющей
на колесе (#21 = ^12), имеет большую величину, что может
приводить к прогибам колеса, имеющего большие размеры;
— осевая составляющая Qu, действующая на шестерню,
при
sin ₽ > i tg а
может быть направлена к вершине конуса, что способствует
заклиниванию зубьев.
Схема (рис. Х.17, б) получила наибольшее применение,
так как в ней радиальная составляющая /?2J мала, а осевая
составляющая Q21, несмотря на большую величину, всегда
направлена к основанию шестерни, что исключает возмож-
ность заклинивания зубьев.
Для разгрузки конических подшипников ведущего вала
от значительных осевых сил и повышения жесткости переда-
чи при сборке производится предварительный натяг подшип-
ников. Сущность предварительного натяга выясняется с по-
мощью схемы на рис. Х.18, а.
При отсутствии предварительного поджатия пружин 1 »2
зависимость между осевой силой Q и сжатием пружин f но-
сит линейный характер (пунктирная прямая на рис. Х.18,б).
Q~cf, где с —жесткость одной пружины.
Рис. ХЛ6. Схема сил. действующих
484
При наличии предварительного поджатия пружин полу-
чим зависимость Q = 2cf (сплошная кривая до точки Д), т. е.
предварительный натяг уменьшает деформацию f при дан-
ной осевой силе Q.
Выбор величины предварительного натяга подшипников
оказывает большое влияние на долговечность работы глав-
ной передачи. С увеличением натяга повышается постоян-
ство зацепления зубчатых колес и одновременно уменьшается
результирующая нагрузка на подшипники. Однако чрезмер-
ный натяг вреден, так как он может ухудшить условия ра-
боты подшипников и приведет к снижению к. п. д. передачи,
iz
г
в зацеплении конической передачи
485
т. е. в конечном счете к ее ускоренному износу. Поэтому при
регулировке подшипников натяг необходимо проверять. Для
этого определяется момент трения подшипников. Так, для
Рис. Х.17. Направление осевой силы
на ведущей шестерне в зависимо-
сти от направления спирали зуба
н вращения шестерни
конических подшипников глав-
ных передач некоторых отече-
ственных автомобилей установ-
лены следующие нормы: для
грузовых автомобилей момент
трения при поворачивании
d
Рис. Х.18. Влияние предваритель-
ного натяга подшипников на
жесткость ведущего вала главной
передачи
вала после регулировки натяга подшипников должен быть
8—12 кГ'См> для легковых автомобилей— 14—20 кГ*см.
Силы, действующие в зацеплении гипоидной передачи.
Силы определяются с учетом особенностей геометрии зацеп-
ления гипоидной переда-
чи при смещении осей
валов на расстояние Е
(рис. Х.19).
Из схемы следует, что
нормальные усилия на зубья
ведущего и ведомого зубча-
тых колес равны
Р'=_р_
2 COS pj •
Рис. ХЛ9. Силы, действующие в за<
цеплениц гипоидцой передачи
ж
3 COS
Но Р' = Р’, и следовательно, между окружными уси-
лиями, действующими на ведущее колесо Р' и на ведо-
мое Р", существует соотношение
р'__________________________р" cos Р*
Г COS р2 *
(Х.7)
Если
гх 1
ТО
cos р»
r"x cos ₽, •
При расчете осевого Q' и радиального /?' усилий, дейст-
вующих на ведущую шестерню, можно воспользоваться фор-
мулами (Х.6), подставив в них значения:
р=р = Л^.-
Г,
8 = 8,; ₽ = ?,.
При расчете осевого Q" и радиального R" усилий, дейст-
вующих на ведомое колесо, в формулы (Х.6) надо подстав-
лять значения:
cosp2-
COS ₽1 ’
8 — 82; р = р2.
В полученных при этом формулах, так же как и в форму-
лах (Х.6), для обычной конической передачи верхние знаки
будут соответствовать одноименному, а нижние — разноимен-
ному направлению вращения и направлению спирали веду-
щего колеса.
Для гипоидной передачи разноименное направление вра-
щения вала и спирали ведущего колеса также является бо-
лее приемлемым, чем одноименное. Однако выбор направле-
ния спирали ведущего колеса гипоидной передачи надо со-
гласовывать с направлением смещения Е оси вала ведущего
колеса относительно оси вала ведомого колеса.
При смещении оси вала ведущего колеса вниз
(рис. Х.20, а) спираль должна быть левой, так как только
при этом условии можно выполнить передачу с большим
углом спирали зубьев ведущего колеса, чем угол наклона
зубьев ведомого колеса (pi>р2), и тем самым получить ряд
известных преимуществ гипоидной передачи. Соответственно
при смещении ведущего колеса вниз желательно направле-
ние вращения ведущего вала принимать правое. При смеще-
487
нии вверх (рис. Х.20, б) условие pi>₽2 выполняется при пра-
вом направлении спирали зубьев ведущего колеса.
Чтобы осевая сила Q' была направлена к основанию ве-
дущего колеса, направление его вращения должно быть
левое.
Рис. Х.20. Направление осевой силы, действующей на ведущий вал
гипоидной передачи
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.
Червячное зацепление рассчитывается по формулам:
— окружное усилие на колесе Рк или осевое Q4 на чер-
вяке
дл
PK^-~ = Q4-, (Х.8)
'к
— радиальное усилие на червяке и на колесе
/?K = /?4 = PKtga; (Х.9)
— осевое усилие на колесе QK, равное окружному уси-
лию на червяке Рч, с учетом трения скольжения в зацепле-
нии
QK = P4 = ^tg(X4 + p), (Х.10)
где Хч—угол подъема витков на червяке:
р — угол трения;
Л/р — расчетный момент;
гч — средний радиус, червяка.
Нормальное давление (усилие) при cos(X4+'p)~cosX4
будет
Р —_____£1— —_____________________—______ (XII)
cos Х4 cos a (os X, cos a г, cos X, cos a ' ’ '
488
Направление усилий в червячной передаче определяется
так же, как и в зубчатой.
Расчет элементов зацепления и валов главной передачи
на прочность. Зубчатые колеса работают в условиях высо-
ких динамических нагрузок и переменных скоростей. Опыт
эксплуатации показывает, что ведущие конические шестерни,
размеры которых ограничены вследствие необходимости соз-
дания больших передаточных чисел, относятся к одним из
наиболее быстро изнашиваемых деталей силовой передачи.
Поэтому их изготовляют из высококачественных легирован-
ных и высоколегированных сталей марок 20ХНМ (ГАЗ),
ЗОХГТ (ЗИЛ), 12ХНЗА и 20ХНЗА (МАЗ). Эти стали цемен-
тируются на глубину 0,9—1,5 мм в легковых автомобилях и
1,2—1,8 мм в грузовых автомобилях. После закалки твер-
дость на поверхности зубьев HRC 58—64 обеспечивает их
высокую износостойкость.
Твердость сердцевины у основания зубьев HRC 26—35
обеспечивает вязкое сопротивление ударным нагрузкам и вы-
сокую прочность на изгиб.
В автомобилестроении зубчатые колеса рассчитываются
на прочность (надежность) зубьев при изгибе и на контакт-
ную прочность поверхности зубьев (износ, заедание) по ме-
тодам, принятым в общем машиностроении.
Напряжение изгиба определяется по формуле
а" ~ ~ rxybtsx cos 3 ’ (X. 12)
где у — коэффициент, учитывающий форму и число
зубьев;
Ь—ширина зубьев по образующей конуса;
/Нд. — нормальный шаг в среднем сечении начального
конуса.
Коэффициент у определяется в функции числа и формы
зубьев по таблице, приведенной в главе IV. Поскольку эта
таблица составлена применительно к прямозубым цилиндриче-
ским шестерням, то при расчете конических шестерен учиты-
вается не действительное число Z зубьев, а условное число Z3
цилиндрической шестерни, эквивалентной по прочности рас-
считываемой конической.
Величина Z3 определяется по формуле
~ cos’ ₽ cos в ‘ (Х.13)
Нормальный шаг в среднем сечении конуса может быть
рассчитай по формуле
= 17sin cos
где —торцовый щаг по основанию начального конуса.
499
Практически удобно пользоваться формулой (Х.12), пред-
ставленной в виде
Мр1^Р+1 , ,v1..
°н “ К'ИнО' (1 - 0.5W2 (Х’ )
где Фк = 4';
ти — модуль нормальный;
г = tg 8;
L —конусное расстояние.
Формула (Х.14) может применяться как при поверочных
расчетах существующей конической передачи, так и при про-
ектировании новой передачи. В последнем случае по этой
формуле определяются искомые конструктивные парамет-
ры: тп или =
Допустимые напряжения зависят от материала, термооб-
работки, характера нагружения зубьев (в одну или в обе
стороны), режима работы передачи, формы переходных кри-
вых и качества поверхности зубьев в этом месте. Соответст-
венно они рассчитываются по формулам:
— для пульсирующего характера изменения нагрузки
|”-1=Чжг'<р' (хл5)
— для знакопеременной нагрузки
(Х.16)
где с =8000-5-12000 кГ^м1 для термически обработанных
легированных сталей;
п—коэффициент запаса прочности, который для ше-
стерен главной передачи принимается равным
2,0—3,0;
Кя— коэффициент концентрации напряжений, равный
1,1 —1,7;
Кр—коэффициент режима работы передачи.
Коэффициент КР определяется по формуле
«.17)
где А^ц — число циклов нагружения за принятый срок служ
бы зубчатой передачи до разрушения.
Контактные напряжения рассчитываются по формуле
Л- = 0,4|8/(Х.18)
490
где
____ • 1-r •
Р1 COS2 Pt COS &t ’
____ r 2 Г
‘ 2 COS2 p2 COS &2 ’
Напряжения, рассчитанные по формулам (Х.14) и (Х.18),
в выполненных конструкциях конических передач со спираль-
ным зубом составляют на первой передаче: аи = 7000-е-
-J-9000 кГ/см2, К= 150004-25 000 кГ/см2.
Рис, Х.21. Схемы установки ведущих валов главной передачи
Валы главной передачи рассчитываются на прочность и
на жесткость. Жесткость должна обеспечивать постоянство
условий зацепления зубчатых элементов при передаче боль-
ших нагрузок.
