книги из ГПНТБ / Шасси автомобиля ЗИЛ-130. Практика проектирования, испытаний и доводки

Реактивные плунжеры подбирают к отверстиям в корпусе клапана без предварительной сортировки с обеспечением их сво­ бодного перемещения при возможно меньшем зазоре. Суммар­ ные утечки через клапан управления проверяют после его сборки.

Вто время как утечки масла через невращающнеся порш­ невые кольца поршня-рейки малы, утечки через разрезные коль­ ца винта достигают значи­ тельной величины. Они за­ висят прежде всего от зазо­ ра между отверстием н шей­ кой винта. Для уменьшения трения в механизме необхо­ димо было увеличить ука­ занный зазор, в результате чего утечки через разрезные кольца составляют более 40% общих внутренних уте­ чек. Для обнаружения на­ ружных утечек рулевой ме­ ханизм проверяют при дав­ лении 80 кгс/см2.

Вдополнение к табл. 61

и62 можно привести еще

Характеристика чувствительности гидроусилителя при принятых осевых зазорах, представляющая собой зависимость между уг­ лом поворота рулевого колеса и нарастанием давления, приве­ дена на рис. 83. Как показали испытания, управление автомоби­ лем при таком гидроусилителе не вызывает затруднений.

2 0 1

баться в пределах ±0,1 мы. Это же расстояние для остальных впадин должно быть меньше на 0,22—0,36 мм.

Все литые детали рулевого механизма и насоса гидроусили­ теля из стали, серого и ковкого чугуна, имеющие полости, в ко­ торых находится масло, пли сами находящиеся в нем, подверга­ ются электрохимической очистке для растворения п удаления пригоревшей земли.

Насос гидроусилителя

Для получения требуемой подачи насоса при сборке его дета­ ли необходимо подбирать так, чтобы зазоры в соединениях бы­ ли минимально допустимыми. Однако чрезмерно малые зазоры между торцами ротора, лопастей и плоскостями корпуса и рас­ пределительного диска приводят к задирам и быстрому износу. Опытным путем был подобран оптимальный зазор 0,013— 0,021 мм для ротора н 0,017—0,025 мм для лопастей. Для этого ротор, статор и лопасти разбивают на пять размерных групп через 4 мкм. Непараллельность их торцов не должна превышать 4 мкм, неплоскостность рабочих поверхностей корпуса и диска 5 мкм.

Кроме того, для уменьшения внутренних утечек необходим подбор перепускного клапана к отверстию в крышке насоса. Опытным путем был подобран оптимальный зазор 0,013— 0,023 мм, при котором еще не происходит «зависания» клапана, а утечки минимальны. Клапаны и отверстия разбивают на пять размерных групп через 5 мкм. Нецплнндричность отверстий должна быть не более 3 мкм, а клапанов — не более 2 мкм.

У насоса гидроусилителя проверяют следующие параметры:

— давление, развиваемое насосом при перекрытом выходном отверстии (должно быть равно 65—70 кгс/см2) ; эта проверка ве­ дется при частоте вращения вала насоса 600 об/мин и ха­ рактеризует правильную регулировку предохранительного кла­ пана;

—подачу насоса при частоте вращения его вала 600 об/мин

идавлении 55 кгс/см2 (не менее 9,5 л/мин); эта проверка харак­

теризует как подачу, так и объемный к. п. д. насоса при частоте вращения его вала, соответствующей холостому ходу двигателя;

•— подачу насоса при частоте вращения его вала 2 0 0 0 об/мин и давлении 55 кгс/см2 (не более 16,5 л/мин); эта проверка харак­

теризует правильную работу перепускного клапана, ограничи­ вающего подачу масла в систему; она обеспечивается без какихлибо регулировок при правильном изготовлении пружины и ка­ либрованного отверстия в крышке насоса.

2 0 2

денных для автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555, имеющего большую на­ грузку на переднюю ось, чем автомобиль ЗИЛ-130 с грузом весом 5000 кгс. Нагрузка на переднюю ось принималась равной 2840 кгс.

Момент сопротивления повороту колес на месте по формуле В. Е. Гуха

Мр

211 кгс-м. Указанная расчетная величина соответствует действи­ тельному моменту, замеренному методом тензометрирования на автомобиле и составляющему 200—260 кгс • м.

Наиболее напряженным элементом рулевого механизма яв­ ляется шлицевая часть вала сошки. Напряжение в ней при кру­ тящем моменте на валу 260 кгс-м т = 3000 кгс/см2, что обеспе­ чивает запас прочности по пределу текучести 2,75.

