Обоснование выбора исходных параметров автомобиля ЗИЛ-130 и его технико-экономические показатели. Страница 12

тельной величины. Они за­висят прежде всего от зазо­ра между отверстием и шей­кой винта. Для уменьшения трения в механизме необхо­димо было увеличить ука­занный зазор, в результате чего утечки через разрезные кольца составляют более 40% общих внутренних уте­чек. Для обнаружения на­ружных утечек рулевой ме­ханизм проверяют при дав­лении 80 кгс/см2.
В дополнение к табл. 61 и 62 можно привести еще следующие данные. Осевые зазоры между кромками проточек золотника и клапа­на управления равны 0,265— 0,380 мм, при этом линейные размеры до кромок прото­чек, заданные в каждой де­
тали от одной базы,  выпол- _
12° 8'
 
няются  с  допуском ±0 035 Угол поворота рулевого колеса Направо
мм  у  корпуса    и  0,035- т сРеднег0 полтени"
0,045 ММ у ЗОЛОТНИка. Для Рис. 83. Характеристика чувствительно-более точного выдерживания сти гидр°усилителя
осевых зазоров золотник ус­танавливают в корпус клапана всегда определенной стороной. Характеристика чувствительности гидроусилителя при принятых осевых зазорах, представляющая собой зависимость между уг­лом поворота рулевого колеса и нарастанием давления, приве­дена на рис. 83. Как показали испытания, управление автомоби­лем при таком гидроусилителе не вызывает затруднений.
При зацеплении без зазора зубчатого сектора вала сошки с мерительной рейкой отклонение межцентрового расстояния должно быть в пределах ±0,15 мм, а колебание межцентрового расстояния при повороте детали на 72° — не более 0,08 мм.
Расстояние от оси поршня-рейки до образующей ролика, ле­жащего в средней впадине между зубьями рейки,   может коле-
баться в пределах ±0,1 мм. Это же расстояние для остальных впадин должно быть меньше на 0,22—0,36 мм.
Все литые детали рулевого механизма и насоса гидроусили­теля из стали, серого и ковкого чугуна, имеющие полости, в ко­торых находится масло, или сами находящиеся в нем, подверга­ются электрохимической очистке для растворения и удаления пригоревшей земли.
Насос гидроусилителя
Для получения требуемой подачи насоса при сборке его дета­ли необходимо подбирать так, чтобы зазоры в соединениях бы­ли минимально допустимыми. Однако чрезмерно малые зазоры между торцами ротора, лопастей и плоскостями корпуса и рас­пределительного диска приводят к задирам и быстрому износу. Опытным путем был подобран оптимальный зазор 0,013— 0,021 мм для ротора и 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. Нецилиндричность 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 ве­дется при частоте вращения вала насоса 600 об/мин и ха­рактеризует правильную регулировку предохранительного кла­пана;
— подачу насоса при частоте вращения его вала 600 об/мин и давлении 55 кгс/см2 (не менее 9,5 л/мин); эта проверка харак­теризует 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 2000 об/мин и давлении 55 кгс/см2 (не более 16,5 л/мин); эта проверка харак­теризует правильную работу перепускного клапана, ограничи­вающего подачу масла в систему; она обеспечивается без каких-либо регулировок при правильном изготовлении пружины и ка­либрованного отверстия в крышке насоса.
Перед проверкой насосы подвергают обкатке при следующем режиме: работа в течение 3 мин при давлении 5 кгс/см2 и часто­те вращения 600 об/мин; в течение 3 мин соответственно при 10 кгс/см2 и 1200 об/мин; в течение 5 мин соответственно при
20 кгс/см2 и 2000 об/мин и в течение 3 мин соответственно при 30 кгс/см2 и 2666 об/мин.
Насосы, прошедшие обкатку при этом режиме, на автомобиле могут работать с полной нагрузкой сразу после его выпуска с завода.
РАСЧЕТ УЗЛОВ РУЛЕВОГО МЕХАНИЗМА
Узлы рулевого управления автомобиля ЗИЛ-130 рассчиты­вали по методике, рекомендованной НАМИ.
Ниже приведены некоторые результаты расчетов, произве­денных для автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555, имеющего большую на­грузку 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
где [л — коэффициент трения шины о дорогу; Gal — нагрузка на переднюю ось в кгс; рт — давление в шинах в кгс/см2.
