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 вторая»
предназначена для 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: доцент, кандидат технических наук инженер-полков¬
ник 3 а п р я г а е в М. М. — гл. XV; доцент, кандидат технических наук
инженер-полковник Крылов Л. К- — гл. XII; профессор, доктор техни¬
ческих наук инженер-полковник Магидович Е. И. ГЛ^^П ’ Д°цент.
кандидат технических наук инженер-полковник Щукин М. М. гл. XI,
XIV, XV, XVI, XVII и XVIII.

Глава XI
КОЛЕСНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
1.	Типы колесных движителей и требования,
предъявляемые к ним
Колесный движитель состоит из ведущих и ведомых
колес, смонтированных на шасси, с помощью которых осу¬
ществляется движение автомобиля' и управление им. Колеса
обычно подрессорены, хотя иногда часть колес просто соеди¬
нена с шасси.
Колесный движитель состоит из шины (катка), обода (со¬
единительной части) и ступицы. На автомобилях применя¬
ются движители различных типов.
По эксплуатационному назначению они разделяются на
три основные группы: дорожного типа, вездеходного типа и
универсального применения.
Колесные движители первой группы монтируются на ав¬
томобилях, регулярно эксплуатирующихся по усовершенство¬
ванным дорогам. Колесные движители второй группы ис¬
пользуются на автомобилях, специальных колесных маши¬
нах высокой и особо высокой проходимости и транспортерах.
Для смешанных условий эксплуатации автомобилей предна¬
значены колесные движители третьей группы.
В зависимости от размеров наружного диаметра D колес¬
ные движители могут быть малогабаритными (D<0,8 м),
среднегабаритными (D = 0,8-M,5 м) и крупногабаритными
(D= 1,5ч-3,0 м). Для колесных движителей характерны в ос¬
новном два типа ошиновки — пневматическими шинами и
пневмокатками. Специальные транспортеры и некоторые бое¬
вые машины оснащаются иногда обрезинеппыми металличе¬
скими колесами. Первый тип ошиновки получил преимущест¬
венное распространение. По форме поперечного сечения и
внешним очертаниям пневматические шины делятся на торо-
идные, широкопрофильные (крупнопрофильные) и арочные.
Последние две разновидности шин нередко объединяются
под одним общим названием — специальные шины. В отдель¬
ную группу обычно выделяются пневмокатки, имеющие боч¬
кообразную форму.
Кроме того, шины классифицируются по величине внут¬
реннего давления на шины высокого давления (р0 >
5 кГ/см2), шины низкого давления (р0 = 1,5н-5,0 кГ1см2), шины
сверхнизкого давления (ро< 1.5 кГ]см2) и шины с перемен-
1*
3

ным давлением (давление в зависимости от качества дороги
может изменяться от 0,5 до 3—4 кГ1см2). Следует отметить,
что шины высокого давления из-за наличия у них серьезных
недостатков (плохие упругие и амортизирующие свойства) на
современных автомобилях почти не применяются. Основную
массу шин, выпускаемых резиновой промышленностью, со¬
ставляют шины низкого давления. Шины сверхнизкого дав¬
ления и шины с переменным давлением используются только
па автомобилях высокой и особо высокой проходимости. Пнев¬
мокатки относятся к категории движителей со сверхнизким
давлением.
По способу герметизации шины и пневмокатки могут
быть камерными и бескамерными. Последние на грузовых
автомобилях и колесных шасси практического распространен
ния не получили. Их область применения — легковые авто¬
мобили и специальные транспортеры.
Следует иметь в виду, что шины относятся к числу наи¬
более ответственных и дорогостоящих элементов автомобиля.
Стоимость комплекта шин составляет 20—25% первоначаль*
ной стоимости автомобиля, а из общих эксплуатационных
расходов 10—15% падает на расходы по шинам.
Ободья колесных движителей в зависимости от способа
монтажа подразделяются на цельные, разборные и разъем¬
ные; по форме — на плоские и глубокие; по способу соедине¬
ния со ступицей — на дисковые и бездисковые. Полки ободьев
бывают двух типов — прямые и конические.
Ступицы колесных движителей по конструкции узла кре¬
пления бывают фланцевые, спицевые и барабанные. Послед¬
ние два типа применяются для бездисковых разъемных
ободьев.
К числу обобщающих оценочных параметров колесных
движителей относятся:
—	наружный диаметр D, ширина профиля В и величина
посадочного диаметра d\
—	максимально допустимая нагрузка на движитель GH
(грузоподъемность) и соответствующее этой нагрузке давле¬
ние в шине р0;
—	параметры геометрической формы колесных движите¬
лей (табл. XI.1).
На рис. XI. 1 приведены основные геометрические пара¬
метры колесных движителей и их сравнительная оценка по
величине площади отпечатка при одинаковой нагрузке G^
равенстве наружных диаметров D и соответствующих степе¬
ни упругости этих движителей относительных деформациях.
Если принять за 100% величину площади отпечатка тороид-
ной шины, то площади отпечатков других типов пневматиче¬
ских движителей составят: широкопрофильных 120—140%;
арочных — 150—200%, пневмокатков — 250—300%.
4

Таблица XU
Параметры геометрической формы колесных движителей
Тип колесного движителя
Названия параметра
тороидные
ШИНЫ
широкопро¬
фильные
шины
арочные
ШИНЫ
пневмокатки
Коэффициент
филя Н: В
про-
0,9-1,0
0,75—0,85
0,4-0,6
о
А
Коэффициент
лонности D :d
ба-
1,5-3,0
1,5-3,0
1,5-2,0
2-4
Коэффициент
рины (шины) В:
ши-
D
0,18—0,36
0,36—0,46
0,5—0,6
0,9—2,0
Коэффициент
рииы обода в: В
шн-
0,7-0,8
°1
o'
I
00
о
0,9-1,0
0,9-1,0
К колесным движителям наряду с общими требованиями
(малый вес, прочность, износостойкость, технологичность)
предъявляется ряд специальных требований:
Рис. XI.1. Геометрические параметры колесных движителей и сравнитель¬
ная оценка их по величине площади отпечатка
—	хорошие сцепные качества шины с дорогой, опреде¬
ляющиеся рисунком протектора, и малые удельные давления
на грунт (в первую очередь для шин армейских автомоби¬
лей, эксплуатирующихся в плохих дорожных условиях);
—	малые гистерезисные потери в шине (сопротивление
качению) н их теплостойкость, определяющиеся в основном
качеством резины;
—	хорошие упругие и амортизирующие свойства, способ¬
ствующие повышению плавности хода автомобиля;
5

—	динамическая и статическая уравновешенность;
—	легкость монтажа и демонтажа.
Конструкция колесного движителя оказывает существен¬
ное влияние на все основные качества автомобиля прохо¬
димость, топливную экономичность, плавность хода и устой¬
чивость движения. Поэтому для каждого типа автомобиля
в зависимости от условий его эксплуатации и характера ис¬
пользования выбирается свой наиболее целесообразный ва¬
риант колесного движителя.
2.	Тороидные шины
Тороидные шины являются наиболее распростра¬
ненными. Они применяются главным образом на легковых
автомобилях, автобусах, грузовых автомобилях народнохо¬
зяйственных образцов и автоприцепах, т. е. на машинах, экс¬
плуатирующихся преимущественно на благоустроенных до¬
рогах. Основные параметры этих шин регламентированы
ГОСТ 5513—64 (для грузовых автомобилей, автобусов и ав¬
топрицепов) и ГОСТ 4754—64 (для легковых автомобилей).
Рис. Х1.2. Конструкция тороиднои шины
В этих ГОСТ приведены сортамент шин, их вес и размеры,
число слоев каркаса, типы рекомендуемых ободьев, нормы
эксплуатационных режимов (допустимая нагрузка на шину и
соответствующее давление воздуха в шине).
Тороидные шины выпускаются в нескольких конструктив:
ных вариантах, отличающихся друг от друга способом герме¬
тизации, расположением нйтей корда, рисунком беговой ча¬
сти и другими показателями.
Камерная шина состоит из покрышки, камеры и ободной
ленты. Конструкция гакой шины и ее основные геометриче*
ские размеры показаны на рис. XI.2.
6

Каркас 3 покрышки состоит из нескольких слоев прорези¬
ненного корда толщиной 1,0—1,5 мм при диаметре нити
0,6—0,8 мм. Число слоев корда для грузовых автомобилей и
автобусов изменяется от б до 14, для легковых автомоби¬
лей— от 4 до 6. Кордные ткани составляют около 30% веса
и стоимости шины. Они несут основную нагрузку, обеспечи¬
вая шине нужную прочность, эластичность, износостойкость
и другие качества. Ог давления воздуха, центробежных сил
и весовой нагрузки нити корда работают на растяжение.
Нити в каждом из слоев корда занимают определенное
положение, характеризуемое углом |3. Последний изменяется
от точки к точке по меридиану, но одинаков во всех точках,
лежащих на одном параллельном круге. Для точек экватори¬
альной окружности он обозначается через |3К. Для любой
другой точки sin Р = ^-sin рк. Увеличение рк приводит к воз-
К
растанию боковой, радиальной и тангенциальной жесткости
шины. Для тороидных шин обычно рк = 50-^52°.
Материалом для нитей корда служат хлопчатобумажная
ткань, вискоза, синтетические полиамидные материалы (ней¬
лон, капрон, перлон и др.) и стальная проволока (металло-
корд). Из неметаллических кордных материалов наилучши¬
ми свойствами обладают полиамиды, что видно из табл. XI.2.
Таблиц a XI.2
Характеристика материалов нитей корда
Параметры
Материалы нитей корда
хлопок
вискоза
капрон
проволока
стальная
Плотность, г/см3 . .
0,50—1,50
1,49—1,52
1,14
7,8
Толщина, мм ....
Прочность на раз¬
0,015—0,020
0,010—0,020
0,020-0,028
0,15-0,22
рыв, кГ/мм" . . .
Удлинение при раз¬
20—30
25—60
80—90
230-270
9—14
рыве, %
6-8
14—20
2-3
Изменение проч¬
ности, °/0:
при увлажнении
+5
—(30-^-50)
-(1-Н0)
0
при нагреве до
—(15-т-ЗО)
120° С
-(25-^30)
-(5-7-35)
-3
Высокая прочность, температуростойкость, эластичность,
малая гигроскопичность полиамидов по сравнению с вискоз-
ным и особенно хлопчатобумажными кордными материа¬
лами позволяют рекомендовать их прежде всего для изготов¬
ления шин применительно к автомобилям, систематически
7

работающим в тяжелых условиях эксплуатации (плохие
дорожные условия, большие нагрузки, высокие скорости дви¬
жения, влажный климат и пр.).
Отдельные нити корда и слои между собой связаны кар¬
касной резиной. Последняя представляет собой смесь, состоя¬
щую из каучука (синтетического или натурального), напол¬
нителей (сажи), вулканизирующих веществ (серы, селена),
ускорителей (альтакса, каптакса, тиарама и др.), противо-
старителей (неозона Д) и других компонентов.
Взаимодействующей с дорогой частью шины служит про¬
тектор. Он формируется из прочной (oD=100 кГ(см2) твер¬
дой (твердость по Шору 55—65) хорошо сопротивляющейся
износу (истирание не более 750 см3/квТ'Ч) резины. Протек¬
тор 1 состоит из рельефной части (рисунка) и подканавочного
слоя. Толщина протектора шин грузовых автомобилей 15—
40 мм, при этом 20—40% падает на подканавочный слой.
Ширина протектора П— (0,7ч-0,8) В.
Рисунок протектора выбирается в зависимости от качества
дороги. Для дорог с твердым покрытием применяется протек¬
тор (рис. XI.3,а) с мелким симметричным или асиммет¬
ричным рисунком (легковые автомобили, автобусы, прице¬
пы), который обеспечивает бесшумность работы движителя,
высокую износостойкость и достаточную сопротивляемость
заносу, особенно при торможении на скользких дорогах (в
мелкие канавки протектора выдавливается влага, благодаря
чему даже на скользких дорогах протектор имеет надежное
сцепление с дорогой). Асимметричный рисунок протектора
более износостоек. Для дорог смешанного типа наиболее вы¬
годен универсальный (комбинированный) рисунок протекто^-
ра (народнохозяйственные грузовые автомобили), имеющий
мелкую насечку в центральной части и более крупную в бо¬
ковой (рис. XI.3, б). При движении по плохим дорогам всту¬
пают в действие боковые выступы, позволяющие улучшить
проходимость. На плохих дорогах (многоцелевые автомоби¬
ли) применяются шины с грунтозацепами (рис. XI.3,в).Для
снижения износов грунтозацепов и шума при движении на
дорогах с твердым покрытием последняя разновидность про¬
тектора снабжается центральным беговым пояском. Из всех
типов протекторов протекторы шин с грунтозацепами рабо¬
тают в наиболее напряженном режиме.
При проектировании рисунка протектора его коэффициент
полноты /Сп (насыщенность) выбирается в зависимости от
эксплуатационного назначения шин. Для ш#н дорожного ти¬
па он наиболее высок (Кп~0,7ч-0,8), для шин универсально¬
го применения и вездеходного типа /Сп наименьший (Кп=
= 0,4 + 0,6). Протекторы с Кп меньше 0,4 проектировать не
рекомендуется.
Брекер 2 (рис. XI.2), имеющий толщину от 3 до 7 мм, со¬
8

стоит из разреженного корда, обложенного слоем резины.
Брекер смягчает воздействие ударных нагрузок на каркас и
более равномерно распределяет по его поверхности воспри¬
нимаемые колесом усилия. По сравнению с другими элемен¬
тами шины брекер в процессе работы наиболее сильно нагре¬
вается (до 110—120°С). В связи с этим для изготовления
брекера выбираются температурно-устойчивые специальные
марки корда (вискозный и полиамидный).
Толщина боковин 4, предохраняющих каркас от повреж¬
дений, равна 1,5—3,5 мм. Для придания бортам 5 достаточ¬
ной механической прочности они снабжаются стальными про¬
волочными кольцами 5, а с наружной стороны обкладываются
одпой-двумя прорезиненными лентами из чефера. Бортовые
кольца являются основой, на которой замыкаются усилия,
действующие в нитях корда. Шина с поврежденным борто¬
вым кольцом непригодна для эксплуатации. Поэтому кольца
а
в
Рис. XI.3. Варианты рисунков протектора
тороидных шин
9

выполняются всегда с большим запасом прочности (п =
= 5-8).
Требуемая герметичность тороидных шин обеспечивается
камерой, монтируемой внутри покрышки. Наружный диаметр
камеры принимается на 3—5% меньше диаметра шины но
внутренней поверхности короны и на 4—6% больше диаметра
ободной ленты. Это обеспечивает плотную посадку камеры
внутри шины, т. е. исключает появление складок, а следова¬
тельно, перетирание камеры. Толщина стенки камеры обычно
равна 1,5—2,5 мм для легковых автомобилей и 2,5—5,0 мм
для грузовых автомобилей и автобусов.
Камеры с толстой стенкой работают в более напряжен¬
ном тепловом режиме вследствие повышенного гистерезиса
резины.
На поверхности камеры выполняются радиальные риски,
способствующие отводу наружу диффундирующего из каме¬
ры воздуха (через неплотности в ободе или в месте установ¬
ки вентиля) и воздуха, остающегося между камерой и по¬
крышкой при сборке шины.
Камеры изготовляются из высокопрочной резины с боль¬
шим (до 40—50%) содержанием натурального или синтети¬
ческого каучука. В зависимости от конструкции и размера
обода, схемы установки шин (сдвоенные или одинарные) и
их типа выпускаются вентили различной конструкции, дли¬
ны и формы. В большинстве стран, в том числе и в СССР,
вентили стандартизованы. Они бывают резино-металлическме
(рис. XI.'4,а) и металлические (рис. XI.4,б, в, г). В резино¬
металлических вентилях (вентили типа ЛК, ЛБ) в отличие
от металлических (вентили типа УК, УБ, РК, ГК) корпус
обрезиненный. Резино-металлические вентили выпускаются
преимущественно для легковых автомобилей, металличе¬
ские— для грузовых.
Вентиль крепится к камере (для камерных шин) или к
ободу (для бескамерных шин) чаще всего по одному из сле¬
дующих трех вариантов: с помощью обрезиненного фланца,
привулканизированного к камере (вентили типа РК, ЛК, ГК;
рис. XI.4, о, б) или к ободу (вентили типа РБ); с помощью
прижимного устройства к камере (вентили типа УК;
рис. XI.4, г); с помощью прижимного устройства с уплотни¬
телем к ободу (вентили типа УБ, ЛБ; рис. XI.4,в). Буквы в
маркировке вентилей обозначают: первая — тип вентиля (на¬
пример, У — универсальный для всех типов шин, Л только
для легковых автомобилей, Г — только для грузовых авто¬
мобилей, Р — только для микроавтомобилей); вторая тип
шины (К — камерная, Б — бескамерная).
Основными конструктивными элементами вентиля явля¬
ются: 1 — ключ-колпачок; 2 — ниппель-золотник; 3 уплот¬
нитель; 4 — клапан с направляющим стержнем; 5 -корпус;
10

fi — пружина клапана; 7 — ободная контргайка; 8 опорный
колпачок; 9 — прижимная гайка; 10 зажимная пластинка,
Л	пятка корпуса. Детали 2, 3, 4, 6 и 8 объединяются под
общим названием золотник. Устройство золотников для всех
типов вентилей одинаково.
В шинах грузовых автомобилей между ободом и камерой
устанавливается ободная лента с профилированным сече¬
нием, предохраняющая камеру от повреждения. Толщина
ободной ленты в центральной части 3—10 мм, к краям тол¬
щина ленты уменьшается до 1 мм. Длина ободной ленты на
15—20 мм больше длины окружности обода. Чрезмерное уве¬
личение длины ленты приводит к образованию поперечных
складок.
Бескамерные шины (рис. XI.5) конструктивно проще ка¬
мерной (уже хотя бы потому, что не имеют камеры). Но
главное — это повышение безопасности движения автомоби¬
ля; при проколе шины воздух выходит медленно, что дает
возможность водителю успеть остановить машину и тем са¬
мым избежать аварии.
Бегкамерная шина имеет меньшую теплонапряженность,
что повышает ее сцепление на зимних дорогах. Бескамерные
г
Рис. XI.4. Типы вентилей и конструкция золотника
11

шины имеют ряд специфических деталей: герметизирующий
слой 2 толщиной 1,5—3 мм, уплотнительную бортовую рези¬
ну 1 и специальную форму обода 3 с вентилем 4. Гермети¬
зирующий слой отличается повышенной воздухонепроницае¬
мостью. На его изготовление расходуются более плотные
сорта резины (бутил-каучук, наприт и др.).
Кроме того, при производстве бескамерных шин всегда
отдается предпочтение капроновому и вискозному корду.
Этот корд лучше противостоит диффузии сжатого воздуха.
Его воздухопроницаемость в 10—
15 раз ниже, чем у хлопчатобу¬
мажного корда. Применяющийся
в ряде конструкций самозаклеи-
вающийся слой повышает эксплу¬
атационную надежность беска¬
мерных шин. За счет более уме¬
ренного температурного режима
и использования улучшенных сор¬
тов корда средний срок службы
таких шин на 20% больше обыч¬
ных. Вместе с тем необходимо от¬
метить, что бескамерные тины
требуют более совершенной тех¬
нологии и высокой культуры про¬
изводства и эксплуатации (нару-
Рис. Х1.5. Конструкция беска- шение герметичности посадочных
мерной шины	поверхностей шины при дефор¬
мировании закраин обода).
Известным достижением в конструировании автомобиль¬
ных шин является применение металлокорда. В связи с вы¬
сокой прочностью последнего шины могут выполняться с ма-
лослойным каркасом (два — четыре слоя) и брекером. Плот¬
ность расположения нитей в слое в 1,5—2 раза меньше, чем
у шин с текстильным или вискозным кордом. Для придания
эластичности металлокордной шине между отдельными слоя¬
ми корда в каркасе уложены резиновые про-кладки толщиной
до 0,75—1,5 мм. Несмотря на целый ряд положительных
свойств (теплостойкость, меньшая чувствительность к пере¬
грузкам, меньшее проскальзывание и др.), шины из металло¬
корда из-за низкой усталостной прочности не могут быть
рекомендованы для эксплуатации ка плохих дорогах. Такие
шины целесообразно применять для автомобилей и автобу¬
сов, систематически работающих с большой нагрузкой и на
больших скоростях только на дорогах с усовершенствован¬
ным покрытием.
К числу перспективных относятся шины типа Р и PC
(рис. XI.6), отличающиеся от обычных принципиально новой
конструкцией каркаса и брекера. Для этих шин характерно
12

сочетание каркаса с радиальным (рк = 0* а не крест-накрест)
расположением нитей корда с брекерным поясом, имеющим
окружное направление нитей. Нити каркаса 1 воспринимают
исключительно радиальные нагрузки, что значительно умень¬
шает их напряженность и позволяет при той же нагрузке,
что и для обычных шин, уменьшить количество слоев корда
почти вдвое и увеличить на 25—30% радиальную эластич¬
ность шин. Восприя¬
тие тангенциальных
усилий осуществляется
малорастяжимым бре-
кером (шины типа Р)
или съемными двумя-
тремя протекторными
кольцами 2 (шины ти¬
па PC), которые для
увеличения тангенци¬
альной (окружной)
жесткости армируются
металлокордом 3. Это
обеспечивает (в част¬
ности, шинам типа Р)
по сравнению с обыч¬
ными шинами боль¬
ший (в 1,5—2 раза)
срок службы, сниже¬
ние потерь на качение	Рис.	XI.6.	Шины	типа	PC
колес (и расхода го¬
рючего н? 8—12%), более благоприятный	температур¬
ный режим (уменьшение температуры нагрева па 20—
30° С).
Что касается весовых показателей, то особых преиму¬
ществ шины типа Р по’ сравнению с обычными не имеют,
а шины типа PC даже несколько тяжелее.
Съемные кольца устанавливаются на шины типа PC, ког¬
да последние находятся в ненакачанном состоянии. При за¬
полнении шины воздухом благодаря высокой радиальной
эластичности кольца прочно сцепляются с профильными ка¬
навками поверхности каркаса. Устанавливаются и снимаются
кольца вручную.
К числу основных (выявленных) недостатков шин типа Р
и PC относятся:
—	наличие на стыке беговой части шины с бортовой и
боковой части с бортовой резкого перехода, который создает
зону концентрации напряжений. В этих и близлежащих зо¬
нах наблюдается усталостное разрушение шины (трещины
и расслоение);
возможность соскакивания съемных колец при умень¬
13

шении давления воздуха в шинах во время движения по пло¬
хим дорогам;
—	шины типа Р и PC требуют применения более качест¬
венных сортов резины, более высокой точности изготовления
(меньшие допуски на размеры, тщательность балансировки
и пр.);
—	повышенная боковая эластичность, отрицательно
влияющая на устойчивость движения автомобилей.
а 0/0
$ 100
к
/
/
г
Нагрузка на шину в °1о от
максимально допустимой
а
Давление воздуха в шине
6
40 50 ВО 70 80 ЭОЦКМ/ч
в
Рис. Х1.7. Влияние эксплуатационных факторов
на срок службы шины
Размеры тороидных шин (рис. XI.2) наносятся на их бо¬
ковине. Для шин низкого давления принято символическое
обозначение в виде В — d, для шин высокого давления
DXB, где В — ширина профиля шины, d — диаметр посадоч¬
ного обода (внутренний диаметр шины), D — наружный диа¬
метр шины. Размеры В и d наносятся в мм (например, 320—
508). Для шин, выпускавшихся по старым ГОСТ, применя¬
лась дюймовая система обозначений (например, 12.00—20,
что соответствует размеру 320—508).
В варианте обозначений В — d допускается комбиниро¬
ванная размерность, например 260—20, где В — в мм, d —
в дюймах.
По статистическим данным выход шин в ремонт состав¬
ляет: по износу протектора — 50%, разрыву каркаса и его
повреждениям— 40%, отслоению протектора и разлохмачи¬
ванию каркаса — 10%. Средний эксплуатационный пробег
тороидных шин должен составлять: для грузовых автомоби¬
лей 50—60 тыс. км (гарантийный — 45 тыс. км), для легко¬
вых автомобилей 40—45 тыс. км (гарантийный — 33 тыс. км).
14

Срок службы шин типа Р доходит до 75—80 тыс. км, а шин
типа PC — до 100—150 тыс. км (при двух-трехразовой заме¬
не протекторных колец). Влияние эксплуатационных факто¬
ров на срок службы шин показано на рис. XI.7.
Из графиков следует, что эксплуатационные режимы ока¬
зывают существенное влияние на срок службы шин. Так,
увеличение по сравнению с нормативами нагрузки на шину
в 1,5 раза (рис. XI.7, а) снижает ее пробег в 2,5 раза. Откло¬
нение давления воздуха в шине от номинального в ту или
иную сторону также вредно (рис. XI.7,б). При малых давле¬
ниях возрастают гистерезисные потери, увеличивается на¬
грузка на каркас, в результате чего неизбежно его тепловое
перенапряжение и расслоение. При больших давлениях воз¬
растают динамические нагрузки на шину со стороны неров¬
ностей дороги, а также силовое перенапряжение каркаса от
сжатого воздуха.
С уменьшением скорости движения срок службы шины
возрастает (рис. XI.7,в). Это объясняется уменьшением теп¬
ловой нагрузки на шину, снижением числа знакопеременных
циклов в единицу времени, испытываемых шиной, более спо¬
койным характером взаимодействия шины с дорогой. С ухуд¬
шением дорожных условий срок службы шины сокращается
(рис. XI.7,г): если срок службы шины при эксплуатации на
асфальтобетоне принять за 100% (цифра 1)} то по укатан¬
ной грунтовой дороге (цифра 2) он составляет 75%, а в ус¬
ловиях бездорожья (цифра 3)—50% от номинального.
При подборе шин для автомобиля приходится пользо¬
ваться некоторыми параметрами, определяющими работоспо¬
собность шины. Эти параметры находят расчетом.
Радиальная деформация тороидной шины h не должна
под номинальной (расчетной) нагрузкой превышать 12—15%
высоты профиля (//). Радиальная деформация определяется
по. формуле
А=тг^+/Ы^г)2 + ад, (XII)
где GK — нагрузка на колесо, кГ\
Сх и С2 — коэффициенты, учитывающие конструкцию и гео¬
метрические размеры шин;
рк— жесткость каркаса, равная 0,10^-0,30 кГ/см2
(меньшие значения для малослойных шин).
Для выполненных конструкций тороидных шин Cj =
**0,002 + 0,004 см21кГ (меньшие значения — для шин дорож¬
ного типа, большие — для шин повышенной проходимости).
Коэффициент С2 определяется из выражения
0,22 Н-0,32 Г 1

где Rn — радиус кривизны протектора;
D—наружный диаметр шины.
Вследствие наличия значительного гистерезиса шина при
качении, как отмечалось ранее, нагревается. Температура
нагрева ее не должна превышать 100° С. При очень высоких
температурах неизбежны расслоения и разрыв каркаса, от¬
рыв протектора.
Рис. XI.8. Влияние эксплуатационных факторов на температурный
режим шины
На рис. XI.8 показано влияние отдельных эксплуатацион¬
ных факторов на температурный режим шины. На графике
XI.8, а приведено изменение температуры в плечевой зоне
(кривая 1) шины и воздуха (кривая 2) в зависимости от
времени движения автомобиля (шина 8.00	15, ро = 1,5 кГ 1см2,
v =160 км/ч). Как видно из графика, уже в первые 10 мин
движения автомобиля температура стабилизируется и даль¬
ше остается постоянной. На графике^ XI.8, б приведено зна¬
чение температур в зоне брекера той же шины в функции
давления сжатого воздуха в ней при скорости движения ав¬
томобиля i> = 60 км}ч. На графике рис. XI.8, в показано влия¬
ние числа слоев корда на температуру шины 11-00	20 в пле¬
чевой зоне в зависимости от v при номинальной нагрузке.
Как видно, с уменьшением Ро и увеличением числа слоев
корда тепловая напряженность шин возрастает (1 И слоев,
2 — 12 слоев; 3 — 10 слоев).
16

Максимально допустимая нагрузка на колесо с шиной
грузового автомобиля может быть определена по формуле
о.<х,а>
где 6—коэффициент грузоподъемности шины, кГ1см2\
В—ширина профиля накачанной шины, см\
d — диаметр обода рассматриваемой шины;
dc — диаметр стандартного 20-дюймового обода, равный
0.508 м.
Для шин с регулируемым давлением и шин легковых ав¬
томобилей £=1,5-И,7 кГ1см2, для остальных грузовых торо¬
идных шин k = 2,3 + 2,7 кГ/см2.
Для каждого типоразмера шины существует вполне опре¬
деленное предельное значение скорости, превышение которой
приводит к существенному изменению основных свойств
шины. Эту скорость принято называть критической:
= VP°%cf 9’	■	(х,-3>
где RK—радиус шины (рис. XI.2) по экватору (короне),м\
г0 — радиус шины по ее центральной части, м\
qcр — масса шины, приходящаяся на 1 м2 поверхности
„	кГ •сек2
ее беговой части, ——.
?ср = Г
нГ • ^^2
где 7—плотность материала шины,——х—;
/—толщина беговой части шины, м.
При скоростях,-близких к t>KP и равных ей, на беговой по¬
верхности шины возникают непрерывные колебания с весьма
значительными амплитудами. Эти колебания могут быть резо¬
нансные. Причиной резонанса служит совпадение собственной
частоты колебаний беговой части шины с частотой вынужден¬
ных воздействий на шину со стороны дороги, проявляющихся
в виде периодически повторяющихся радиальных и танген¬
циальных сжатий.
При входе очередного участка шины в соприкосновение
с дорогой волновое движение протектора приводит к появле¬
нию ударов, з результате чего резко увеличивается сопротив¬
ление качению, возрастает теплообразование, сокращается
до минимума срок службы шин. Проектирование шин долж¬
но вестись из расчета, чтобы акр была в 1,5—2 раза больше,
чем предельная эксплуатационная скорость движения авто¬
мобиля.