Жесткость валов зависит от их длины, момента инерции
сечений, а также от типа и расположения подшипников вала.
Типовые схемы установки валов главных передач представ-
лены на рис. Х.21.
Схема рис. Х.21, б с креплением вала па подшипниках,
расположенных по обе стороны шестерни, является с точки
зрения жесткости передачи лучшей, чем схема рис. Х.21, а.
Однако она конструктивно сложнее и применяется в основ-
ном в одинарных главных передачах.
Схема рис. Х.21, а с консольным креплением вала на двух
подшипниках применяется в двойных главных передачах.
К основным мероприятиям, направленным на повышение
жесткости главной передачи, относятся:
— увеличение расстояния между опорами, расположен-
ными с одной стороны шестерни;
— уменьшение расстояния между опорами (п + 6), распо-
ложенными по обе стороны шестерни (схема на рис. Х.21, б),
491
и уменьшение консоли (схема на рис. Х.21, а); с этой целью
конические подшипники следует располагать так, чтобы вер-
шины их конусов были обращены внутрь вала, навстречу
один другому.
Для повышения жесткости пе-
редачи необходимо также увели-
чивать плотность посадки подшип-
ников на валу и в корпусе, приме-
нять предварительный натяг и не
допускать большого износа под-
шипников. Этому требованию
удовлетворяют роликовые кониче-
ские подшипники, обладающие
повышенной грузоподъемностью.
Шарикоподшипники, не требую-
щие регулировки, из-за меньшей
грузоподъемности применяются в
основном только на малолитраж-
ных автомобилях.
Рис. Х.22. Допустимые про-
гибы и перемещения зубча-
тых колес главной передачи
Прогиб ведущих валов рассчитывается по формулам:
для валов с креплением по схеме рис. Х.21,б:
— прогиб в горизонтальной плоскости
= Р з (д + />) EJ ’ (X. 19)
— прогиб в вертикальной плоскости
У* — R 3 (а 4 b) EJ 3 (а + b) EJ ’ (Х.20)
— угол поворота сечения / — /
__л2 — аb 4- Ь2 , р ab (b a) t /у д i \
Т ~ 3(а + 6) * Р 3 (д + b) EJ ’ (Х.21)
для валов с креплением по схеме рис. Х.21,а:
— прогиб в горизонтальной плоскости
У' = р ЬЧзеЛ' (*-22)
прогиб в вертикальной плоскости
= <Х'23>
угол поворота сечения / — I
__ п Ь-(2а+ЗЬ) ~ + ЗЬ (Х24Л
V — R 6EJ ”Г* ЗЕ J •
где Р, R и Q — окружная, радиальная и осевая составляю-
щие усилий на зубьях ведущей шестерни.
Допустимые прогибы и перемещения валов под нагрузкой
в трех направлениях указаны на схеме рис. Х.22.
492
5. Дифференциалы
При повороте двтомобиля или при движении по
неровностям дороги ведущие колеса проходят разные пути.
Поэтому связь между колесами должна быть дифферен-
циальной, т. е. должна иметь две степени свободы. В этом
случае каждое колесо независимо друг от друга может про-
ходить свой путь. При этом к колесам всегда подводится
ведущий крутящий момент. Эти функции выполняет меха-
низм с двумя степенями свободы, получивший наименование
«дифференциал».
Иногда дифференциалом называют муфту свободного
хода, которая при повороте автомобиля отключает передачу
силового потрка на колеса забегающего борта. Никаких при-
знаков дифференциала в этой муфте нет. Поэтому ее на-
зывать дифференциалом неправильно. Ниже, однако, мы рас-
сматриваем кроме дифференциалов также и муфты свобод-
ного хода, поскольку они заменяют дифференциал (конечно,
не во всех его функциях, например, муфта не передает мо-
мент на оба колеса при различных скоростях их вращения).
В силовой передаче многоприводных автомобилей диф-
ференциалы устанавливаются не только в ведущих мостах
(межколесные дифференциалы), но также между мостами
или тележками мостов (межосевые и межтележечные диффе-
ренциалы) и между бортовыми приводами (межбортовые
дифференциалы). В полноприводных шарнирно-сочлененных
машинах и активных поездах они устанавливаются также
между силовыми приводами отдельных звеньев машины
(межзвеньевые дифференциалы).
Назначение всех перечисленных дифференциалов то же,
что и межколесных: они должны создавать дифференциаль-
ную связь между различными частями силового привода. По-
этому здесь мы рассматриваем их общие свойства наряду
с межколесными дифференциалами.
Дифференциалы классифицируются по сле-
дующим признакам:
— по кинематическим свойствам — симметричные и не-
симметричные;
— по величине внутреннего трения или коэффициента
блокировки — с малым внутренним трением (Кб = 0,05-5-0,2);
с повышенным внутренним трением (Кб=0,254-0,8); с пол-
ной блокировкой (Ко =1,0);
— по способу блокировки — с принудительной блокиров-
кой; самоблокирующиеся (частично или полностью);
— по конструктивным признакам — зубчатые (шестерен-
чатые) конические и цилиндрические; зубчатые с дополни-
тельными фрикционными муфтами; зубчатые с гидравличе-
скими или гидромеханическими муфтами; червячные; кулач-
493
ковые (с радиальным или осевым расположением кулачков).
В автомобилях высокой проходимости вместо дифференциа-
лов иногда применяют механизмы свободного хода ролико-
вого или клинового типов.
К конструкции всех типов дифференциалов предъявляют-
ся такие требования. Они должны:
— обеспечивать распределение крутящих моментов по ве-
дущим колесам (мостам, бортам) в соответствии с их тяго-
выми возможностями по условию сцепления с дорогой;
— иметь высокий к. п. д.;
В
Рис. Х.23. Кинематические схемы дифференциалов
— обеспечивать хорошую управляемость и устойчивость
автомобиля при движении по дорогам с неравномерным
коэффициентом сцепления,, на поворотах и при движении по
неровностям дороги;
— иметь малые габариты и вес;
— иметь высокую надежность и износостойкость при не-
обходимых значениях коэффициента блокировки.
Напомним (см. «Теория») основные закономерности, ко-
торым подчиняется работа дифференциала.
На рис. X 23 представлены кинематические схемы диф-
ференциалов двух типов: симметричного (Л) и несимме-
тричного (Б), и их схема СП (В).
Силовой поток состоит из узловых точек: узловой точки
идеального дифференциального механизма (УТ-а), кинетиче-
ских узловых точек (УТ-б и УТ-e), описывающих потери в ме-
ханизме, возникающие вследствие трения и приведенные к
полуосевым шестерням механизма (/ и 2), и разветвляющих
точек.
494
Моменты трения в УТ-б и УТ-в можно привести к одной из
полуосей и обозначить через Mt. Тогда мощность трения бу-
дет Nt = — (юг — <оо)М(. Здесь ось 2 забегающая.
Кинематика дифференциала выражается уравнением
“i ~ zi2w2 + Цг — 1) “о = О» (Х.25)
где
_________
*12 — Z, ’
(Х.26)
здесь Z\ и Zz — числа зубьев полуосевых зубчатых колес.
Если дифференциал симметричный, то Zi=Z2 и fJ2==— 1-
Отсюда
“1 + ю2 ______ ,,
2 О'
(Х.27)
Для несимметричного дифференциала Z2>Zi и, следо-
вательно, —1.
Допустим, что поток водила условно заторможен. Тогда
можем составить для СП уравнение относительных (по от-
ношению к водилу) мощностей:
+ /И2(02 — ^1Ш'2 = О,
или, поделив на wj, получим
/;2/И1 + М2 — Mt = 0. (а)
Здесь —внутреннее передаточное число (передаточное
число между полуосями / и 2 при неподвижном водиле).
Кроме того, имеем уравнение равновесия СП
М, + Л!2 + Л1о = О. (б)
Решая уравнения (а) и (б), находим:
/И( = .
*12 ~ 1
т2 — - .
1 ~ *12
Если дифференциал симметричный, то моменты на полу-
осях будут:
*=-4('-^)=-4-о-м (Х59>
где Кс — коэффициент блокировки дифференциала;
/г _ л,‘
К*~Ца'-
495
Отсюда следует, что при Кб =/= 0 по абсолютной величине
|Mi|>|M2|- Таким образом, трение в дифференциале^)
его частично блокирует.
При несимметричном дифференциале, даже прене-
брегая трением, согласно формулам (Х.28) будем иметь
|Л12|>|ЛТ1] за счет |zj2|>l. В зависимости от того, ка-
кой сцепной вес имеют ведущие мосты, можно подобрать
соответствующее i\v при котором отношение моментов М\
и М% будет равно отношению сцепных весов. В этом случае
первое требование будет выполняться.
6. Типовые конструкции дифференциалов
и их расчет
Зубчатые конические и цилиндрические дифферен-
циалы с малым внутренним трением. Конструкция кониче-
ского дифференциала показана на рис. Х.24. Дифференциал
Рис. Х.24. Конический дифференциал
состоит из разъемного корпуса 1 (водила) с крестовиной 2,
сателлитов 3, установленных на шипах крестовины, и двух
полуосевых шестерен 4. Количество сателлитов на диффе-
ренциалах грузовых автомобилей — четыре, легковых два.
Корпус дифференциалов с двумя сателлитами может быть
неразъемным, что обеспечивает его высокую жесткость.
49$
Полуосевые шестерни чаще всего соединяются с полуося-
ми шлицованным соединением, реже изготовляются заодно
с полуосями (автомобили ГАЗ-69, М-21 и др.).
Для повышения срока службы дифференциала между
торцами сателлитов и полуосевых шестерен устанавливают
бронзовые или стальные шайбы. Твердость шайб меньше, чем
корпуса и затылочных поверхностей шестерен, что предохра-
няет от износа указанные детали. Замена шайб позволяет
восстанавливать правильное зацепление сателлитов с полу-
осевыми шестернями.
На некоторых автомобилях («Татра-801», «Стирлинг»
и др.) применяют симметричные цилиндрические дифферен-
циалы. Цилиндрический дифференциал автомобиля «Тат-
ра-801» устанавливается перед главной конической переда-
чей (рис. Х.25).
Рис. Х.25. Цилиндрический дифференциал, устанавливаемый перед глав-
ной передачей
Дифференциал, конструктивная схема которого показана
на рис. Х.26, устанавливается после главной передачи.