Центрирующие пружины создают на валу сошки момент, равный 7—9 кгс-м, который составляет 3,5—4% максимального расчетного момента на валу сошки и обеспечивает вполне удов­ летворительную стабилизацию управляемых колес, а также воз­ врат рулевого колеса в нейтральное положение при угле наклона шкворня в продольном направлении 2° 30'.

Момент на рулевом колесе, при котором включается гидро­ усилитель, зависит от силы центрирующих пружин и составляет около 0,5 кгс-м, что соответствует усилию 2,3 кгс на ободе руле­

ные величины несколько больше расчетных вследствие наличия указанных выше предварительных натягов в рулевом механизме. Несмотря на это максимальное усилие на ободе рулевого колеса

203

автомобиля ЗИЛ-130 значительно ниже не только усилия боль­ шинства грузовых автомобилей, но и многих легковых машин. «Чувство дороги» для данного гидроусилителя может характе­ ризоваться коэффициентом

К =

Mo

где Л4шах — момент на рулевом колесе при максимальном расчет­ ном моменте сопротивления повороту колес;

М0— момент на рулевом колесе, соответствующий вклю­ чению гидроусилителя.

Для автомобиля ЗИЛ-130 коэффициент К = 3,8, что характе­ ризует хорошее «чувство дороги».

Максимальное рабочее давление в полости цилиндра гидро­ усилителя при повороте автомобиля на месте равно 60 кгс/см2.

Удельная работоспособность гидроусилителя

. ^ р Р шах

где Ѵр — рабочий объем гидроусилителя; Ртах — максимальное давление, развиваемое насосом.

Для автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555 при ртах = 65 кгс/см2 удель­ ная работоспособность гидроусилителя равна 1 2 0 кгс-м/тс.

При достаточной подаче насоса гидроусилителя частота вра­ щения рулевого колеса такова, что насос успевает заполнить ра­ бочую полость цилиндра гидроусилителя. У автомобиля ЗИЛ-130 эта частота вращения равна не менее 1,31 об/с в одну сторону и 1 , 6 8 об/с в другую при минимальной частоте вращения холосто­

го хода двигателя.

Как показали исследования, удовлетворительная работа ру­ левого управления сохраняется при подаче насоса, равной менее 50% подачи нового насоса по ТУ.

ИСПЫТАНИЕ И ДОВОДКА РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ

В то время, когда завод начинал работу по созданию автомо­ биля ЗИЛ-130, не было массового производства грузовых авто­ мобилей с гидроусилителем, объединенным с рулевым механиз­ мом. Вследствие этого, а также учитывая, что узлы рулевого управления имеют большое значение для безопасности движе­ ния, особое внимание было обращено на их испытание и доводку. Часть исследовательских работ проводилась заводом совместно с НАМИ.

Основные испытания предусматривали: проверку работоспо­ собности и необходимую доводку в стационарной лаборатории; лабораторно-дорожные испытания на автомобилях ЗИЛ-130; проверку работы узлов рулевого управления в разнообразных эксплуатационных условиях в автохозяйствах на автомобилях

204

ЗИЛ-130, ЗИЛ-164, ЗИЛ-157 с получением отзывов водителей и технического персонала автохозяйств; стендовые износные испы­ тания узлов рулевого управления; проверку нагруженное™ уз­ лов и деталей рулевого управления п стендовые испытания их на прочность.

Лабораторно-дорожные испытания на автомобилях

После установки рулевых механизмов с гидроусилителем на автомобили был выявлен ряд дефектов. В частности, было обна­ ружено виляние передних колес при движении автомобиля с большой скоростью по прямой и недостаточно четкая стабили­ зация колес. НАМИ совместно с заводом провел исследования причин этих дефектов, определил силы, действующие в рулевом управлении автомобиля ЗИЛ-130, и дал рекомендации по устра­ нению дефектов. Результаты испытаний показали следующее: при правильной установке шкворней передних колес виляние последних не превышает нормы; гидроусилитель обеспечивает требуемое усилие для управления автомобилем, и устойчивость его при движении в заданном направлении одинакова как с уси­ лителем, так и без него; при наличии гидроусилителя толчки от дороги не передаются на рулевое колесо.

Для улучшения стабилизации передних колес была увеличе­ на жесткость центрирующих пружин рулевого механизма.

В дальнейшем было выявлено, что в некоторых случаях авто­ мобиль недостаточно хорошо держит дорогу. Этот дефект был устранен увеличением момента затяжки регулировочной гайки упорных шарикоподшипников рулевого механизма. При этом была устранена возможность незначительного осевого переме­ щения золотника клапана управления относительно винта.