При коэффициенте трения \i = 0,85 момент сопротивления Мр = 230 кгс-м. При этом момент на валу сошки равен 211 кгс-м. Указанная расчетная величина соответствует действи­тельному моменту, замеренному методом тензометрирования на автомобиле и составляющему 200—260 кгс • м.
Наиболее напряженным элементом рулевого механизма яв­ляется шлицевая часть вала сошки. Напряжение в ней при кру­тящем моменте на валу 260 кгс-м т = 3000 кгс/см2, что обеспе­чивает 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 удов­летворительную стабилизацию управляемых колес, а также воз­врат рулевого колеса в нейтральное положение при угле наклона шкворня в продольном направлении 2° 30'.
Момент на рулевом колесе, при котором включается гидро­усилитель, зависит от силы центрирующих пружин и составляет около 0,5 кгс-м, что соответствует усилию 2,3 кгс на ободе руле­вого колеса. Этот же момент при максимальном расчетном мо­менте сопротивления повороту колес приблизительно равен 1,9 кгс • м (усилие на ободе 8,6 кгс). В действительности указан­ные величины несколько больше расчетных вследствие наличия указанных выше предварительных натягов в рулевом механизме. Несмотря на это максимальное усилие на ободе рулевого колеса
автомобиля ЗИЛ-130 значительно ниже не только усилия боль­шинства грузовых автомобилей, но и многих легковых машин. «Чувство дороги» для данного гидроусилителя может характе­ризоваться коэффициентом
где Мтах— момент на рулевом колесе при максимальном расчет­ном моменте сопротивления повороту колес; М0 — момент на рулевом колесе, соответствующий вклю­чению гидроусилителя. Для автомобиля ЗИЛ-130 коэффициент К — 3,8, что характе­ризует хорошее «чувство дороги».
Максимальное рабочее давление в полости цилиндра гидро­усилителя при повороте автомобиля на месте равно 60 кгс/см2. Удельная работоспособность гидроусилителя
где Vv — рабочий объем гидроусилителя;
Ртахмаксимальное давление, развиваемое насосом.
Для автомобиля ЗИЛ-ММЗ-555 при ргпах  65 кгс/см2 удель­ная работоспособность гидроусилителя равна 120 кгс-м/тс.
При достаточной подаче насоса гидроусилителя частота вра­щения рулевого колеса такова, что насос успевает заполнить ра­бочую полость цилиндра гидроусилителя. У автомобиля ЗИЛ-130 эта частота вращения равна не менее 1,31 об/с в одну сторону и 1,68 об/с в другую при минимальной частоте вращения холосто­го хода двигателя.
Как показали исследования, удовлетворительная работа ру­левого 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 автомо­биля ЗИЛ-130, не было массового производства грузовых авто­мобилей с гидроусилителем, объединенным с рулевым механиз­мом. Вследствие этого, а также учитывая, что узлы рулевого управления имеют большое значение для безопасности движе­ния, особое внимание было обращено на их испытание и доводку. Часть исследовательских работ проводилась заводом совместно с НАМИ.
Основные испытания предусматривали: проверку работоспо­собности 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
ЗИЛ-130, ЗИЛ-164, ЗИЛ-157 с получением отзывов водителей и технического персонала автохозяйств; стендовые износные испы­тания узлов рулевого управления; проверку нагруженности уз­лов и деталей рулевого управления и 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 обна­ружено виляние передних колес при движении автомобиля с большой скоростью по прямой и недостаточно четкая стабили­зация колес. НАМИ совместно с заводом провел исследования причин этих дефектов, определил силы, действующие в рулевом управлении автомобиля ЗИЛ-130, и дал рекомендации по устра­нению 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 уси­лителем, так и без него; при наличии гидроусилителя толчки от дороги не передаются на рулевое колесо.
Для улучшения стабилизации передних колес была увеличе­на жесткость центрирующих пружин рулевого механизма.
В дальнейшем было выявлено, что в некоторых случаях авто­мобиль недостаточно хорошо держит дорогу. Этот дефект был устранен увеличением момента затяжки регулировочной гайки упорных шарикоподшипников рулевого механизма. При этом была устранена возможность незначительного осевого переме­щения золотника клапана управления относительно винта.
Проверка в эксплуатации
Подготовленные рулевые механизмы и насосы рулевого уп­равления ЗИЛ-130 были установлены на автомобили ЗИЛ-164 и самосвалы ЗИЛ-ММЗ-585 в автохозяйствах Крыма, Таджики­стана, 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 эксплуа­тация и техническое обслуживание производились водителями этой организации. Значительная часть автомобилей имела про­беги около 100 тыс. км.