Число зубчатых колес у этих дифференциалов получается
большим, чем у конических; поэтому при одинаковом пере-
даваемом моменте они имеют ббльшие размеры по диаметру.
Определим коэффициент блокировки конического диффе-
ренциала.
Согласно формулам (Х.29) моменты на полуосях симме-
тричного дифференциала равны:
^=4^(1 + ^);
497
Для определения коэффициента блокировки (Кб) необхо-
димо определить момент трения Mt, так как
В свою очередь для определения ЛЬ необходимо знать
силы, действующие в полюсах зацепления шестерен.
Согласно рис. Х.27 имеем:
— суммарное окружное усилие
(Х.ЗО)
с гхп
где гхп—средний радиус начального конуса полуосевой ше-
стерни;
Рис. Х.26. Цилиндрический дифференциал, устанавливае-
мый после главной передачи
498
— осевое и радиальное усилия:
Qc = Рс igacosB,; |
Rc = Pc tg « sin 5b |
где
Qc = (Qc + Qc) — Pti>
Rc = (R'c + R'c)Ze = Qn,
где Zc — число сателлитов.
(Х.31)
ГсАР.
Рис. Х.27 Схема сил, действующих в коническом дифференциале
Индекс «штрих» относится к забегающему колесу, а «два
штриха» — к отстающему колесу.
Величина момента трения на торцах сателлитов и полу-
осевых шестерен будет равна
Д/J^ = QcP^cp. с h /?сКср. п» (а)
или после подстановки значений Qc и Rc из формулы (Х.31)
в формулу (а)
Mt = Мо Г- (Гер. С -ф- sin а, + гСр п COS ) П (Х.32)
L гхп V J / J
499
где выражение в скобках представляет собой коэффициент
блокировки (без учета трения в зубчатом зацеплении и па
осях сателлитов).
К6 = (rcp. с -f - sin 8, + rcp. „ cos 8t) . (X.33)
Из формулы (Х.ЗЗ) видно, что коэффициент блокировки
конического дифференциала при р,=const не зависит от пе-
редаваемого момента и относительных угловых скоростей по-
луосей. На него оказывают влияние только конструктивные
размеры деталей дифференциала: средние радиусы затылоч-
ных поверхностей сателлитов гСр.с и полуосевых шестерен
>ср.п, передаточное число -ф-, угол конуса 281 и коэффициент
трения р.
Величина коэффициента блокировки конических и цилин-
дрических дифференциалов не превышает 0,1—0,15. При этом
отношение моментов на полуосях будет Mi:М2 = (1 + Къ):
: (1—Кб) = 1,22-7-1,35. С точки зрения повышения проходи-
мости автомобиля эта величина ощутимая, но не всегда до-
статочная. Если одно колесо попадает в жидкую грязь или
на гололед, то момент на этом колесе будет ничтожно мал,
а увеличение момента, подводимого к другому колесу, на
10—15% едва ли сможет вывести машину из застревания.
Здесь нужна большая блокировка дифференциала и, может
быть, даже полная (Кб=1). Наиболее простым способом
полной блокировки является блокировка с помощью зубча-
той муфты 1 (рис. Х.28).
Блокировка зубчатой муфтой возможна или на стоянке
или при прямолинейном движении машины, когда нет отно-
сительного вращения полуоси, на которую надета муфта,
и корпуса дифференциала 2. В противном случае в передаче
будет жесткий удар. При буксовании автомобиля на скольз-
кой дороге полуоси (колеса) всегда вращаются относитель-
но водила. В этом случае пользоваться непосредственно
муфтой нельзя: надо сперва выключить сцепление и только
после этого включить блокирующую муфту и потом снова
сцепление.
Постоянное движение с включенной блокирующей муфтой
может привести при повороте или на неровностях дороги
к поломке полуосей или других деталей ведущего моста.
Поэтому включение блокирующей муфты необходимо произ-
водить принудительно с помощью кнопки (клавиши) с воз-
вратной пружиной. Дифференциал должен блокироваться
только тогда, когда водитель нажимает на кнопку. После
прохождения труднопроходимого участка пути кнопка отпу-
скается и блокировка дифференциала автоматически прекра-
щается.
500
Такое управление блокировочного дифференциала тре-
бует от водителя определенного навыка.
Управление блокирующей муфтой может быть механиче-
ское, пневматическое, гидравлическое или электрическое.
Рис. Х.28. Конический дифференциал с принудительной блокировкой зуб-
чатой муфтой
Пневматические и электрические дистанционные приводы
применяются на многоприводных автомобилях (МАЗ с меж-
осевым дифференциалом, «Татра-137», «Татра-138», «Хен-
шель Н8-125», «Заурер 2ЭМ», «Мерседес-Бенц» модель 377
и др.).
Конические дифференциалы с фрикционными блокирую-
щими муфтами. В зависимости от способа создания нормаль-
ного давления на дополнительных фрикционных элементах
эти дифференциалы делятся на две группы:
— с дополнительными муфтами, нормальное давление на
поверхностях трения которых создается за счет осевых сил,
возникающих в зубчатом зацеплении дифференциала;
— с дополнительными муфтами с постоянной величиной
нормального давления.
К первой группе относятся дифференциалы: «Турнама-
тик» фирмы Ле-Турно Вестингаус (США), «Торнтон Паур-
501
Лок» (США) и др. Этот дифференциал отличается от обычно-
го конического дифференциала тем, что в нем кресто-
вина заменена двумя осями 1 (рис. Х.29) и 6, соединенными
между собой и с водилом 5 дифференциала через V-образ-
ные кулаки, а также тем, что на торцах полуосевых шесте-
рен 3 этих дифференциалов устанавливаются фрикционные
конусы 2 или диски 7 и 8.
Момент внутреннего трения с учетом нормального давле-
ния, возникающего в зубчатом зацеплении, и давления со
стороны V-образных скосов (кулаков) на осях сателлитов 4
для дифференциала с конусными чашками равен
+ + ’ (Х.34)
где гк—средний радиус конусной поверхности чашки;
у— половина угла при вершине конуса чашек;
₽ — угол скоса на осях сателлитов;
гт— средний радиус торцовой поверхности трения ко-
нусных чашек.
Первое слагаемое равно моменту трения на торцовых
поверхностях сателлитов и конусных чашек полуосевых ше-
стерен при действии нормального давления со стороны зуб-
чатого зацепления, а второе — трению на торцах и конусах
чашек под действием давления со стороны V-образных ско-
сов.
Коэффициент блокировки при этом равен
<х-35>
Как и у простых конических дифференциалов, величи-
на Кб рассматриваемой конструкции также зависит только
от размеров поверхностей трения и коэффициента р и не за-
висит от передаваемого момента (Мо) и относительной ско-
рости (coi—CD2).
К коническим дифференциалам с постоянно включенны-
ми фрикционными элементами относятся межколесные диф-
ференциалы двух передних мостов МАЗ (рис. Х.ЗО).
В дифференциале автомобиля МАЗ момент трения соз-
дается не только за счет нормального давления со стороны
зубчатого зацепления, но и пружинами /, установленными с
предварительным натягом на шипах крестовины 2.
502

а
Рис. Х.29. Дифференциал повышенного трения с фрикционными
конусами
При этом момент трения равен
+ (Х.36)
где М'— момент трения, пропорциональный передаваемом
моменту;
М* — момент трения от давления пружин, установлен-
ных на осях сателлитов.
Величина М’ постоянная и не зависит от Мо-
Рис. Х.ЗО. Дифференциал повышенного трения МАЗ
В дифференциале, кинематическая схема которого приве-
дена на рис. Х.31, дополнительный момент трения М( соз-
даётся муфтой Мф, имеющей сжимающую пружину и редук-
ционную связь с полуосями:
= + (х.37)
где ip — передаточное число редуктора.
В дифференциале фирмы Тимкен (РИС- Х.З?) муфта I
установлена на одной из полуосей*
504
Рис. Х.31. Схема дифференциа-
ла повышенного трения с фрик-
ционной муфтой, имеющей ре-
дукционную связь с полуосями
Рис. Х.32. Дифференциал фирмы Тимкен
505
Рис. Х.ЗЗ. Кинематические схемы червячного диффе-
ренциала
Рис. Х.34. Червячный дифференциал
506
При этом суммарный момент трения и коэффициент бло-
кировки равны:
м,=м; + м;;
, Mt
(Х.38)
Червячный дифференциал. На рис. Х.ЗЗ представлены две
кинематические схемы червячных дифференциалов. В схеме
(рис. Х.ЗЗ, а) на цолуосях дифференциала установлены чер-
вячные колеса 1 и 5. С колесами в зацеплении находятся
червяки 2 и 4, Одновременно червяки сцепляются с червяч-
ными сателлитами 3. При вращении коробки сателлитов
(водила), если на полуосях приложены равные моменты,
весь механизм вращается как одно целое. Если моменты не
равны, то при определенной разности моментов появляется от-
носительное вращение червячных колес и червяков по отно-
шению к водилу (а также друг к другу).
В схеме (рис. Х.ЗЗ, б) сателлиты отсутствуют; полуосевые
червячные колеса 1 и 5 сцеплены с червяками 2 и 4, которые
находятся в зацеплении между собой. Эта схема проще пре-
дыдущей.
На рис. Х.34 представлена конструкция червячного диф-
ференциала, выполненная по схеме рис. Х.ЗЗ, а, где 1 и 4
(рис. Х.34)—полуосевые червячные колеса; 2 — червяк, вы-
полняющий роль промежуточного сателлита; 3 — сателлит.
Коэффициент блокировки
червячного дифференциала оп-
ределяется следующим образом.
Допустим, что водило условно оста-
новлено, поток относительной мощности
идет от полуоси 1 (рис. Х.35) к полуоси 2;
часть потока (полуоси /) рассеивается
на внутренние потери. Тогда можем на-
писать
__ 442w2 _ М2
2г
Рис. Х.35. Схема си-
лового потока диффе-
ренциала при останов-
ленном водиле
Но z'21=—I’ Согласно формулам (Х.29) Mi:М2= (1 + Кб):
: (1—Кб) - Отсюда коэффициент блокировки будет
1 Ч л
(х-39>
где ?]д — к. п. д. червячного дифференциала.