3.	Специальные шины
К специальным относятся шины с регулируемым
давлением, широкопрофильные, арочные и двухполостные.
Шины с регулируемым давлением (рис. XI.26, а). От то-
роидных шин они отличаются увеличенной на 25—40% ши¬
риной профиля, меньшим в 1,5—2 раза нормальным внут¬
ренним давлением воздуха, пониженной жесткостью каркаса
за счет меньшего числа слоев корда (6—10), повышенной эла¬
стичностью протектора и отсутствием золотника в вентиле.
Радиальная деформация шины при минимальном давлении
воздуха составляет h= (0,35ч-0,40)Н. Как и тороидные, шины
с регулируемым давлением могут быть камерными и бескамер-
ными. Шины с регулируемым давлением воздуха способствуют
повышению проходимости автотранспорта и устанавливаются
на колесных тягачах и автомобилях, регулярно эксплуати¬
рующихся в неблагоприятных дорожных условиях.
Такие шипы имеют протектор с крупными широко расста¬
вленными грунтозацепами. Глубина грунтозацепов равна
20—30 мм. Грунтозацепы прорезаны поперечными канавками
для уменьшения в них гистерезисных потерь и для придания
протектору эластичности, что способствует его самоочище¬
нию от забивания грязью и снегом.
Так как шина с регулируемым давлением работает в бо¬
лее тяжелых условиях и при пониженных давлениях воздуха,
чем обычная тороидная, она быстрее изнашивается. Чтобы
увеличить срок службы этой шины, расчетная нагрузка на
нее берется на 30—50% меньшая, чем на тороидную (см.
значение коэффициента k в формуле XI.2). Несмотря на это,
шина с регулируемым давлением все же работает меньший
срок, чем тороидная, и ее пробег не превышает 20—
25 тыс. км. Наиболее часто встречающимся дефектом яв¬
ляется кольцевой излом каркаса шины в месте перехода бо¬
ковины в бортовую часть.
Широкопрофильные шины (рис. XI.9) относятся к числу
всесезонных. Они позволили по сравнению с тороидными без
увеличения наружного диаметра поднять грузоподъемность
и повысить эксплуатационно-технические качества шин. При
всех прочих равных условиях широкопрофильные шины, как
показывают сравнительные испытания, легче обычных сдво¬
енных (для задних ведущих колес) тороидных шин на 10—
15%. Применение широкопрофильных шин снижает- сопро¬
тивление качению автомобиля (применяется каркас с увели¬
ченным углом нитей корда по экватору j3K = 70-j-73°), что при¬
водит одновременно к уменьшению расхода топлива^ улуч¬
шению проходимости (за счет более широкой беговой части
протектора и более полного контакта с дорогой) и устойчи¬
16

вости, позволяет повысить средние скорости движения авто¬
мобиля.
Широкопрофильные шины могут выпускаться с однокон¬
тактной (для автомобиля повышенной проходимости) и двух¬
контактной (для задних ведущих мостов народнохозяйствен¬
ных автомобилей) беговой дорожкой. Для широкопрофиль¬
ных шин с регулируемым давлением внутреннее давление
выбирается в 1,5—2 раза меньше, чем у обычных тороидных
шин.
В зависимости от назначения широкопрофильные шины
выпускаются в нескольких вариантах: повышенной экономич¬
ности, универсальные и
высокой проходимости.
Шины повышенной эко¬
номичности предназначе¬
ны для автомобилей, экс¬
плуатируемых преимуще¬
ственно на твердых до¬
рогах. За счет меньшей
толщины протектора и
каркаса удается сэконо¬
мить при производстве
шин до 20—25% шин¬
ных материалов. Рисунок
протектора экономичных
ШИН — дорожный, С мак- — Рис- х1-9- Конструкция широкопро-
симальной	глубиной	фильной шины
20 мм, насыщенностью
65—80%. Отношения Н : 5=0,75-^0,85 и П : 5 = 0,70-^0,80.
Универсальные широкопрофильные шины применяются в
смешанных условиях эксплуатации. Для Зтих шин Н:В =
= 0,60-г-0,75, П : В = 0,8ч-0,90. Рисунок протектора комбини¬
рованный: в средней части — дорожный, по краям — с круп¬
ными грунтозацепами. Насыщенность протектора 50—55%,
глубина рисунка до 25—35 мм. Посадка на ободе осущест¬
вляется с натягом 2—4 мм.
Широкопрофильные шины высокой проходимости могут
иметь регулируемое давление (р0 т||, =0,5ч-0,7 кГ/см2). Для
этих шин Н :В = 0,5^0,7; П : Я = 0,8-ь 0,9; в : В = 0,8-г-0,9;
D:d= 1,5-ь3,0; В : D = 0,36-f-0,46. Глубина рисунка 25—35лш,
насыщенность 35—45%. Максимальная радиальная дефор¬
мация широкопрофильных шин для всех модификаций при
номинальной нагрузке h = (0,15^0,20) Н.
Обозначения широкопрофильных шин наносятся на ее бо¬
ковине в виде сочетания трех чисел (например, 1200x500—
508, 1400X550 — 533), при этом первое число означает на¬
ружный диаметр шины, второе — ширину профиля, третье —
посадочный диаметр обода (все в мм).-
19

Арочные шины применяются как сезонное средство повы¬
шения проходимости народнохозяйственных грузовых авто¬
мобилей. Одна арочная шина устанавливается вместо сдво¬
енных тороидных шин. Свое название арочные шины полу¬
чили от формы профиля. Ширина профиля арочных шин в
2—2,5	раза	больше	профиля	тороидных шин.
Одна	из	первых	конструкций	арочных шин показана	на
рис. XI. 10. Характерной особенностью этой шины является
отсутствие плечевой зоны и наличие специальных профили¬
рованных дисков, ограничивающих деформацию беговой
части шины. Опыт экс¬
плуатации показал,что
арочные шины такой
конструкции обладают
плохими амортизирую¬
щими	свойствами
{большая радиальная
жесткость),	имеют	не¬
достаточный	срок слу¬
жбы и служат источ¬
ником вибраций сило¬
вой передачи. В по¬
следующих конструк¬
циях указанные недо¬
статки были устранены введением плечевой зоны (зона пере¬
хода бортовой части шины в беговую часть) и беговой до¬
рожки на протекторе.
Установка современной арочной шины на ободе, ее про¬
филь, размеры, конструктивные элементы и общий вид пока¬
заны на рис. XI. 11,а,в. На этом рисунке обозначены: 1 — вен¬
тиль; 2— стяжные болты; 3 и 8—подвижные бортовые коль¬
ца; 4 и 9 — неподвижные бортовые кольца; 5 — бортовое
кольцо шины; 6 — каркас шины; 7—грунтозацепы; 10-
уплотнительное кольцо; 11 — обод; 12 — диск обода.
В связи с тем что арочные шины Лредназпачены для ра¬
боты при больших радиальных деформациях [Лтах= (0,20-^
-5-0,30)//] и передаче больших крутящих моментов, они изго¬
товляются из высокопрочного полиамидного корда и резин
на основе натурального каучука (100%). У существующих
шин каркас состоит из четырех — восьми слоев капронового
корда. Глубина рисунка протектора выбирается в пределах 30—
60 мм, насыщенность рисунка 15—17%. Шаг грунтозацепов
100—250 мм, их угол наклона 45°. Арочные шины выпол¬
няются бескамерными. Для уменьшения диффузии сжатого
воздуха в тело шииы на ее внутренней поверхности преду¬
сматривается герметизирующий сло;’|. Толщина герметизи¬
рующего слоя 2—3 мм, боковин арочной шины — 5—10 мм.
Основными параметрами служат D, В, d и Н (см.
Рис. XI.10. Конструкция арочной ши¬
ны, не имеющей плечевой зоны и бе¬
говой дорожки
20

табл. XI. 1). Размеры арочной шины на ее боковине нано¬
сятся в метрической системе (мм) в виде двух чисел (DxB),
например, 1000x650 (для автомобиля ГАЗ-51 А), 1140X700
(для автомобиля ЗИЛ-164А).
Вид с бону
с ! d
вид спереди
Рис. XI.И. Общин вид и конструкция современной арочной шины
Максимальная нагрузка на колесо с арочной шиной опре¬
деляется по формуле
е„ = 5,5СМ»1хКЩ	(XI.4)
где С — безразмерный геометрический коэффициент,
|/Ф — 2А) (2Я —Д) .
с =
н
DR
Д = Н-НК,
где Нк—высота профиля по средней линии каркаса.
При накачке арочной шины воздухом ее борта растяги¬
ваются, вследствие чего натяг между бортами и полками
уменьшается. Учитывая, что арочные шины способны переда¬
вать большие моменты, выбирается такой натяг, при кото¬
ром исключено проворачивание шины на ободе. Посадочный
диаметр обода на 2—3 мм выбирается большим, чем поса¬
дочный диаметр шины. Борта шины зажимаются на ободе
между двумя фланцами или между кольцом и приливом са¬
мого обода.
Арочные шины, имея малое внутреннее давление (ро =
= 0,5+1,5 кГ/см2), широкий профиль и эластичный каркас,
21

позволяют получать большую площадь отпечатков, в 1,5—•
2 раза превышающую площадь отпечатков тороидных шин,
и, следовательно, значительно меньшее удельное давление
шины на грунт. Это обстоятельство наряду с крупными грун¬
тозацепами обусловливает повышение проходимости автомо¬
билей на арочных шинах.
Рис. XI.12. Варианты двухполостных шин
Для обеспечения нормального срока службы необходимо,
чтобы арочная шина при нагрузке имела деформацию, при
которой еще не наступают явления выпучивания ее опорной
части (рис. XI.11,б). При выпучивании опорной части уча¬
стки шины а — в и с — d (заштрихованы) испытывают опас¬
ные напряжения сжатия, которым резино-кордные оболочки
сопротивляются недостаточно. В связи с этим явлением не¬
желательна эксплуатация арочных шин с пониженным давле¬
нием на дорогах с твердым покрытием.
Для устранения вибраций и некоторого снижения износов
грунтозацепов при движении по твердым дорогам в средней
части протектора вводится беговая дорожка (рис. XI.11,в).
Собственная частота колебаний подрессоренной части авто¬
мобиля только за счет упругости арочных шин равна 120—
140 кол!мин, что соизмеримо с частотой co6ctBeHHbix коле¬
баний автомобиля на рессорной подвескс. Хорошие смягчаю¬
щие и демпфирующие свойства арочных шин улучшают усло¬
вия работы подвески автомобиля.
Как показывают данные статистики, средний пробег ароч¬
ных шин в смешанных дорожных условиях составляет 40—
45 тыс. км, при эксплуатации этих же шин на твердых до¬
рогах срок службы снижается до 20—30 тыс. км.
22

Двухполостные шины появились в результате стремления
к дальнейшему повышению безопасности движения авто¬
транспорта. Двухполостная шина (рис. XI.12) состоит из трех
частей: внешней оболочки 1, сконструированной по типу
бескамерной шины, герметизирующего слоя 2 и монтируемой
внутри нее диафрагмы 3. Диафрагма выполняется из двух¬
трех слоев прорезиненного полиамидного корда. Полость А
заполняется воздухом через вентиль 5, а полость Б — через
клапан 4. В случае прокола шины и выхода воздуха из по¬
лости Б работоспособность шины снижается незначительно
благодаря наличию воздуха в полости А. Применение
двухполостных шин позволяет обходиться без запасных
колес.
4.	Подбор шин
Тип шин и их размер при проектировании автомо¬
билей подбираются исходя из нагрузок, приходящихся на
колеса, и с учетом типовых условий эксплуатации автомоби¬
ля. Нагрузки на колеса могут быть найдены из задания на
проектирование автомобиля, где указаны максимальный вес
автомобиля, число осей, вес по осям, вариант ошиновки
(односкатная, двускатная, смешанная и пр.). Для многоос¬
ных автомобилей вес по осям распределяется примерно оди¬
наково. Нагрузки на оси для основной массы автомобилей
не должны выходить за пределы норм, установленных ГОСТ
9314—59. Отклонения от этих норм допускаются только для
специальных вездеходов, транспортеров и большегрузных
многозвенных автопоездов, предназначенных для движения
вне основных транспортных магистралей.
При проектировании автомобиля из конструктивных и
компоновочных соображений ориентировочно устанавливает¬
ся необходимый диаметр обода шины. Его размеры зависят
также от габаритов тормозного барабана, наличия в колесе
бортовой передачи, потребного пространства для облегчения
монтажа вентильного устройства камеры и создания условий
для охлаждения и вентиляции тормозного механизма. После
ориентировочных расчетов, используя сортамент на ободья
(для тороидных шин — ГОСТ 10409—63), окончательно ре¬
шается вопрос о размерах обода колеса.
По размеру обода колеса из формулы (XI.2) находится
профиль шины, который окончательно уточняется по данным
существующих сортаментов на шины. В формуле (XI.2)
шах считается величиной известной. Подобранные шины
должны удовлетворять также требованиям в отношении кри¬
тической скорости (см. формулу XI.3).
23

5.	Конструкция ободьев
и ступиц
Ободья. Размеры ободьев и их конфигурация для
тороидных шин с нерегулируемым давлением определены
ГОСТ 10409—63 для грузовых автомобилей и ГОСТ
10408—63 для легковых автомобилей. На грузовых автомо¬
билях, автобусах и автоприцепах используются в основном
плоские разборные ободья в нескольких конструктивных ва¬
риантах: со съемным разрезным бортом, с цельным съемным
бортом с замочным разрезным кольцом (рис. XI.13, а, б),
с двумя съемными цельными бортами и замочным разрезным
кольцом. На легковых автомобилях применяются главным
образом глубокие неразборные (цельные)ободья (рис. XI.13, г).
Иногда такие ободья применяются и на малотоннажных
грузовиках (рис. Х1.13(д). На тяжелых грузовых автомоби¬
лях и специальных тягачах распространены плоские разъем¬
ные ободья (автомобили КрАЗ-214, МАЗ-502) или плоские
разборные ободья с разъемным трехсекторным бортовым
кольцом (автомобили МАЗ). Стыковая часть секторов обра¬
ботана под определенными углами и образует своеобразные
замки секторов при сборке (рис. XI.13, дас).
Разъемные ободья и бортовые кольца секторного типа об¬
легчают монтажно-демонтажные работы, что для тяжелых
автомобилей является особенно важным.
Разъемные ободья с внутренним распорным кольцом при¬
меняются в шипах с регулируемым давлением воздуха
24

(рис. XI. 13,в). Такая конструкция позволяет надежно за¬
жать борта шины между распорным кольцом и закраинами
обода и исключить проворачивание шины на ободе при сни¬
жении давления.
Установлено, что полки ободьев целесообразно делать
коническими (углы наклона полок Y — 5-T-150). Это улучшает
посадку шины на ободе (уменьшается опасность ее прово¬
рота) и способствует герметизации, что имеет большое зна¬
чение в первую очередь для бескамерных шин. Ободья с ко¬
ническими полками (для ободьев отечественного производ¬
ства y = 50) более технологичны (рис. XI. 13, б, в, г, д).
Рис. XI.14. Обод арочной шины, собранный из стандартных ободьев
тороидных шин
Широкопрофильные и арочные шины снабжаются уши¬
ренными ободьями с коническими полками (рис. XI.13, е).
Обеспечение нужной герметичности достигается плотным за¬
жатием бортов шины на конических полках обода и уплот¬
нительными резиновыми кольцами (рис. XI.11,а).
При отсутствии ободьев промышленного производства
арочные шины могут быть смонтированы на двух ободьях 1
(рис. XI.14) обычных автомобилей, скрепленных между со¬
бой с помощью проставки 3 и силовых шпилек 4. Изнутри
борта шины прижимаются к ободьям распорным кольцом 2.
Отверстия А, Б и В и места стыков Г и Д должны быть на¬
дежно герметизированы.
25

Для ободьев под тороидные шины и шины с регулируе¬
мым давлением установлена соответствующая маркировка,
отражающая размеры обода (в мм и дюймах) и его форму.
Основными размерами ободьев являются ширина между
закраинами в (первая цифра в маркировке) и посадочный
диаметр d (вторая цифра). Комплекс размеров, определяю¬
щих профиль бортовых закраин, условно обобщен какой-
либо прописной буквой латинского алфавита для старых ав¬
томобилей или русского алфавита для новых моделей авто¬
мобилей.
Маркировка ободьев прописывается в обеих системах
(дюймовая система дается в скобках), например, 203В—508
(8,0В —20) и т. д. Бели в обозначении обода отсутствует бук.
ва, например 178—508 (7,0—20), то размеры бортовой за¬
краины применены только для данного профиля обода.
Для шин с регулируемым давлением в обозначениях обо¬
да проставляется дополнительная буква С (например,
8.00CV — 18) или Р (например, 10.0РГ —20), соответственно
обозначающие «специальный» или «регулируемый». Ободья
для арочных шин обозначаются так же, как и сами шины
(например, 1000X650). Ободья широкопрофильных шин мар¬
кируются с нанесением на их поверхности двух чисел, совпа¬
дающих с двумя последними числами маркировки шин (на¬
пример, 500—508), для которых эти ободья предназначены.
Ширина ободьев для всех типов шин выбирается всегда
меньшей (на 2,5—3,5%), чем ширина бортовой части шин.
Ободья за счет запасов энергии сжатого воздуха со сто¬
роны шины подвергаются действию значительных нагрузок
(рис. XI.15). К закраинам обода приложена результирую¬
щая сила А/, которая дает две составляющие Q и R. Под дей¬
ствием силы Q обод по образующей растягивается, а под
Эпюра удельных давлений
на закраину обода
Рис. XI.15. Схема сил, действующих на обод
26

действием силы R и давления р0 воздуха сжимается. Кроме
того, на плече f сила Q создает изгибающий момент, уравно¬
вешиваемый напряжениями в ободе. Сила Q достигает весь¬
ма больших значений. Так, для шин 260—20 при /?0 =
= 4,5 кГ/см2 сила Q составляет более 10 т. В связи с этим
при накачке шин необходимо соблюдать технику безопасно¬
сти. Действие силы R на обод неопасно, так как оно незна¬
чительное. Как показывают исследования, наиболее напря¬
женным участком является стык закраин с цилиндрической
частью. Здесь напряжения растяжения достигают 1500—
2000 кГ/см2. Удельное давление в сопряжении борта шины
с закраиной распределяется неравномерно и доходит до
25—40 кГ/см2.
Весовая нагрузка увеличивает напряжение в ободе коле¬
са всего на 10—20%. Диски к ободьям крепятся обычно
с помощью заклепок или привариваются. Имеющиеся выре¬
зы в дисках служат для улучшения вентиляции тормозных
барабанов и облегчения монтажно-демонтажных работ. От¬
верстия под шпильки в дисках выполняются с полусфериче¬
скими или с коническими фасками, что способствует более
точной установке колеса на ступице (рис. XI.16). Диски ко¬
лес выходят из строя в основном по причине появления ради¬
альных трещин по периферии шпилечных отверстий и разна¬
шивания самих отверстий.
Ободья изготовляются горячей прокаткой из сталей Ст. 3
и стали 15 или штамповкой из сталей, принимающих глубо¬
кую вытяжку (сталь 08). Для замочных колец применяются
стали повышенной прочности и упругости (стали 45 и 50),
для дисков — сталь Ст. 3 или сталь 15.
Для исключения проворачивания шины на ободе момент
трения (Л/Тр), удерживающий шину на колесе, выбирается
в 1,5—2,5 раза больше момента сцепления колеса с дорогой.
Момент трения зависит от ряда конструктивных и эксплуа¬
тационных факторов и находится по формуле
Л1тр~1»/?ср {Q + P),	(XI.5)
где р. — коэффициент трения шины по ободу (и,» 0,45-г-
-0,60);
Rcp — расчетный радиус (рис. XI.15);
Q—осевая составляющая результирующей силы N;
Я —прижимная сила, возникающая вследствие затяж¬
ки бортов шины между закраинами обода и рас¬
порным кольцом.
Осевая сила Q находится достаточно точно из следующей
формулы;
Q~Po* ('о — 4“) »
27

где r0—радиус нулевой кривизны профиля (рис. XI.2);
d — диаметр обода.
Прижимная сила Р равна
Ш6
Р =
г tga + 1,2/
ср' j — 1~2/	*
гДе i—число стяжных болтов обода (рис. XI.15);
Мб — расчетный момент затяжки болта;
гсР — средний радиус резьбы;
я — угол подъема резьбы болта;
/ — коэффициент трения в резьбе и на поверхности ка*
сания гайки по ободу (рис. XI. 17);
rt—средний радиус поверхности соприкосновения гай¬
ки с ободом.
Рис. X 1.16. Конструктивные способы крепления
колес к ступице
Величина М$ указывается в технических условиях, ее мак¬
симальная величина соответствует моменту появления реак¬
ции между стыковочными поверхностями А и Б (рис. XI. 15).
Для шин народнохозяйственных автомобилей в формуле
для Мтр необходимо принимать Р — 0; шины от проворачи¬
вания на ободе удерживаются только за счет действия си¬
лы Q. Для шин с регулируемым давлением (и пневмокат¬
ков), наоборот, при малых давлениях воздуха в шинах Q~0
и главное значение имеет сила Я.
Ступицы отливаются из стали или ковкого чугуна. Флан¬
28

цевые ступицы применяются для дисковых колес. Для исклю¬
чения самоотвинчивания резьба на шпильках фланцевых сту¬
пиц для левых колес нарезается левой, для правых — правой.
Рис. XI. 17. Способы крепления бездисковых колес
Крепление дисков колес грузовых и легковых автомобилей к
ступице регламентировано ГОСТ 10409—63 и 10408—63. При
установке сдвоенных колес иногда внутреннее колесо кре¬
пится на шпильках футоркой, а наружное — гайкой, наверты¬
ваемой на футорку. Такая конструкция креплений колес к
ступице является сложной, а в эксплуатации при демонтаж-
но-монтажных работах требует значительных затрат физиче¬
ского труда и времени В этой связи более прогрессивным
следует считать появившееся на современных автомобилях
безфуторочное крепление колес. Центрирование колес на сту¬
пице 1 достигается коническими (рис. XI. 16, а) или сфериче¬
29

скими (рис. XI. 16, б) элементами шпильки 2 и гайки 3 или
центральным отверстием диска по пояску на ступице с зазо¬
ром 0,3—0,6 мм. Прижатие дисков 5 колес к ступице в по¬
следнем случае обеспечивается пружинными шайбами 8
(рис. XI.16,в) или общим фланцем 9 (рис. XI.16,г). На
рис. XI.16 обозначены: 4 — тормозной барабан; 6 наруж¬
ная гайка; 7 — сферическая шайба.
Дальнейшим шагом в развитии движителей является по¬
явление бездисковых колес со спицевыми (автомобили
МАЗ-502,	КрАЗ-214) или барабанными (автомобиль
МАЗ-529) ступицами. Ступицы отливаются из сталей 40J1K 1
или 35 Л К—I, реже из чугуна (автомобиль МАЗ-500). У спи-
цевых ступиц несколько спиц (обычно пять-шесть) заменяют
диски колес. На концах каждой спицы 4 (рис. XI.17, а) име¬
ются обработанные под углом « = 28° конические поверхности,
которые служат для установки и крепления обода 1 (обычно
разборного или разъемного). От поперечных перемещений
колесо удерживается несколькими прижимами 3. Шпильки 2
прижимов расположены по сравнению со шпильками диско¬
вых колес на относительно большем диаметре и поэтому
меньше нагружены.
Барабанные ступицы используются на тяжелых автомо¬
билях (МАЗ), у которых в колесном движителе установлена
бортовая передача (рис. XI.17, б). Обод колеса 5 посажен на
коническую часть барабана 6. Проворачивание обода на ба¬
рабане предотвращается специальными замками.
К числу основных преимуществ бездисковых колес отно¬
сятся: простота и дешевизна, меньший на 10—15% вес, удоб¬
ство демонтажно-монтажных работ, хороший доступ к вен¬
тилю камер.
6.	Колесные движители для особых
условий эксплуатации
Создать универсальный движитель, который одина¬
ково эффективно и экономично мог бы использоваться в раз¬
личных условиях эксплуатации (на Крайнем Севере, в жар¬
копустынной местности, в среднеклиматических условиях),
невозможно. В одних условиях он будет обладать хорошей
проходимостью, но низкой экономичностью, в других будет
малоэффективен вследствие плохой проходимости и т. д. По¬
этому конструкторы идут на специализацию движителя: дви¬
житель для хороших дорог с твердым покрытием, для сыпу¬
чих песков пустыни, для снежной целины Крайнего Севера.
Из всех специальных колесных движителей, предлагаемых в
настоящее время, пожалуй, только пневмокатки могут полу¬
чить применение в районах пустынно-песчаной местности.
30