Проверка в эксплуатации

Подготовленные рулевые механизмы и насосы рулевого уп­ равления ЗИЛ-130 были установлены на автомобили ЗИЛ-164 и самосвалы ЗИЛ-ММЗ-585 в автохозяйствах Крыма, Таджики­ стана, Якутии, Рязанской области, а также Москвы. Привод от рулевого механизма к поворотному кулаку осуществлялся двумя продольными рулевыми тягами через маятниковый рычаг.

Автомобили были переданы автохозяйствам, где их эксплуа­ тация и техническое обслуживание производились водителями этой организации. Значительная часть автомобилей имела про­ беги около 1 0 0 тыс. км. .

В отзывах водителей и технических руководителей автохо­ зяйств были отмечены: значительно меньшая утомляемость во­ дителей, лучшая маневренность автомобиля, повышение средней технической скорости, особенно на горных дорогах, отсутствие

205

затруднений при управлении автомобилем и его обслуживании, а также более легкое преодоление труднопроходимых мест и повышение производительности труда. Автомобиль хорошо дер­ жал дорогу, имел удовлетворительный возврат управляемых ко­ лес после поворота в положение, соответствующее прямолиней­ ному движению; поворот автомобиля происходил плавно. Отзы­ вы подтверждали целесообразность применения гидроусилителя рулевого управления.

В данном случае на оценку рулевого управления было ис­ ключено влияние улучшенной подвески, удобства посадки води­ теля, уменьшенного числа переключений коробки передач и дру­ гих мероприятий, реализованных в конструкции автомобиля ЗИЛ-130, поэтому целесообразность установки гидроусилителя на грузовых автомобилях средней грузоподъемности была оче­ видна.

Стендовые испытания

Испытания рулевого механизма производились на стенде, который имитировал условия работы на автомобиле. С этой целью сила прикладывалась к шаровому пальцу сошки н величи­ ну ее можно было регулировать. Первоначально нагрузка на валу сошки была равна 70 кгс-м (в среднем положении сошки), что соответствовало нагрузке, принятой при испытаниях рулево­ го управления без усилителя автомобиля ЗИЛ-164 по методике Кутаисского автомобильного завода. Давление в системе гидро­ усилителя при этом составляло около 25 ктс/см2. Эта нагрузка соответствовала средним условиям работы механизма, но даже при длительных испытаниях существенных взносов деталей по­ лучить не удалось. В дальнейшем испытания проводились при нагрузке 100 и 130 кгс-м.

Врезультате стендовых испытаний на износ, проводившихся

вобъеме до 160 0 0 0 циклов, было выявлено, что износостойкость

деталей рулевого управления ЗИЛ-130 значительно превышает износостойкость рулевого управления без усилителя автомобиля ЗИЛ-164.

Как показало сравнение величины и характера износа дета­ лей при крутящем моменте 1 0 0 кгс- м на сошке, каждые 1 0 0 тыс.

циклов работы рулевого механизма на стенде соответствовали 100 тыс. км пробега автомобиля ЗИЛ-130 в средних дорожных условиях.

При испытаниях на стенде было установлено следующее:

1 . Необходимость замены материала втулок картера рулево­

го механизма на бронзу Бр. ОЦС 4-4-2,5 вместо томпака ЛО 90-1 для повышения срока службы втулок и сальника вала сошки.

2. Возможность укорочения шариковой гайки. Износ винто­ вой пары как с 2,5 витками, так и с 1,5 витками был практичес­ ки одинаков. Уменьшение числа рабочих витков гайки значи-

206

тельно упростило шлифование канавки детали и уменьшило массу рулевого механизма.

3.Необходимость повышения износостойкости узла регули­

ровочный винт — вал сошки. В результате увеличения твердости и введения фосфатирования регулировочных шайб были устра­ нены задиры на них и на регулировочном винте и износостой­ кость узла была доведена до требуемой величины.

В начальной стадии стендовых испытаний насоса гидроусили­ теля на износ было установлено, что при постоянном давлении износа деталей практически не наблюдается. В связи с этим в дальнейшем испытания велись при пульсирующем давлении.

Обычные испытания на износ производились при частоте вращения вала насоса 3000 об/мин и температуре масла в бачке насоса 115— 125° С. Давление резко менялось с 20 до 70 кгс/см2

и, наоборот, с частотой 125 циклов в минуту. Как показало сравнение величин и характера износа деталей насоса на этом режиме, каждые 1 0 0 ч работы на стенде соответствовали

100 тыс. км пробега автомобиля ЗИЛ-130 в средних дорожных условиях.

