В случае применения такого дифференциала моменты на валах привода ведущих колес (или полуосях) при их относительном вращении будут отличаться на величину момента внутреннего трения механизма. Отношение вращающего момента на отстающем валу к моменту на забегающем валу называют коэффициентом блокировки дифференциала
. (7.20)
При остановленном корпусе симметричного дифференциала, как указывалось, передаточное отношение . Если теперь приложить ко второму ведомому валу вращающий момент , то момент на первом валу вследствие потерь на трение будет меньше . КПД дифференциала при относительном вращении валов в дифференциале с остановленным корпусом
.(7.21)
Из сравнения (7.20) и (7.21) следует . (7.22)
Чем ниже КПД дифференциала, т. е. чем больше внутренние силы трения, тем выше коэффициент блокировки. Дифференциал с повышенным внутренним трением при забегании или пробуксовке одного колеса вызывает повышение силы тяги на другом колесе в раз.
Максимальная сила тяги моста с блокирующимся дифференциалом определяется из выражения: и не может быть больше
При проектировании не следует выбирать коэффициенты блокировки , которое не превышает 8. Исследования тяговой динамики автомобилей и практики их эксплуатации показывают, что для 80% случаев движения в сложных дорожных условиях достаточно иметь =3, а для 94% - =5. В современных блокирующихся дифференциалах = 2...5.
Иногда предпочитают связывать степень перераспределения крутящих моментов по полуосям с моментом трения и моментом на корпусе дифференциала и коэффициентом блокировки называют отношение
. (7.23)
Между двумя коэффициентами блокировки существует связь. Сучетом (7.18):
(7.24)
И наоборот
(7.25)
КПД обычного симмеричного дифференциала может быть вычислен как
,
где - КПД подшипников скольжения двух шестерен, одного сателлита (так как силовой поток с шестерен на сателлиты передается параллельно) и двух зацеплений.
Приняв и получим
и
.
С учетом (7.23), (7,25) получаем
(7.26)
По формуле (7.23) имеем (7.27)
Таким образом, коэффициент блокировки обычного симметричного дифференциала невелик. С учетом трения сателлитов о корпус дифференциала . Чтобы существенно увеличить коэффициент блокировки, применяют дифференциалы с большим внутренним трением.
Дополнительный момент трения, развиваемый в дисках трения и в контакте сателлитов с корпусом дифференциала
(7.28)
Суммарная окружная сила, действующая в зацеплении шестерен с сателлитами (условно отнесенная к одному зацеплению).
Осевая сила, действующая на шестерню, и на сателлит . Момент трения в дисках (7.29)
где - число поверхностей трения, коэффициент трения и угол зацепления.
Момент трения в контакте сателлитов с корпусом дифференциала Для преодоления этого момента требуется создать в зацеплении окружную силу Этасила создает относительно оси шестерни момент Это есть момент трения в контакте сателлитов с корпусом, приведенный к шестерне.
Теперь суммарный дополнительный момент трения
Полный момент трения с учетом потерь в зацеплении и в подшипниках . С учетом (7.27) и (7.30)
(7.30)
Коэффициент блокировки дифференциала с дисками трения
(7.31)
Для выполненных конструкций сдевятью дисками трения и углом зацепления равным 20о коэффициент блокировки . Для увеличения коэффициента блокировки в конструкцию вводят трапецеидальные кулачки, с помощью которых передают вращающий момент. Выбором угла профиля кулачков можно увеличить осевую силу и момент трения.
Кулачковый дифференциал с повышенным внутренним трением и радиальным расположением кулачков показан на рис. 7.17. Момент от зубчатого колеса главной передачи подводится к сепаратору 1, в пазах которого расположены плунжеры 2. Наружные концы плунжеров соприкасаются с внутренней поверхностью обоймы 3, связанной шлицевым соединением с правой полуосью. Внутренние концы плунжеров соприкасаются со звездочкой 4, насаженной на шлицах на левую полуось. Внутренняя поверхность обоймы 3 и наружная поверхность звездочки 4 имеют кулачки, очерченные по определенному профилю. При повороте автомобиля плунжеры перемещаются в радиальном направлении в сепараторе 1 и, скользя по кулачкам обоймы 3 и звездочки 4, обеспечивают разные скорости вращения полуосей.