Другие типы движителей не могут конкурировать с гусенич¬
ным движителем.
Мы подробно остановимся здесь только на пневмокатках
и кратко коснемся движителей других типов.
Пневмокатки отличаются от шин как по внешнему виду,
так и по основным конструктивным показателям (рис. XI.18).
Бочкообразная форма катков обусловливает большую шири¬
ну профиля при ограниченных раз¬
мерах наружного и посадочного
диаметров. Коэффициенты геоме¬
трической формы пневмокатков бы¬
ли приведены выше.
У пневмокатков коэффициент
профиля от 2 до 10 раз меньше, а
коэффициент ширины от 10 до 2 раз
больше, чем у обычных тороидных
шин.
Существенная разница по срав-	рис. XI.18. Общий вид
нению с шинами видна также в	пневмокатжа
отношении D: d. Повышенная вы¬
сота профиля позволяет пневмокаткам работать в условиях
значительных радиальных деформаций
= (0.25 -0,35)0.
Пневмокаток состоит из каркаса, протектора, герметизи¬
рующего слоя и бортов с металлическими сердечниками. Кар¬
кас выполняется тонкостенным из прочного (обычно поли¬
амидного) высокоэластичного корда. Число слоев корда
два — четыре. Жесткость пневмокатков в три — четыре раза
меньше, чем у обычных тороидных, и в 1,5—2 раза меньше,
чем у арочных шин. Угол наклона нитей корда по экватору
рк=56—58°.
Протектор снабжается невысокими редко расположенны¬
ми направленными грунтозацепами. Грунтозацепы наряду со
своим основным назначением повышают также прочность
каркаса и устойчивость его формы. Давление воздуха в пнев¬
мокатках выбирается в пределах 0,1 —1,0 кГ/см2. По сравне¬
нию с другими типами пневматических движителей пневмо¬
катки благодаря большой ширине профиля, низкому давле¬
нию воздуха и высокой эластичности каркаса при одинако¬
вых D и Ск имеют наибольшую площадь контакта и наи¬
меньшее удельное давление на грунт (рис. XI. 1).
Высокая эластичность каркаса и значительные допусти¬
мые радиальные деформации позволяют пневмокаткам ча¬
стично выполнять роль упругой подвески. Пневмокатки при
Движении обтекают мелкие неровности дороги, не вызывая
тРяски автомобиля, и тем самым повышают плавность его
Хода. К числу положительных свойств пневмокатков следует
31

отнести также и то, что они более надежно противостоят про¬
колам за счет плавного взаимодействия с дорожными пероз-
ностями. Это способствует повышению безопасности движе¬
ния автомобиля.
Пневмокатки проектируются преимущественно бескамер-
ными. На автомобилях с пневмокатками нередко применяет¬
ся оборудование для централизованной подкачки воздуха.
Стандартизованными размерами пневмокатков являются D,
Bud, которые наносятся на их боковине. В СССР для пне»-
мокатков принята метрическая (в мм) система (например,
1000X1000X250) за рубежом — дюймовая (например, 24Х
Х36Х6).
Рис. XI. 19. Конструкция обода для крепления пневмокатка
Пневмокатки монтируются па специальных разборно-разъ¬
емных ободьях (рис. XI. 19, вариант). К оси 4, установлен¬
ной на подшипниках в балансирной раме, прикреплены бол¬
тами 6 ведущие звездочки 3 цепной передачи, а также вну¬
тренние 7 и наружные 2 фланцы обода. Между фланцами
плотно зажаты закраины бортовой части пневмокатка 1Ч
Рифленая часть наружных фланцев способствует герметиза¬
ции. Стык между фланцами уплотнен резиновым кольцом 5.
Металлические колеса. Французской фирмой «Рено» для
нужд армии поставляются транспортеры на металлических
полусферических колесах (рис. XI.20,а). Корпус колес вы¬
полняется литьем из алюминиевого сплава. Имеющиеся на
боковой поверхности меридиональные ^ ребра увеличивают
сцепление колес с грунтом. Наибольший диаметр колес и =
= 1,83 м. Для обеспечения быстрого и бесшумного движения
транспортеров по усовершенствованным дорогам часть по¬
32

верхности колес по большому диаметру обрезинена. Ширина
обрезиненного протектора 114 мм. Развал колес регулируе¬
мый. С уменьшением несущей способности грунта развал ко¬
лес увеличивают, благодаря чему возрастает их опорная по¬
верхность и улучшается сцепление.
Рис. XI.20. Движители специальных транспортеров
На некоторых боевых автомобилях, например на француз*
ском пушечном автомобиле «Панар» (рис. XI.20,б), часть
осей (обычно все средние) оборудуется не пневматическими
шинами, а металлическими колесами с мощными грунтоза-
цепами. Эти колеса в тяжелых дорожных условиях опуска¬
ются и участвуют в передаче тяговой силы. На хороших
Дорогах средние оси с металлическими колесами выключены
и приподняты. Наружный диаметр металлических колес та¬
кой же, как и пневматических.
2—2961
33

Другие типы движителей. За последние годы запатентовав
но немало оригинальных типов колесных движителей, напри"
мер цилиндро-винтовые (шнековые), колесно-секционные
упругоспиральные колеса, квадратные колеса, шаровые ко,
леса и т. д. Цилиндро-винтовой движитель (рис. Х1.21,а)-
предлагается для машин, регулярно эксплуатируемых на ме¬
стности с малой несущей способностью поверхностных слоев
(снежная целина, пустыни, болотистая местность и пр.). Ци¬
линдр /, снабженный спиральной нарезкой 2, при вращении
подобно винту ввинчивается в поверхность дороги и вызы¬
вает поступательное перемещение машин. Однако примене¬
ние движителя на дорогах с твердым покрытием малоэффек¬
тивно, приводит к выходу из строя спиральной нарезки и
порче полотна дороги.
Рис. XI.21. Проблематичные типы движителей
Колесно-секционный движитель является одновременно и
двигателем (рис. XI.21,б). По окружности колеса под углом
10—15° к его оси размещается до 10—15^ пневматических ци¬
линдров 3, жестко связанных со ступицей 4. В ступице коле¬
са монтируется распределительное устройство 5, соединенное
трубопроводом с компрессорной установкой, а специальными
каналами — с пневматическими цилиндрами. Одновременно с
дорогой соприкасается несколько цилиндров (4	5),	часть	из
которых по отношению к центру контакта Ц располагается
спереди (цилиндры К\ и /(2)1 ДРУгаЯ часть сзади (ци¬
линдры Кз и Ка).
34

Если в цилиндрах К\ и К2 принудительно снижать давле¬
ние, а в цилиндрах /(з и Ка, наоборот, повышать, то резуль¬
тирующая давления смещается от центра на величину т
и на этом плече создается вращающий момент колеса Мк =
= ZHm. Снижение и повышение давления в соответствующих
цилиндрах при вращении колес осуществляется ранее упо¬
мянутым распределительным устройством. Колесно-секцион¬
ный* движитель обладает автоматичностью: увеличение со¬
противления движителю приводит к уменьшению скорости
движения машины и уменьшению расхода воздуха, а значит,
и увеличению перепада давления в полостях цилиндра и воз¬
растанию вращающих моментов колес. Применение колесно-
секционных движителей позволяет полностью отказаться от
силовой передачи.
Упругоспиральные колеса (рис. XI.21, в) вместо шин снаб¬
жены резиновым кольцом 6, привулканиэированным к ме¬
таллическому ободу 7. Обод со ступицей 8 соединен спи¬
ральными спицами Я выполняющими функции упругого эле¬
мента. Отсутствие дорогостоящего пневматика и совмещение
в колесе упругих свойств шины и подвески являются достоин¬
ствами указанного движителя.
Рассмотренные здесь типы движителей, в том числе и с
металлическими колесами, пока распространения не полу¬
чили. Так, например, колесо со спиральными спицами было
предложено еще в 30-х годах. До сих пор, однако, это предло¬
жение не реализовано, для чего имеются серьезные основания:
шумность движителя, невозможность регулирования его жест¬
кости, громоздкость и пр.
7.	Оборудование для регулирования
давления воздуха в шинах
Оборудование для регулирования давления возду¬
ха в шинах устанавливают на автомобили, предназначенные
для систематической эксплуатации в неблагоприятных до¬
рожных условиях. Оно позволяет: при необходимости сни¬
жать до минимума давление воздуха в шинах и способство¬
вать тем самым повышению проходимости автомобиля; уста¬
навливать в шинах в зависимости от состояния дороги
рекомендуемое давление; осуществлять непрерывную подачу
воздуха в шипы при их проколах и мелких повреждениях.
Компоновка оборудования и способ его включения увя¬
зываются с типом применяемого тормозного привода. На лег¬
ких^ автомобилях, где в основном используется гидравличе¬
ский тормозной привод, схему регулирования давления вы-
—от автономной; на средних и тяжёлых автомобилях
(ЗИЛ-131, Урал-375, МАЗ) она обычно включается парал¬
лельно в тормозной пневматический привод.
2*
35

В схему регулирования давления входят (рис. XI.22) ком¬
прессорная установка 7, несколько ресиверов 5 (один —три),
клапан 4 ограничения падения давления (на автомобилях с
пневматическим тормозным приводом), автомат 2 регулиро¬
вания или кран управления (автомобили ГАЗ-66, ЗИЛ-131,
Урал-375, МАЗ *), блок 3 шинных кранов, воздухоподводящие
устройства 6, запорные краны 8 колес и контрольный мано¬
метр /.
Рис. XI.22. Схема оборудования для централизо¬
ванного регулирования давления воздуха в шинах
Край управления размещен в кабине. В зависимости от
дорожной обстановки через этот кран автомобильные шины
могут быть соединены с атмосферой (спуск воздуха) или с
воздушными ресиверами (накачка). Кран управления выпол¬
няется в двух вариантах — клапанным (рис. XI.23, а) и бес¬
клапанным (золотниковым, рис. XI.23,б). Клапанные краны
сейчас наиболее распространены (автомобили Урал-375,
МАЗ, ГАЗ-66). Воздух выпускается при открытом атмосфер¬
ном клапане 2, накачка — при открытом воздушном клапа¬
не 1. При центральном положении крана можно проконтро¬
лировать давление воздуха в шинах. Манометр подключает¬
ся к отверстию Б. Три положения крана фиксируются руко¬
яткой 3, которая устанавливается в вырезах кронштейна.
При наличии известных достоинств (повышенная герме¬
тичность, лучшее быстродействие) клапанные краны сложны
по конструкции и в изготовлении.
Конструкция и технология производства золотниковых
кранов управления проще, и поэтому такие краны более пер¬
спективны. Основными деталями золотникового крана явля¬
ются корпус 9, золотник 13, уплотнительные кольца 10, 11
и 12, кольцо 15 (ограничитель хода) и пробка 14. К корпусу
крана прикреплен клапан ограничения давления.
Золотник 13 может занимать, так же как и рукоятка 3
у клапанного крана, три положения. Ход золотника из ней¬
трального положения в рабочее ограничивается кольцом 15.
* Здесь и далее многоосные автомобили МАЗ.
36

Клапан ограничения падения давления позволяет в ре¬
сиверах поддерживать необходимый запас сжатого воздуха
на случай непредвиденных аварийных торможений. Накачку
шин в схемах регулирования с клапаном ограничения мож¬
но осуществлять, если давление воздуха в ресиверах больше
4,5—5,5 кГ/см2.
Конструктивно клапан ограничения выполняется в виде
самостоятельного узла или комплектуется с краном управле¬
ния (рис. XI.23, б).
а	К бпокЬ шинных
кранов
Из ресивера V	\ В атмосферу
6
Рис. XI.23. Варианты конструкции крана управления
Клапан ограничения состоит из корпуса 7, разделительной
диафрагмы 8, стакана 6, тарелки 4, нагрузочной пружины 5
с регулировочным болтом 16, входного и выходного штуце¬
ров. Настройка ограничительного клапана обеспечивается за¬
тяжкой пружины 5 диафрагмы.
Контрольный манометр снабжен шкалой с рекомендуемы¬
ми давлениями в шинах для основных типов дорог. Рекомен¬
дуемые давления (на примере автомобилей ЗИЛ-131,
Урал-375) для дорог с твердым покрытием и укатанных
грунтовых дорог ро = 3,0-т-3,5 кГ/см2, при движении по рых¬
лому грунту р0=1,5-ь2,0 кГ/см2 (скорость автомобиля не бо¬
лее 20 км/ч), при движении по сыпучему песку и грунтовой
37

дороге в распутицу ро = 0,75-ь 1,0 кГ/см2, при движении по
глубокому снегу, сырой луговине ро — 0,5 ч-0,75 кГ1см2.
Блок шинных кранов (рис. XI.24) имеет несколько вен¬
тилей (по числу колес — для ГАЗ-66, ЗИЛ-131, Урал-375 или
по числу осей —для БТР-60П). При открытых вентилях дан-
ление во всех шинах одинаковое; можно произвести одновре¬
менную их накачку или осуществить одновременный выпуск
воздуха. В тех случая#, когда число вентилей выбрано по
числу колес, можно изменять давление воздуха в шинах от*
дельно для каждого колеса.
Воздухоподводящие устройства. Воздух к шинам может
подводиться с внешней или с внутренней стороны колес. При
внешнем подводе выступающие за габариты колес воздухо¬
подводящие трубки часто выходят из строя. Головка подвода
воздуха прикреплена к торцовой части ступицы колеса
(рис. XI.25).
Основными деталями голо.вки являются: подвижный кор¬
пус 2, вращающийся вместе с колесом, неподвижное коль¬
цо 3 и фланец 5, подшипник 7, переходный штуцер о и уплот¬
нительные устройства 1 и 4. Фланец 5 от вращения удержи¬
вается воздухоподводящей трубкой, связанной с рамой
автомобиля. Наряду с меньшей надежностью внешнии подвод
затрудняет снятие и постановку колес на автомобиль. Саль¬
никовые уплотнения в связи с повышенными окружными
скоростями на поверхностях трения (ав = 3*М м/сек) недоста¬
точно долговечны и герметичны.
38

В эксплуатации наиболее надежным оказался подвод воз¬
духа с внутренней стороны (меньшие окружные скорости vs =
= 1-^2 Mjcetc, защищенность). Воздухоподводящие каналы в
этом случае выполняются в цапфе Ц (рис. XI.26, а) или в
в цапфе Я (рис. XI.26, б) и в полуоси (автомобили ГАЗ-66,
ЗИЛ-131, Урал-375). Воздух от неподвижной детали (цап¬
фы) к подвижной (полуоси) передается в уплотнительном
устройстве, состоящем из двух
манжет и обоймы. Манже-	к	шине
ты поджимаются к полуоси компрессора
(или цапфе) кольцевыми спи-	|
ральными пружинами. Удель¬
ное давление ры в месте кон¬
такта манжеты с вращающей¬
ся деталью составляет 0,2—
0,4 кГ/см2.
Запорные краны колес
(рис. XI.27). Количество их
определяется числом колес.
Они размещаются в дисках ко¬
лес (автомобили ЗИЛ-181,
ГАЗ-66, Урал-375) или в ступи¬
це (МАЗ) и служат для пред¬
отвращения утечки воздуха из &
шин при длительной стоянке.
Утечка происходит через не¬
плотности воздухоподводящего
устройства или при поврежде¬
ниях штуцеров и соединений
воздухоподводящих магистра¬
лей. В предвидении эксплуата¬
ции автомобилей в неблаго¬
приятных дорожных условиях
запорные краны колес заранее
открываются, сообщая шины
через блок шинных кранов с
краном управления.
Запорный кран состоит из иглы /, корпуса 2 и уплотни¬
тельных резиновых колец 3, затягиваемых пробками 4. При
отвернутой игле вентиль камеры соединяется с воздухопод¬
водящей трубкой 5. Последние конструкции кранов выпуска¬
ются с иглами, снабженными сферическими головками. Та¬
кие иглы обеспечивают лучшую герметичность.
Автомат регулирования (рис. XI.28) позволяет поддержи¬
вать в шинах заданное давление и принудительно изменять
его в соответствии с условиями движения (при вмешатель¬
стве водителя). Автомат расположен в кабине и имеет меха¬
низм управления.
Рис. XI.25. Конструкция возду¬
хоподводящего устройства с
внешним подводом воздуха
39

Рис. XI.26. Конструкция воздухоподводящих устройств

К шине
От 6пака шинных
кранов
с внутренним подводом воздуха
41

Между корпусом 6 и крышкой 11 зажата резиновая диа¬
фрагма 7. Диафрагма сверху нагружена уравновешиваю¬
щей пружиной 5, а снизу — вспомогательной пружиной 10.
Степень сжатия уравновешивающей пружины изменяется
винтом 4, вращением которого обеспечивается перемещение
плунжера 13. Последний воздействует на верхний торец пру¬
жины 5. Реакция винта воспринимается фланцем 3; во фла¬
нец винт вставлен своей средней частью. Для удобства вра¬
щения винт снабжен маховичком 1.
г
Рис. XI.27. Конструкция запорных кранов колес
На винт 4 насажена шестерня 2 привода, которая сцепле¬
на с лимбом 14. Лимб снабжен шкалой давления воздуха в
шинах и стрелкой. Показания шкалы согласованы с величи¬
ной сжатия уравновешивающей пружины 5. В корпусе 6 вы¬
сверлено атмосферное отверстие А. Седло 12 атмосферного
клапана закреплено в центральной части диафрагмы.
В крышке 11 установлен двойной клапан 8, тарелка Б атмо¬
сферного клапана работает по торцу седла 12, а тарелка В
воздушного клапана — по седлу крышки. Двойной клапан
снабжен пружиной 9. Полость Г под диафрагмой связана
с подклапанной полостью Д каналами Е, ас шинами ка¬
налом Ж. Полость Д трубопроводом подсоединена к воздуш¬
ным ресиверам.
Рассмотрим работу автомата. Допустим, что при откры¬
тых запорных кранах колес и блока шинных кранов диа¬
фрагма находится в равновесном состоянии, двойной кла¬
пан 8 своими тарелками касается обоих седел. Этому равно¬
весному состоянию соответствует какое-то, например нор¬
мальное, давление воздуха в шинах.
В случае проколов давление воздуха в шинах начнет сни¬
жаться, что приведет к нарушению равновесного состояния
диафрагмы. Под действием пружины 5 диафрагма несколько
опустится вциз, и через открывшийся клапан по каналам с
42

и Ж сжатый воздух из ресиверов начнет поступать к шинам.
Если расход воздуха через отверстия в шинах будет меньше,
чем поступление его от ресиверов, то диафрагма займет свое
первоначальное положение и воздушный клапан на время
закроется. Последующее падение давления приведет к повто¬
рению цикла, и так будет продолжаться непрерывно.
Рис. XI.2&. Схема автомата регулировании давления воз¬
духа в шинах
Снизить или увеличить давление в шинах можно и прину¬
дительно. При ввинчивании винта 4 степень сжатия пружи¬
ны 5 увеличивается. Нарушение равновесия диафрагмы 7 вы¬
зовет поступление в шины дополнительных порций воздуха.
Подача прекратится после уравновешивания сжатия пружи¬
ны давлением воздуха на диафрагму снизу.
Вывинчивание винта приведет к снижению давления. Рав¬
новесное положение диафрагмы соответствует случаю, когда
43

оба клапана закрыты. Для этого случая могут быть состав¬
лены необходимые выражения и рассчитаны параметры кла¬
панной системы.
При одном и том же давлении р в поддиафрагменном
пространстве (полости Г) возможны два значения поджатия
уравновешивающей пружины 5: Smin (нарушение герметич¬
ности атмосферного клапана Б) и 5тах (нарушение герме¬
тичности воздушного клапана В). В соответствии с этим ко¬
эффициент нечувствительности автомата регулирования будет
. ‘S’mln
0=1
S
'max
Герметичность клапана нарушается, как только удельное
давление на седло снизится до некоторого критического зна¬
чения.
Яхтп = Я О + kbp ,
где <70—удельное давление на седло клапана, необходимое
для выдавливания воздуха из-под седла при пере¬
паде давления, равном нулю;
k — коэффициент, определяющий влияние перепада
давления на нарушение герметичности в зависимо¬
сти от конструкции клапана;
Ар — перепад давлений в полостях, разделяемых кла¬
паном.
Для выполненных конструкций резино-металлических кла¬
панов ^о = 0,5-^0,8 кГ(см2. Величина коэффициента k выби¬
рается равной: для плоских клапанов — 3,5, для комических —
3,75, для сферических — 5.
Обычно воздушный и атмосферный клапаны по конструк¬
ции и размерам унифицированы, т. е. Dn.n = Da^u Dv/a = DarB,
а разница в диаметрах седла мала. Тогда, решив уравнения
равновесия для диафрагмы и клапанов, получим
+ (XL6)
где ск и SK — жесткость и поджатие пружины 9;
с и — жесткость и поджатие уравновешивающей
пружины 5;
Рр и Ро — давление в ресивере и атмосферное давление;
D — средний диаметр седла.
Из приведенного выражения видно, что с увеличением
жесткости уравновешивающей пружины и ее поджатия чув¬
ствительность автомата регулирования возрастает.

Глав в XII
БАЛКИ МОСТОВ
1.	Назначение, классификация и требования,
предъявляемые к конструкции мостов
Мостом называется узел, связывающий колеса ав¬
томобиля с рамой (корпусом) через детали подвески. Мосты
применяются только в зависимых (мостовых) подвесках ав¬
томобиля; они воспринимают вертикальные, продольные и
поперечные усилия, действующие на колеса.
По назначению мосты можно разделить на ведущие и ве¬
домые.
Ведущий мост обычно имеет пустотелую балку, в которой
размещаются такие узлы и детали силовой передачи, как
главная передача, дифференциал и полуоси.
Ведомый мост выполняется в виде балки двутаврового
или трубчатого сечения, на концах которой устанавливаются
колеса автомобиля. Ведомые мосты в свою очередь разделя¬
ются на поддерживающие и управляемые. В поддерживаю¬
щих мостах положение плоскостей качения колес не может
быть изменено относительно продольной оси моста. В этих
случаях мост служит только для передачи нагрузки от рамы
(корпуса) к колесам. На управляемых мостах цапфы колес
имеют шарнирную связь с мостом. Поворотом цапф колес
относительно моста изменяется направление движения авто¬
мобиля.
На армейских автомобилях, имеющих привод ко всем ко¬
лесам, управляемые мосты одновременно являются и веду¬
щими.
Поскольку балки мостов являются неподрессоренными
узлами автомобиля, они подвержены воздействию значитель¬
ных динамических (инерционных) нагрузок, величина кото¬
рых будет тем выше, чем больше масса моста и колес, уста--
новленных на нем.
К конструкции балок мостов автомобиля предъявляются
следующие требования:
—	форма балки моста при достаточно высокой прочности
и жесткости должна обеспечивать наибольший дорожный
просвет и низкое расположение агрегатов автомобиля (кузо¬
ва) над мостом;
45

—	малый вес балки моста;
—	обеспечение строгой соосности осей колес;
—	в процессе эксплуатации автомобиля в управляемых
мостах должна обеспечиваться стабильность всех углов уста¬
новки управляемых колес;
—	легкосъемность механизмов ведущих мостов и пово¬
ротных узлов управляемых колес, а также удобство их об¬
служивания.
Рассмотрим эти требования подробнее.
От формы балки моста, поскольку это наиболее низко
располагаемый агрегат автомобиля, зависит величина до¬
рожного просвета. Для повышения проходимости автомоби¬
ля по местности желательно иметь как можно большин
дорожный просвет. Этого можно достигнуть за счет уменьше¬
ния габарита моста по высоте. При малой высоте моста мож¬
но уменьшить расстояние от балки моста до агрегатов авто¬
мобиля, расположенных над мостом, а за счет этого снизить
центр тяжести автомобиля, что обеспечит лучшую продоль¬
ную и поперечную устойчивость машины.
Расстояние от поверхности грунта до ведущего моста во
многом зависит от типа и конструкции главной передачи, а
также и от способа ее установки в мосту автомобиля. В ар¬
мейских автомобилях с приводом па все колеса для умень¬
шения габаритов главной передачи применяют гипоидную
передачу (автомобиль ГАЗ-66) или двойную передачу (авто¬
мобили ЗИЛ-130, Урал-375). С этой же целью в некоторых
конструкциях устанавливают главную (коническую) переда¬
чу с малым передаточным числом и вводят дополнительный
шестеренчатый редуктор, монтируемый в ободе колеса (ко¬
лесный редуктор).
Конструкция моста должна быть достаточно прочной и
жесткой. Практикой установлено, что максимальным прогиб
моста под действием статической нагрузки не должен пре¬
восходить 1,5 мм на 1 м длины. Большая деформация веду¬
щего моста при недостаточной жесткости вызовет нарушение
правильности зацепления шестерен главной передачи и диф¬
ференциала, а также дополнительные, весьма нежелатель¬
ные, нагрузки на полуоси. Деформация управляемого моста
нарушает правильную установку колес, что может стать
причиной повышенного износа шин и большего расхода топ¬
лива.
Мосты являются неподрессоренными частями автомобиля,
поэтому уменьшение динамических (инерционных) нагрузок
за счет снижения веса особенно важно. Для управляемых ве¬
домых мостов это требование выполняется сравнительно лег¬
ко. При конструировании ведущих мостов встречаются весь¬
ма значительные трудности из-за необходимости размещения
в картере моста главной передачи.
46

От выполнения требований строгой соосности осей колес
зависят такие качества автомобиля, как устойчивость движе¬
ния и экономичность.
Обеспечить строгую соосность осей колес автомобиля тех¬
нологически наиболее просто при изготовлении цельных (не¬
составных) балок мостов.
В управляемых мостах наиболее ответственным является
поворотный узел, состоящий из шкворня и поворотного ку¬
лака. Шарнирные соединения этих двух деталей должны
быть сконструированы таким образом, чтобы в процессе экс¬
плуатации автомобиля все углы установки управляемых ко¬
лес не нарушались или легко могли быть восстановлены
с помощью соответствующих регулировочных устройств. Пя¬
тое требование особых пояснений не требует. Отметим толь¬
ко, что конструкция цельных балок ведущих мостов наиболее
полно удовлетворяет этому требованию. В составных мостах
(например, автомобиль ГАЗ-бЗ) для снятия главной пере¬
дачи потребуется полная разборка моста, что усложняет об¬
служивание и ремонт машины.
2.	Балки ведущих мостов
Конструкция балок мостов. По способу изготовле¬
ния балки ведущих мостов могут быть штампованными или
литыми, а по конструкции — цельными или составными.
Рис. XII.1. Конструкция штампованной сварной балки
ведущего моста
На легковых и грузовых автомобилях малой и средней
грузоподъемности («Москвич-408», ГАЗ-66, ЗИЛ-131 и др.)
широкое применение получили цельные штампованные бал¬
ки ведущих мостов. Такая балка прямоугольного (рис.XII.1)
или трубчатого сечения состоит из двух штампованных из
листовой стали половин, сваренных в продольной плоскости.
В средней части балки моста сбоку или сверху имеется от¬
верстие с посадочным пояском для крепления картера глав¬
ной передачи. С противоположной стороны балки моста та¬
кое же отверстие закрывается штампованной крышкой, кото¬
47