В отзывах водителей и технических руководителей автохо­зяйств были отмечены: значительно меньшая утомляемость во­дителей, лучшая маневренность автомобиля, повышение средней технической скорости, особенно на горных дорогах, отсутствие
затруднений при управлении автомобилем и его обслуживании, а также более легкое преодоление труднопроходимых мест и повышение производительности труда. Автомобиль хорошо дер­жал дорогу, имел удовлетворительный возврат управляемых ко­лес после поворота в положение, соответствующее прямолиней­ному движению; поворот автомобиля происходил плавно. Отзы­вы подтверждали целесообразность применения гидроусилителя рулевого управления.
В данном случае на оценку рулевого управления было ис­ключено влияние улучшенной подвески, удобства посадки води­теля, уменьшенного числа переключений коробки передач и дру­гих мероприятий, реализованных в конструкции автомобиля ЗИЛ-130, поэтому целесообразность установки гидроусилителя на грузовых автомобилях средней грузоподъемности была оче­видна.
Стендовые испытания
Испытания рулевого механизма производились на стенде, который имитировал условия работы на автомобиле. С этой целью сила прикладывалась к шаровому пальцу сошки и величи­ну ее можно было регулировать. Первоначально нагрузка на валу сошки была равна 70 кгс-м (в среднем положении сошки), что соответствовало нагрузке, принятой при испытаниях рулево­го управления без усилителя автомобиля ЗИЛ-164 по методике Кутаисского автомобильного завода. Давление в системе гидро­усилителя при этом составляло около 25 кгс/см2. Эта нагрузка соответствовала средним условиям работы механизма, но даже при длительных испытаниях существенных износов деталей по­лучить не удалось. В дальнейшем испытания проводились при нагрузке 100 и 130 кгс-м.
В результате стендовых испытаний на износ, проводившихся в объеме до 160 000 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 дета­лей при крутящем моменте 100 кгс-м на сошке, каждые 100 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 рулево­го 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 винто­вой пары как с 2,5 витками, так и с 1,5 витками был практичес­ки одинаков. Уменьшение числа рабочих витков   гайки значи-
тельно упростило шлифование канавки детали и уменьшило массу рулевого механизма.
3. Необходимость повышения износостойкости узла регули­ровочный винт — вал сошки. В результате увеличения твердости и введения фосфатирования регулировочных шайб были устра­нены задиры на них и на регулировочном винте и износостой­кость узла была доведена до требуемой величины.
В начальной стадии стендовых испытаний насоса гидроусили­теля 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 100 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 осталь­ных параметров режима, который соответствовал повороту ав­томобиля при движении по глубокой колее на понижающей пе­редаче и приводил к резкому повышению температуры трущихся деталей.
Испытания подшипников на долговечность, кроме износного режима, велись также при максимальной частоте вращения ва­ла насоса (4500 об/мин) и пульсирующем давлении от 10 до 30 кгс/см2.
При доводочных работах, обеспечивших необходимую надеж­ность 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 устра­нение задиров. В производстве притупление кромок осуществ­ляется с помощью виброгалтовки. Подтверждена правильность выбора ряда допусков и посадок и, в частности, свободной по­садки ротора на шлицы, а также возможность некоторого рас­ширения допуска на перпендикулярность образующей статора, что позволило ввести хонингование и устранить задиры вследст­вие прижогов при шлифовании.
2. Отработана конструкция разгрузочной канавки на торце корпуса насоса. В результате внедрения ее долговочность 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
давлении в системе (например, в случае движения автомобиля на первой или второй передаче по тяжелой грунтовой дороге с большим количеством поворотов).
3. Уменьшена кавитация путем подбора соответствующих сечений каналов коллектора. При этом производился замер дав­лений 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(ТУ38-101179—71), при­годное для работы во всех климатических зонах Советского Союза и имеющее повышенную стабильность. При этом было установлено большое влияние термообработки поковки на изно­состойкость статора насоса, устраняющей появление карбидной сетки в окончательно изготовленной детали, а также режима шлифования, при котором возможны недопустимые прижоги. Подтверждена возможность значительного повышения износо­стойкости рабочей поверхности статора при изготовлении его из специального закаленного чугуна.