При одинаковых угловых скоростях обеих полуосей плунжеры неподвижны относительно поверхностей кулачков обоймы и звездочки.
Рис.7.17
Если угловые скорости неодинаковы, то плунжеры, вращаясь вместе с обоймой, одновременно перемещаются от отстающей полуоси к забегающей; такое перемещение обусловлено скосами кулачков обоймы и звездочки. На кулачках отстающей полуоси скорость и скольжение плунжера направлены в сторону вращения ведущего элемента, а на кулачках забегающей полуоси — в противоположную сторону. Поэтому силы трения между плунжерами и поверхностями кулачков способствует увеличению момента, передаваемого на отстающую полуось, и уменьшению на забегающую.
Максимальное число плунжеров, которое можно установить в обойму дифференциала, равно сумме кулачков обоймы и звездочки. Различное число кулачков на шайбах вызывает пульсацию момента при работе дифференциала, а также повышенный износ. Поэтому широкое применение нашли кулачковые дифференциалы с установкой двух рядов плунжеров со сдвигом второго ряда относительно первого на величину, равную половине расстояния от вершины до впадины кулачка. На одном из ведомых элементов кулачки также расположены в два ряда, но со сдвигом, большим в 2 раза. Когда плунжеры одного ряда занимают положение, при; котором передача усилий невозможна, плунжеры второго ряда находятся в рабочем состоянии.
Профили плунжеров и кулачков обоймы и звездочки обычно имеют дуги окружностей, радиусы которых подбирают так, чтобы внутреннее передаточное число дифференциала было постоянным и равнялось единице.
На плунжер (рис. 7.18, а) со стороны обоймы 3 (см. рис. 7.17) действует сила F1, со стороны звездочки 4 — сила F2 и со стороны сепаратора 1 (водила) — сила F.
На рис. 7.18, б показан треугольник сил, действующих на плунжер. Согласно теореме синусов
, (7.32)
где и — углы профилей обоймы и звездочки; — угол трения.
Спроектировав на горизонтальную ось силы F1 и F2, получим:
; . (7.33)
Подставив значения F1 и F2 полученные из формулы (7.32), в (7.33), получим выражения для определения крутящих моментов на полуосях:
Расчет плунжеров, кулачков обоймы и звездочки производится на смятие для случая прямолинейного движения автомобиля
, (7.34)
где Е — модуль упругости, для стали Е==200 ГПа; и —радиусы кривизны контактирующих поверхностей плунжера и кулачка, для которых определено значение F1(2) ; l— длина пятна контакта плунжера и кулачка вдоль образующей кулачка.
В выражении (7.34) знак «плюс» соответствует случаю контакта обеих выпуклых поверхностей соприкасающихся деталей, а знак «минус» — выпуклой с вогнутой. Напряжение не должно превышать 2500 МПа.
7.6.7. Червячные дифференциалы. К числу дифференциалов с повышенным внутренним трением относится также червячный дифференциал (рис. 7.19).
Рис.7.18
Рис. 7.19
На концах полуосей на шлицах расположены червячные колеса 1 и 5, находящиеся в зацеплении с червяками 2 и 4. Червяки входят в зацепление с сателлитами 3. Если крутящие моменты на колесах 1 и 5 не равны, то при определенной разности моментов происходит относительное вращение сателлитов 3 и червяков 4, 2 по отношению к корпусу дифференциала (водилу); если моменты равны, весь механизм вращается как одно целое.
Коэффициент блокировки червячного дифференциала определяется КПД всех последовательно соединенных червячных пар. КПД определяется при условии: при неподвижном водиле мощность подводится к одной полуоси и снимается с другой— . КПД червячной пары с ведущим червячным колесом и ведомым червяком , где —угол наклона витков червяка; —угол трения.