Величина определяется, если при неподвижном водиле
подводить мощность к одной полуоси и снимать с другой,
или согласно рис. Х.ЗЗ, а
= "*112 Чл (Х.40)
607
Здесь обратный к. п. д. червячной пары с ведущим чер-
вячным колесом и ведомым червяком равен
__ _ (Р р) (v 41 \
*112— Лз4 fg р »
где р — угол наклона витков червяка;
р —угол трения.
Прямой к. п. д. червячной пары с ведущим червяком и ве-
домым червячным колесом равен
*123 = *145 = tg(P+ р) • (Х>42)
Зависимость Кб=/(Р) имеет вид, представленный на
рис. Х.36. При 0—40° Кб имеет минимальное значение. Реко-
Рис. Х.36. Зависимость коэффициента бло
кировки червячного дифференциала от угла
наклона червяка
мендуется угол £ принимать 20—30°, чтобы при износе диф-
ференциала коэффициент блокировки несколько уменьшался
и тем самым исключалась возможность самоблокировки чер-
вячной пары.
Угол трения р определяется из формулы
F = tgP.
где р — коэффициент трения, равный 0,084-0,15.
Самоблокирующийся червячный дифференциал может
иметь очень высокое значение коэффициента блокировки
= 0,7-:-0,8, что дает отношение моментов Mi: 442== 5,654-9.
При таком отношении моментов к. п. д. дифференциала 1^=
= 0,14-0,17. Дифференциал будет быстро изнашиваться.
608
При меньших значениях коэффициента блокировки (Кб =
= 0,44-0,5) срок службы червячных дифференциалов может
быть повышен до необходимых пределов. Однако, несмотря
на это, применение червячных дифференциалов весьма огра-
ничено из-за сложности их конструкций, высоких требова-
ний к точности изготовления зубчатых пар и необходимости
применения для них дорогостоящих качественных материа-
лов: бронзы — для зубчатых колес, высоколегированных ста-
лей— для червяков.
Кулачковые дифференциалы. Различные модификации ку-
лачковых, или сухарных, дифференциалов делятся на два
типа:
— с радиальным расположением одного или двух рядов
кулачков;
— с осевым расположением одного или двух рядов ку-
лачков.
Наиболее совершенные конструкции дифференциалов с
радиальным расположением двух рядов кулачков применя-
ются в настоящее время на отечественных автомобилях
ГАЗ-66, БТР-60П, немецком автомобиле МАК и др.
Ведущей частью этого дифференциала является сепара-
тор 1 (рис. Х.37), выполненный в виде цилиндрического при-
лива в левой половине корпуса (водила) дифференциала.
К ведомым элементам относятся две полуосевые кулачковые
шайбы (звездочки). Левая шайба 2 с двумя рядами кулач-
ков, нарезанных на ее наружной поверхности, соединена по-
средством шлицев с левой полуосью. Правая шайба 3 с од-
ним рядом удлиненных кулачков на внутренней поверхности
соединена с правой полуосью. Связь между сепаратором и
кулачковыми шайбами осуществляется через два ряда су-
харей 4, распдложенных в цилиндрических отверстиях сепа-
ратора (по 12 сухарей в каждом ряду).
Принцип действия кулачкового дифференциала заклю-
чается в следующем.
При одинаковых угловых скоростях по-
луосей (колес) сухари, выполняющие в данном дифферен-
циале роль сателлитов, неподвижны относительно сепарато-
ра и кулачковых шайб. Своими концами они опираются на
профилированные кулачки и передают окружные силы
к полуосям.
При этом в передаче усилий участвуют не все сухари,
а только те, которые в соответствии с направлением враще-
ния сепаратора входят в клин, образованный поверхностями
кулачков наружной и внутренней шайб (например, сухари
кулачкового ряда, расположенного в сечении А—А). Чтобы
исключить холостой ход дифференциала, который возможен
в случае, если все сухари будут находиться в нерабочем по-
ложении (см., например, положение сухарей кулачкового
509
ряда, расположенного в сечении Б — 5), кулачки внутренней
шайбы в дифференциале ГАЗ располагаются в два ряда со
сдвигом одного ряда по отношению к другому на величину
шага их: нарезки. Сухари устанавливаются в сепараторе так-
же в даа ряда. Число сухарей в каждом ряду равно сумме
числа кулачков на внутренней и наружной шайбах. Сдвиг
сухарей одного ряда относительно другого равен расстоянию
между вершинами смежных сухарей или половине шага на-
резки кулачков.
При этом в передаче усилий от сепаратора к ведомым
кулачковым шайбам всегда будет участвовать не менее по-
Рис. Х.37. Двухрядный кулачковый дифференциал ГАЗ с радиальным рас-
полджением кулачков
ловины числа кулачков, расположенных в одном из рядов
(в дифференциале ГАЗ — шесть кулачков).
В случае когда угловые скорости неоди-
наков ы, сухари передают окружные усилия и одновре-
менно перемещаются в радиальном направлении, обеспечи»
вая подобно сателлитам зубчатых дифференциалов согласо-
вание скоростей вращения полуосей и корпуса кулачкового
дифференциала.
При этом кинематика кулачкового дифференциала и рас-
пределение моментов между полуосями существенно зависят
от профиля кулачков.
В двухрядных дифференциалах (ГАЗ) с одинаковым чис-
лом кул ачков на внутренней и наружной шайбах профили
сухарей и кулачков обычно образуются дугами окружностей,
радиусы которых подбираются так, чтобы внутреннее пере-
510
даточное число дифференциала было постоянным и равня-
лось
где и' и — угловые скорости полуосей при остановлен-
ном водиле.
Тогда согласно выражениям (Х.27) и (Х.28) для этого
типа дифференциала получим уравнение кинематики
Н" W2 =
и формулы для определения моментов на отстающей и за-
бегающей полуосях
М, = - + = - 4^ (1 + К6);
М2 = - (1 _к6\
(Х.43)
которые ничем не отличаются от соответствующих выраже-
ний, полученных ранее для симметричного зубчатого диффе-
ренциала. Кулачковый дифференциал отличается от зубча-
того большим внутренним трением, а следовательно, и боль-
шим коэффициентом блокировки.
Для определения величины коэффициента блокировки
кулачкового дифференциала в зависимости от его геометри-
ческих параметров и коэффициента трения р рассмотрим
схему сил, действующих на сухарь в случае, когда наружная
кулачковая шайба является отстающей, а внутренняя — за-
бегающей (рис. Х.38).
На рисунке Л/о и То—нормальная и касательная (сила
трения) составляющие равнодействующей /?0, приложенной к
сухарю со стороны направляющего кольца; /?ь Л/ь 7\ и /?з»
Л — равнодействующие и соответствующие составляю-
щие реакций давления со стороны наружного и внутреннего
кулачков.
Составим многоугольник сил и реакций, действующих на
сухарь, и определим суммарные проекции R{ и R? на ось
X— X реакций со стороны забегающей и отстающей кулач-
ковых шайб. Получим:
Р2 = R2 sin (а2 — <р); 1
Р} = /?! sin + ф), (
где ai и аз — углы профилей наружной и внутренней обойм;
ср— угол трения.
Согласно теореме синусов из треугольника ОСД имеем
_____________________________R*_________ Ro . z
8in[90°-(a2-2<p)] sin [90° — (aj + 2<j>)] sin (a, + a2) ‘
511
После подстановки значений Ri и /?2 из формулы (б) в
формулу (а) получим выражение крутящих моментов на за-
бегающей и отстающей полуосях:
-R. г, Sin - П j
= sM^-.:.-2AriSin(a| + T). '
Принимая /i2= —L найдем выражение коэффициента мо-
ментов
„ — — CQS —2?) sin (ai + ?) А (X 451
cos («! 4- 2<?) sin (а2 — ?) А * ' '
Рис. Х.38. Схема сил, действующих на сухарь кулачкового дифферен-
циала
На основе этого выражения определяется искомый коэф-
фициент блокировки Кб-
Кб~ 1 +Лд‘
Если отстающей будет не наружная, а внутренняя кулач-
ковая шайба, то в формулу коэффициента блокировки необ-
ходимо подставлять другое значение к. п. д.:
IT ^2 COS (а, — 2<р) sin (а2 + у) Г2 ,у ,г а\
cos(a2+2y)sin(a1-y)” г, * ’ '.ЛАО,а>

512
Коэффициенты Кл и неодинаковы, что является недо-
статком дифференциалов с радиальным расположением ку-
лачков. Однако при правильном выборе размеров дифферен-
циала указанная разница может быть небольшой.
В большей степени этот недостаток относится к конструк-
циям однорядных дифференциалов с радиальным располо-
d
Рис. Х.39. Однорядный кулачковый дифференциал с радиаль-
ным расположением кулачков
жением кулачков, получившим распространение на легких
автомобилях высокой проходимости в ФРГ. Схема а и де-
тали б дифференциала приведены на рис. Х.39.
Число кулачков на внутренней Z\ и наружной шайбах
этого дифференциала неодинаково (например, в дифферен-
циале фирмы «Цанрад-фабрик» Zi = U, Z2 —13), что необхо-
димо для увеличения количества одновременно работающих
17—2921 513
сухарей и исключения положения, при котором возможен
холостой ход механизма.
Внутреннее передаточное число при этом Сле-
довательно, однорядные дифференциалы являются кинема-
тически несимметричными.
Коэффициент блокировки Кб однорядных дифференциа-
лов с радиальным расположением кулачков находится в пре-
делах 0,35—0,50.
Рис. Х.40. Однорядный кулачковый дифференциал с осевым располо-
жением кулачков
Большую величину коэффициента блокировки (Кб — 0,5ч-
~т-0,6) могут обеспечить кулачковые дифференциалы с осе-
вым расположением кулачков ^за счет дополнительного тре-
ния на торцах кулачковых шайб). Схема а и общий вид де-
талей дифференциала с однорядным осевым расположением
кулачков приведены на рис. Х.40, где 1 разъемный корпус
дифференциала; 2— сепаратор; 3 и 4 —полуосевые кулачко-
вые шайбы; 5 —сухари.