рая приваривается к балке моста или крепится с помощью
болтов. В последнем случае в плоскости разъема между
крышкой и мостом ставится уплотнительная прокладка.
К балке привариваются рессорные подушки, а по концам
встык фланцы, к которым прикрепляются цапфы колес и тор¬
мозные щиты.
Если толкающая или тормозная сила передается через
реактивные штанги, то к мосту привариваются кронштейны
верхних и нижних реактивных штанг. Картер главной пере¬
дачи и дифференциала отливается из ковкого чугуна отдель¬
но. Он вставляется в отверстие картера моста спереди или
сверху (автомобиль ЗИЛ-130) и крепится болтами. Картер
моста имеет сливное и заправочное отверстия и сапун.
Рис. XI 1.2. Конструкция литой балки ведущего моста
Штампованная сварная конструкция балки моста обла¬
дает необходимой прочностью и жесткостью, а главное, имеет
сравнительно малый вес. По данным завода ЗИЛ, вес штам¬
пованных сварных балок меньше литых на 30 /о. Примерно
на столько же процентов снижается и стоимость изготовле¬
ния штампованных мостов по сравнению с литыми.
Однако для грузовых автомобилей большой грузоподъем¬
ности штампованные сварные балки мостов не обеспечивают
достаточной жесткости и прочности. Поэтому для больше¬
грузных автомобилей (МАЗ-500, КрАЗ-214, Урал-375) приме¬
няются цельные литые балки моста. Пример такой балки
приведен на рис. XII.2.	А
Балки отливаются из ковкого модифицированного (более
графитированного) чугуна или выполняются стальными.
В полуосевые рукава запрессовываются трубы из легирован¬
ной стали, на концах которых устанавливаются ступицы ко¬
лес. Эти балки обладают высокой жесткостью, но имеют
большой вес и габариты.
Картеры составных балок мостов (рис. XII.3) отливаются
из ковкого чугуна и имеют разъем в продольной верти¬
кальной плоскости. В каждую часть 2 и 3 картера запрессо¬
вываются и скрепляются заклепками полуосевые рукава /
и 4, которые выполняются из стали 40 или 45 с закалкой
посадочных шеек.
48

Составные балки мостов имеют более высокую прочность
при меньшем весе, чем литые.
Недостатками этой конструкции являются повышенная
трудоемкость изготовления и зависимость жесткости балки
от надежности соединений двух частей картера и стальных
рукавов с картером. В составных балках мостов не обеспе¬
чивается легкосъемность главной передачи и дифференциала.
Составные балки мостов имели широкое применение на
легковых и грузовых автомобилях малой и средней грузо¬
подъемности (автомобили М-21 «Волга», ГАЗ-бЗ, ЗИЛ-157).
В настоящее время предпочтение отдается штампованным
сварным балкам мостов.
12	3	4
Рис. XI 1.3. Конструкция составной балки ведущего
моста
Расчет ведущего моста. Величина и распределение нагру¬
зок па мост зависят от конструкции полуосей, типа подвески
моста к раме и от условий движения автомобиля. На
рис. X11.4 показаны три конструктивные схемы подвески зад¬
него ведущего моста к раме автомобиля, отличающиеся по
способу передачи толкающих усилий и реактивного момента
па раму автомобиля. На рис. XII.4,а показан задний веду¬
щий мост, подвешенный к раме автомобиля на двух продоль¬
ных полуэллиптических рессорах 2. Передний конец рессор
соединен с рамой с помощью шарнира 1. Рессоры обычно
закреплены на площадках 3 ведущего моста. Такой способ
соединения моста с рамой наиболее распространен на совре¬
менных автомобилях с колесными формулами 4x2 и 4x4.
Здесь толкающее усилие и реактивный момент передаются
на раму непосредственно рессорами.
В подвеске моста, выполненной по схеме рис. XII.4, б,
рессоры воспринимают только вертикальную нагрузку (от
веса). Толкающее усилие и реактивный момент передаются
на раму специальной трубой 6, один конец которой прикреп¬
ляется фланцем к мосту 7, а другой с помощью шарового со¬
единения 5 (шарнира)—к картеру коробки передач 4 или
к поперечной балке рамы. В такой конструкции шарнир 5
воспринимает значительные нагрузки и при эксплуатации
автомобиля быстро изнашивается.
49

На рис. XII.4, в показана улучшенная схема такой под-
вески моста. Труба 6 сделана телескопической и восприни¬
мает от моста 8 только реактивный момент. Толкающее уси¬
лие на раму передается от моста рессорами 2.
6
Рис. ХП.4. Конструктивные схемы передачи
толкающих усилий от ведущего моста
к раме автомобиля
Из-за недостаточной надежности в эксплуатации и конст¬
руктивной сложности схемы бив (рис. XII.4) подвесок зад¬
них мостов на современных автомобилях применяются редко.
К тому же в таких подвесках из-за наличия трубы увеличи¬
вается масса моста, а следовательно, будут большие по ве¬
личине инерционные нагрузки.
Средний 1 (рис. XII.5) и задний 5 мосты трехосных авто¬
мобилей соединяются с рамой, как правило, с помощью ба-
лапсирной подвески. Рессоры 3 смонтированы шарнирно на
специальной оси, неподвижно укрепленной в кронштейнах
50

рамы. Концы рессор свободно опираются на мосты. Толкаю¬
щие и реактивные усилия передаются от мостов на раму спе¬
циальными штангами, имеющими шарнирное соединение
с рамой и мостом. К каждому мосту по две штанги (2 и 4)
присоединяются снизу и по одной (6 и 7) сверху. Толкающие
реактивные штанги применяются также в мостовых схемах
подвесок при спиральных пружинах и пневматических или
пневмогидравлических упругих элементах или просто тогда,
когда требуется разгрузить рессоры от передачи больших
ударных нагрузок, возникающих при преодолении препятст¬
вий. Такие же штанги иногда устанавливаются для восприя¬
тия боковых нагрузок.
Рис. XI 1.5. Подвеска среднего и заднего мостов к раме трехосного авто¬
мобиля
Распределение на мост нагрузок зависит и от типа полу¬
осей. При разгруженных полуосях нагрузки от колес пере¬
даются непосредственно на балку моста, при неразгружен¬
ных— через полуось. Обычно расчет ведется для случая раз¬
груженной полуоси. При других типах полуосей за счет
уменьшения плеч действия сил нагрузки на мост будут мень¬
шими. Полученная при этом неточность расчета из-за пред¬
положения, что полуоси полностью разгружены от сил, дей¬
ствующих на колесо, идет в запас прочности моста.
Ведущий мост автомобиля рассчитывается на изгиб и
скручивание от действующих на него сил и моментов. В об¬
щем случае движения на ведущий мост будут действовать
силы и моменты, показанные на рис. XII.6 и XII.7. Ведущий
мост нагружается частью веса всех подрессоренных частей
автомобиля. Будем считать, что этот вес по бортам распре¬
деляется поровну. Ведущий мост нагружается реактивным
моментом, который по величине равен крутящему моменту
Мк, подведенному к ведущему колесу. Условимся, что мо¬
мент, подведенный к дифференциалу, по колесам распреде¬
51

ляется поровну. Со стороны дороги на колесо действуют ре¬
акции: сила тяги Ру (или тормозная сила РГ)У вертикаль¬
ная реакция ZK и боковая реакция Ук.
Рис. XII.6. Схема сил, действующих на ве¬
дущий мост автомобиля, и эпюры изгибаю¬
щих и крутящих моментов
Поскольку величина действующих на мост сил и реакций
зависит от условий режима движения автомобиля, принято
ведущий мост рассчитывать:
—	при движении автомобиля, когда на колесах реали¬
зуется сила тяги по сцеплению;
—	при торможении автомобиля;
—	при заносе автомобиля;
—	при преодолении автомобилем препятствий типа ров,
окоп, эскарп.
Рассмотрим для этих случаев определение расчетных сил
и реакций.
Расчет ведущего моста по максимальной
силе тяги. Здесь и в дальнейшем предусматривается под¬
52

веска моста по схеме рис. XII.4, а, т. е. толкающие усилия и
реактивный момент передаются на раму рессорами. На
рис. XII.6 даны расчетная схема, действующие на мост силы
и эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Рис. XI 1.7. Схема сил и эпюры моментов
ведущего моста при заносе автомобиля
Считаем, что максимальная сила тяги определяется усло¬
виями сцепления колеса с дорогой, т. е.
^шах =	,
где <р — коэффициент сцепления; при расчете ведущего мо¬
ста принимаем равным 0,7—0,8;
ZK—вертикальная реакция грунта.
В вертикальной плоскости мост изгибается под действием
вертикальной реакции ZK. Изгибающий момент будет равен
M, = ZJ = -^l.	(XII.1)
53

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости опреде¬
ляется величиной силы тяги:
М' = Р,1 = чЩ-1-	(XII.2)
Реактивный момент, скручивающий мост, может быть
определен по формуле
Мк = Р/к = <Р Гк ’	(Х113)
где гк — радиус колеса.
Опасным сечением является сечение над площадками кре¬
пления рессор. Суммарный момент в этом сечении равен
=	П	+ Щ-	(XI1.4)
Для мостов трубчатого сечения напряжение сложного со¬
противления на изгиб определяется по формуле
0 =	(XII.5)
°сл Wh3 .	>
где 1ГИЗ—момент сопротивления изгибу моста трубчатого
сечения.
Если мост имеет коробчатое сечение, то напряжения от
изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях склады¬
ваются, а напряжения на скручивание и изгиб определяются
отдельно.
Для коробчатого сечения имеем формулы:
ф
(XII.6)
где WB—момент сопротивления моста на изгиб в верти¬
кальной плоскости;
WT — момент сопротивления моста на изгиб в горизон¬
тальной плоскости;
WKp— момент сопротивления моста на кручение в опас¬
ном сечении.
Существующие балки мостов имеют следующие значения
напряжений:
—	в мостах из ковкого чугуна:
о = 3000 кГ/см2] х = 200 кГ/см2)
—	в мостах, сваренных из листовой стали:
а = 5000 1C Г [см0-, х = 4000 кГ/см2.
54

Расчет ведущего моста при торможении.
Схема сил аналогична предыдущему случаю, но тормозная
сила Р, направлена в сторону, противоположную силе Р .
Скручивание моста тормозным моментом происходит на
участке до рессор (рис. XII.6). Расчетные формулы:
Следует иметь в виду, что в формулах (XII.7) реакцияZ„
должна быть определена с учетом перераспределения веса
по мостам при торможении автомобиля.
Расчет ведущего моста при заносе. При
расчете рассматривается случай движения автомобиля на
повороте без торможения и при отключенном двигателе.
К центру тяжести автомобиля на этом режиме движения при¬
ложена центробежная сила инерции Су. При сохранении
устойчивого движения автомобиля на повороте максималь¬
ное ее значение определяется условием бокового сцепления
колес с грунтом. Обозначим через <р' коэффициент бокового
сцепления. Тогда максимальное значение центробежной си¬
лы инерции будет равно
Как результат действия центробежной силы на каждое коле¬
со автомобиля будет действовать поперечная реакция грунта
Ки, величина которой будет равна
где ZK — вертикальная реакция грунта на колесо.
Схема сил, действующих на мост при заносе, дана на
рис. XII.7.
Вследствие действия центробежной силы вертикальные
нагрузки на левое и правое колеса разные: наружное колесо
(на рисунке левое колесо) нагружено больше, чем внутрен¬
нее (на рисунке правое колесо).
Допустив, что при повороте весовая нагрузка на мост Gx
от подрессоренных частей автомобиля равна статической, бу¬
дем иметь
Мв = ZJ;
Мг = zk9i-
Мх = ZK<{rK
(XII.7)
и
(XII.8)
55

Для поперечных реакций грунта
(XII.9)
и
В этих формулах hg — вертикальная координата центра
тяжести машины; В— колея автомобиля.
При расчетах моста обычно принимают коэффициент бо¬
кового скольжения ср'=1. Боковая реакция Ik.hi действую¬
щая на левое колесо, даст изгибающий момент, противопо¬
ложный по знаку изгибающему моменту от силы ZK Jlf в то
время как изгибающие моменты от сил ZK. „ и Кк. в склады¬
ваются. Для расчета моста следует построить эпюры изги¬
бающих моментов и определить опасное сечение.
На рис. XII.7 показаны следующие эпюры изгибающих
моментов:
— эпюра Мг от вертикальных сил ZIt. н и ZK. „;
— эпюра Mv от боковых сил Yк. н и ^к. в',
—	суммарная эпюра моментов Мг + Му.
Из суммарной эпюры изгибающих моментов следует, что
опасными сечениями являются: со стороны забегающего (ле¬
вого) колеса — место крепления колеса (сечение /— /), а со
стороны отстающего (правого) колеса — место крепления
рессоры (сечение //— II).
В сечении I — I суммарный изгибающий момент будет
равен
Напряжение от изгиба в опасном сечении будет равно
где Мкэ — изгибающий момент в опасном сечении;
И7иэ — момент сопротивления изгибу данного сечения.
Расчет ведущего моста при преодолении
препятствий. При переезде через неровности на мост
автомобиля могут действовать динамические нагрузки, зна¬
чительно превосходящие статические. Кроме того, при пре-
(X1I.10)
Для сечения II — II получим
М//_// = Z*. в^
— ZK. gl “Ь 9 2К. р/*к
или
(XII.11)
а
(XII.12)
36

одолении многоосными автомобилями таких препятствий, как
окоп, ров, кювет, эскарп, будет происходить перераспределе¬
ние реакций на колеса отдельных мостов. Часть колес будет
зависать, а другие будут нести увеличенные нагрузки.
Так, при движении трехосного автомобиля через окоп
(рис. ХП.8,а) сначала зависает средний мост, а затем зад¬
ний (рис. XI 1.8,б).
При зависании среднего моста (рис. XII.8,а) нагрузки на
мосты равны
= 0 L + 0,5/х '	=	L	+	0,5/т	)	’	(XII.13)
v	и
Рис. XI 1.8. Схема преодоления окопа трехосным автомобилем
При зависании заднего моста (рис. XII.8, б)
Z2=G л — 0,5/т ’	L — 0,5/т ) •	(ХП-14)
Опыты показывают, что, например, для автомобиля
ЗИЛ-157 увеличение нагрузок при переезде через окоп по
сравнению со статическими составляет:
Z;= 1,370,;
Z\ = 2,9G2;
^ = 2,20,,
где С], С2 и G3 — статические нагрузки на мосты.
У трехосных автомобилей с равномерной расстановкой осей
по длине базы максимальная нагрузка на средний мост при
переезде через порог может достигать полного веса машины,
а у четырехосных с равномерной расстановкой осей — до 3/4
веса автомобиля. Это следует учитывать в расчетах и пере¬
грузку определять исходя из конкретной схемы.
Так, для расчета ведущего моста при преодолении пре¬
пятствий принимается увеличенная нормальная нагрузка при
отсутствии касательных реакций (силы тяги, тормозной си¬
лы и боковой реакции).
57

Опасными сечениями будут сечения а— а под рессорами
(рис. XII.6).
Изгибающий момент определяется по формуле
AU. = Л-=	(X1U5>
где Gx — статическая нагрузка на мост;
/Сд — коэффициент динамичности.
Для грузовых автомобилей принимается
К, = 2,5-Н 2,7.
Особенности расчета ведущего моста
трехосного автомобиля. На трехосных автомоби¬
лях (ЗИЛ-131, Урал-375 и др.) наибольшее распространение
получила конструкция рессорной балансирной подвески сред¬
него и заднего ведущих мостов. Передача на раму толкаю¬
щих и тормозных усилий и реактивного момента в такой под¬
веске производится штангами (рис. XII.5).
Расчетная схема мостов с реактивными штангами дана на
рис. XII.9. Предполагаем, что нижние штанги шарнирно при¬
креплены к мосту под опорными площадками для рессор на
расстоянии ш от оси моста, а верхняя штанга на крон¬
штейне на расстоянии е от середины и на расстоянии п от
оси моста. Вторые концы всех штанг с помощью шаровых
шарниров закреплены на раме автомобиля. Предполагаем
также, что при движении по ровной дороге штанги займут
положение, параллельное полотну дороги.
Рассмотрим расчет моста на первом расчетном режиме,
т. е. когда реализуется максимальная (продольная) сила
тяги Р — Р . При этом со стороны нижних штанг будут
max	(р	г	w
действовать на мост реакции Тя и Тп, а от верхней штан¬
ги — R.
Будем счйтать, что вертикальные реакции грунта на пра¬
вом и левом колесах одинаковы и равны ZK.
Под действием вертикальной реакции ZK мост изгибается
в вертикальной плоскости. Величина изгибающего момента
Мв для отдельного сечения 1—1 может быть подсчитана но
формуле XII.1 (эпюра изгибающего момента дана на
рис. ХП.9,б).
Чтобы определить изгибающий момент в горизонтальной
плоскости Мг и момент кручения Мк и построить их эпюры,
надо прежде определить реакции Я, Тл и Тп. Для этого со¬
ставим уравнения равновесия.
Сумма проекций всех сил на ось х
58
2Рт-7-л-7-п + К = 0.

Сумма моментов всех сил относительно точки Ог в про¬
дольной плоскости моста
2Р,«-Г,({ + е) + Г,({-«) = 0.
Сумма моментов всех сил относительно точки 0\ в попе*
речной плоскости моста
2PsK-Rn-(T, + Tn)m=Q,
М,
Л#»
■чц
Мг(прие-0)
Мк (прие*0)
2 3
Рис. XII.9. Силы, действующие на мост с реак¬
тивными штангами трехосного автомобиля
Решив эти уравнения, получим
2Р9{гк — т)
R =
7\ = 2Я
Тп = 2Р,
т + п *
^ + п)(т-е)	е
(от + п)Ь ' Ь _
('к + Я) (-у + е)	.
(от + п)Ь	ь
(XII.16)
Зная усилия на штангах, можно построить эпюры нагру¬
зок, действующих на мост, и определить напряжения в опас¬
ных сечениях. На рис. XII.9,в и г даны эпюры изгибающих
59

моментов Мг в горизонтальной плоскости и моменты круче¬
ния Мк.
Таким же путем определяются изгибающие и скручиваю¬
щие моменты на других расчетных режимах.
Заметим, что силы, действующие на реактивные штанги,
а следовательно, и на мост, зависят от расстановки штанг,
т. е. от плеч b, т, л, е. При е = 0 усилия на нижних штангах
будут равны
Т _ р /« + *..	(ХИ.17)
* л — 1 п	щ	+ П
Для равнопрочности и равномерного износа шарниров
штанг желательно, чтобы
R =* Тл =* Гп.
Равенство будет соблюдаться (при е**0), если
» m + п ч m + п
или когда
« = /•„ — ‘Itn.	(XII.18)
Эпюры изгибающих моментов Мг и скручивающего мо¬
мента Ми для случая е=0 даны на рис. XII.9,о и е. Форма
эпюр свидетельствует о том, что при е = 0 мост будет рабо¬
тать в более благоприятных условиях. Обычно конструктив¬
но трудно установить верхнюю штангу посередине моста.. По¬
этому в практике всегда имеет место смещение верхней ре¬
активной штанги от середины моста на величину е.
3,	Ведомые управляемые
мосты
Конструкция мостов. Обычно ведомым управляе¬
мым мостом является передний мост, представляющий собой
балку двутаврового или трубчатого сечения с шарнирно
установленными на ее концах правым и левым поворотными
.кулаками. Шарнирное соединение балки с поворотными ку¬
лаками осуществляется с помощью шкворней.^
Как направляющее звено подвески ведомый мост воспри¬
нимает вертикальные, продольные и поперечные нагрузки,
действующие на колеса автомобиля. Вертикальные силы от
моста к раме передаются через упругие элементы подвески,
а продольные и поперечные силы или через упругие эле¬
менты (при продольном расположении рессор), или специ¬
альными штангами (при поперечном расположении рессор,
60

при спиральных пружинах, пневматической или пневмогид-
равлической подвеске).
Конструкция переднего управляемого моста автомобиля
ЗИЛ-130 показана на рис. XII. 10. Балка моста двутаврового
сечения откована из стали. К балке стремянками 8 прикреп¬
ляются рессоры 7. В средней части балка изогнута вниз для
более низкой установки агрегатов, в частности двигателя.
Ступицы управляемых колес монтируются на поворотных
кулаках /, которые шарнирно соединяются с балкой *моста
с помощью шкворня 2. Последний закрепляется в балке мо¬
ста клиновидным штифтом 4. Обычно в отверстие под шкво¬
рень поворотных цапф запрессовываются бронзовые или ла¬
тунные втулки. Смазка к этим втулкам подается через свер-
ления в шкворне или в цапфах. В некоторых легковых и гру-
зовых автомобилях поворотный кулак устанавливается на
игольчатых подшипниках, что облегчает управление машиной.
Балка моста 6 опирается на нижний выступ кулака через
две опорные стальные шайбы 5. Иногда (автомобиль ГАЗ-бЗ)
устанавливают две стальные шайбы и одну из металлокера¬
мики. В некоторых автомобилях балка опирается на высту¬
пы поворотного кулака через упорный шариковый или роли¬
ковый (реже) подшипник.
Для регулировки осевого зазора под верхнюю проушину
поворотного кулака установлены прокладки 3. На автомоби¬
лях большой грузоподъемности (более 7 т) иногда приме¬
няют трубчатую балку моста (рис. XII.11) круглого или эл¬
липтического сечения. Такие балки имеют высокую прочность
при малом весе и хорошо работают на изгиб во всех плоско¬
стях и на кручение. Но трубчатые балки сложны и дороги
в производстве. Особенностью управляемого моста, показан¬
ного на рис. XII.11, является иная конструкция шкворня и
поворотного кулака. Шкворень 3 выполнен в средней части
конусным и закреплен в балке моста с помощью гайки с рас¬
порной втулкой. Поворотный кулак состоит из трубчатой
оси / колеса и вилки 2. Трубчатая ось колеса данного авто¬
мобиля (Урал-377) взаимозаменяема с осью переднего коле¬
са автомобиля Урал-375, у которого передний мост одновре¬
менно является ведущим.
Для стабилизации управляемых колес шкворни в балке
переднего моста устанавливаются с наклоном на угол р в по¬
перечной плоскости и на угол у в продольной плоскости ав¬
томобиля (рис. XII.12).
При наклоне шкворня на угол {3 в поперечной плоскости
и повороте колес от нейтрального положения, как известно
из теории автомобиля, вся передняя часть автомобиля под¬
нимается и под действием веса автомобиля колеса стремятся
вернуться в нейтральное положение. Наклон шкворня у в
продольной плоскости также способствует возвращению ко-
61

Рис. XII.10. Ведомый управляемый мост автоыобяля ЗШЫЗО

Ось шкворня
у
Перед автомобиля
гк
Рис. XII. 12. Углы установки управляемых колес
63

лес в нейтральное положение благодаря действию боковых
реакций грунта, появляющихся при повороте автомо¬
биля.
Эластичность шин также способствует стабилизации ко¬
лес. Поэтому чем больше эластичность шин, тем меньше
углы наклона шкворня.
Управляемые колеса устанавливаются в непараллельных
плоскостях (сходимость колес) и под некоторым углом а
к вертикальной плоскости (развал колес).
Обычно эти углы выбираются в пределах: для наклона
шкворня в поперечной плоскости {3 = 5-н9°, в продольной пло¬
скости y = 2-!-4°, для развала колес а=1° и сходимость колес
с разностью размеров Б— А = 2-е-14 мм.
Углы установки шкворня и управляемых колес подбира¬
ются с таким расчетом, чтобы обеспечить чистое качение
управляемых колес без бокового проскальзывания.
Балки ведомого управляемого моста изготовляются штам¬
повкой из среднеуглеродистых сталей ЗОХ, 45 с последующей
закалкой и отпуском. Поворотные кулаки также штампуют¬
ся из сталей ЗОХ, 40Х с закалкой и отпуском. Шкворень из¬
готовляется из цементируемых малоуглеродистых легирован¬
ных сталей 20Х, 18ХГТ, 20ХН. Шкворень цементируется на
глубину 1,0—1,5 мм. После закалки и отпуска твердость по¬
верхности шкворня должна быть HRC 58—62. На Горьков¬
ском автомобильном заводе шкворни делают из стали 45, по¬
верхность шкворня закаливают токами высокой частоты на
глубину 0,9—1,5 мм.
Расчет ведомых управляемых мостов. При проектирова¬
нии ведомых управляемых мостов рассчитываются балки мо¬
ста, поворотные кулаки, шкворень и втулки шкворня.
Расчет ведется на следующих режимах движения авто¬
мобиля: при торможении, заносе и при преодолении препят¬
ствий.
Расчет балки моста. При торможении мост из¬
гибается в вертикальной плоскости от сил ZK и ZK (рис. XII.13),
в горизонтальной плоскости от тормозной силы Рт, а уча¬
сток от поворотного кулака до площадок крепления рессор
скручивается моментом М.. Эпюры моментов показаны на
рис. XII.13, а. Балку моста считаем .прямой. Максимальный
изгибающий момент в вертикальной плоскости равен
MB = Z/	(XII .19)
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен
Mr = P,/ = <pZK/.	(XII .20)
Так как <р<1, то Ма>М^
64

Скручивающий момент равен
Mx = P/K = <?ZKrK.	(XII.21)
Здесь ZK— нагрузка на колесо с учетом перераспределе¬
ния веса автомобиля при его торможении.
Рис. XII.13. Схема сил, действующих иа
ведомый управляемый мост автомобиля
При заносе эпюра суммарных изгибающих моментов
в вертикальной плоскости от сил ZK и показана на
рис. XII. 13, б. Вследствие действия поперечной силы Су на¬
грузка ZK.„ на наружное колесо (на рисунке левое) будет
больше, чем на внутреннее (на рисунке правое), но на левую
часть балки действует разность моментов от сил ZKH и Ук.н,
а нв правую — сумма этих моментов.
За расчетное сечение следует брать: для левой половины
балки моста сечение, расположенное рядом с кулаком балки,
3—2961
65

а для правой половины—рядом с площадкой крепления рес¬
соры. Для первого сечения изгибающий момент равен
(Х1Ш)
и для второго сечения
«e.-V(1“'T?t)(/+,rr,‘)’ wm)
где Gx — статическая нагрузка на мост.
При преодолении препятствий без тормозной
силы изгибающий момент в опасном сечении под рессорами
будет
(XI1-24)
где /Сд — коэффициент динамичности, равный 2,5	2,7.
Сложное напряжение в балке моста двутаврового сечения
от изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной
плоскостях получается как сумма составляющих напря¬
жений	_
В I ^ИЗ. т
°сл = "ЖГ+ wT *
На скручивание
_ Мт
где	Wв— момент сопротивления в вертикальной плоско¬
сти;
Ц7Г — момент сопротивления в горизонтальной плоско¬
сти;
WKp—момент сопротивления скручиванию.
Для расчета берется схема сечения приведенного двутав¬
ра, как показано на рис. XII.14. Для такого сечения
117	ВН*-Ь».
в 6 Н ’
Г[= (H-h)B> + h{B-*)1;	(X1I.25)
W'k „■=-§-<’(«+ 2*),
где t — толщина полок и стенки балки, которая принимается
t—B — b.
66