При форсированных испытаниях частота пульсаций давления уменьшалась до одного цикла в минуту с сохранением осталь­ ных параметров режима, который соответствовал повороту ав­ томобиля при движении по глубокой колее на понижающей пе­ редаче и приводил к резкому повышению температуры трущихся деталей.

Испытания подшипников на долговечность, кроме нзносного режима, велись также при максимальной частоте вращения ва­ ла насоса (4500 об/мин) и пульсирующем давлении от 10 до 30 кгс/см2.

При доводочных работах, обеспечивших необходимую надеж­ ность насоса, было сделано следующее.

1. Подобраны оптимальные осевые зазоры между торцами деталей насоса и подтверждена целесообразность противозадир­ ного химического сульфидирования ротора. Выявлено влияние притупления кромок лопастей радиусом 0,07—0,12 мм на устра­ нение задиров. В производстве притупление кромок осуществ­ ляется с помощью виброгалтовки. Подтверждена правильность выбора ряда допусков и посадок и, в частности, свободной по­ садки ротора на шлицы, а также возможность некоторого рас­ ширения допуска на перпендикулярность образующей статора, что позволило ввести хонингование и устранить задиры вследст­ вие прижогов при шлифовании.

2. Отработана конструкция разгрузочной канавки на торце корпуса насоса. В результате внедрения ее долговечность насоса возросла в среднем с 40 до 150 тыс. км и более. Установлена недопустимость работы насоса при температуре масла выше 120° С, которая может возникать на автомобилях при большой частоте вращения коленчатого вала и одновременно высоком

207

давлении в системе (например, в случае движения автомобиля на первой или второй передаче по тяжелой грунтовой дороге

сбольшим количеством поворотов).

3.Уменьшена кавитация путем подбора соответствующих сечений каналов коллектора. При этом производился замер дав­

лений в различных точках всасывающего тракта. Разрежение в нем было снижено со 105 до 32 мм рт. ст., что уменьшило шум насоса при работе и устранило некоторый кавитационный износ.

4. Подобрано всесезонное масло Р (ТУ 38-101179—71), при­ годное для работы во всех климатических зонах Советского Союза и имеющее повышенную стабильность. При этом было установлено большое влияние термообработки поковки на изно­ состойкость статора насоса, устраняющей появление карбидной сетки в окончательно изготовленной детали, а также режима шлифования, при котором возможны недопустимые прижоги. Подтверждена возможность значительного повышения износо­ стойкости рабочей поверхности статора при изготовлении его из специального закаленного чугуна.

5. Проверена долговечность различных типов и размеров шариковых и игольчатых подшипников вала насоса и произве­ ден окончательный выбор их. Установлено, что игольчатый под­ шипник со штампованным наружным кольцом не обеспечивает необходимого ресурса; был применен игольчатый подшипник с массивным наружным кольцом. Кроме того, были также уве­ личены размеры шарикоподшипника.

Стендовые испытания сальников вала сошки проводились на многопозиционном стенде, на котором они устанавливались так же, как в рулевом механизме. Вал проворачивался на 100° с час­ тотой восемь циклов в минуту и имел биение 0,25 мм. Сальники нагружались резко пульсирующим давлением масла от 0 до 100 кгс/см2 при температуре 70—80° С с частотой 125 циклов

в минуту.

На этом стенде было выявлено, что решающее значение для устранения течей, вызываемых разрывом сальников, имеет на­ личие прочной связи резины с кольцом жесткости сальника. За­ тем была отработана конфигурация упорного кольца 34 саль­ ника (см. рис. 76) и проверена и подтверждена целесообразность запрессовки сальника 33 вместе с упорным и стопорным коль­ цами до захода последнего в канавку. Вследствие этого был устранен зазор между торцами сальника и упорного кольца, что уменьшило возможность разрыва сальника. Одновременно за- Е О д — изготовитель сальников повысил прочность связи резины

скольцом жесткости.

Врезультате проведенных мероприятий долговечность саль­ ников вала сошки на стенде была повышена с 20 до 500 ч и более.

Стендовые испытания сальников вала насоса гидроусилителя велись по принятой на заводе методике, аналогичной методикам

208

SAE и Фиат, но при более высокой температуре, равной 130° С. При этих испытаниях сальник смещался относительно оси вала на 0,25 мм, а сам вал имел биение 0,25 мм. Частота вращения равна 4000 об/мин.

Наряду с проверкой долговечности серийных сальников была проверена долговечность сальников из фторкаучука и подтверж­ дена целесообразность их применения, несмотря на более высо­ кую стоимость. Эти сальники были внедрены в производство.