В связи с различным числом кулачков на полуосевых
шайбах внутреннее передаточное число этого дифференциа-
514
ла также не равно минус единице и может изменяться при
относительном перемещении кулачковых шайб. Последнее
вызывает пульсацию момента на полуосях и повышенный
износ кулачковых шайб. Поэтому в настоящее время одно-
рядные дифференциалы вытесняются двухрядными. При
двухрядном расположении сухарей в осевом дифференциале
профили кулачковых шайб обычно делают одинаковыми, что
обеспечивает i\2 ——1 и независимость коэффициента блоки-
ровки дифференциала от того, какое из колес является от-
стающим. Однако в кулачковых дифференциалах с осевым
расположение.м сухарей возникают значительные контакт-
ные напряжения в месте контакта сухарей с кулачками. По-
этому такие дифференциалы применяются в настоящее вре-
мя только на легких автомобилях.
Дифференциалы с гидравлическим сопротивлением. Для
повышения проходимости автомобиля при одновременном
сохранении хорошей управляемости и боковой устойчивости
межколесный дифференциал должен иметь переменную ве-
личину коэффициента блокировки. При повороте коэффициент
блокировки должен быть малым, а во время прямолинейного
движения при буксовании колес на мягком (скользком) грун-
те— большим.
Кулачковые, червячные и другие дифференциалы, частич-
ная блокировка которых осуществляется за счет механиче-
ского трения, этому требованию не удовлетворяют. Поэтому
в настоящее время ведутся работы по созданию дифферен-
циалов с переменным гидравлическим сопротивлением.
Принципиальная схема а и схема силового потока б та-
кого дифференциала представлены на рис. Х.41, где д~
зубчатый дифференциальный механизм, т— гидравлическая
муфта, обеспечивающая частичную блокировку колес.
В случае применения в качестве блокирующей муфты
гидравлического насоса объемного типа, прокачивающего
жидкость через калиброванные отверстия, момент сопротив-
ления Mt в дифференциале будет изменяться по квадратич-
ной зависимости от разности чисел оборотов колес («2 — «1)
или относительных оборотов полуосей л'о:
Mt = 0,25.4 (л2 - л,)’ = А ((Х.46)
где Л«— коэффициент пропорциональности, зависящий от
конструктивных параметров гидромуфты;
ла) — относительное число оборотов полуоси.
Для дифференциала, установленного в заднем ведущем
мосту двухосного автомобиля, величина п'^ может быть рас-
считана по формулам.
17*
515
Для случая движения на повороте с постоянным радиу-
сом R [л|] со скоростью v [кл(/ч]:
• vB (Х.47)
л20— 2 0,377Rr *
где В —колея, м\
г—радиус колеса, м.
в
Рис. Х.41, Принципиальная схема и схема силового потока диффе-
ренциала с гидравлическим сопротивлением
(Х.48)
При буксовании одного из ведущих колес и неподвижном
другом колесе (ш=0).
Л20 /тр
где лм—обороты двигателя, соответствующие его макси-
мальному крутящему моменту;
/тр — передаточное число силовой пеоедачн.
Расчеты по формулам (Х.47) и (Х.48) показывают, что
при движении даже на самых крутых поворотах относитель-
ные обороты полуосей не превышают 5 6 об/мин; в случае
же буксования колес они могут достигать 30 ^оот'
ветственно момент сопротивления в данном дифференциале
при буксовании колес будет увеличиваться по сравнению
с сопротивлением, возникающим на повороте, в оо раз.
Следовательно, при правильном выборе конструктивных
параметров (постоянной Л) гидравлической муфты рассмат-
риваемый тип дифференциала может обеспечить изменение
516
момента сопротивления Mt в пределах, достаточных для
того, чтобы движение автомобиля на повороте происходило
при малом коэффициенте блокировки, а по скользкой' доро-
ге— при большом (рис. Х.41,в).
Типовая конструкция дифференциала с гидравлическим
сопротивлением приведена на рис. Х.42. Гидравлическая
Рис. Х.42. Дифференциал с гидравлическим сопротив-
лением
муфта в этой конструкции выполнена в виде радиально-
поршневого насоса, блок цилиндров 1 которого соединен
с водилом зубчатого дифференциального механизма, а ку-
лачковый диск 5 — с левой полуосью 4. В цилиндрах, закры-
тых с торцов пробками 7, расположены поршни 3, которые
прижимаются к кулачкам пружинами 6, В днище каждого
517
поршня имеются калиброванное отверстие 9 и выпускной
шариковый клапан <8, в блоке цилиндров — капал 10 с вы-
пускным клапаном.
При относительном вращении корпуса дифференциала и
полуосей кулачковый диск приводит поршни насоса в воз-
вратно-поступательное движение. При движении к перифе-
рии механизма поршни сжимают жидкость в полости цилин-
дров и продавливают ее через калиброванные отверстия 9
в картер механизма. При обратном движении поршней (под
действием возвратных пружин) жидкость всасывается в по-
лость 2 цилиндров через канал 10 с впускным клапаном из
внутренней полости дифференциала. Постоянная подача
жидкости во внутреннюю полость дифференциала обеспечи-
вается специальным подпиточным насосом 11.
Момент гидравлического сопротивления в этой конструк-
ции дифференциала зависит от объемной постоянной насоса
<7н [см21об\ и перепада давления жидкости Ар[кГ/сл*2] при
прохождении ее через калиброванное отверстие:
Mt = 0,159?нДр [*Г- см]. (Х.49)
Но так как перепад давления через калиброванное от-
верстие находится в квадратичной зависимости от расхода
жидкости Q через это отверстие:
Др =
2 е-2
ТО2 РЬ 2
2^/^ W ’ /2 к’
(Х.50)
а скорость истечения жидкости через калиброванное отвер-
стие пропорциональна относительному числу оборотов ку-
лачковой шайбы
= ^^20»
то гидравлический момент сопротивления Mt данного диф-
ференциала пропорционален квадрату относительных оборо-
тов полуоси «2о:
Mt = A (/4)2>
где А — коэффициент пропорциональности.
~ 2 гг2
/1 = 0,159^^—
где у — удельный вес жидкости, кг/см^
7J6 — объемный к. п. д. насоса*
(х — коэффициент расхода;
Fn — площадь поршня, см2-,
fa — площадь калиброванного отверстия, см ;
£=9,81 м/сек2.
518
Полученные зависимости могут быть применены для рас-
чета дифференциалов с гидравлическим сопротивлением
при их проектировании. При этом необходимо иметь в
виду, что, обеспечивая благоприятную характеристику бло-
кировки, гидравлические дифференциалы этого типа обла-
дают и рядом существенных недостатков, к которым отно-
сятся:
— зависимость момента сопротивления дифференциала
от физико-механических свойств жидкости, в частности от
вязкости жидкости, которая может меняться в широких пре-
делах в зависимости от температуры;
— высокие требования к точности изготовления и к уп-
лотнению деталей гидравлического насоса;
— быстрый износ деталей гидравлического насоса, повы-
шенные требования к качеству их материалов.
В связи с этим применение дифференциалов этого типа
пока ограничено в основном экспериментальными моделями
автомобилей.
Муфты свободного хода, заменяющие дифференциалы.
Стремление обеспечить полное использование сцепного веса
автомобиля при прямолинейном движении по ровной доро-
ге и одновременно избежать циркуляцию мощности при по-
вороте, а также при движении по неровностям привело к за-
мене дифференциала муфтой свободного хода.
В автомобилях высокой проходимости получили приме-
нение роликовые и зубчатые (клиновые) муфты свободного
хода.
При кинематическом соответствии в ведомых звеньях
муфты свободного хода обеспечивают их блокировку с веду-
щим звеном и позволяют реализовать усилие в пределах от
РфпИп Д° ^\>tnax- При этом оба ведомых звена принудительно
вращаются с одинаковой угловой скоростью. При кинемати-
ческом несоответствии, когда возникает циркулирующая
мощность между ведомыми звеньями, муфта свободного хода
автоматически отключает забегающее звено (в тяговом ре-
жиме движения автомобиля). При этом тяговое усилие пе-
редается только через неотключениое ведомое отстающее
звено. Отключение забегающего колеса (ведомого звена) пре-
дохраняет детали привода от перегрузок. Однако это одно-
временно снижает использование сцепного веса при пово-
роте автомобиля, а также при движении ведущих мостов iro
поверхности разного профиля. Это является серьезным не-
достатком муфт свободного хода по сравнению с дифферен-
циалом.
Несмотря на это, муфты свободного хода все же исполь-
зуются в автомобилях в качестве заменителей межколесных
и межосевых дифференциалов.
519
Рассмотрим здесь устройство и принцип действия зубча-
той (клиновой) муфты свободного хода, применяющейся на
автомобилях МАЗ.
Ведущим элементом муфты является ведущее кольцо 1
(рис. Х.43), жестко связанное с корпусом муфты. На обоих
торцах кольца нарезаны прямоугольные, сходящиеся к цен-
тру зубья. Внутри ведущего кольца установлено центральное
опорное кольцо 2, на обоих торцах которого нарезаны зубья
с криволинейным профилем. Число и расположение зубьев
центрального кольца полностью соответствуют по шагу и
соосности зубьям ведущего кольца. От осевого перемещения
центральное кольцо удерживается стопорным кольцом 5.
Центральное кольцо имеет возможность углового перемеще-
ния в пределах зазора между боковыми поверхностями
шпонки 4 и паза на центральном кольце.
Ведомыми элементами являются две полумуфты 5, кото-
рые на внутреннем торце имеют по два ряда зубьев. Наруж-
ный ряд зубьев (силовой) зацепляется с аналогичными
зубьями ведущего кольца 1. Ширина впадин между зубьями
сделана из расчета образования бокового зазора, необходи-
мого для беспрепятственного выхода силовых зубьев при от-
ключении полумуфты.
Внутренний ряд зубьев находится во впадинах зубьев
центрального кольца и служит для отключения полумуфты
от ведущего кольца. На наружную цилиндрическую поверх-
ность внутреннего ряда зубьев полумуфты надевается раз-
резное запорное кольцо 6, которое может перемещаться по
окружности в пределах зазора между шпонкой и срезами
кольца. В осевом направлении кольцо фиксируется бурти-
ком, входящим в кольцевую канавку в полумуфте. На внут-
реннем торце кольца выполнены трапецеидальные зубья
одинакового профиля с зубьями полумуфты, но имеющие не-
сколько меньшую толщину, что сделано для облегчения вы-
ключения полумуфты.