Для балок мостов круглого сечения сложное напряжение
равно
От =
V м\ + м2 + М2К
Момент сопротивления изгибу равен
IJ7 _ кАО?-&)
w ищ	32D
(XIIJ26)
(ХП.27)
Существующие балки передних мостов, изготовленные из
углеродистых сталей, имеют напряжения изгиба до
3000 кГ/см2, а напряжения скручивания до 1500 кГ/см2.,
I
Рис. XII.14. Расчетное
сечение двутавровой бал¬
ки моста
Рис. XI 1.15. Схема сил, дейст¬
вующих на поворотный tfyjidk
Расчет поворотного кулака. Поворотный кулак
рассчитывают так же, как и балки моста, для трех случаев
движения автомобиля. Опасным сечением, для которого опре¬
деляются напряжения, является сечение / — / (рис. XII.15).
Причем цапфа рассчитывается только на изгиб. Выступы ку¬
лака имеют значительный запас прочности вследствие того,
что их размеры определяются не из условий прочности, а
размерами балки моста.
При торможении автомобиля сложное напряжение
изгибов поворотного кулака будет
0	—	=	-	к-	VL+ 93	Г VII284
сл —	о,2d3
Это уравнение справедливо для обоих поворотных кулаков —
левого и правого. Вертикальная реакция ZK должна бытъ
определена с учетом перераспределения веса по осям автомо¬
биля при торможениц.
3*	67

При заносе (рис. XII.13) напряжения изгиба в опас¬
ном сечении (сечение /—/) для наружного (левого) и вну¬
треннего (правого) поворотного кулаков различны и могут
быть определены по формулам:
Gjc f 1 -I в~ j
} (XII.29)
= Z* ^к-	X\	ё.—I (C — tpV )
и	^	0,2d9	y
7 > G*(
?к. в У rK	V
j 2<p'V
a = ZK■	+	ZK.	вУ	^к	  X I	& I tQ . „у \
сл'8	WH3	”	0,2d9	( + ¥ k)
При преодолении препятствий напряжение из¬
гиба равно
G*CKr
(XII.30)
<х.
0,2 d9
Напряжение может быть з <^ 5500 кГ/см2. Следует учесть,
что на прочность цапфы поворотного кулака значительное
влияние оказывает радиус галтели (перехода от цапфы к кор¬
пусу кулака). Исследования показывают, что при увеличении
радиуса галтели с 3 до 7 мм предел прочности повышается на
50%. При накатке галтелей роликом прочность цапф также
повышается.
Расчет шкворня. Шкворень рассчитывают при тех же
режимах движения, что и при расчете поворотного кулака.
Углами наклона шкворня пренебрегают.
При	торможении сила	ZK вызывает	в	выступах пово¬
ротного кулака	силы	и действующие	на	шкворень в
поперечной плоскости автомобиля (рис. XII.16):
v==iS- = _5i' .	(ХП.31)
°1 а + Ь	'
В результате наличия тормозной силы Рк со стороны попе¬
речной рулевой тяги на рычаг поворотной цапфы будет дей¬
ствовать реакция Q, равная
Q—Ц£*.,	(Х11.32)
где С — расстояние от оси поперечной рулевой тяги до оси
балки моста.
Под действием реакции Q в той же плоскости возникают
силы и S'4, приложенные к концам щкрорня. Их вели¬
чина определяется формулами:
Qn	о*	..	Qm	/VII	оо\

Тормозная сила, приведенная к оси колеса, кроме того,
создает силы ^ и действующие в продольной плоско¬
сти автомобиля:
<хп-34>
От тормозного момента возникают силы и ^ дей¬
ствующие в той же продольной плоскости:
^ =	=	(хн.35)
Рис. XII.I6. Схема сил, действующих на Шкворень при
торможении автомобиля
Рассматривая силы, действующие на шкворень, замечаем,
что максимальная нагрузка^ приходится на нижний конец
шкворня, где силы (£р S"4 и S’, ^з) в каждой плоскот
сти совпадают по направлению. Суммарная расчетная сила,
действующая на нижний конец шкворня, будет
s" =.	(хи.36)
Чтобы несколько уравнять силы, действующие на верх¬
нюю и нижнюю части, а также уменьшу износ, цлечи а и Ъ
делают неравными (а меньше Ь),
69

При заносе силы и моменты действуют только в по¬
перечной плоскости (рис. XII.17). Силы, действующие на
шкворень наружного колеса (на рисунке левого), будут:
-	Zy.	У и {Гк
s:
или
а + Ь
2?'М ч‘ (r,-b)-t
а + Ь
		Уи (гк ~Н а)
ИЛИ
В
а + b
(XII.37)
(XII.38)
Рис. XI 1.17. Схема сил, действующих на шкворни при заносе
автомобиля
Силы, действующие на шкворень внутреннего (на рисунке
правого) колеса:
24'hg\ у' (гк — Ь) + 1 ,
В I а + Ь
в 2 V1
Q* __ Gx (1	fy’hg ^ ^ (Гк 4- а) + /
2 Г	В ) а + Ь	»
где Gx — рхатинеская нагрузка на мррт.
70
(XII.39)
(XII.40)

При преодолении препятствий на шкворень
действуют силы:
1у = .у- = .^АГд_'т.	(XII.41)
Поворотный шкворень для всех расчетных режимов рассчи¬
тывается на изгиб и срез, а втулки шкворня — на смятие.
Максимальные напряжения в шкворне можно определить
по формулам:
—	при расчете на изгиб
*$расч^в
°из= 0,2 d3 ’
> ш
—	при расчете на срез
4*5расч
ТСР_ *<*1 ’
—	при расчете втулки шкворня на смятие
*$расч
Ссм = '
В этих фо-рмулах:
dm—диаметр шкворня;
hB — высота втулки шкворня;
Spacq—расчетная нагрузка, определяемая по формулам
(XII.31—XII.41) для рассмотренных режимов дви¬
жения автомобиля.
Напряжения в шкворнях могут быть: на изгиб aH3 =
=5000 кГ/см2, на срез оср=1000 кГ/см2 и на смятие
осм = 5(Ю кГ/см2.
4.	Ведущие управляемые
мосты
На всех армейских автомобилях многоцелевого на¬
значения и на некоторых специальных автомобилях передний
управляемый мост является одновременно и ведущим. В ре¬
зультате конструкция моста получается более сложной, чем
обычного ведущего среднего или заднего моста.
В отличие от ведущих мостов неуправляемых в переднем
мосту автомобилей с приводом на все ведущие колеса, кроме
главной передачи и дифференциала, размещаются карданные
передачи с шарнирами равных угловых скоростей (см.
гл. IX).
Ведущий управляемый мост, как правило, является не¬
симметричным, так как место установки главной передачи и
дифференциала смещено вправо или влево от средней линии
71

моста. Это делается для того, чтобы карданная передача от
раздаточной коробки проходила на некотором расстоянии от
картера двигателя.
Ведущие управляемые мосты бывают цельными или со¬
ставными. Составным управляемым мостам присущи те же
недостатки, которые были отмечены для балок ведущих мо¬
стов. Поэтому в настоящее время мосты изготовляют, как пра¬
вило, цельными.
По способу изготовления мосты разделяются на штампо¬
ванные или литые. Первые состоят из двух отштампованных
из стали половин, соединенных сваркой. Как уже отмечалось,
такие мосты дешевле в производстве и имеют меньшии вес,
чем литые.
По концам моста привариваются фланцы, к которым кре¬
пятся болтами шаровые опоры поворотного устройства упра¬
вляемых колес. В шаровые опоры снизу и сверху под углом р
в поперечной плоскости и углом у в продольной плоскости
запрессовываются и привариваются короткие шкворни. Углы
установки шкворня ({3 и у) выбираются в тех же пределах,
какие были указаны в разделе «Ведомые управляемые мо¬
сты».
Поворотные кулаки обычно сборные и состоят из корпуса
и цапфы с фланцем. Цапфа изготовляется пустотелой для
прохода приводного вала карданного шарнира. Ступица ко¬
леса устанавливается на цапфе на роликовых конических
подшипниках. Корпус поворотной цапфы (рис. XI.26, б) мон¬
тируется на шкворнях шаровой опоры также на двух кониче¬
ских роликоподшипниках, которые устанавливаются с пред¬
варительным натягом путем подбора толщины регулировочных
прокладок.
Установка поворотной цапфы на роликовых конических
подшипниках обеспечивает достаточную надежность всему
поворотному узлу. Однако динамические нагрузки на пово¬
ротный узел при малых скоростях поворота цапфы приводят
к местным усталостным износам беговых дорожек подшип¬
ников («бринелирование»). В результате последние имеют
меньший срок службы, чем такие же подшипники в агрега¬
тах силовой передачи автомобиля.
В корпусе поворотной цапфы устанавливается войлочный
сальник для предотвращения попадания грязи и пыли внутрь
шаровой опоры.
Шаровая опора и корпус поворотного кулака изготовля¬
ются обычно из ковкого чугуна.
Детали моста рассчитываются так же для четырех случаев
движения, как и ведущего моста, по методике расчета ведо¬
мого управляемого моста.

Глава XIII
ПОДВЕСКИ
1.	Классификация подвеоок и требования,
предъявляемые к ним
Подвеской называется совокупность устройств и
деталей, соединяющих корпус (раму) автомобиля с его коле¬
сами. Через подвеску вес автомобиля передается на колеса
и распределяется между ними. В то же время динамические
воздействия дороги на колеса (хотя и смягчаемые упруго¬
стью шин) передаются прежде всего деталям подвески и уже
через них на корпус.
Наличие подвески обеспечивает возможность перемеще¬
ния колес относительно корпуса автомобиля.
Подвеска состоит:
—	из упругих элементов, которые воспринимают
энергию динамических воздействий дороги и преобразуют ее
в энергию плавного колебательного движения корпуса;
—	из направляющих устройств или кинема¬
тических звеньев; они определяют характер относи¬
тельных перемещений колес и разгружают упругие элементы
от передачи продольных и боковых усилий; к направляющим
устройствам, строго говоря, следует относить балки мостов
при зависимых подвесках, однако по установившейся тради¬
ции они рассматриваются отдельно;
—	из амортизаторов, предназначенных для бы¬
строго гашения колебаний, возникающих вследствие наличия
в подвеске упругих элементов.
Классификация подвесок. Подвески могут быть жесткие
и упругие (рессорные или эластичные). В жесткой подвеске
имеются только кинематические звенья, роль упругих эле¬
ментов выполняют одни лишь пневматические шины. Пре¬
обладающим распространением на автомобилях пользуются
эластичные подвески, но в некоторых современных конструк¬
циях, в частности на многоосных автомобилях, применяются
(для всех или части колес) жесткие подвески.
Упругие элементы, направляющие устройства и аморти¬
заторы, обеспечивающие подвешивание к корпусу одного ко¬
леса или нескольких связанных между собой колес (группы
колес в зависимых схемах, см. ниже), образуют узел под¬
73

вески. Число узлов определяет число точек крепления (подве¬
шивания) корпуса.
Узлы подвески разных колес одного и того же автомобиля
могут быть как одинаковыми по схеме и конструкции, так
и различными по схеме, кинематическим зависимостям, типу
и конструкции упругих элементов. Конструкцию подвески
обычно изучают по узлам, как это и будет сделано в даль¬
нейшем при некоторых необходимых отступлениях. Такая ме¬
тодика отличает конструкцию от теории автомобиля, в кото¬
рой рассматривается подвеска автомобиля в целом в обоб¬
щенном (приведенном) виде безотносительно к конструкции
отдельных узлов.
Рис. XIII.1. Схемы балансирных подвесок
Упругие подвески автомобилей классифицируются по двум
основным признакам: по кинематическим схемам и по типу
упругих элементов.
Кинематическая схема подвески определяет
характер связи отдельных колес между собой и с корпусом
автомобиля, а также кинематику перемещений колес относи¬
тельно корпуса.
В теории было указано, что по характеру связей колес
подвески могут быть разделены на групповые или зависимые
и независимые (индивидуальные).
В групповых подвесках два колеса (и более) имеют непо¬
средственные, помимо корпуса, связи между собой через
направляющие устройства или упругие элементы; таким обра-
74

зом, узел групповой подвески объединяет несколько колес,
причем нагрузки между колесами могут перераспределяться
без изменения суммарной нагрузки от данного узла на
корпус.
Колеса одного узла, связанные между собой, могут при¬
надлежать к одному борту автомобиля (продольная связь)
или к обоим бортам (поперечная связь).
Подвески с продольными связями называются балансир-
ными. Балансирные подвески могут применяться на трехос¬
ных автомобилях с расстановкой колес 1+2 (рис. XIII.1, а) и
на четырехосных с расстанов¬
кой колес 2 + 2 (рис. XIII.1,6).
Узел такой подвески вместе с
колесами называется балан-
сирной тележкой.
Узел подвески с попереч¬
ными связями, часто для крат¬
кости называемой просто за¬
висимой, объединяет одноимен¬
ные колеса двух бортов	Рис. XIII.2. Схема зависимой
передние или задние. Обычно подвески с поперечными свя-
связующим кинематическим	зями
звеном в зависимой подвеске
служит неподрессоренный мост (рис. XII 1.2), хотя возможны
и другие связи.
Следует напомнить, что при приведении схемы к расчет¬
ной (плоскостной, см. «Теорию») подвеска с одними попереч¬
ными связями превращается в независимую.
Характер перемещения колес относительно корпуса (рамы)
автомобиля при групповой подвеске определяется положе¬
нием точек подвеса узла к корпусу. У зависимых подвесок
типично качание колес в поперечной плоскости, у балансир-
ных — в продольной (рис. XIII.1 и XIII.2).
Для независимой подвески характерно индивидуальное
(самостоятельное) подвешивание колес к корпусу, т. е. каж¬
дое колесо имеет отдельный узел подвески.
Независимые подвески могут быть безрычажиые, одно-
или двухрычажные (рис. XIII.3).
В безрычажной, или свечной схеме (рис. XIII.3, а) ось ко-
леса перемещается прямолинейно. Направление перемещения
определяется профилем направляющего устройства.
В одно- и двухрычажных схемах кинематика перемеще¬
ния осей колес определяется положением рычагов, их разме¬
рами и связью между ними.
При поперечных рычагах (рис. ХШ.З, б, в) ось колеса
перемещается в поперечной плоскости, что вызывает измене¬
ние колеи автомобиля и наклон колеса; это нарушает кине¬
матику управляемых колес при повороте.
75

При продольных рычагах (рис. ХШ.З.е) колеса остаются
в одной вертикальной плоскости, но их качание приводит к
изменению базы автомобиля и способствует повышенному
износу шин вследствие их проскальзывания.
Встречается также расположение рычагов под углом к
двум главным плоскостям, что несколько смягчает .недостат¬
ки обеих предыдущих схем.
Во всех случаях применение двух рычагов вместо одного,
хотя и усложняет конструкцию подвески, позволяет коррек¬
тировать траекторию перемещения колеса при заданной ха¬
рактеристике подвески; при этом уменьшается изменение вза¬
имного положения колес.
Классификация по типу упругого элем ен-
т а. По этому признаку различаются подвески с металличе¬
скими и резиновыми упругими элементами, а также пневма¬
тические, пневмогидравлические и гидравлические подвески.
В качестве металлических упругих элементов применяют¬
ся листовые рессоры, спиральные пружины цилиндриче¬
ские или конические и торсионы (закручиваемые упругие
стержни).
На автомобилях общетранспортного и многоцелевого на¬
значения преобладающим распространением, особенно при
зависимых схемах, пользуются подвески с листовыми рессо¬
рами, обеспечивающие наибольшую простоту конструкции
узлов подвески, компактность, дешевизну и удобство обслу¬
а
в
2
Рис. XII 1.3. Схемы независимых подвесок
76

живания. Спиральные пружины и торсионы применяются в
независимых подвесках легковых автомобилей и в многоос¬
ных армейских автомобилях.
Иногда в одном и том же узле подвески сочетаются раз¬
личные упругие элементы, например, листовая рессора или
торсион в качестве основного и спиральная пружина как до¬
полнительный элемент в целях улучшения характеристики
подвески.
Резиновые упругие элементы выполняются в виде цельно-
резиновых или армированных деталей (блоков), которые мо¬
гут работать на сжатие, сдвиг или кручение.
Одной из основных причин, препятствующих применению
резиновых подвесок, является нестабильность их характери¬
стик при переменных климатических условиях; вообще же
упругие свойства подвески в большой степени зависят от
состава резины и технологии ее изготовления. Для армейских
автомобилей серьезным недостатком резиновых деталей сле¬
дует считать их механическую уязвимость. Распространения
в качестве основных резиновые упругие элементы на авто¬
мобилях не получили и в дальнейшем не рассматри¬
ваются.
Резиновые и резино-металлические блоки находят широ¬
кое применение в подвесках в качестве вспомогательных эле¬
ментов: дополнительных (корректирующих и ограничитель¬
ных) упругих звеньев, а также установочных деталей, ком¬
пенсирующих нарушения кинематики, способствующих гаше¬
нию колебаний и устранению вибраций.
В пневматических подвесках используется упругая энер¬
гия сжимаемого воздуха.
В гидравлических подвесках упругим телом служит сжи¬
маемая при высоких давлениях жидкость. В пневмогидра^-
лических подвесках используется сжатие как газа, так и
жидкости.
Подвески указанных типов как по своим свойствам и ха¬
рактеристикам, так и по конструкции узлов существенно от¬
личаются от подвесок с металлическими упругими элемента¬
ми. С другой стороны, на отечественных автомобилях они
пока не получили распространения. Поэтому их рассмотре¬
ние выносится в самостоятельный раздел данной главы.
Требования, предъявляемые к подвескам. Сложность тре¬
бований, предъявляемых к подвескам армейских автомоби¬
лей, определяется прежде всего большим влиянием конструк¬
ции подвески и ее характеристик на основные свойства авто¬
мобиля— подвижность, маневренность (управляемость) и
проходимость. Важно отметить воздействие параметррв под¬
вески на возможность движения автомобиля с заданными
скоростями по грунтовым дорогам и местности.
77

Основными требованиями к подвеске армейских
автомобилей являются:
—	обеспечение необходимого распределения нагрузок на
оси (колеса) автомобиля;
—	получение заданных параметров плавности хода;
—	малые изменения (по сравнению со статическими) тра¬
екторий качения колес при движении по неровной дороге и
при повороте;
,— обеспечение устойчивости движения и проходимости
автомобиля;
—	малый вес кинематических звеньев;
—	живучесть, эксплуатационная надежность и долговеч¬
ность;
—	удобство и простота обслуживания.
Рассмотрим эти требования.
Обеспечение заданного распределения на¬
грузок у двухосных автомобилей, а также у трехосных с
задними балансирными тележками определяется только ко¬
ординатой центра тяжести и не зависит от схемы и конструк¬
ции подвески.
У многоосных коротко базовых автомобилей (при базе
1,5(/г — \)D, где « — число колес, D — диаметр колеса)
расстановка колес практически только равномерная подсхе¬
ме 1 + 1 + 1+ ... и на распределение нагрузок между коле¬
сами можно влиять лишь изменением жесткости отдельных
узлов подвески. Учитывая, что конструкции передних, сред¬
них и задних узлов подвески обычно различаются, этот спо¬
соб вполне приемлем.
У длиннобазовых автомобилей на распределение нагрузок
можно влиять также расстановкой колес. Однако для четы¬
рехосных автомобилей применяются преимущественно две
схемы 2 + 2 или 1 + '2+Л (первая по совокупности показа¬
телей плавности хода превосходит вторую). Поскольку в
обоих вариантах расстояние между сближенными колесами
берется минимальным, для этих схем основным фактором,
определяющим распределение нагрузок, остается жесткость
отдельных узлов.
Существенное значение имеет распределение нагрузок при
различной загруженности автомобилей транспортного и мно¬
гоцелевого назначения, а также для тягачей при буксировке
прицепов различного веса и в разных дорожных условиях.
Рациональное решение возможно при условии применения
подвесок с легко регулируемыми характеристиками, напри¬
мер пневматических; это позволило бы также обеспечить не¬
изменность основных параметров плавности хода при изме¬
нении нагруженности автомобиля.
Обеспечение заданных параметров плав¬
ности хода. Как известно из теории, основными параме¬
78

трами плавности хода автомобиля служат частоты собствен¬
ных продольных угловых и вертикальных колебаний корпуса
(рамы), максимальные амплитуды колебаний, максимальные
вертикальные ускорения корпуса, эффективность гашения ко¬
лебаний и быстрота нарастания ускорений (третья производ¬
ная от перемещения по времени).
При этом для двух- и трехосных (1+2) автомобилей ос¬
новное значение имеют вертикальные, для многоосных — про¬
дольные угловые колебания; однако и в этом случае частоты
обоих видов колебаний должны быть близкими, так как в
противном случае возможно совпадение их по фазе, что при¬
водит к резкому возрастанию нагрузок.
L.
Рис. XII 1.4. Амплитудно-частотные характеристики (а) и ди¬
намическая характеристика (б) подвески
Рекомендуемые значения собственных частот находятся в
пределах 10—12 рад/сек, максимальные угловые амплиту¬
ды— до 4—5°, вертикальные ускорения 1 — 1,5 g, коэффи¬
циенты затухания—1,5—2,5 рад/сек.
Плавность хода в реальных условиях движения оцени¬
вается по характеристикам подвески. На рис. XIII.4,а приве¬
дены амплитудно-частотные характеристики, связывающие
максимальные амплитуды вертикальных (zrnax) или угловых
(<Ртах) перемещений и максимальные ускорения (2тах) со ско¬
ростью движения автомобиля при различных частотах им¬
пульсов (разной длине волны неровностей дороги /). На
рис. XIII.4, б приведена динамическая характеристика под¬
вески, на которой путем сравнения кривой интенсивности ко¬
лебаний с поглощающей способностью подвески выделяется
зона пробоя (на рисунке заштрихована). Способы опытного
и расчетного определения характеристик и их оценки рас¬
смотрены в теории.
79

На параметры плавности хода влияют компоновочные и
конструктивные факторы. К числу компоновочных относятся
распределение масс автомобиля, определяющее величину мо¬
мента инерции корпуса, и расстановка колес, о которой было
сказано выше. Что касается момента инерции, то его увели¬
чение, благоприятно сказываясь на частотах колебаний, мо¬
жет при определенных условиях привести к нежелательному
возрастанию динамических нагрузок на корпус.
Из конструктивных факторов
следует выделить жесткость уз¬
лов подвески, рабочие ходы ко¬
лес и параметры амортизаторов.
Жесткость узла в приведенной
схеме определяется прежде все¬
го средней ее величиной, взятой
как отношенне статической на¬
грузки на колесо к его статиче¬
скому ходу. При нелинейной б
(рис. XIII.5) характеристике под¬
вески в отличие от линейной а
жесткость имеет переменное зна¬
чение, обычно возрастающее к
концу рабочего хода для уменьше¬
ния вероятностидфобоя подвески.
При выборе вида характери¬
стик подвесок транспортных и
многоцелевых автомобилей сле¬
дует учитывать условия их рабо¬
ты при различной загрузке кузо¬
ва (платформы).
Уменьшение частот собственных колебаний, благоприятно
влияющее на плавность хода, требует снижения жесткости
подвесок. В этой связи предпочтительнее независимые подве¬
ски, жесткость которых в приведенной схеме при прочих рав*
ных условиях ниже.
Независимые подвески позволяют увеличить рабочие
ходы колес, что положительно влияeт__нa__плaвнocть_J(oдa__и_
Соотношение жесткостей для отдельных колес, как уже
указывалось, определяется заданными нагрузками на эти ко¬
леса; это справедливо и для двухосных автомобилей, по¬
скольку статические ходы колес должны быть примерно оди¬
наковыми.
Параметры амортизаторов будут рассмотрены отдельно.
Малые изменения траекторий качения ко¬
лес, обеспечение устойчивости и проходимо¬
сти. Наличие упругих элементов и связей между колесами
(для зависимых подвесок) приводит к изменению положения
§0
Рис. XUI.5. Нелинейная
характеристика подвески

колес относительно корпуса автомобиля при его движении.
Это может вызвать нарушение условий качения колес (по¬
вышенное скольжение шин, изменение траекторий при пово¬
роте), вредные колебательные явления, а также увеличить
нагрузки на раму.
Подобные нарушения могут также быть следствием пере¬
распределения нагрузок между отдельными колесами и осо¬
бенно отрыва отдельных колес от дороги при движении авто¬
мобиля по неровностям.
В значительной мере мож¬
но оценить степень реализации
данного требования по кине¬
матическим характеристикам
узлов подвески.
Кинематические характери¬
стики дают зависимость пере¬
мещений колеса в горизонталь¬
ной плоскости (по осям х, у,
рис. XI11.6) и углов отклоне¬
ния а, (3, у от его вертикально¬
го перемещения (по оси г).
Характеристики могут со¬
ставляться как в неподвижной
(связанной с дорогой) систе¬
ме координат Oxyz, так и в
подвижной (O'x'y'z'), связан¬
ной с корпусом автомобиля.
Характеристика позволяет
судить о положении колеса по
отношению к дороге и к корпу¬
су в пределах вертикальных пе¬
ремещений колеса между край¬
ними точками (полной разгруз¬
ки и максимальной нагрузки).
Вид характеристики зависит от типа подвески и ее кине¬
матической схемы. Наиболее благоприятна стабильная ха¬
рактеристика, при которой параметры х, у, а, J3, у не изменя-
автомобиля, а также углы наклона колес (что особенно важ¬
но для управляемых колес). Особенно нежелательно изме¬
нение ,3 (угла развала управляемых колес), которое может
вызвать гироскопический эффект и, как следствие, виляние
колес («шимми»).
Наилучшие характеристики можно получить при незави¬
симой подвеске; поэтому она получает все более широкое
распространение, в первую очередь для управляемых колес.
Независимая подвеска у многоосных машин позволяет
также обеспечить хорошее обкатывание неровностей на пере¬
Рис. XI 11.6. К определению
кинематической характеристи¬
ки подвески
81

сеченной местности; при балансирной подвеске в этих усло¬
вия х возможен отрыв одного из колес от профиля дороги,
что выключает тележку в целом.
Преимуществом зависимой подвески с течки зрения про¬
ходимости является постоянное (при симметричной схеме
равное) распределение нагрузок между связанными между
собой колесами, что уменьшает перегрузки и обеспечивает
улучшение сцепных свойств для ведущих колес.
Малый вес направляющих устройств. Это
требование связано с необходимостью уменьшить массу не-
подрессоренных частей; к ним относятся колеса с шинами,
детали направляющих устройств (включая неподрессоренные
мосты), а также часть массы упругих элементов и аморти¬
заторов. Следует указать, что термин «неподрессоренные» яв¬
ляется условным, поскольку он не учитывает упругого воз¬
действия шин.
Уменьшение неподрессоренных масс значительно снижает
динамические нагрузки на детали ходовой части, в том числе
и на упругие элементы, и в известной мере на корпус. Улуч¬
шаются также параметры высокочастотных колебаний кор¬
пуса.
Поскольку вес колес и шин от типа подвески не зависит,
изменение неподрессоренных масс возможно главным обра¬
зом за счет направляющих устройств.
Большие преимущества дает независимая подвеска, так
как массивные балки, соединяющие колеса, в этом случае
заменяются сравнительно легкими рычагами. Но и при зави¬
симой подвеске, особенно ведущих колес, вес неподрессорен¬
ных частей может существенно (до 30—40%) различаться,
смотря по способу установки главной передачи и дифферен¬
циала (на раме или в неподрессоренном мосту).
Тип упругих элементов также влияет на неподрессорен¬
ные массы. Так, листовая рессора часто выполняет функ¬
ции направляющего устройства, что позволяет облегчить по¬
следнее или вовсе устранить его; однако при этом возрастает
вес самой рессоры, поскольку она должна выдерживать до¬
полнительные нагрузки.
Живучесть, надежность и долговечность
подвески зависят от ряда конструктивных и технологических
факторов.
Живучесть подвески многоосных автомобилей связана в
большой степени с типом подвески. Так, при независимой
схеме даже полный выход из строя одного из узлов не ли¬
шает автомобиль возможности двигаться, что дает незави¬
симой подвеске решающее преимущество перед зависимой;
у двухосных автомобилей схема подвески на ее живучесть
такого влияния не оказывает.
Большое значение имеет защищенность жизненно важных
82