Стендовые испытания шлангов высокого и низкого давления проводились на многопозиционном стенде, на котором их уста­ навливали в том же положении, что и на автомобиле1 Через шланги протекало масло под давлением, пульсирующим от 0 до 65 кгс/см2 для шлангов высокого и от 0 до 10 кгс/см2 для шлан­

гов низкого давления. Частота пульсации составляла 41 цикл в минуту, температура масла 115— 125° С, а воздуха под кожу­ хом стенда 80—100° С.

Конструкция стенда предусматривала также возможность определенного перемещения шлангов относительно друг друга. Однако в процессе испытаний было выявлено, что использовать это перемещение нецелесообразно, так как деформация шлангов вследствие пульсации давления значительно больше.

Во время испытания шлангов была подтверждена эффектив­ ность изменения параметров и материала оплетки, предложен­ ных заводом-изготовителем, проверены различные марки рези­ ны. В частности, была установлена невозможность использова­ ния шлангов с простой лавсановой оплеткой и подтверждена целесообразность шлангов с комбинированной оплеткой, состо­ ящей из лавсановых или капроновых нитей, оплетенных хлопча­ тобумажными нитями. Шланги с этой оплеткой, имеющие боль­ шую долговечность, внедрены в производство.

На стенде были проведены работы по определению оптималь­ ной величины обжатия наконечников и доводке их конструкции. В частности было выявлено, что для долговечности шлангов решающее значение имеет тщательное затупление всех острых кромок арматуры.

Цикл испытаний шлангов из фторкаучука показал, что внед­ рение шлангов высокого давления в сочетании с серийными на­ конечниками невозможно из-за недостаточной прочности резины.

Испытание на прочность •

Исследования нагруженное™ узлов и деталей рулевого уп­ равления были проведены в различных дорожных условиях. Эти исследования включали определение спектров сил на продоль-

1 Гоникберг Е. М., Ласунский В. И., Рубан М. И. Конструкция и испы­ тания шлангов гидроусилителей рулей автомобиля ЗИЛ.— В кн.: Вопросы расчета, конструкции и исследования автомобилей ЗИЛ, М., 1969 (НИИНавтопром).

ной рулевой тяге, давлений в системе гидроусилителя и частоты вращения вала насоса. Испытания велись при различных ско­ ростях движения автомобиля вплоть до максимально возмож­ ных по условиям плавности хода и устойчивости автомобиля для дороги данного типа.

В результате испытаний было выявлено, что наибольшая ста­ тическая нагрузка на рулевое управление создается при поворо­ те на сухом асфальте. Наибольшие циклические нагрузки, опреде­ ляющие усталостную прочность деталей, возникают при движе­ нии автомобиля по булыжному шоссе. При испытании на шоссе хорошего качества и на разбитом были получены величины од­ ного порядка. Это объясняется тем, что в первом случае возмож­ ная скорость движения автомобиля значительно выше, чем во втором.

Эти спектры, дающие частотное распределение указанных выше величин, позволили уточнить режимы испытаний узлов рулевого управления и определить нагрузки, при которых следу­ ет вести усталостные стендовые испытания деталей. В дальней­ шем сопоставление спектров сил с кривыми усталости отдельных испытуемых деталей дало возможность рассчитать их долговеч­ ность.

Заводом проводились усталостные испытания шаровых паль­ цев, сошки, рычагов рулевого управления, вала сошки, зубьев поршня-рейки, регулировочного винта, винта рулевого управле­ ния и шариковой винтовой пары в целом. В результате испыта­ ний была установлена целесообразность увеличения диаметра цапфы шарового пальца сошки п сечения сошки, введения дро­ беструйной обработки последней, а также усиления буртика регулировочного винта. Была также подтверждена удовлетвори­ тельная прочность остальных деталей в обычном исполнении.

Расчетная долговечность нижнего поворотного рычага, полу­ ченная путем сопоставления его кривой усталости со спектром нагружения, определенном при движении автомобиля по булыж­ ному шоссе со средней скоростью 40 км/ч, составляет 90 тыс. км. Указанную величину можно считать удовлетворительной и при­ нять ее за единицу. Тогда относительная долговечность деталей рулевого управления выразится следующими величинами:

Несмотря на высокую усталостную прочность вала сошки, были случаи его поломок в эксплуатации после короткого про­ бега, главным образом зимой. Поломки происходили в сечении у сошки и не носили усталостного характера. Не было обнару­ жено также нарушений технических условий или технологичес­ кого процесса.

2 1 0