Полумуфты прижимаются к ведущему кольцу пружина-
ми 7.
Пружины опираются наружными кольцами на ступицу
полумуфты <8, а внутренними—па стакан 9. Внешний зуб-
чатый венец ступицы полумуфты находится в зацеплении
£ внутренним зубчатым венцом. Между ступицами установ-
лена дистанционная втулка 10.
Работу муфты рассмотрим для случая, когда она заме-
няет межколесный дифференциал.
При прямолинейном движении автомобиля ведущие и ве-
домые звенья муфты свободного хода заблокированы, полу-
оси, соединенные шлицами со ступицами полумуфт 8, вра-
щаются как одно целое со скоростью ведущего кольца 1.
Крутящий момент передается через силовые зубья от веду-
520
ьо
Рис. X.43. Зубчатая (клиновая) муфта свободного хода
щего кольца на полумуфты и далее на полуоси. Расположе-
ние ведущего и ведомых элементов при этом показано на
рис. Х.44 (движение автомобиля: а — вперед, б — вперед на-
катом, в — назад, г — назад накатом). Стрелка показывает
направление вращения элемента, выполняющего роль веду-
щего в данном режиме движения.
Для поворота автомобиля требуется, чтобы внутреннее и
наружное колеса имели различные числа оборотов. В муф-
те свободного хода это обеспечивается путем отключения
забегающей пол у муфты от ведущего кольца. Отключение
Рис. Х.44. Схема взаимного расположения
силовых зубьев муфты свободного хода при
различных режимах движения
осуществляется автоматически выключающим устройством
муфты под действием окружной силы, создаваемой возни-
кающим в первоначальный период потоком циркулирующей
мощности. В начальный период выключения наружная полу-
муфта разгружается от передаваемого крутящего момента и
стремится провернуться вперед. При этом па ее зубья в точ-
ке контакта с зубьями центрального кольца (рис. Х.45) воз-
действует реактивная сила /?, составляющая которой Rq
стремится переместить полумуфту вправо. Сила R возникает
как реакция па клиновых зубьях (осевая составляющая)
окружной силы Pk и силы сжатия пружины Q. Сила Rq
постепенно возрастает, так как возрастает окружная сила
и при ее значении большем, чем значение силы сжатия пру-
жины, полумуфта начнет перемещаться вправо, дополни-
тельно сжимая пружину. При перемещении линии контакта
поверхностей зубьев центрального кольца и полумуфты бла-
годаря их выпуклому профилю составляющая действующих
сил Qnt а следовательно, и реакция Rq будут расти быстрее,
чем сила давления пружины при дополнительном сжатии
при отходе полумуфты, а составляющая Рь будет умень-
шаться. Это обеспечивает четкое срабатывание муфты сво-
бодного хода, а также исключает одновременное выключе-
ние обеих полумуфт.
522
Перемещаясь вправо, полумуфта увлекает за собой за-
порное кольцо. Выйдя из зацепления с силовыми зубьями
ведущего кольца, а затем и с зубьями центрального кольца,
полумуфта начнет свободно вращаться. При этом запорное
кольцо провернется на величину зазора между торцами сре-
за и шпонкой и его зубья станут напротив зубьев централь-
ного кольца, что обеспечивает
муфты от включения.
При выходе из поворота и
незначительном опережении по
оборотам ведущего элемента
отключенная полумуфта вме-
сте с запорным кольцом про-
вернется в обратную сторо-
ну относительно центрального
кольца,
зубьев
дут с
кольца
сжатой
войдет в зацепление с зубьями
центрального кольца и веду-
щим кольцом. Ведущие и ведо-
мые элементы блокируются.
Работа муфты свободного хода на повороте при движе-
удержание забегающей полу-

При этом вершины
запорного кольца сой-
зубьев центрального
и под действием силы
пружины полумуфта
Q
Рис. Х.45. Схема сил, действую-
щих в выключающем устройстве
муфты свободного хода
нии задним ходом или накатом аналогична рассмотренной
выше. При этом либо меняются рабочие поверхности вы-
ключающего устройства, либо ведущие элементы становятся
ведомыми.
Заметим, что резкое перераспределение мощности с двух
ведомых звеньев на одно и наоборот, т. е. разрыв силового
потока, вызывает его пульсацию, что не может не сказы-
ваться на долговечности работы силовой передачи автомо-
биля.
7. Полуоси
Передача крутящего момента от межколесного
дифференциала к ведущим колесам в зависимости от конст-
рукции подвески колес, а также от того, являются ли ко-
леса, управляемыми или неуправляемыми, осуществляется
с помощью цельных валов — полуосей или карданных пе-
редач.
Полуоси применяются в приводе ведущих неуправляемых
колес, имеющих зависимую подвеску; карданные передачи
с простыми карданными шарнирами — в приводе неуправ-
ляемых колес с независимой подвеской; карданные передачи
с синхронными шарнирами — в приводе управляемых колес.
523
Анализ конструкций карданных передач, используемых в
приводах ведущих колес, дан в гл. IX. Поэтому здесь будут
рассмотрены конструкции и методы расчета только цельных
приводных валов — полуосей.
Типы полуосей. По степени нагруженное™ радиальными
и осевыми силами и соответствующими им изгибающими
моментами полуоси (рис. Х.46) делятся на три типа:
— полуразгруженные;
— на три четверти разгруженные;
— полностью разгруженные.
Это деление полуосей условно и обусловливается в ос-
новном конструкцией внешней опоры полуоси и опоры сту-
пицы колеса на балку моста.
Полуразгружепная полуось (рис. Х.46, а) имеет
внешнюю опору, установленную внутри балки моста. При
этом со стороны колеса полуось непосредственно восприни-
мает следующие силы и моменты: в вертикальной плоско-
сти — нормальную реакцию ZK» изгибающий момент Mz от дей-
ствия нормальной реакции ZK на плече b и изгибающий
момент Му от боковой реакции Ук на плече, равном радиу-
су колеса гк; в горизонтальной плоскости — силу тяги
или тормозную силу и соответствующий ей изгибающий
момент Mi{=XKb или = Xb.
От осевой нагрузки Ук и тормозного момента М* (при
остановке автомобиля колесными тормозными механизмами)
полуось разгружена, так как сила Ук через подшипник, а
момент через тормозные колодки передаются па балку
моста.
При остановке автомобиля трансмиссионным тормозом
полуоси воспринимают наряду с перечисленными внешними
силами и тормозной момент. Полуразгруженные полуоси
имеют наиболее простую по конструкции и малую по разме-
рам ступицу колеса и поэтому широко применяются на лег-
ковых автомобилях.
Ступица обычно устанавливается на конус полуоси па
шпопке и крепится гайкой (рис. Х.47,а). В некоторых кон-
струкциях ступица вообще отсутствует. Ее заменяет фла-
нец полуоси, к которому непосредственно крепятся диск ко-
леса и тормозной барабан (рис. Х.47,б). Наружный конец
полуразгружениой полуоси опирается на шариковые ради-
ально-упорные подшипники (рис. Х.47,б), спаренные шари-
ковые или роликовые конические подшипники (рис. Х.47,я),
воспринимающие как нормальные, так и осевые нагрузки.
На три четверти разгруженная полуось
имеет внешнюю опору между ступицей колеса и балкой мо-
ста (рис. Х.46,б). При этом изгибающие моменты от реак-
ций ZK, Хк и Ук воспринимаются одновременно й полу-
524
в
Рис. Х.46. Типы полуосей
525
осью, и балкой моста. Доля нагрузок, приходящихся на
полуось, зависит от конструкции подшипника и его жест-
кости. Когда ступица устанавливается на роликовом цилин-
дрическом подшипнике большой длины (рис. Х.48), полуось
почти полностью разгружается от изгибающих моментов.
Боковая нагрузка в этой конструкции действует вдоль полу-
а
Рис. Х.47. Конструкции наружной опоры полуразгруженнон полуоси
осей и воспринимается корпусом дифференциала через полу-
осевые шестерни, которые обычно изготовляются как одно
целое с полуосями.
Полностью разгруженные полуоси имеют
внешнюю опору между ступицей колеса и балкой моста в
виде разнесенных на большое расстояние двух роликовых
или шариковых радиально-упорных подшипников (рис. Х.46, в
п рис. Х.49).
В этой конструкции, которая применяется на всех грузо-
вых автомобилях и других специальных колесных машинах,
полуось нагружается только крутящим моментом, передавае-
мым от дифференциалов к колесам, или тормозным моментом
при остановке автомобиля трансмиссионным тормозом.
Расчет полуосей. Полуоси рассчитываются при следую-
щих нагрузочных режимах:
— при передаче через колеса максимальной силы тяги;
526
— при интенсивном торможении;
— при заносе (скольжении вбок);
— при переезде через препятствия (с учетом динамиче-
ских нагрузок).
При режиме максимальной тяги учитывают-
ся следующие нагрузки:
Рис. Х.48. Конструкция на три четверти разгруженной полуоси
а) меньший из максимальных крутящих моментов по
двигателю Л4Р.Д или по сцеплению Мр?:
„ =Л1 f . (Ч-М-О+Ч) ( + «..) ,х51.
/нр. Д ''д max'тр Дтр 2« , (.Л.Э1)
-где МД1пах— максимальный крутящий момент двигателя;
тТр—передаточное число силовой передачи;
у]тр — к. п. д. силовой передачи;
Кц, — коэффициенты блокировки дифференциалов
силовой передачи (раздаточной коробки,
межмостового, межколесного);
а — число симметричных дифференциалов силовой
передачи.
527
„ М” — М'
к*1 ~ м0
где М" — момент на отстающей полуоси;
М'—момент на забегающей полуоси;
Мо—момент на корпусе дифференциала.
При наличии несимметричных дифференциалов в силовой
передаче отношение распределяемых моментов и коэффи-
циент блокировки учитываются дополнительно. Например,
межосевой дифференциал, установленный в раздаточной ко-
рне. Х.49. Конструкция наружной опо-
ры полностью разгруженной пол\оси
робке автомобиля Урал-375, распределяет момент между
двумя задними и передним мостами в пропорции 2:1.