5. Проверена долговечность различных типов и размеров шариковых и игольчатых подшипников вала насоса и произве­ден окончательный выбор их. Установлено, что игольчатый под­шипник со штампованным наружным кольцом не обеспечивает необходимого ресурса; был применен игольчатый подшипник с массивным наружным кольцом. Кроме того, были также уве­личены 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 час­тотой 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 на­личие прочной связи резины с кольцом жесткости сальника. За­тем была отработана конфигурация упорного кольца 34 саль­ника (см. рис. 76) и проверена и подтверждена целесообразность запрессовки сальника 33 вместе с упорным и стопорным коль­цами до захода последнего в канавку. Вследствие этого был устранен зазор между торцами сальника и упорного кольца, что уменьшило возможность разрыва сальника. Одновременно за­вод— изготовитель сальников повысил прочность связи резины с кольцом жесткости.
В результате проведенных мероприятий долговечность саль­ников 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
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 подтверж­дена целесообразность их применения, несмотря на более высо­кую стоимость. Эти сальники были внедрены в производство.
Стендовые испытания шлангов высокого и низкого давления проводились на многопозиционном стенде, на котором их уста­навливали в том же положении, что и на автомобиле 1. Через шланги протекало масло под давлением, пульсирующим от 0 до 65 кгс/см2 для шлангов высокого и от 0 до 10 кгс/см2 для шлан­гов низкого давления. Частота пульсации составляла 41 цикл в минуту, температура масла 115—125° С, а воздуха под кожу­хом 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 эффектив­ность изменения параметров и материала оплетки, предложен­ных заводом-изготовителем, проверены различные марки рези­ны. В частности, была установлена невозможность использова­ния шлангов с простой лавсановой оплеткой и подтверждена целесообразность шлангов с комбинированной оплеткой, состо­ящей из лавсановых или капроновых нитей, оплетенных хлопча­тобумажными нитями. Шланги с этой оплеткой, имеющие боль­шую долговечность, внедрены в производство.
На стенде были проведены работы по определению оптималь­ной 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 внед­рение шлангов высокого давления в сочетании с серийными на­конечниками невозможно из-за недостаточной прочности резины.
Испытание  н~ прочность
Исследования нагруженное™ узлов и деталей рулевого уп­равления 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 испы­тания шлангов гидроусилителей рулей азтомобиля ЗИЛ — В кн.: Вопросы расчета, конструкции и исследоват п а;; ом юбилей ЗИЛ М, 1969 (НИИНав-топром).
14 Зак. 1071 209
ной рулевой тяге, давлений в системе гидроусилителя и частоты вращения вала насоса. Испытания велись при различных ско­ростях движения автомобиля вплоть до максимально возмож­ных по условиям плавности хода и устойчивости автомобиля для дороги данного типа.
В результате испытаний было выявлено, что наибольшая ста­тическая нагрузка на рулевое управление создается при поворо­те на сухом асфальте. Наибольшие циклические нагрузки, опреде­ляющие усталостную прочность деталей, возникают при движе­нии автомобиля по булыжному шоссе. При испытании на шоссе хорошего качества и на разбитом были получены величины од­ного порядка. Это объясняется тем, что в первом случае возмож­ная 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 следу­ет вести усталостные стендовые испытания деталей. В дальней­шем сопоставление спектров сил с кривыми усталости отдельных испытуемых деталей дало возможность рассчитать их долговеч­ность.
Заводом проводились усталостные испытания шаровых паль­цев, сошки, рычагов рулевого управления, вала сошки, зубьев поршня-рейки, регулировочного винта, винта рулевого управле­ния и шариковой винтовой пары в целом. В результате испыта­ний была установлена целесообразность увеличения диаметра цапфы шарового пальца сошки и сечения сошки, введения дро­беструйной обработки последней, а также усиления буртика регулировочного винта. Была также подтверждена удовлетвори­тельная прочность остальных деталей в обычном исполнении.
Расчетная долговечность нижнего поворотного рычага, полу­ченная путем сопоставления его кривой усталости со спектром нагружения, определенном при движении автомобиля по булыж­ному шоссе со средней скоростью 40 км/ч, составляет 90 тыс. км. Указанную величину можно считать удовлетворительной и при­нять ее за единицу. Тогда относительная долговечность деталей рулевого управления выразится следующими величинами:
Нижний поворотный рычаг
Бал сошки.......
Сошка.......
Шаровой палец сошки . .
8,1—12 2,45—4,35 8,6
Несмотря на высокую усталостную прочность вала сошки, были случаи его поломок в эксплуатации после короткого про­бега, главным образом зимой. Поломки происходили в сечении у сошки и не носили усталостного характера. Не было обнару­жено также нарушений технических условий или технологичес­кого процесса.


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я