элементов подвески от внешних воздействий и повреждений.
В первую очередь это относится к упругим элементам. Пред¬
почтение в этом смысле следует отдать торсионам, которые
всегда могут быть расположены скрытно (например, внутри
рычагов, а в корпусных машинах — внутри корпуса) и легко
защищены кожухами или трубами. Наихудшими являются
открытые и низко расположенные листовые рессоры, а также
пневматические упругие элементы.
Живучесть подвески определяется также ее надежностью.
Последняя помимо общих для всех механизмов факторов
зависит от того, в какой мере упругие элементы подвески
защищены от перегрузок и от передачи нерасчетных усилий.
Для защиты от перегрузок необходимо устанавливать
ограничители хода колес, которые ограничивают деформации
упругого элемента. Чтобы избежать динамических воздейст¬
вий на рессору, ограничители выполняют упругими (хотя и с
повышенной жесткостью) в виде дополнительных металличе¬
ских рессор (подрессорников) или резиновых блоков.
Нерасчетными для упругих элементов являются нагруз¬
ки, связанные с передачей корпусу горизонтальных усилий и
моментов от ходовой части. В идеальных условиях на упру¬
гий элемент должны действовать только силы, определяемые
вертикальными нагрузками и вызывающие расчетные дефор¬
мации: для листовой рессоры — изгиб листов в плоскости
продольного сечения, для торсиона — кручение, для спираль¬
ной пружины — осевое сжатие. Все остальные усилия дол¬
жны сниматься направляющими устройствами. В действи¬
тельности же идеальные условия не соблюдаются, поэтому
упругие элементы требуют усиления, что неблагоприятно ска¬
зывается на характеристике подвески.
Г Долговечность подвески обеспечивается прежде всего
стойкостью упругих элементов к знакопеременным нагрузкам
-(см. ниже).
Удобство и простота обслуживания зависят
от числа узлов подвески, количества точек обслуживания, в
частности шарниров и опор скольжения, и от их устройства.
Для удовлетворения этого требования применяют шарниры
(опоры), не нуждающиеся в смазке (например, с резиновыми
блоками или пластмассовыми втулками) и с надежными
уплотнениями.
2.	Типовые схемы подвесок
автомобилей и рвсчет охемы ,
Как уже указывалось, в автомобилях применяется
независимая или зависимая подвеска узлов. При этом у авто¬
мобиля в целом схемы всех узлов могут быть одинаковыми
83

(что не исключает конструктивных различий между отдель*
ными узлами), но могут и различаться, т. е. часть узлов не¬
зависима, а часть — зависима. В свою очередь связи в зави¬
симых узлах могут быть как продольными, так и попереч¬
ными.
Прежде чем перейти к конструкциям узлов подвески, сле¬
дует рассмотреть типовые схемы подвесок автомобилей в це¬
лом и расчет схем; в этом расчете определяют основные
параметры плавности хода автомобиля и находят нагрузки
на отдельные узлы (колеса). Результаты расчета схемы слу¬
жат исходными данными для расчета узлов подвески.
Рис. XI 11.7. Схема зависимой подвески двухосного ав-
, томобиля
При рассмотрении схемы подвески упругие элементы
условно представляются в виде спиральных пружин, как это
делалось в теории.
Применение той или иной схемы в большой мере зависит
от числа колес автомобиля, поэтому рассмотрим схемы под¬
вески двух- и трехосных автомобилей отдельно от много-
осных.	„
Схемы подвесок двух- и трехосных автомобилем. У двух¬
осных автомобилей транспортного и многоцелевого на¬
значения наиболее распространена зависимая схема с попе¬
речными связями соответственно между передними и задни¬
ми колесами (рис. XIII.7).
Связи между колесами обычно обеспечиваются балками
мостов. Данная схема позволяет получить наиболее простую
конструкцию узлов. В качестве упругих элементов преимуще¬
ственно применяются листовые рессоры — по две на узел,
хотя в принципе возможно иметь по одной рессоре^на узел.
На легковых автомобилях наряду с этой схемой приме¬
няется смешанная с независимыми узлами для передних ко¬
лес (рис. XIII.8,а). Упругими элементами для передних уз¬
лов могут служить спиральные пружины, торсионы, а также
листовые рессоры. Независимая подвеска управляемых колес
при правильном выборе схемы позволяет улучшить управ¬
ляемость автомобиля.
Наконец, возможна полностью независимая схема
(рис. XIII.8,б), могущая применяться, в частности, на боевых
машинах и плавающих автомобилях.
84

Для трехосных автомобилей многоцелевого на¬
значения (с колесной формулой 6x6, 6x4) наиболее типич-
на зависимая схема с поперечной связью в переднем узле и
продольно-поперечной (балансирная подвеска задних мостов)
в заднем узле (рис. XIII.9).
Рис. XI11.8. Схемы смешанной (а) н независимой (б) подве¬
сок двухосных автомобилей
При сохранении балансирной связи между каждой парой
задних колес возможны и другие варианты схем, например
с независимыми передними узлами или без поперечных свя¬
зей задних колес (разрезные мосты). С точки зрения расчета
каждая из этих схем приводится к соответствующей двухос¬
ной: типовая — к схеме по рис. XII 1.7, с независимой перед¬
ней подвеской — по рис. XIII.8, а, а при разрезных мостах —
по рис. XIII.8, б.
Рис. XII 1.9. Схема зависимой подвески трехосного автомобиля
Если балансирная связь задних колес отсутствует, схема
подвески трехосного автомобиля становится такой же, как
и у многоосного, рассматриваемого ниже.
Схемы подвесок многоосных автомобилей. Многоосные
автомобили различаются прежде всего по полноте подрессо-
ривания. Наряду с полностью подрессоренными автомобиля¬
ми применяются частично подрессоренные и в редких случаях
неподрессоренные; это делается на тихоходных автомобилях
в целях упрощения конструкции.
85

Рассмотрим типовые схемы на примере четырехосных ав¬
томобилей, поскольку различия схем при другом числе осей
будут несущественными.
Для полностью подрессоренных автомобилей наиболее ха¬
рактерна независимая схема (рис. XIII.10, а). Воз¬
можно также применение поперечных связей
(рис. XIIIЛ 0, б) и при расстановке 2+2— балансир ной
подвес к-и с попарным объединением крайних колес в те-
Рис. XIII.10. Схемы подвесок четырехосных автомобилей
с полным подрессориванием
Следует указать, что балансирная схема при расчете при¬
водится к двухосной — независимой или зависимой, смотря
по наличию поперечных связей.
Схемы с частичным подрессориванием могут
содержать как независимые, так и зависимые узлы.
На рис. XIII.11, а показана независимая схема с неподрес-
соренными средними колесами; на рис. ХШ.11,6 — смешан¬
ная схема с независимой подвеской подрессоренных передних
колес и с балансирной подвеской неподрессоренных задних
колес.
Как правило, при частичном подрессоривании упругую
подвеску применяют для узлов управляемых колес, жест¬
кую— для неуправляемых.
86

Схемы с частичным подрессориванием рассчитываются
как полностью подрессоренные, имеющие неодинаковую же¬
сткость узлов. Для неподрессоренных узлов учитываются
упругие свойства шин.
Неподрессоренные подвески также могут иметь
различные схемы. Для них в принципе в целях уменьшения
перемещений корпуса при движении по неровностям может
отдаваться предпочтение зависимым вариантам, тогда как
предполагает применение независимых. Учитывая малую при¬
годность жестких подвесок для быстроходных армейских ав¬
томобилей, их схемы здесь не рассматриваются.
6
Рис. XIII.11. Схемы подвесок четырехосных автомобилей
с частичным подрессориванием
Предварительный расчет схемы подвески. Схема подвески
рассчитывается при проектировании автомобиля в два основ¬
ных этапа — предварительный и поверочный расчет.
Предварительный расчет схемы имеет задачей определе¬
ние нагрузок на колеса и основных параметров подвески:
частот собственных колебаний автомобиля, коэффициента
затухания, статических и рабочих ходов колес. При повероч¬
ном расчете найденные параметры уточняются на основе ана¬
лиза характеристик подвески.
Исходными данными для расчета служат:
—	собственный вес автомобиля;
—	грузоподъемность;
—	вес прицепа (для тягачей);
■*— момент инерции автомобиля (с грузом);
87

—	схема автомобиля (рис. XIII.12), на которой указыва¬
ются его база, положение центра тяжести (ненагруженной са
и нагруженной с машины), расстояние от него до осей колес
и до прицепного устройства (крюка).
Двухосные автомобили. Для производства пред¬
варительного расчета следует определить коэффициент рас*
пределения масс машины:
е »J-,	(Х11П)
> Ма{а2 ’
где Jy — момент инерции автомобиля относительно попе¬
речной оси;
М — масса автомобиля.
Расстояния а\ и а2 — ап берутся по схеме (рис. XIII.12).
Если, как это чаще всего бывает, коэффициент распреде¬
ления находится в пределах 0,8—1,2, расчет можно вести для
приведенной двухмассовой схемы (рис. XIII.13). В противном
случае требуется составлять и решать общие уравнения соб¬
ственных колебаний корпуса (см. «Теорию»).
Рассмотрим порядок расчета применительно к двухмас¬
совой схеме.
1.	Определяют массы, приведенные к передней (-Mi) и зад¬
ней (М2) осям автомобиля:
Рис. XIII.12. Расчетная схема автомобиля
где L — база автомобиля.

По этим формулам (умножив массы на ускорение силы
тяжести) можно найтн также нагрузки на оси и колеса авто¬
мобиля.
2.	Задавшись частотой собственных вертикальных колеба¬
ний (в пределах 10—15 рад/сек), находят приведенную-жест¬
кость узлов подвески:
Mi 2 ,
ci,2~	2	z'	(ХШ.З)
Полученная по этой формуле жесткость будет расчетной
при независимой подвеске; при зависимой ее необходимо
удвоить.
3.	Определяют	статические ходы колес	ACl	:
42 = -fr.	(X1II.4)
где g — ускорение	силы тяжести.
4.	Определяют	рабочий ход колеса,	задаваясь коэффи*
циентом динамичности <р= 1,2ч-1,5:
АР = ?АС.	(XIII.5)
Рабочий ход следует проверить по минимальному клирен¬
су, остающемуся после его выбора; этот клиренс, чтобы
исключить задевание за неровности, должен быть не менее
100—150 мм. Тогда
АР<*-АП,|„.	(XIII.6)
где k — статический клиренс.
5.	Проверяют рабочий ход по условию непробивания пе*
редней подвески при резком торможении.
89

Принимая как допущение идеальное распределение^ тор¬
мозных сил и считая характеристику подвески линейной, по¬
лучим
fc >»«	-Hi-,	(XUI.7)
^ стщах а2
где <ртах — максимальный коэффициент сцепления колес с
дорогой;
hg — высота центра тяжести автомобиля.
Несоблюдение этого условия может быть компенсировано
изменением характеристики подвески, в частности примене¬
нием дополнительного упругого элемента (подрессорника).
Максимальная нагрузка на дополнительный элемент (для
одного колеса) при торможении определится из формулы
-	Z =— а2(<р	—-4е")-	(XII!.8)
доп 2L 2 l/max а2 hc I	v	'
По этой нагрузке подбирается характеристика дополни¬
тельного упругого элемента.
Аналогично может быть проверен рабочий ход и опреде¬
лены параметры подрессорников задних колес по условиям
трогания с места. В этом случае координата аг заменяется аи
коэффициент сцепления ершах — удельной силой тяги <ршах.
6.	Задаются коэффициентом апериодичности ф7 (отноше¬
нием коэффициента затухания рг колебаний к частоте по¬
следних kz) и по нему находят коэффициент затухания ко¬
лебаний:
A = t А-	(хш-9>
Обычно берут фг = 0,2-^0,3.
Для автомобилей транспортного и многоцелевого назна¬
чения расчет следует производить дважды — без груза и с
максимальным грузом, учитывая различие в распределении
масс. Сопоставление результатов обоих расчетов позволит
выявить необходимость введения дополнительного упругого
элемента и определить параметры его характеристики.
Для многоцелевых автомобилей, а также для тягачей не¬
обходимо проверить нагрузки на подвеску и ходы колес при
движении с прицепом на подъеме и при трогании с места.
Трехосные автомобили. Если подвеска задних ко¬
лес балансирная, расчет ведется, как и для двухосного авто¬
мобиля, но все величины определяются не для задней оси, а
для тележки. Нагрузки на колеса обратно пропорциональны
их расстояниям от оси тележки, а при наиболее распростра¬
ненной симметричной схеме равны между собой.
Аналогично рассчитывается схема подвески четырех¬
осного автомобиля (2+2) с балансирной под¬
веской передних и задних колес.
90

Многоосные автомобили. Принципиально ход
расчета остается таким же, как и для двухосного автомо¬
биля, но прн определении расчетных параметров за основу
берется их влияние на продольные угловые колебания корпу¬
са (рамы) автомобиля. Поэтому первоначально задаются ча¬
стотой собственных угловых колебаний (kv = 10-ь 12 рад/сек)
и расчет ведут в следующем порядке, пользуясь расчетной
схемой автомобиля (рис. XIII.12).
1.	Определяют жесткость узлов подвески, считая ее оди¬
наковой для всех узлов.
где п—число узлов подвески одного борта;
at—расстояние от центра тяжести автомобиля до оси
/-го колеса, взятое со схемы автомобиля.
Если на схеме не указаны положения промежуточных ко¬
лес, их координатами задаются приближенно, имея в виду
возможность последующей корректировки как по компоно¬
вочным условиям, так и для улучшения характеристики под¬
вески.
При расстановке 1 + 1 + 1+ ... колеса располагаются на
равных расстояниях; в варианте 1+2+1 (1+3+1) средние
колеса сближаются до предела и находятся на одинаковых
расстояниях от ближайших крайних; в варианте 2 + 2 (2 + 3,
2+1+2) до предела сближаются крайние колеса.
2.	Находят статические нагрузки на колеса.
В соответствии с выводами, полученными в теории (см.
«Армейские автомобили. Теория»), статическая нагрузка на
колесо будет равна
п—число колес одного иирта;
lt —расстояние от оси заднего колеса до оси i-ro ко-
где ап — координата центра тяжести относительно оси зад¬
него колеса.
Расстояния di в сторону кормы считается положитель¬
ными, в.сторону н<?сз — отрицательными. .
(XHI.10)
(XIII.11)
леса.
li — Лп CLiy
(XIII.12)
91

Как указано выше, жесткости всех узлов приняты одина¬
ковыми и постоянными (линейные характеристики).
Произведение жесткости узла с на дифферент корпуса
tg0 определится по формуле
п
2 // — пап
«ее= „■	.,-f- (хшлз)
Знак полученной величины определяет направление диф¬
ферента: плюс — в сторону кормы, минус — в сторону носа.
Учитывая, что многоосные автомобили обычно бывают
полноприводными, перегрузка отдельных колес (мостов) в
целях увеличения силы тяги по сцеплению для них не нужна.
В то же время по соображениям проходимости (на местно¬
сти) и уменьшения нагрузок на ось (на дорогах) желательно
иметь равномерное распределение статических нагрузок. Для
автомобилей, работающих без прицепов, допустима неболь¬
шая (в пределах до 20%) перегрузка задних колес. Для тя¬
гачей, постоянно работающих с прицепами, целесообразно
давать статическую перегрузку передним колесам, поскольку
сопротивление на крюке выравнивает нагрузки.
С этой целью у тягачей проверяют нагрузки на колеса
при равномерном движении с прицепом, пользуясь выраже¬
ниями (XIII.11) и (XIII. 13). В формулу (ХШЛЗ) подстав¬
ляют вместо ап координату центра давления aq, определяемую
по формуле
ая = а„ —К.	(XIII.14)
где Рк—сопротивление на крюке;
hK — высота крюка.
Несколько изменить нагрузки на колеса можно их пере¬
становкой (сдвигая промежуточные колеса в сторону пере¬
груженного крайнего); однако, как показано выше, возмож¬
ности в этом отношении ограничены, особенно у короткоба¬
зовых автомобилей. Большие результаты может дать приме¬
нение подвесок с неодинаковой жесткостью в различных
узлах.
3.	После окончательного выбора жесткости определяют
статические ходы колес; считая характеристики линейными,
получим
ЛС1 -2si.	(ХШ.15)
w	Ci
4.	Далее, так же как и для двухосных автомобилей, на¬
ходят рабочие ходы колес- Для проэеркн на пробой при
92

резком торможении необходимо определить дифферент кор¬
пуса, пользуясь формулой (XIII. 13), куда вместо ап подстав¬
ляется aq, определяемое по формуле
aq = an + yhgy	(XIII. 16)
где <р—коэффициент сцепления;
hg—высота центра тяжести.
Подвеска не пробивается при условии
2ЛР
tg0<-Z-■	(XII'.17)
При несоблюдении неравенства (XIII. 17) следует, если воз¬
можно, увеличить рабочие ходы колес или изменить жест¬
кость подвески (ввести дополнительный упругий элемент).
5.	Задавшись коэффициентом апериодичности (Ф9 =
=0,2-^0,3), находят коэффициент затухания продольных уг¬
ловых колебаний:
/><p = W	(XIII.18)
Поверочный расчет схемы подвески. В поверочном рас¬
чете аналитически рассчитываются амплитудно-частотные ха¬
рактеристики для движения по неровностям высотой 150 мм.
На их основании строится динамическая характеристика под¬
вески, по которой выявляются зона пробоя и экстремальная
скорость автомобиля; кроме того, определяются максималь¬
ные вертикальные ускорения.
Для автомобилей, подвеска которых приводится к двух¬
массовой схеме, расчет ведется на вертикальные колебания
каждой из приведенных масс; для многоосных автомоби¬
лей — на продольные угловые колебания.
В случае если зона пробоя окажется значительной, а
экстремальная скорость будет в интервале рабочих (сред¬
них) скоростей автомобиля, параметры подвески должны
быть изменены; в первую очередь следует изменять жест¬
кость и рабочие ходы колес. Уменьшение жесткости благо¬
приятно сказывается также на величине линейных и угловых
ускорений.
В связи с изменением параметров придется повторить
предварительный расчет, внося нужные коррективы до полу-
чения необходимых результатов.
3.	Конструкция типовых
узлов подвески
Здесь рассматриваются некоторые типовые кон¬
струкции узлов подвески, применяемые на армейских авто¬
мобилях различного назначения; примеры конструкций под¬
93

весок других автомобилей даются лишь в виде исклю¬
чения.
Так, из числа зависимых подвесок рассматриваются рес¬
сорные, а из независимых — преимущественно торсионные.
Поскольку на многоосных автомобилях применялись жесткие
(безрессорные) подвески, приводится пример подобной кон¬
струкции.
Ознакомление с конструкцией узлов подвески в целом
предшествует рассмотрению отдельных элементов конструк¬
ции (см. раздел 4), поскольку такая последовательность об¬
легчает понимание условий и особенностей работы этих эле¬
ментов.
Зависимые рессорные подвески. Этот тип подвески, преоб¬
ладающий в народнохозяйственных автомобилях как грузо¬
вых, так и легковых (для задних мостов), широко распро¬
странен в армейских автомобилях многоцелевого назначения
с колесными формулами 4X4 и бХб.
Узлы подвески автомобиля ГАЗ-66 (4X4). По¬
скольку оба моста автомобиля ГАЗ-66 нагружены почти оди¬
наково, это дало возможность применить для них одинако¬
вые по устройству и по конструкции рессор узлы подвески,
что является интересной и положительной особенностью
этого автомобиля.
Устройство узла показано на рис. XIII.14. Листовая полу-
эллиптическая рессора 10 стремянками 8 крепится к балке
моста. К концам рессоры приклепаны чашки, в которых
смонтированы резиновые опоры 1 и 1 Г, последние зажаты в
кронштейнах 4 и 9, прикрепленных к брусьям рамы. В пе¬
редних кронштейнах установлены также дополнительные ре¬
зиновые подушки 12, служащие для передачи продольных
усилий раме автомобиля. Таким образом, при прогибе рес¬
соры продольное перемещение имеет ее задний конец.
Резиновые опоры, заменяющие часто применяемые в под¬
веске шарниры скольжения, не требуют смазки, бесшумны,
уменьшают динамичность при передаче нагрузок и частично
компенсируют нерасчетные усилия, возникающие, в частно¬
сти, при перекосе осей.
Прогиб рессоры ограничивается жестким резиновым бу¬
фером 2, а для переднего узла — также дополнительным бу¬
фером 5, вступающим в действие раньше основного и повы¬
шающим жесткость характеристики в конце рабочего хода.
Постановка буфера 5 уменьшает вероятность пробоя под¬
вески и снижает напряжения в листах при резком торможе¬
нии автомобиля.
В соединениях гидроамортизатора 3 с балкой моста и ра¬
мой автомобиля (амортизатор двустороннего действия, ры¬
чажный; на автомобилях позднейшего выпуска установлены
телескопические амортизаторы) также применены упругие
94

Рис. XIII. 14. Узел подвески автомобиля ГАЗ-66
со
Сл

шарниры, состоящие из стального пальца 6 и резиновой втул¬
ки 7.
Узел подвески крайне прост по устройству, так как вос¬
приятие и передача всех усилий осуществляются рессорой.
Применение упругих шарниров значительно облегчает обслу¬
живание подвески.
Узел задней подвески автомобиля Урал-375
(6x6). При балансирной подвеске задних мостов трехосных
автомобилей сама рессора может выполнять функции балан¬
сира. Для этого достаточно установить ее средней частью на
качающейся опоре (которую в литературе неточно называют
балансиром), а концы опереть на балки мостов.
Рис. XIII. 15. Узел подвески автомобиля Урал-375
Именно так выполнен узел задней подвески автомобиля
Урал-375 (рис. XIII.15), где качающаяся опора 8 свободно
(на втулке) установлена на оси /, закрепленной в кронштей¬
не 2 на раме автомобиля.
К опоре стремянками прикреплена рессора 4. Своими
концами рессора через кронштейны 6 и 10 опирается на бал¬
ки среднего и заднего мостов. Поскольку продольное пере¬
мещение концов рессоры в кронштейнах не ограничено, она
разгружена от передачи продольных усилий и моментов, дей¬
ствующих в продольной плоскости, но воспринимает боковые
усилия.
Продольные силы и моменты передаются системой реак*
тивных штанг—- верхней 3 и нижних 7 и 9. Каждая из штанг
96

шарнирно (через пальцы с шаровыми головками) соединяет¬
ся с балкой моста и с рамой автомобиля. Таким образам,
узел образует сложный многозвенник, необходимая кинема¬
тика которого обеспечивается большим числом шарнирных
сочленений, требующих ухода.
Вертикальные перемещения мостов и деформация рессо¬
ры ограничиваются передним 12 и задним 5 ограничителями
с резиновыми буферами. На переднем ограничителе, кроме
того, закреплен трос И, ограничивающий опускание колеса
и наклон тележки при движении по неровностям.
Аналогичную конструкцию имеет узел подвески автомо¬
биля ЗИЛ-131.
Независимые пружинные подвески. Применение пружин¬
ных подвесок для армейских автомобилей нехарактерно. Од¬
нако они широко распространены на легковых автомобилях
и могут встретиться на командирских, штабных, санитарных
и других специальных автомобилях. Поэтому рассмотрим в
качестве типового узел независимой подвески переднего ко¬
леса автомобиля М-21 (рис. XIII. 16). Она принадлежит к
числу двухрычажных подвесок с качанием колеса в попереч¬
ной плоскости.
Короткий верхний рычаг 1 установлен на валике рычаж¬
ного гидроамортизатора 2. Длинный нижний рычаг 5 шарнир¬
но связан с поперечиной 4, которая привернута к подмотор-
ноЙ раме кузова автомобиля. Вторые концы рычагов также
шарнирно соединены со стойкой 7 подвески, на которой на
шкворне 8 устанавливается поворотная цапфа колеса.
Нижняя опора спиральной пружины крепится к рычагу 5.
Подъем колеса и сжатие пружины ограничены жестким ре¬
зиновым буфером 5, укрепленным на стойке 7.
Все горизонтальные усилия передаются кузову только че¬
рез рычаги направляющего устройства.
. Недостатком конструкции следует считать большое число
шарниров скольжения, требующих смазки; поэтому есть ва¬
риант конструкции подвески, где для упрощения обслужива¬
ния смазка подается централизованно по трубкам 3.
Уменьшить число шарниров можно заменой части из ннх
резиновыми блоками, а также осуществлением бесшкворне-
вой схемы, где поворот колеса осуществляется непосредствен¬
но относительно рычагов направляющего устройства.
Независимые торсионные подвески. Независимые торсион¬
ные подвески широко применяются на армейских многоос¬
ных автомобилях. Возможны различные кинематические и
конструктивные варианты выполнения узлов; однако пред¬
почтение отдают узлам с качанием колеса в поперечной пло¬
скости на двух рычагах. При этой схеме помимо малого из¬
менения параметров ходовой части, а также возможности
варьирования характеристики (преимущественно при двух
4—2961
97