^=•5^7- (Х-52>
где Gt— нагрузка на i-ю ведущую ось;
if,, р — передаточное число бортового редуктора;
^б. р — к. п. д. бортового редуктора;
528
б) нормальная реакция на колесо
^ = 4-^,. (Х.53)
где т —коэффициент перераспределения нормальных ре-
xi
акций при движении от силы тяги;
в) продольная реакция от силы тяги
Ki г к '
ИЛИ
(Х.55)
(для расчета берется меньшая величина).
При режиме интенсивного торможения
учитываются нагрузки:
а) нормальная реакция
^=4-^/ (Х.56)
где —коэффициент перераспределения реакций при тор-
можении;
б) касательная реакция по сцеплению колес с дорогой
(Х.57)
(принимается <р=0,8).
При режиме заноса учитываются нагрузки:
а) нормальная реакция с учетом ее перераспределения
(х.58)
где <р'— коэффициент сцепления с дорогой при боковом
скольжении (принимается =1);
—высота центра тяжести;
В — ширина колеи.
Знак «плюс» в формуле относится к полуоси внутреннего
колеса по отношению к направлению заноса, а «минус» — к
полуоси наружного колеса;
б) боковая реакция
= (Х.59)
При режиме динамических нагрузок учи-
тывается только динамическая нагрузка
д = ~~2~ & д» (Х.60)
где Кя— коэффициент динамичности.
529
Величина Кл принимается для легковых автомобилей
1,5—1,75, для грузовых—1,8—2,0, для автомобилей высокой
проходимости — 2,0—2,5.
Определение напряжений полуразгружен-
ной полуоси. Опасное сечение /—I находится в месте
установки подшипника (рис. Х.46,а).
При режиме максимальной силы тяги определяются при-
веденные напряжения изгиба и кручения:
У + м*
ojd5
(Х.61)
где d — диаметр полуоси в расчетном сечении.
При режиме торможения
. b у % + х* _ гкьугт? .
°И — ojrf5 °’1J3
При заносе
0_____2i_.(i + + M
ои~" 2 0,Id3 к ~ Б '
(Х.62)
(Х.63)
(верхние знаки относятся к внутренней полуоси, нижние —
к наружной по отношению к направлению заноса).
При режиме динамических нагрузок
(Х.64)
Определение напряжений разгруженной
на три четверти полуоси. Опасное сечение / /
находится в конце крепления ступицы колеса на расстоя-
нии с от внутренней опоры полуоси (рис. Х.46,б)»
При режиме максимальной тяги
К«?С)2 + ^р.д
0,Id’
(Х.65)
ствия
При режимах торможения, заноса и переезда препят-
_____ Qc
а«~ 0,Id’ '
(Х.66)
При этом расчетная величина реакции Q в месте внут-
ренней опоры полуоси на корпус дифференциала опреде-
ляется из уравнения суммы моментов относительно точки О:
— при режиме максимальной тяги
ьУ z2 + x2K
(Х.67)
___ ^с. д
°« = 0,h/3 ‘ ‘
530
— при торможении
Q = ^кЮ+Л2-; (Х.68)
— при заносе
Q = (1 ± (* + ?'rK). (Х.69)
Определение напряжений полностью раз-
груженной полуоси производится только при режиме
максимальной тяги по формуле
Мо
Т 0,2d3 ' (Х.70)
Полуоси отечественных автомобилей изготовляются из
качественных легированных среднеуглеродистых сталей
ЗОХГС (ГАЗ), 40ХМА (МАЗ), 40Х (ЗИЛ) и подвергаются
закалке токами высокой частоты. Запас прочности по пре-
делу текучести принимается 2,0—2,5, максимальный угол
скручивания — до 8° на 1 м длины полуоси.
В выполненных конструкциях наполовину разгруженных
полуосей максимальные расчетные напряжения при режиме
заноса достигают 6000 кГ)см2, на три четверти разгружен-
ных полуосей — 4000—4500 кГ/см2, полностью разгружен-
ных полуосей при режиме максимальной тяги — 3000—
4000 кГ)см2.
Экспериментальные исследования нагруженного состоя-
ния полуосей при работе автомобиля с обычными и ароч-
ными шипами показали, что в реальных условиях эксплуата-
ции полностью разгруженные полуоси работают не только
па кручение, но и на изгиб в вертикальной и горизонтальной
плоскостях. Это объясняется неточностью центровки полу-
осей, неперпендикулярностью фланца к оси вала, наличием
зазора в подшипниках ступиц колес. Изгибающие моменты
носят периодический колебательный характер с максималь-
ной амплитудой колебаний до 10—20% от величины переда-
ваемого крутящего момента. Поэтому полуоси желательно
рассчитывать на усталостную прочность.
8. Бортовые и колосиыо
редукторы
На современных автомобилях и специальных шас-
си высокой проходимости, колесных тягачах и автомобилях
большой грузоподъемности широкое применение получили
главные передачи с бортовыми и колесными редукторами.
К ним относятся разнесенные главные передачи, состоя-
щие из центрального и бортовых или колесных редукторов,
531
и разделенные главные передачи автомобилей с бортовым
приводом.
Бортовые редукторы устанавливаются у каждого из ве-
дущих колес на продольных лонжеронах рамы, по бортам
несущего корпуса или на концах балки моста. Соединение
этого редуктора с ведущими управляемыми колесами осуще-
ствляется карданной передачей.
Рис. Х.50. Типы бортовых и колесных редукторов
Отличительной особенностью колесного редуктора яв-
ляется то, что он монтируется внутри обода колеса и своей
ведомой частью непосредственно соединяется со ступицей
Типы бортовых и колесных редукторов. По расположе-
нию валов различают:
— несоосные редукторы с цилиндрическими шестернями
наружного или внутреннего зацепления (рис. Х.50,а, б, в);
— соосные редукторы с неподвижным корпусом (води-
лом) (рис. Х.50,г);
— соосные планетарные редукторы (рис. Х.50,б);
— комбинированные редукторы
532
Редукторы с цилиндрическими шестернями наружного
зацепления дают возможность применять различные компо-
новочные схемы. Расположение ведущей шестерни ниже ве-
домой позволяет понизить уровень пола кузова, а следова-
тельно, уменьшить высоту центра тяжести автомобиля. Мак-
симальный дорожный просвет достигается в случае приме-
нения колесного редуктора, у которого ведущая шестерня
расположена над ведомой. Такая компоновка широко при-
меняется на автомобилях с несущим кузовом корпусной кон-
струкции.
К недостаткам такой конструкции можно отнести боль-
шие габариты и вес при сравнительно малом передаточном
числе (2,5—4,5). Это обусловливается значительными на-
грузками в полюсе зацепления зубчатых колес.
Некоторое уменьшение габаритов обеспечивают редукто-
ры с внутренним зацеплением цилиндрических шестерен. Од-
пако условия работы ведущей цилиндрической шестерни и в
этом редукторе остаются тяжелыми.
Значительное уменьшение габаритов и получение при
этом большого передаточного числа (4,0—6,0) обеспечивают
соосные планетарные и непланетарные редукторы, имеющие
три и более полюсов зацепления.
Непланетарные редукторы выполняются при заблокиро-
ванном водиле, а планетарные — при заблокированном эпи-
цикле (рис. Х.50, г, д).
Сравнивая эти две схемы соосных редукторов, можно ви-
деть, что в первом случае внешнее передаточное число равно
^Р1 = ^2<0, во втором случае гР2 = (1—^2)>0.откуда следует,
что |/p2|>l*pi|.
В выполненных конструкциях соосных колесных редукто-
ров блокировка неподвижного звена с невращающейся де-
талью обычно осуществляется посредством шлицевого со-
единения. При одном и том же внешнем передаточном числе
в редукторе с неподвижным водилом шлицевое соединение
будет испытывать нагрузки в 1,5—2 раза большие, чем в
планетарном редукторе с неподвижным эпициклом. Это вы-
зывает конструктивные и технологические затруднения
в креплении неподвижного звена, так как шлицы выпол-
няются на цилиндрических поверхностях, наружный диа-
метр которых ограничивается размерами подшипников сту-
пицы.
Конструкции бортовых и колесных редукторов. Типовые
конструкции редукторов с наружным зацеплением представ-
лены на рис. Х.51 и рис. Х.52.
Особенностью конструкции (рис. Х.51) является то, что
ведомая шестерня редуктора выполнена заодно со ступицей
колеса и установлена на жестко соединенной с корпусом
533
цапфе. Такая конструкция обеспечивает доступ к колесному
тормозу, надежную герметизацию тормоза, хорошее охлаж-
дение его. Подвод воздуха к шине, а также рабочей жидко-
сти к тормозам осуществляется через сверления в неподвиж-
ной цапфе. К недостаткам этой конструкции можно ^отне-
сти: консольное крепление цапфы, деформация которой мо-
Рис. Х.51. Колесный редуктор с наружным зацеплением и установкой ведо-
мой шестерни на неподвижной цапфе
жет привести к нарушению зацепления зубчатых колес; вы-
сокую точность обработки привалочных поверхностей кор-
пуса и цапфы и сложность центровки цапфы в корпусе.
Эти недостатки в меньшей мере относятся к конструкции
редуктора (рис. Х.52), где ведомая шестерня установлена
на валу, вращающемся на установленных в корпусе подшип-
никах. К фланцу вала крепятся диск колеса и тормозной
барабан. Наличие вала несколько упрощает технологию из-
готовления редуктора. Установка вала на двух опорах по-
вышает жесткость редуктора и надежность работы зубча-
того зацепления. Однако в этой конструкции труднее осуще-
ствить герметизацию тормозов и усложняется доступ для их
осмотра и регулировки.
На рис. Х.53 показана конструкция колесного редуктора
с заблокированным водилом.
534
Водило 2 в сборе с сателлитами 13 установлено на шли-
цах кожуха полуоси 5 и закреплено гайкой 4 и контргай-
кой 3. Шлицы значительно развиты по длине. Солнечная
шестерня 10 установлена на шлицованном конце полуоси и
закреплена стопорным кольцом 9. Эпициклическая шестер-
ня /, выполненная в виде венца, болтами 7 через крышку 8
Рис. Х.52. Колесный редуктор с наружным зацеплением и установкой ведо-
мой шестерни на валу
крепится к ступице колеса 6. Три сателлита установлены на
съемных пальцах 12 на однорядном роликоподшипнике. Па-
лец стопорится болтом 11.