КПД червячной пары с ведущим червяком и ведомым червячным колесом
.
Согласно выражению (7.22),
Рекомендуется угол принимать равным 20...30°, чтобы по мере изнашивания дифференциала коэффициент блокировки несколько уменьшался и тем самым исключалась возможность самоблокировки червячной пары.
Угол трения определяется из равенства , где —коэффициент трения, равный 0,08...0,15.
Для самоблокирующегося червячного дифференциала возможны высокие значения коэффициента блокировки (kб=5,65...9; kб1==0,7...0,8). В этом случае =0,1...0,17 и дифференциал будет быстро изнашиваться. При меньших значениях коэффициента блокировки (kб = 2,65...3; kб1 = 0,4...0,5) срок службы может быть удовлетворительным. Однако применение данных дифференциалов ограничено из-за сложности их конструкции и высоких требований к точности изготовления.
Находят применение и дифференциалы, представляющие собой роликовые или кулачковые муфты свободного хода.
Шестерни и крестовины дифференциалов, звездочки и кулачковые муфты изготовляют из 'хромоникелевых (20ХН2М, 15ХГН2ТА и др.) и безникелевых (20ХГРА, 18ХГТА) сталей хорошей прокаливаемости с высокими механическими свойствами.
Шестерни дифференциалов подвергают цементации на глубину 0,9...1,5 мм, закалке и отпуску; твердость поверхностного слоя 59...64 НRСэ, твердость сердцевины 32...43 НRСэ .Для шестерен дифференциалов легковых автомобилей используют также стали 35Х, 40ХН и ЗОХГТ; шестерни цианируют на глубину 0,2...0,4 мм, твердость поверхностного слоя 57...59 НRСэ.
Детали кулачковых дифференциалов подвергают фосфатированию на глубину 0,005...0,010 мм для предотвращения появления задиров и улучшения антифрикционных свойств. Опорные шайбы и втулки сателлитов изготовляют из бронзы БрО5Ц5С5, БрО6Ц6С3, фрикционные диски — из стали 65Г, 60С2 с закалкой или 40Х и 45 с цианированием и закалкой до твердости 57...61 НRСэ.
7.7.Приводы ведущих колес
В зависимости от типа подвески и управляемости колес применяют 4 основных схемы:
Карданные передачи с шарнирами равных скоростей (ШРУС), передают вращение на ведущие управляемые колеса.
Карданные передачи с обычными шарнирами, передают вращение на ведущие, но неуправляемые колеса, обычно при подрессоренной главной передаче.
Передача с помощью валов (осей) на ведущие неуправляемые колеса.
Передача с помощью валов на колесные редукторы.
В зависимости от схемы подшипникового узла и испытываемых полуосью (валом) ведущего моста с жесткой балкой нагрузок полуоси условно делят на полностью разгруженные (рис. 7.20,а), на три четверти разгруженные (рис. 7.20,б) и полуразгруженные (рис. 7.20, в).
В первом варианте колесо имеет ступицу, которая установлена на двух подшипниках, расположенных на картере ведущего моста. Благодаря тому, что подшипники несколько разнесены, изгибающие моменты от сил взаимодействия колес с дорогой воспринимаются картером.
Второй вариант отличается от первого тем, что вместо двух подшипников имеется лишь один. Изгибающие моменты от сил взаимодействия колеса с дорогой воспринимаются совместно полуосью и
Рис. 7.20 картером ведущего моста.
Полуразгруженная полуось имеет внешнюю опору, установленную внутри балки моста (рис. 7.20,в). При этом со стороны колеса полуось воспринимает все усилия и моменты, действующие от дороги.
По первой схеме (рис. 7.20, а) выполняют подшипниковые узлы колес в грузовых автомобилях, вторая (рис. 7.20, б) — применяется редко, по третьей схеме (рис. 7.20, а), наиболее простой, выполняют подшипниковые узлы колес в легковых автомобилях.
Обычно в таких конструкциях отсутствует ступица колеса; ее заменяет фланец полуоси, к которому непосредственно прикреплены диск колеса и тормозной барабан