Рис. XIII.16. Узел подвески автомобиля М-21

торсионах на узел) получаются значительные компоновочные
преимущества, в частности удобное продольное расположе¬
ние торсионов н возможность их защиты от повреж¬
дений.
Рассмотрим узел независимой торсионной подвески перед¬
него колеса автомобиля МАЗ (8X8).
Верхний 18 (рис. XIII.17) и нижний 19 рычаги подвески
своими наружными концами шарнирно соединены с опорой 17
поворотного кулака переднего колеса; здесь применены упру¬
гие шарниры (см. сечение А—А), на некоторых* автомоби¬
лях они заменены шарнирами скольжения (стальные пальцы
в бронзовых втулках). С нижним рычагом связан также те¬
лескопический амортизатор 10, верхняя проушина которого
упругим шарниром (палец 12 во втулке 11) соединена с
ограничителем 13 хода колеса, имеющим резиновый буфер.
Внутренние концы рычагов на шлицах надеты на оси 3,
смонтированные на бронзовых втулках 2 в кронштейне 6 под¬
вески, и через переходные шлицевые втулки 5 и 7 соединя¬
ются с торсионами 4 и 9. Заделочные головки торсионов вхо¬
дят в кронштейны 15 и 16, укрепленные на раме автомобиля.
Торсионы закрыты защитными трубами 1. Таким образом
упругие элементы надежно защищены от повреждений.
Осевая фиксация узла обеспечивается гайками 14 на осях
рычагов и стопорными планками 8, привернутыми к торсио-
фам.
Аналогичную конструкцию имеют узлы подвески задних
колес автомобиля МАЗ (рис. XIII.18, наименование позиций
то же, что и на рис. XIII.17). Однако здесь верхний торсион
не работает параллельно с нижним на всем ходе колеса, а
вступает в действие с запаздыванием, т. е. выполняет функ¬
цию подрессорника. Для этого заделочный конец верхнего
торсиона 9 устанавливается в опорном .рычаге 23, который
может поворачиваться в кронштейне 15 на оси 22. В конец
рычага ввернут регулировочный винт 20, между концом ко¬
торого и головкой упорного винта 21 имеется зазор. В начале
хода колеса торсион, свободно поворачиваясь, повертывает
опорный рычаг до выборки зазора и лишь после этого начи¬
нает закручиваться.
В подвеске бронетранспортера БТР-60П применена такая
же установка колес, но здесь верхний рычаг служит только
направляющим элементом и с торсионом не связан. Рычаги
подвески смонтированы на резиновых втулках, а не на сколь¬
зящих подшипниках.
Балансирные неподрессоренные узлы. В предыдущем па¬
раграфе указывалось, что некоторое распространение полу¬
чили многоосные автомобили, у которых часть узлов подве¬
ски, а иногда и все узлы делаются жесткими, т. е. не имеют
упругих элементов.
4*
99

100

Рис. ХП1.17. Узел передней подвески автомобиля МАЗ:
а — вид сбоку: б — вид спереди
О

Ряс. XII 1.18. Узел упругой задней подвески автомобиля МАЗ

При этом подвески могут быть независимыми или балан-
сирными.
Конструкции независимых узлов не представляют интере¬
са, поскольку в этом случае ось колеса жестко связывается с
рамой автомобиля.
Конструкция узла балансирной жесткой подвески задних
колес одной из модификаций многоосного автомобиля МАЗ
(8x8) показана на рис. XIII.19 в продольной (а) и попереч¬
ной (б) плоскостях. Здесь ступица колеса двумя рычагами 11
и 12 (аналогично конструкции, показанной на рис. XIII.17)
шарнирно, через бронзовые втулки 6, связана со стойкой 5.
В свою очередь стойка шарниром с бронзовыми втулками 4
присоединена к коробке 3, а последняя на резиновой подуш¬
ке 2 подвешена к балансиру 1, связывающему два задних
колеса каждого борта. Правый и левый балансиры установ¬
лены на общей оси 8 на бронзовых втулках 10. Ось закреп¬
лена в кронштейне 9 и застопорена клиньями 7.
Таким образом, при наезде на неровность колесо, повора¬
чиваясь на рычагах относительно рамы, приподнимает стой¬
ку и поворачивает балансир, через который и передаются
на раму вертикальные нагрузки. Кинематическое несоответ¬
ствие между балансиром и стойкой компенсируется промежу¬
точным звеном — коробкой с резиновой подушкой, которая
в некоторой степени выполняет роль упругого элемента. Ос¬
новная часть горизонтальных усилий передается деталями
направляющего устройства, к^к при независимой подвеске;
частично эти усилия передаются резиновой подушкой (при
перекосе ее) на балансир.
Подвеска этого типа весьма сложна конструктивно и
имеет большое число шарнирных соединений, требующих
смазки. По сравнению с независимой жесткой подвеской она
имеет определенные преимущества — уменьшение вертикаль¬
ных перемещений рамы и перераспределение нагрузок ме¬
жду колесами три наезде на неровности. Однако при весьма
небольших конструктивных упрощениях она намного уступает
упругой подвеске.
4.	Элементы конструкции
подвесок
В настоящем разделе рассматриваются конструк¬
тивные и технологические особенности основных частей под¬
весок— упругих элементов и направляющих устройств, а так¬
же методика их расчета.
Упругие элементы рассматриваем только металлические,
поскольку пневматические вынесены в отдельный параграф,
а резиновые не получили распространения.
103

Рис. XIII.19. Узея жесткой балансирной задней подвески автомобиля МАЗ
о
сл

Как указывалось, балкам мостов, выполняющим функции
направляющих устройств зависимых подвесок, посвящена са¬
мостоятельная глава.
Требования к упругим элементам подвески. Из общих
требований к подвескам, перечисленным в начале главы, вы¬
текают с учетом специфических условий их работы некото¬
рые специальные требования к упругим элементам.
Основными из этих требований являются:
—	высокая упругость материала;
—	способность к длительной работе при знакопеременных
нагрузках (выносливость);
—	повышенная энергоемкость;
—	технологичность конструкции.
Остановимся на этих требованиях.
Поскольку работа упругих элементов проходит в усло¬
виях весьма значительных упругих деформаций *, от их ма¬
териала требуется не только высокий предел прочности, но и
возможно большее приближение к нему предела пропорцио¬
нальности.
Эти свойства обеспечиваются прежде всего химическим
составом металла, особенно такими легирующими присадка¬
ми, как кремний (I—2%) и ванадий (десятые доли про¬
цента).
Поэтому, например, для листовых рессор типовыми мате¬
риалами служат стали марок 55С2, 60С2, 60СГ; эти стали
(а также сталь 50ХГА) могут применяться и для других
упругих элементов, включая торсионы и пружины. Для тор¬
сионов в сильно нагруженных узлах подвески используют
сложнолегированную сталь 45ХНМФА.
Высокая упругость этих материалов достигается средне¬
температурным отпуском после закалки, дающим мелкозер¬
нистую троститовую микроструктуру.
Повышение предела выносливости обеспечивается поми¬
мо свойств материала и придания детали рациональной фор¬
мы (в частности, отсутствие переходов, способствующих кон¬
центрации напряжений) также состоянием ее поверхности;
весьма благоприятно влияет наличие наклепанного слоя. Это
достигается такими способами поверхностного упрочнения,
как дробеструйная обработка и роликовая накатка (для тор¬
сионов).
Положительно влияет также создание предварительных
напряжений в материале, вызываемых так называемым зане-
воливанием изделий — выдержкой при значительной (за пре¬
* С этой точки зрения интересно сравнить трансмиссионные валы,
для которых допускается закрутка на доли градуса, с торсиоиам-и под¬
вески, закручиваемыми на 30—45°.
106

делами упругости) деформации, приводящей к пластическим
изменениям в структуре металла.
При оценке конструкции упругого элемента обычно оце¬
нивается его энергоемкость, под которой понимается потен¬
циальная энергия, могущая быть воспринятой единицей
объема материала в пределах упругости. При одинаковых ме¬
ханических свойствах энергоемкость зависит от вида дефор¬
маций элемента и неодинакового участия в работе отдельных
слоев металла. Из применяемых на автомобилях упругих
элементов наименьшую энергоемкость имеют листовые рео
соры.
0,55 в
ш
1
i
в
3
Рис. XI 11.20. Сечения листов рессоры
Учитывая массовость изготовления, большое значение
приобретает наряду с простотой конструкции узла также тех¬
нологичность упругого элемента. С этой точки зрения ли¬
стовые рессоры имеют серьезные преимущества перед тор-
сионами не только потому, что последние сложнее в изго¬
товлении (из-за шлицевых головок) и требуют специального
оборудования (шахтные печи большой глубины для термо¬
обработки), но и из-за повышенной чувствительности торсио-
нов к состоянию поверхности и внутренним дефектам; это
повышает требования к контролю и увеличивает брак.
Рассмотрим основные типы упругих элементов.
Листовые рессоры. Рессора собирается из листов, в про¬
стейшем случае — из листов прямоугольного сечения
(рис. XI11.20,а), имеющих разную длину, а часто и разную
толщину.
Длина листов подбирается из условия приближения фор¬
мы рессоры к форме балки равного сопротивления изгибу,
которая при данной нагрузке является наименее жесткой. От¬
ступления от формы балки чаще всего происходят вследствие
107

необходимости усилить наиболее длинный коренной лист,
особенно при нагружении рессоры продольными усилиями,
с этой целью ставят дополнительно один или несколько ли¬
стов, имеющих равную длину с коренным. При этом жест-
г J	прггппы	возрас*
$
п.
цАиу
\р
кость рессоры
тает.
Если рессора соби¬
рается из листов неоди¬
наковой толщины, то бо¬
лее толстыми делаются
более длинные листы.
Однако кривизна листов
разной толщины при
сборке будет неодинако¬
вой, и они будут хуже
прилегать один к друго¬
му. Поэтому целесообраз¬
но увеличивать толщину
листов постепенно, при¬
чем самые длинные дол¬
жны быть толще самых
коротких не более чем в
полтора раза.
Уменьшение числа ли¬
стов рессоры упрощает
сборку, а главное, ослаб¬
ляет трение между лис¬
тами, повышающее жест¬
кость подвески и вызы¬
вающее тряску. На не¬
которых легковых авто¬
мобилях применяют по¬
этому однолистовые рес¬
соры с листом переменно¬
го сечения. У машин
транспортного и многоцелевого назначения число листов на¬
ходится в пределах 9—16.
Отступления от строго прямоугольной формы поперечного
сечения листов — скошенные кромки (рис. XI 11.20, б) или ка¬
навки (рис. XIII.20, в)—позволяют в ходе цикла несколько
уменьшить напряжения растяжения при соответственном уве¬
личении напряжений сжатия; последние более благоприятны
с точки зрения усталостной прочности, так что число циклов
до разрушения может быть повышено на 20—25%. Однако
для получения равнопрочности и жесткости приходится уве¬
личивать толщину листа. Кроме того, при определенных
условиях возможно возникновение концентрации напря¬
жений.
Рис. XI 11.21. Типы листовых рессор
108

Для уменьшения трения листы рессоры при сборке смазы¬
вают графитной смазкой; на легковых автомобилях иногда
применяют неметаллические антифрикционные прокладки ме¬
жду листами.
При изготовлении листовых рессор листам придают раз¬
личную кривизну: более длинные листы (коренной и смеж¬
ные с ним) имеют больший радиус. Поэтому при сборке они
получают предварительные деформации, знак которых про¬
тивоположен знаку рабочих деформаций (при приложении
нагрузки). Это обеспечивает некоторую разгрузку длинных
листов при соответственной перегрузке коротких.
Взаимное положение листов рессоры при сборке фикси¬
руется выступом в средней части, входящим в выемку смеж¬
ного листа, либо сквозным болтом. Собранные листы стяги¬
ваются стремянкой и дополнительно удерживаются хомути¬
ками, допускающими проскальзывание между поверхностями
листов при деформации рессоры.
Если предусмотрено шарнирное присоединение конца рес¬
соры, то на коренном листе отгибается ушко или к нему кре¬
пится съемная деталь (накладка) с проушиной; последний
вариант лучше, поскольку отгибное ушко способствует кон¬
центрации напряжений.
На автомобилях могут применяться полуэллиптические,
кантилеверные и четвертные рессоры (рис. XIII.21). В под¬
весках армейских автомобилей наиболее распространены по¬
луэллиптические рессоры (рис. ХН1.21,а).
Кантилеверная (рис. XIII.21, б) рессора отличается от по-
луэллиптической способом установки, четвертная (рис.
XIII.21,e), кроме того, также конфигурацией. Все три типа
рессор	при	одинаковых условиях	(общие	длина,	число ли¬
стов, площадь	сечения) имеют различную	жесткость; наиме¬
нее жесткая — четвертная, наиболее — полуэллиптическая.
Расчет листовых рессор на изгиб производится на основа¬
нии приближенных формул, связывающих деформации (/) и
напряжения (о) в рессоре с приложенной к ней нагрузкой,
числом и размерами листов. В общем виде эти формулы за¬
писываются так:
/=4«Я	1-	;	(XIII.19)
шь 2
1
„ = 6Р—1-	,	(XIII.2Q)
И 2 л?
1
где 8 — коэффициент деформации, учитывающий отклоне¬
ние формы рессоры от балки равного сопротив-
109

ления; для последней 8=1,5; для реальных рессор
8= 1,25-И,45, причем меньшие значения (боль¬
шая жесткость) соответствуют рессорам с не¬
сколькими листами одинаковой длины;
Р — вертикальная нагрузка на рессору;
I' — приведенная длина рессоры, учитывающая ее тип
(см ниже);
Е — модуль упругости 1-го рода (£ = 2* 10е кГ/см2);
I	— общая длина рессоры;
Ь — ширина листа;
hL —толщина /-го листа при f=l, 2, ..., п (общее чис¬
ло листов).
Зависимость между ходом колеса (И) и прогибом рессо¬
ры (/), а также между нагрузкой на колесо GK и нагрузкой
на рессору Р определяется схемой узла. В простейшем слу¬
чае f~h и P=GU.
Приведенная длина рессоры соответственно равна:
для несимметричной полуэллиптической рессоры
Размеры 1\ и 12 указаны на рис. XIII.2I.
Таким образом, при одинаковых размерах четвертная рес¬
сора в 16 раз мягче симметричной полуэллиптической, при
одинаковых напряжениях — в четыре раза.
При выводе формул (XIII. 19) и (XIII.20) не учитывали, что
нерабочая часть рессоры (между стремянками) не^ деформи¬
руется, а также пренебрегли влиянием деформаций и^напря¬
жений, возникающих при сборке рессоры и под действием
сил в горизонтальной плоскости. Однако вызываемые этим
погрешности не выходят за пределы допуска при выборе рас-!
четных сил и допускаемых напряжений.
c=Vhk\
(XIII.21)
для симметричной
(XIII.22)
(XIII.23)
для симметричной Mi=- ,
(XIII.24)
для четвертной
(XIII.25)
НО

В ходе расчета задаются длиной рессоры / (в пределах
до 0,30—0,35 базы автомобиля L) и, выбрав тип рессоры,
определяют Считая в первом приближении толщину всех
п	п	\
листов одинаковой (тогда = nh2 и 2 Щ, ~ n^Lj > полу¬
чим из выражений (XIII.19) и (XIII.20)
h =	(XIII.26)
где о ■—максимально допускаемое напряжение изгиба,
равное 8500—9000 кГ/см2\
/0—общая деформация рессоры, соответствующая
полному ходу колеса (статическому и рабочему).
Далее по формуле (XI11.20) определяется ширина листа:
г*
TT'i?.	(XIII.27)
где Ртах—максимальная нагрузка на рессору.
Нагрузка Pmax определяется из допущения линейности ее
характеристики:
Ртх = Ро	'	(ХШ.28)
Здесь Рс — статическая нагрузка на рессору, получаемая
(как и деформации /с и /р) из схемы узла подвески.
После предварительного определения h и b с учетом сор¬
тамента проката рессорных сталей подбираются истинные
значения ширины и толщины листов, причем последняя для
листов разной длины может быть различной (рекомендуется
из ряда толщин брать смежные значения).
Более точный расчет рессор учитывает изменение напря¬
жений в листах, вызываемое неодинаковостью их кривизны.
Определим напряжения для этого случая. Как очевидно,
они будут складываться из предварительных напряжений опр,
возникающих в результате изменения кривизны листов при
сборке, и рабочих ар, возникающих от вертикальной нагруз¬
ки Р.
°1 = а1 лр Н- р»
где I — номер листа.
/
111

Предварительные напряжения определяются по формуле
_ Ehj ( 1	1_\
2	\	Ri	R0)'
(а)
Здесь Ri и /?<>—радиусы кривизны листов до и после
сборки (рис. XIII.22,а). Их минимальные значения равны
mln
п _ .
Л0ш1п
(б)
I
+ б
11
\ о
//
11
// \
-0
7
Длины листов / и мак¬
симальные стрелы проги¬
ба f берутся с чертежа.
Знаки напряжений зави¬
сят от соотношения ра¬
диусов кривизны, которые
до сборки различны и мо¬
гут быть как меньше, так
и больше конечного ра¬
диуса кривизны, одина¬
кового для всех листов.
Рабочие напряжения
находят исходя из допу¬
щения, что нагрузка ме¬
жду листами распреде¬
ляется пропорционально
моментам инерции их се¬
чений. Тогда
ЗРЛ/
-	—		L— у
п	’
-Z
1
(В)
про-
где х — координата
извольного сечения.
На рис. XI11.22, б по¬
казана эпюра напряже¬
ний в различных сечениях
одного из листов рессо¬
ры, у которого знаки
предварительных и рабо¬
чих напряжений противо¬
положны. Здесь нагрузки
Р,>Р2>0.
Из эпюры видно, что изменение нагрузки меняет не толь¬
ко знак и величину суммарных напряжений, но и место опас-
112
Рис. XFFF.22. К определению напря¬
жений в листах рессоры

ного сечения: при Р = О им будет сечение /— /, при Ру\\Р2 —
сечение //—//. Построение эпюр позволяет найти максималь¬
ные значения напряжений и правильно рассчитать листы. При
проектировочном расчете исходя из допускаемых напряже¬
ний можно подобрать радиусы начальной кривизны листов.
Учет влияния горизонтальных усилий. Если
в узле рессорной подвески, как это часто бывает, отсутствуют
специальные направляющие устройства, то при расчете рес¬
сор необходимо учитывать дополнительные напряжения, воз¬
никающие в результате передачи ими горизонтальных уси¬
лий.
В качестве примера такого случая на рис. XIII.23 пока'
зана схема сил, действующих на узел подвески ведущего ко¬
леса. Здесь сила тяги Р уравновешивается толкающими уси¬
лиями (реакциями) Ри\ и РК2, передаваемыми в точках креп¬
ления рессоры Oj и 02. Чтобы определить их величину, надо
найти из уравнений статики вертикальные нагрузки GK, и Gk2,
а также учесть, что равнодействующая R2 в точке 02 направ¬
лена по оси соединительного звена. Определение напряжений
в сечениях рессоры затруднений не вызывает.
Аналогично следует рассматривать действие боковых сил
при повороте автомобиля.
Дополнительные нагрузки требуют прежде всего усиления
коренного листа.
Разгрузка рессор от горизонтальных уси¬
лий. Для облегчения работы рессоры ее частично или пол¬
ностью разгружают от передачи горизонтальных усилий.
В этом случае элементами направляющего устройства слу¬
жат реактивные (силовые) стержни, называемые иногда
штангам'И.
Разгрузка от продольных усилий, например, осуществляет-
ся при соединении рессоры с рамой двумя серьгами 1
оI
С
Рис. XI 11.23. Передача горизонтальных усилий
через рессору
113

(рис. XI11.24), а с балкой моста шарниром 2. Тогда эти уси¬
лия от балки будут передаваться через стержень 3, в свою
очередь разгруженный от вертикальных и боковых усилий
благодаря наличию шарниров с взаимно перпендикулярными
осями.
При балансирной подвеске задних колес трехосных авто¬
мобилей для упрощения и облегчения направляющих
устройств функции тележки обычно возлагаются на саму рес¬
сору.
Ряс. XI 11.24. Разгрузка рессоры от толкающих усилий
При наличии реактивных стержней (рис. XI 11.15) рессора
разгружается от продольных усилий. Для разгрузки ее от
боковых усилий требуется ввести дополнительные связи или
заменить штанги значительно более массивными рычагами.
Торсионы. Торсионные упругие элементы, или просто тор-
сионы, находят применение в независимых подвесках. Их ос¬
новными преимуществами являются повышенная (по сравне¬
нию с листовыми рессорами) энергоемкость, удобство ком¬
поновки, в частности, возможность размещать торсионы в
различных положениях, варьировать их длину и диаметр, а
также защищенность торсионов от механических поврежде¬
ний. Вместе с тем торсионы дороже листовых рессор и тре¬
буют обязательных направляющих устройств.
Торсионы (рис. XIII.25) классифицируются по числу эле¬
ментов— одиночные и составные, по форме поперечного се¬
чения— круглые (рис. XII 1.25,а, б) и многоугольные
(рис. XIII.25, в) и по форме головки — шлицевые
(рис. ХШ.25,а) и призматические (рис. XII 1.25,б).
114

Составные торсионы мо¬
гут быть с параллельным
или с последовательным со¬
единением.
Торсионы с параллельным
соединением, или пучковые,
составляются из круглых
стержней с шестигранными
головками по семь стерж¬
ней в пучке (рис. XII1.25, г)
или из прямоугольных стер¬
жней (рис. X111.25, д). В по¬
следнем’ случае между по¬
верхностями стержней воз¬
никает трение, как в листо¬
вой рессоре, что влияет на
плавность хода автомобиля
(вызывает тряску). Стерж¬
ни в пучке, кроме централь¬
ного, подвергаются при ра¬
боте изгибу; это создает в
них дополнительные напря¬
жения. Однако величина
этих напряжений по сравне¬
нию с основными напряже¬
ниями (кручения) мала и
при расчете обычно не учи¬
тывается.
Торсионы с последова¬
тельным соединением мо¬
гут быть двухстержневые
(рис. XII 1.25, е) или труб¬
чатостержневые (рис.
XIII. 25, ж).
Во всех случаях приме¬
нение составных торсионов
вызывается необходимостью
сократить общую длину
упругих элементов узла
(при соответственном уве¬
личении общего диаметра),
сохранив заданные величи¬
ны жесткости и напряжений.
Соединительные головки
наиболее распространенных
круглых стержней чаще
всего делают шлицевыми,
причем по крайней мере
т
т

4	А	'
—1
V ■ —ч
^ .
р
Г ч
ШШ,1
d
В
С/т
т ■ - •
_ _ h.. ..
Рис. XI(1.25. Конструкции торсионов
115

одна из головок имеет мелкие (елочные) шлицы, что обес¬
печивает возможность малого изменения угла закрутки при
установке; при этом число шлицев на обеих головках должно
быть неодинаковое.
Торсионы многоугольного сечения могут вообще не иметь
головок, что является одним из их преимуществ по сравнению
с круглыми: это не только значительно упрощает технологию
изготовления, но и устраняет концентрацию напряжений в пе¬
реходе от головки к рабочей части стержня. В этом случае
сечение втулок рычага подвески и неподвижной опоры торсио-
на соответствует форме стержней (то же относится к круг¬
лым тор.сионам с призматическими головками). Однако при
этом крайне затрудняется регулировка подвески, в связи с чем
иногда прибегают к переходным шлицевым втулкам.
Расчет торсионов. Пренебрегая другими видами деформа¬
ций, торсионы рассчитывают на кручение.
Для наиболее распространенных стержней круглого сече¬
ния расчетные формулы имеют вид
32М	(XIII.29)
iznd*G
(XIII.30)
где а—угол закрутки стержня, рад;
М —скручивающий момент, определяемый из схемы узла,
кГ • см;
I	— рабочая длина стержня (без шлицевых головок),
см;
п — число стержней в пучке (для одиночного торсиона
п-1);
d—диаметр стержня, см;
G—модуль упругости 2-го рода; (7 = 8,5* 105 кГ/см2.
Формулой (XII 1.30) можно приближенно пользоваться и
для шестигранных стержней, приняв d равным диаметру
окружности, вписанной в шестигранник, и заменив коэффи¬
циент 2 на 1,65.
При пользовании формулами (XIII.29) и (XI11.30) воз¬
можны два случая.
Если длина торсиона I задана по условиям компоновки
узла подвески, то, задаваясь максимальными напряжениями
ттах и максимальным углом закрутки торсиона аШах» находят
диаметр:
-(xm.3i)
“max0
Ив

Максимальные напряжения берутся в пределах 8500—
9500 кГ/см2, для стали 45ХНМФА при заневоливании допу¬
скается до 10 500—11 ООО кГ/см2\ максимальный угол закрут¬
ки — 35—45°. После этого по статическому моменту, поль¬
зуясь формулой (XI11.29), находят статический угол закрут¬
ки, который желательно иметь равным 15—20°.
Если длина торсиона не за¬
дана, его диаметр находят из
условия
з
d-yf
16 Мп
(ХШ.32)
где Мтах определяется с уче¬
том принятого ашах, после чего
по формуле (XI 11.30) может
быть найдена длина стержня.
При расчете трубчато¬
стержневого торсиона обычно
исходят из условия одинаково¬
сти напряжений в стержне и
трубе, что приводит к соотно¬
шению (рис. Х1П.25,ж:)
D
D* — d:
1
d3 *
(ХШ.ЗЗ)
Рис. XI 11.26. Схема узла тор¬
сионной подвески
где D и dT — наружный и внутренний диаметры трубы;
d — диаметр стержня.
Определив d по формуле (XI11.32) и задавшись dT кон¬
структивно (с учетом диаметра шлицевой головки), можно
по выражению (X111.29) найти углы закрутки стержня (ста¬
тический и максимальный). Для определения углов закрутки
трубы служит формула
32 М1Т
а'= *(1>-4) '	(XIII.34)
Для расчета стержней прямоугольного сечения пользуют¬
ся формулами проф. С. А. Бернштейна *. При этом рекомен¬
дуется делать сечение пучка в целом прямоугольным или
близким к прямоугольному.
Направляющие устройства при торсион¬
ной подвеске. При рассмотрении конструкции торсион¬
ных подвесок были показаны типовые рычажные устройства,
обеспечивающие относительные перемещения колеса и пере-
* Труды Академии БТВ Сборник № 6 (57), 1948 г.
117

дачу вертикальных нагрузок торсиону, а горизонтальных уси¬
лий корпусу автомобиля.
Кинематика относительного движения колеса опреде¬
ляется числом рычагов и их расположением. По сравнению
с другими схемами некоторые преимущества имеет двухры¬
чажная с более коротким верхним рычагом (трапециевидная,
рис. XIII.26). При этом нижний рычаг обязательно связан
с торсионом; верхний может быть либо только поддерживаю¬
щим, либо также и силовым (рис. XIII.17, Xlll.lo).
В последнем случае верхний торсион может выполнять
функции как основного (работая параллельно с нижним уже
под статической нагрузкой), так и дополнительного упругого
элемента; тогда вся статическая нагрузка воспринимается ос¬
новным (нижним) торсионом, а верхний закручивается толь^
ко в пределах рабочего хода, увеличивая жесткость узла..
Длина рычагов в основном определяется компоновочными
соображениями. Начальные углы их наклона (при разгру¬
женном узле подвески) выбираются с таким расчетом, чтобы
в конце рабочего хода рычаг находился в горизонтальном
положении или его наружный конец был несколько выше
внутреннего. Начальные углы берутся в пределах 40 оэ .
После выбора параметров кинематической схемы (длины
рычагов и начальных углов наклона) могут быть построена
кинематическая характеристика узла подвески и определены
характерные параметры, в частности изменение колеи и угол
бокового наклона колеса. Далее подсчитываются моменты,
действующие на торсион, и определяются расчетные пара¬
метры торсиона (d и /).	л
Момент, закручивающий торсион, при одностержневон
схеме определяется по формуле
М =* ZJP sin («о + а)»	(XIII.35)
где ZK— реакция дороги на колесо;
/р—проекция длины рычага на плоскость чертежа (пер¬
пендикулярную к оси торсиона);
а0 и а—начальный угол и угол закрутки торсиона (под ста¬
тической нагрузкой а = ас)-
При двухстержневой схеме необходимо предварительно
задаться распределением усилий между стержнями под ста¬
тической нагрузкой:
где Z'c и Zc — усилия, воздействующие соответственно на
верхний и нижний рычаги и равные в сумме ZKC.
118