Ведущим элементом ступицы 6 является эпициклическая
шестерня 1.
В колесном планетарном редукторе (рис. Х.54) ведущим
элементом ступицы 9 является водило 6, которое состоит из
внутренней и наружной частей, соединенных болтами 7.
535
Наружная часть водила передает крутящий момент на сту-
пицу колеса через шпильки 1. Эпициклическая шестерня 8
через кожух 3 колесной передачи посредством шлицевого
соединения закреплена на цапфе. Солнечная шестерня 5
установлена на шлицованном конце полуоси и стопорится
замочным кольцом 4. Три сателлита 2 установлены на двух
роликоподшипниках каждый, на пальцах, которые прикреп-
лены к наружной половине водила.
Рис. Х.53. Соосный колесный редуктор с заблоки-
рованным водилом
Расчет бортовых и колесных редукторов. Бортовые и ко-
лесные редукторы рассчитываются как обычный зубчатый
редуктор. Расчетным моментом на усталостную прочность
является меньший из максимальных моментов по двигателю
или по сцеплению, приведенных к ведущей шестерне колес-
ного редуктора.
Расчетные моменты определяются по выражениям (Х.51)
и (Х.52).
536
Для расчетов на динамическую прочность в качестве рас-
четного момента следует принимать максимальный динами-
ческий момент Л/д, возникающий в силовой передаче при
наиболее неблагоприятных условйях. Он зависит от многих
факторов: от момента трения во фрикционном сцеплении;
момента, соответствующего пробуксовке ведущих колес; пе-
редаточных чисел в силовой передаче; моментов инерции
вращающихся деталей; массы автомобиля; податливости ва-
лов силовой передачи.
Рис. Х.54. Планетарный колесный редуктор
Основные параметры колесного (бортового) редуктора
определяются, исходя из внешнего передаточного числа ре-
дуктора, определенного при тяговом расчете автомобиля.
Соосные бортовые и колесные редукторы выполняются,
как правило, по схемам гид (рис. Х.50). При одинаковом
модуле для всех зубчатых колес редуктора зависимость
между внутренним передаточным числом редуктора и чис-
лом зубьев определится формулами:
Д >
2
(Х.71)
А-
(Х.72)
537
Стремление обеспечить наименьшие габариты бортовых
и колесных редукторов приводит к необходимости выполнять
на меньшем зубчатом колесе минимально допустимое число
зубьев, которое ограничивается условием отсутствия подре-
зания, а также условием размещения зубчатого колеса на
валу.
Меньшим зубчатым колесом в соосном редукторе являет-
ся солнце (Zt) при | *j2|>3 или сателлит (2С) при |*12|<3;
Zi =zc при । /;2|=з.
He следует принимать Zmin<l2. Допускается для сател-
литов принимать ZmIn = 10.
Задавшись числом зубьев меньшего зубчатого колеса, по
выражениям (Х.71) й (Х.72) определяют число зубьев
остальных зубчатых колес редуктора. В соосном редукторе
(рис. Х.50, г, д) соотношение числа зубьев колес должно
удовлетворять условиям*
— соосности механизма;
— сборки механизма;
— соседства сателлитов.
При одинаковом модуле на всех зубчатых колесах эти
условия обеспечиваются при:
Z 3 — Zj = 2Zc (соосность механизма);
Zj(| г'2| + 1) = аХ (сборка механизма),
где а — целое число;
X — число сателлитов;
(Zt + Zc) sin
(соседство сателлитов).
Надо иметь в виду, что нагрузочная способность соосного
редуктора с внешним и внутренним зацеплением лимити-
руется колесами внешнего зацепления. Поэтому дальнейший
расчет на выносливость и прочность зубчатых колес следует
вести, исходя из условия внешнего зацепления. В случае
применения для большего зубчатого колеса внутреннего за-
цепления менее прочного материала оно должно проверяться
на равнопрочность поверочным расчетом.
ЛИТЕРАТУРА
1. Антонов А. С- Силовые передачи колесных и гусеничных ма-
шин. Машиностроение, 1967.
2. Антонов А. С.. Ма гидов ич Е. И., НовохатькоИ. С
Гидромеханические и электромеханические передачи транспортных и тя-
говых машин. Машгиз, 1963.
3. АнтоновА. С., ЗапрягаевМ. М. Гидрообъемные передачи
транспортных и тяговых машин. Машиностроение, 1968.
4. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. Справочное посо-
бие. Машгиз, 1963.
5. Б у х а р и н Н. А., Прозоров В. С., Щукин М. М. Автомо-
били. Машиностроение, 1965.
6. Гольд Б. В. Расчет и конструирование автомобилей. хМашгиз,
1962.
7. Г р и н ч е н к о И. В., Розов Р. А., Лазарев В. В., Воль-
ский С. Г. Колесные автомобили высокой проходимости. Машинострое-
ние, 1967.
8. Д ы м ш и и И. И. Коробки передач. Машгиз, I960.
9. Лапидус В. И., Петров В. А. Гидромеханические передачи
автомобилей. Машгиз, 1961.
10. Литвинов А. С., Ротенберг Р. В., Фрумкин А. К,
Шасси автомобиля. Машгиз, 1963.
11. Малаховский Я. Э., Лапин А. А., Веденеев Н. К. Кар-
данные передачи. Машгиз, 1962.
12. Малаховский Я. Э., Л а пи и А. А. Сцепления. Машгиз, 1960.
13. Петров В. А. Механизмы автоматического управления сцепле-
нием. Машгиз, 1961.
14. Селиванов И. И. Автомобили и транспортные гусеничные ма-
шины высокой проходимости. Изд-во «Наука», 1967.
15. X е л ь д т П. М. Автомобильные сцепления и коробки передач.
Машгиз, 1960.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие ...................................................... 3
Глава I. Типы армейских автомобилей................................. 3
1. Роль и значение армейской автомобильной техники —
2. Требования, предъявляемые к армейским автомо-
билям ................................................... 6
3. Типы современных армейских автомобилей и их
характеристики ...................................... 14
Глава II. Компоновка автомобилей...................... 45
1 Требования, предъявляемые к компоновке .... —
2. Классификация автомобилей по схемам компоновки —
3. Типовые компоновки автомобилей многоцелевого
назначения ........................................... 54
4. Компоновка плавающих автомобилей.................... 63
5. Компоновка сочлененных автомобилей................... —
6. Компонорка бронированных машин...................... 67
7. Компоновка четырехосных автомобилей................. 69
Глава III. Сцепления............................................... 81
I. Назначение и требования, предъявляемые к сцеп-
лению ................................................... —
2. Фрикционное сцепление. Принцип действия и клас-
сификация .............................................. 84
3. Типовые конструкции фрикционных сцеплений ... 87
4. Фрикционные материалы, применяющиеся в авто-
мобильных сцеплениях ................................... ЮЗ
5. Расчет фрикционного дискового сцепления .... 107
6. Приводы управления.................................. 128
7. Электромагнитное сцепление ........................ 140
8. Гидравлическое сцепление (гидромуфта) .............. 147
Глава IV. Коробки передач......................................... 150
1. Назначение и классификация коробок передач . . —
2. Требования, предъявляемые к коробкам передач 152
3. Типовые конструкции простых коробок передач . . —
4. Типовые конструкции планетарных коробок передач 173
5. Дополнительные коробки гидромеханических пере-
дач ................................................... 183
6. Приводы управления коробками передач......... 193
7. Расчет коробок передач ............................ 206
541
Стр.
Глава V. Гидромеханические передачи ............. 239
1. Назначение и требования, предъявляемые к гидро-
механическим передачам армейских автомобилей —
2. Гидротрансформаторы ........................... 243
3. Характеристики гидротрансформаторов............ 251
4. Элементы конструкции гидротрансформаторов . . 255
5. Типовые конструкции гидротрансформаторов . . . 267
6. Расчет деталей гидротрансформатора на прочность 270
7. Типовые конструкции гидромеханических передач
с последовательным силовым потоком (однопоточ-
ные) .............................................. 272
8. Гидравлическая система однопоточной гидромеха-
нической передачи ................................. 286
9. Расчет однопоточной гидромеханической передачи 289
10. Расчет системы подпитки и охлаждения гидро-
трансформатора ..............................’ . . . 309
II. Двухпоточные гидромеханические передачи .... 312
Г л а в а VI. Раздаточные коробки....................... . 320
1. Типы раздаточных коробок .. .......... . —
2. Типовые конструкции раздаточных коробок .... 325
3. Особенности расчета раздаточных коробок . . . .... 339
4. Расчет муфт свободного хода .................... 342
Глава VII, Гидрообъемные передачи............................. 345
1. Простейшая гидрообъемная передача.............. 346
2. Тины гидрообъемных машин........................ 353
3. Типы гидрообъемных силовых передач.............. 369
4. Расчет гидрообъемной силовой передачи.......... 377
Глава VIII. Электрические и электромеханические передачи . . 385
1. Классификация передач и требования, предъявляе-
мые к ним........................................... —
2. Схемы и типовые конструкции электротраисфор-
маторов ........................................... 390
3. Электромеханические передачи ................... 401
4. Принципы регулирования электротрансформатора 409
5. Порядок расчета электрических (ЭП) н электроме-
ханических (ЭМП) передач .......................... 411
Глава IX. Карданные передачи............................ 414
1. Назначение, требования и классификация .... —
2. Кинематика карданного шарнира............ 419
3. Силовой поток карданной передачи.......... 425
4 Типовые конструкции карданных шарниров нерав-
ных угловых скоростей (асинхронные шарниры) . . 433
5. Типовые конструкции карданных шарниров равных
угловых скоростей (синхронные шарниры) .... 439
6. Карданные валы и их расчет..................... 452
7. Промежуточные опоры карданных передач .... 458
Глава X Главные передачи и дифференциалы................. 460
1. Классификация главных передач................... —
2. Требования, предъявляемые к конструкциям главных
передач ........................................... 461
542
Стр.
3. Типовые конструкции главных передач......... 462
4. Расчет главных передач ..................... 481
5. Дифференциалы .............................. 493
6. Типовые конструкции дифференциалов и их расчет 496
7. Полуоси .................................... 523
8. Бортовые и колесные редукторы............... 531
Литература ............................................ 539