Тогда статические моменты стержней будут равны:
(XIII.36)
ml sin + «с)
М„ = Z*r.—-
1	-f- т
Далее, считая характеристику торсиона линейной:
м'=м;1р
Если верхний стержень используется только в качестве
подрессорника, т = 0; нагрузка на нижний стержень опреде¬
ляется по формуле (XIII.35). Для нахождения момента, дей¬
ствующего на верхний стержень, следует задаться распреде¬
лением нагрузок в конце рабочего хода колеса:
Чпах
= —.
Тогда
М1 = т„М
max
где М =МС
м max	с ас
После того как будут определены размеры торсионов,
можно построить характеристику подвески ZK = f(h), исполь¬
зуя ранее составленную кинематическую характеристику
Л = сс(а).
Аналогично производится расчет и при других схемах на¬
правляющих устройств.
Рычаги подвески рассчитываются на суммарную нагрузку
от вертикальных и горизонтальных сил и пар, возникающих
в результате взаимодействия колес с дорогой при прямоли¬
нейном движении и при повороте.
В более благоприятных условиях работают рычаги, пере¬
дающие только вертикальные нагрузки, закручивающие тор-
сион. Примером может служить свечная подвеска (рис. XIII.
27), в которой горизонтальные усилия воспринимаются на¬
правляющим устройством; состоящим из трубы и полого
стержня, укрепленного на раме. Перемещение трубы вызы¬
вает поворот рычага, ось которого соединена с торсионом.
Пружины. Как указывалось выше, применение пружин
в качестве основных упругих элементов подвески для армей¬
ских автомобилей нехарактерно; они сравнительно широко
119

используются в независимых подвесках (особенно для управ¬
ляемых колес) на легковых автомобилях; пример конструк¬
ции такой подвески приводился выше.
По конструкции направ¬
ляющих устройств пружин¬
ные подвески аналогичны
торсионным.
Пружины применяются
также в качестве вспомога¬
тельных элементов, напри¬
мер, ограничителей (в ча¬
стности, при торсионных
—	подвесках)	или	корректи-
\ Торсион рующих устройств. Cxejna
одного из вариантов исполь¬
зования корректирующих
пружин (применявшегося на
автобусе ЛАЗ) показана на
рис. XIII.28. Здесь направ¬
ление вертикальной состав¬
ляющей реакции пружин
меняется в зависимости как
вверх или вниз), так и от
или сжатие). Вслед-
Рис.
XI 11.27. Схема узла свечной
торсионной подвески
от положения их осей (наклон
характера деформации (растяжение
ствие этого пружины либо усиливают сопротивление переме-
Рис. XI 11.28. Схема подвески с корректирующими
пружинами
Щению колеса, либо ослабляют его (противодействуют основ¬
ной рессоре), чем изменяют характеристику подвески. При
этой схеме в широком интервале нагрузок не меняется ста¬
120

тический ход колеса, т. е. дорожный просвет остается по¬
стоянным.
В подвесках чаще применяются цилиндрические пружи¬
ны, навитые из прутка круглого или прямоугольного сечения
(рис. XIII.29, а, б); характеристика их линейная. Возможно
также применение конических пружин (рис. XIII.29, в), имею¬
щих вогнутую характеристику; эти пружины чаще всего при¬
меняются для ограничителей хода.
Рис. XI 11.29. Цилиндрическая и коническая пружины
Расчетные формулы для определения стрелы прогиба
пружины и напряжений кручения в материале приведены в
табл. XIII.1. Размеры по рис. XIII.29; п — число рабочих вит¬
ков.
Таблица ХШД
Расчетные формулы пружин
Параметры
Цилиндрические пружины
Конические пружины
круглого
сечения
прямоуголь¬
ного сечения
круглого
сечения
прямоуголь¬
ного сечения
Стрела прогиба /
ЪпО*Р
d*G
nD3Pb
b4G
16 nR3P
d*G
2 nR3Pb
ЬЮ
Напряжение кру¬
8 DP
DP
16rj>
r2P
чения X
7id3
2vb*
iid3
В этой таблице R3=(r2 + ri) ('У’+Л2).
121

Значения коэффициентов Ь и v в зависимости от отноше¬
ния сторон сечения прутка берутся из табл. XII 1.2.
Т а 6 л и ц a XIII.2
Вспомогательные коэффициенты
а
1Г
1
№
1,5
2
2,5
3
4
•V
0,2
0,35
0,5
0,65
0,8
1,1
Б
5,6
2,7
1,7
1,3
1
0,7
Максимальные допускаемые напряжения находятся в пре¬
делах 6000—7000 кГ/см2.
Направляющие устройства пружинных подвесок в основ¬
ном такие же, как и у торсионных, и отдельно здесь не рас¬
сматриваются.
5.	Амортизаторы
Классификация и основные требования. Как ука¬
зывалось, амортизаторами в подвесках автомобилей назы¬
ваются специальные устройства, предназначенные для быст¬
рого гашения колебаний корпуса (рамы) автомобиля, точ¬
нее, для рассеивания (превращения в тепло) энергии коле¬
бательного движения корпуса, возникающего под воздейст¬
вием упругих элементов подвески.
Отсутствие амортизаторов при больших скоростях движе- .
ния по неровной дороге может привести к резонансным коле¬
баниям и, как следствие этого, к пробоям подвески.
Надо иметь в виду, что кулоново трение в деталях на¬
правляющего устройства, а также в некоторых видах упру¬
гих элементов (например, в листовых рессорах и в некруг¬
лых составных торсионах) обеспечивает амортизирующее
действие. Поэтому в прошлом на многих грузовых автомоби¬
лях с листовыми рессорами амортизаторы не устанавлива¬
лись. Амортизирующее действие кулонова трения в деталях
подвески не только недостаточно, но и имеет неблагоприят¬
ную характеристику. Сопротивление трения в равной степени
действует как при прямом, так и при обратном ходе колеса.
При наезде на неровность упругий элемент как бы приобре¬
тает дополнительную значительную жесткость. Если импульс\
со стороны неровности недостаточен для преодоления этой
122

жесткости, он передается непосредственно корпусу, не дефор¬
мируя упругий элемент. Поэтому на мелких неровностях воз¬
никает явление тряски.
В настоящее время с увеличением скоростей движения и
повышением требований к плавности хода автомобилей амор¬
тизаторы стали одним из основных необходимых элементов
подвесок. При этом принимаются меры для уменьшения ку-
лонова трения в деталях узла подвески.
Для армейских автомобилей применение амортизаторов,
безусловно, обязательно. У двух- и трехосных автомобилей
они устанавливаются на все узлы подвески, у многоосных
могут ставиться только на крайние колеса, так как на гаше¬
ние угловых колебаний амортизаторы средних колес влияют
незначительно (см. «Теорию»).
Для большей компактности и повышения надежности мо¬
гут устанавливаться два параллельно работающих амортиза¬
тора на один узел.
Гасящее действие амортизатора обеспечивается работой
трения. В настоящее время исключительным распростране¬
нием пользуются гидравлические амортизаторы, в которых
используется сопротивление (внутреннее трение) вязкой жид¬
кости, проходящей через ограниченное сечение — калибро¬
ванное отверстие, зазор или приоткрытый клапа'н.
В качестве рабочих жадностей для амортизаторов обычно
применяются минеральные масла — веретенное или смесь
турбинного и трансформаторного масел, реже глицериновые
смеси.
Гидравлические амортизаторы классифицируются по ха¬
рактеру действия и по конструкции.
По характеру действия различаются амортизаторы одно¬
стороннего и двустороннего действия.
Амортизаторы одностороннего действия оказывают сопро¬
тивление только при обратном по отношению к корпусу авто¬
мобиля ходе колеса — ходе отбоя (вниз). Существенным пре¬
имуществом таких амортизаторов служит то, что они не уве¬
личивают жесткость подвески под статической нагрузкой и
не передают на корпус динамические воздействия от малых
неровностей дороги. Однако гасящее действие их недостаточ¬
но. Поэтому ныне применяются только амортизаторы двусто¬
роннего действия, но с несимметричной характеристикой, так
что их сопротивление при прямом ходе — ходе сжатия
(вверх) значительно (в три — пять рае) Меньше, чем при
ходе отбоя. Это снижает вредное воздействие повышенной
статической жесткости при общем увеличении эффективности
амортизатора.
По конструктивному признаку различаются амортизаторы
телескопические (рис. XIII.30, а) и рычажные, которые мо¬
гут быть поршневыми (р ис. XIII.30,6) или лопастными
123

(рис. XIII.30,6). Во всех случаях при перемещении поршня
или при повороте крыльчатки с лопастями жидкость из од¬
ной полости перетекает в другую; на схемах это показано
сплошными стрелками при ходе сжатия и пунктирными при
ходе отбоя. Разность сопротивлений достигается подбором
пружин для клапанов и их сечений, а в лопастном аморти¬
заторе жидкость при ходе отбоя вообще не проходит через
клапаны, а только через зазор между лопастями и корпусом.
6
Рис. XI 11.30. Схемы амортизаторов
Наибольшее распространение в настоящее время получи¬
ли телескопические амортизаторы. Их преимуществами яв¬
ляются работа при меньших давлениях (60—80 кГ(см2 про¬
тив 250—400 кГ/см2 у рычажных, что позволяет облегчить
детали) и увеличенная наружная поверхность, способствую¬
щая лучшей теплоотдаче. Рычажные амортизаторы при мень¬
ших ходах более компактны; это позволяет в некоторых слу¬
чаях разместить их внутри рычагов направляющих устройств
подвески и обеспечить тем самым защиту от внешних воз¬
действий.
Основными требованиями к амортизаторам яв¬
ляются:
124

—	обеспечение заданных параметров плавности хода и
эффективности гашения колебаний;
—	уменьшение тряски на малых неровностях;
—	разгрузка от динамических воздействий при резком
перемещении колеса;
—	надежность в работе, в частности стабильность дейст¬
вия при различных режимах движения и длительное сохра¬
нение характеристики.
Рассмотрим эти требования.
Заданные параметры плавности хода обес¬
печиваются правильным выбором коэффициента апериодич¬
ности, поскольку при этом создает¬
ся рациональная зависимость меж¬
ду жесткостью подвески (частотой
собственных колебаний) и сопро¬
тивлением амортизаторов. Подроб¬
нее этот вопрос рассмотрен в «Тео¬
рии».
Уменьшение тряски дости¬
гается снижением сопротивления
при ходе сжатия, как это показано
на характеристике амортизатора	Рис. XIII.3I. Характери-
двустороннего действия, дающей	стика	амортизатора
зависимость между усилием Ра>
приложенным к поршню амортизатора, и скоростью его пе¬
ремещения (рис. XIII.31).
Из характеристики следует, что резкие перемещения ко¬
леса вызывают значительное возрастание сопротивления
амортизатора. Это приводит как к увеличению нагрузки на
детали самого амортизатора, так и к передаче динамических
воздействий на корпус. В то же время существенной пользы
в гашении колебаний эти пиковые сопротивления принести
не могут.
Применение специальных разгрузочных клапанов, сраба¬
тывающих при больших скоростях (резких перемещениях),
позволяет, увеличивая проходное сечение для жидкости,
уменьшать нарастание сопротивлений и получать более бла¬
гоприятную ступенчатую характеристику (рис. XIII.32). Для
упрощения характеристика взята по средней линии и сдела¬
на линейной.
Стабильность действия амортизатора обеспечи¬
вается выбором рабочей жидкости, вязкость которой возмож¬
но меньше зависит от температуры, достаточной теплоотда¬
чей, уменьшающей температурный интервал при работе (это
обеспечивается тепловым расчетом амортизатора), а также
соблюдением конструктивных и технологических требований.
Из последних особое значение имеет надежность уплотнений,
предотвращающая утечку рабочей жидкости, и малая вели¬
125

чина зазоров между перемещающимися деталями; большие
зазоры способствуют изменению характеристик как при тем¬
пературных колебаниях, так и при переменных скоростях
перемещений колес.
В некоторых амортизаторах для повышения стабильности
и сокращения операций обслуживания предусматриваются
резервные объемы (камеры).
Конструкции амортизаторов. На рис. XII 1.33 показана ти¬
повая конструкция телескопического амортизатора, приме¬
няемого на отечественных автомобилях.
Рис. XI 11.32. Характеристика амортизатора
с разгрузочными клапанами
Поршень <3 через шток 8 и головку 1 соединен с рамой
автомобиля. Труба 6, в которой закреплен цилиндр 7, соеди¬
нена с колесом через головку 4. Поршень 3 делит рабочее
пространство цилиндра 7 на две полости. При ходе сжатия
поршень входит в цилиндр и основная часть жидкости через
клапан 9 со слабой пружиной перетекает в верхнюю полость,
встречая незначительное сопротивление. Другая часть ее пе¬
реходит в кольцевую компенсационную полость между ци¬
линдром 7 и трубой 6 через калиброванные отверстия в кла¬
пане 10 и каналы корпуса 5 клапанов. Это вызывается
уменьшением объема цилиндра вследствие перемещения
штока.
Таким образом, сопротивление сжатию в основном опре¬
деляется сопротивлением перетеканию жидкости в компенса¬
ционную полость, которое примерно пропорционально квад¬
рату скорости перетекания.
При резком сжатии (большой скорости поршня), откры¬
вается разгрузочный клапан 11, вследствие чего уменьшается
126

ш////
нарастание сопротивления перетеканию жидкости в компен¬
сационную полость.
На ходе отбоя, когда поршень перемещается вверх, жид¬
кость перетекает в нижнюю полость через каналы в поршне
и калиброванные отверстия в клапа¬
не 12. Кроме того, часть жидкости воз¬
вращается из компенсационной поло¬
сти через открывающийся клапан 10.
При резком отбое перетекание
жидкости обеспечивается открытием
разгрузочного клапана 12.
Большой перепад давлений между
полостями при ходе отбоя вызывает
утечку жидкости через неплотности
поршня и цилиндра, что может выз¬
вать уменьшение работоспособности
амортизатора (величины рассеиваемой
энергии) до 25—30%, особенно при
значительном износе трущихся поверх¬
ностей и нагреве жидкости.
Существенную роль в надежной
работе амортизатора играет узел 2
уплотнения. Внутренняя полость уплот¬
нения сообщается с компенсационной
полостью, что разгружает самопод-
жимной сальник от высоких давлений
в цилиндре и обеспечивает сброс в
компенсационную полость рабочей
жидкости, проникающей из ци¬
линдра.
На рис. XIII.34 показана конструк¬
ция рычажно-лопастного амортизато¬
ра. Здесь при повороте вала с лопа¬
стями жидкость перетекает из одной
полости в другую через зазоры между
лопастями и корпусом, а также через
перепускные клапаны. Подбор сече¬
ний этих клапанов и усилий пружин
обеспечивает необходимые характери¬
стики амортизатора.
Конструкция амортизатора преду¬
сматривает пополнение жидкости из
резервного объема через питающий
клапан.
Существенным недостатком лопастного амортизатора яв¬
ляется труднос'гь обеспечения и поддержания заданных за¬
зоров между лопастями и корпусом. В настоящее время ры¬
чажно-лопастные амортизаторы применяются редко.
.-С?®
1ь
Рис. XI 11.33. Телескопи¬
ческий амортизатор
127

На рис. XIII.35 показана конструкция рычажно-поршне¬
вого амортизатора. Поршни перемещаются под воздейст¬
вием кулака, сидящего на общей ogh с рычагом. Такая связь
создает значительные боковые усилия на поршень, что при¬
водит к одностороннему износу цилиндров. Кроме того, на¬
пряжения в контакте между кулаком и поршнем могут быть
очень большие.
А-О-В
Сравнивая рычажно-поршневой амортизатор с телескопи¬
ческим, нетрудно установить, что при одинаковых характери¬
стиках последний может работать при значительно меньших
давлениях. Действительно, кинематика рычажного амортиза¬
тора допускает поворот кулака на сравнительно небольшой
128

угол, что определяет малый ход поршня; уменьшение хода
компенсируется увеличением усилия, а при ограниченности
площади поршня — повышением давления.
Указанные преимущества телескопических амортизаторов
обеспечили их преобладающее распространение.
Расчет амортизатору. Предварительный расчет амортиза¬
тора заключается в выборе и определении основных его раз¬
меров, проходных сечений для перепуска жидкости и пара¬
метров перепускных клапанов.
В поверочный расчет входит определение характеристик
амортизатора и теплового режима его работы.
Исходным параметром служит коэффициент затухания
колебаний pz ,или р , найденный при расчете схемы подвески
(см. формулы XIII.9 и XIII.18).
В соответствии с формулами теории по коэффициентам
затухания могут быть найдены коэффициенты сопротивления
амортизаторов, приведенные к осям колес.
Так, если для многоосного автомобиля за основу для рас¬
чета приняты продольные угловые колебания, то, считая со-
5—2961
129

противления всех амортизаторов одинаковыми, найдем при¬
веденный коэффициент для каждого из них по формуле
п т
(XII1.37)
где Jy — момент инерции корпуса;
т — число амортизаторов одного борта, которым необ¬
ходимо задаться;
at — расстояние от центра тяжести корпуса до /-го (по
порядку) амортизатора.
От приведенного коэффициента необходимо перейти
к действительному, пользуясь кинематическои схемой подве¬
ски. Так, при установке телескопического амортизатора в не¬
зависимом узле подвески, показанном на рис. ХШ.ЗЬ, дей¬
ствительный коэффициент сопротивления равен
Размеры а я I показаны на рисунке. Сопротивление амор¬
тизатора считаем пропорциональным первой степени скоро¬
сти перемещения поршня.
Z
Рис. XI 11.36. Установка узла аморти¬
затора
130
\

Далее, задаваясь отношением коэффициентов сопротивле¬
ния при ходах отбоя и сжатия	=3-f-5 и принимая
условно
и ^а. о "I" ^а. с
«а —	2	’
можно определить величину каждого из коэффициентов.
Наибольшее усилие, действующее на поршень, определя¬
ется через максимальную скорость поршня; последнюю на¬
ходят по максимальной скорости перемещения крайнего ко¬
леса, равной
=	(XIII.38)
где <ртах—максимальная угловая амплитуда колебаний кор¬
пуса;
k —частота собственных угловых колебаний}
ап — координата крайнего колеса.
В схеме на рис. XII 1.36
в
V ==£	-г-,
п шах max \
Задавшись рабочим давлением жидкости и исходя из рас¬
четной схемы амортизатора, можно предварительно опреде¬
лить основные размеры его деталей.
Так, в телескопическом амортизаторе, схема которого
была показана на рис. XIII.30,а, давление жидкости над
поршнем и под поршнем при ходе сжатия практически оди¬
наково. Поэтому усилие определяется только разностью пло¬
щадей сверху и снизу, т. е. площадью штока Fm:
^а. с РсГш »
где рс — давление сжатия.
При ходе отбоя давление под поршнем равно давлению
в компенсационной полости, которое близко к атмосферному.
Усилие будет зависеть от давления над поршнем р0 и рабо¬
чей площади, т. е.
РЙ.о=-Ро(Рп—Рш),
где Fa— площадь поршня.
Диаметр штока берется равным 0,4—0,5 диаметра
поршня.
Проходное сечение s для рабочей жидкости определяется
ее объемным расходом Q.
s = -5-/2^.	(ХП1.39)
5*	*	131

где [jl0 — коэффициент расхода, равный 0,60 0,75;
у — плотность жидкости, г/см3\
р — давление жидкости, кГ[см2\
g — ускорение силы тяжести.
Расход Q можно выразить через рабочую площадь и ско¬
рость поршня:
Q = F р^п •
В нашем примере рабочая площадь при сжатии равна Fm,
при отбое Fn — Fm.
Остальные рабочие размеры амортизатора выбирают из
конструктивных соображений. В частности, длина опреде¬
ляется с учетом хода штока, зависящего от хода колеса и
кинематической схемы узла, места и способа установки. Ком¬
пенсационный объем должен быть в два четыре раза боль¬
ше объема штока.
При постоянном проходном сечении действительная ха¬
рактеристика амортизатора будет близка к квадратичной;
найдя р из уравнения (XIII.39) и подставив значение Q, по¬
лучим
р _		** .	(XIII.40)
fl 2-lO^s2 п
Построив по этой формуле характеристику амортизатора,
следует сравнить ее с заданной линейной г& — КаРа, внося,
если нужно, коррективы в выбранные параметры и опреде¬
ляя точки открытия разгрузочных клапанов.
Суммарная поверхность охлаждения амор¬
тизатора проверяется по условиям ограничения температуры
нагрева рабочей жидкости. За основу берется уравнение теп¬
лового баланса
(XIII.41)
где Nt — мощность, рассеиваемая амортизатором, кГ-м/сек,
—	коэффициент теплоотдачи стенок в воздух,
SQ — поверхность стенок, м2;
t и /0—температура стенок амортизатора и окружающей
среды.
Для цилиндрической поверхности коэффициент теплоот¬
дачи можно принимать равным
ъ —	(XI1I.42)
D°'s ’
где vB — скорость потока воздуха, которую можно брать
равной скорости автомобиля, м/сек;
D — наружный диаметр амортизатора.	^
132

При определении мощности, рассеиваемой амортизатором,
в качестве предварительного условия следует принимать, что
энергия импульса, воспринятого подвеской, должна быть рас¬
сеяна за заданное число циклов (2—3). В свою очередь энер¬
гия импульса берется равной некоторой части суммарной по¬
тенциальной энергии упругих элементов подвески в пределах
рабочего хода. Тогда при обычных допущениях
anc(hl — hi)
Ni =	шг^’	(XIII.43)
где а—коэффициент использования энергии подвески
(учитывает также часть энергии, рассеиваемую по¬
мимо амортизатора), равный 0,5—0,7;
п и т—число колес и амортизаторов одного борта;
с — жесткость узла подвески;
Л0—полный ход колеса, равный сумме статического hc
и рабочего hp ходов;
X — число циклов рассеивания (2—3);
Г — продолжительность цикла (период колебания).
Пользуясь уравнениями
гидростатики, можно также
определить суммарную ра¬
боту hW по перепуску
жидкости через калиброван¬
ные отверстия в течение
цикла; тогда
'V W
Nt = k .	(XIII.44)
Здесь коэффициент &>1
учитывает механическую ра¬
боту трения в деталях амор¬
тизатора.
Сравнение мощностей,
определяемых по обеим фор¬
мулам, позволяет дополни¬
тельно оценить правильность
амортизатора.
Наконец, мощность может быть непосредственно опреде¬
лена по площади рабочей диаграммы амортизатора
P&=f (y), где «/ — перемещение поршня (рис. XIII.37);
f P*dy
Отб.
— 	~-Сж.
-Е5
J	L
Рис. XIII.37. Рабочая диаграм¬
ма амортизатора
выбора основных параметров
—.	(XIII.45)
Рабочая диаграмма снимается экспериментально с гото¬
вого амортизатора (для производства поверочного расчета)
или строится по аналогии с прототипами.
133

Когда мощность амортизатора найдена тем или иным спо¬
собом, по уравнению (ХШ.41) определяют температуру сте¬
нок t:
t =	^	 I /
1	427k4So + го *
Для амортизаторов, работающих на минеральных маслах,
температура нагрева не должна превышать 100—110°С.
6.	Пневматические и пневмогидравлические
подвески
Пневматической называется подвеска, в которой
роль упругого элемента выполняет сжимающийся газ, обыч¬
но воздух; иногда применяются и другие газы, например
азот.
Если наряду с газом используется упругая энергия сжи¬
маемой жидкости, подвеска называется пневмогидравличе-
ской (или гидропневматической). В ней жидкость выполняет
также функции промежуточного тела, отделяющего газ от
движущихся металлических частей, что значительно упро¬
щает устройство уплотнений и повышает их надежность.
Совместное использование упругих свойств газа и жид¬
кости позволяет эффективно влиять на форму характеристи¬
ки узла подвески и ограничивать размеры упругого элемента.
Подвеску иногда называют пневмогидравлической и в том
случае, когда жидкость служит только промежуточным те¬
лом или средством регулирования упругого элемента (изме¬
нения жесткости узла или дорожного просвета), хотя это и
неточно.
Неоднократно делались попытки применения чисто гид¬
равлических подвесок, использующих упругость жидкости
при весьма высоких давлениях (2500—3000 кГ(сек2). Боль¬
шие нагрузки на детали и сложность уплотнения препятст¬
вуют внедрению этих подвесок, хотя интерес к ним сохра¬
няется, так как они очень компактны.
Преимуществами пневматической подвески следует счи¬
тать возможность получения благоприятной характеристики,
в частности нелинейной с пониженной жесткостью под стати¬
ческой нагрузкой и ограниченными ходами колес; возмож¬
ность регулирования характеристики, например, изменения
жесткости при различных нагрузках в кузове, сохранения по¬
стоянства ходов, получения переменного или поддержания
постоянного дорожного просвета; гидравлическая подвеска,
кроме того, позволяет сочетать в одном узле свойства упру-^
гого элемента и амортизатора.
134

Подбор благоприятной характеристики подвески в сочета¬
нии с уменьшением неподреосоренных масс позволяет сни¬
зить динамические нагрузки и благодаря этому облегчить
машину.
Наконец, срок службы упругого элемента значительно
возрастает; >по некоторым данным, он в три — пять раз выше,
чем у листовых рессор.
Широкому распространению пневматических подвесок
препятствует их значительно большая сложность и дорого¬
визна по сравнению с обычными. При этом следует отметить
два характерных обстоятельства: во-первых, при сравнитель¬
ной простоте самого упругого элемента усложняется общая
схема пневмооборудования автомобиля, причем в той боль¬
шей степени, чем благоприятнее свойства подвески, в частно¬
сти степень ее регулируемости; во-вторых, упругие элементы
в этой подвеске малопригодны для восприятия горизонталь¬
ных усилий, что требует введения в узел специальных напра¬
вляющих устройств.
Для армейских автомобилей серьезное значение имеет
обеспечение живучести, так как упругий элемент, особенно
с эластичной оболочкой, сильно уязвим, а его размещение
внутри корпуса может создать конструктивно-компоновочные
затруднения.
Однако пневматическая подвеска может оказаться осо¬
бенно полезной именно для армейского автомобиля в тех
случаях, когда для перевозимого груза требуется поддержа¬
ние постоянных параметров плавности хода или когда маши¬
на нуждается в регулировании подвески (например, в изме¬
нении клиренса).
Учитывая ограниченность применения пневматических
подвесок, рассмотрим их в общем виде, останавливаясь пре¬
имущественно на схемах упругих элементов и их особенно¬
стях.
Упругие элементы пневматических подвесок. В зависимо¬
сти от способа организации рабочего пространства для сжа¬
тия воздуха упругие элементы могут быть разделены на две
группы: с недеформируемыми оболочками, внутренний объем
которых изменяется путем взаимного перемещения жестких
деталей (поршня, цилиндра), и с деформируемыми оболоч¬
ками.
Представителем первой группы может служить телеско¬
пический упругий элемент из двух труб 1 (рис. XIII.38) и 2,
ограничивающих рабочий объем. Труба 1 связана с корпу¬
сом автомобиля, труба 2— с осью колеса. Уплотнение обес¬
печивается пружинными кольцами 3 и резиновыми кольца-
ми 4. Внутри трубы 2 расположен телескопический гидро¬
амортизатор 5 (не разрезан). Трубки с клапанами 6 и 7
135

связывают рабочую полость с пневмосистемой автомобиля,
обеспечивая регулирование элемента и восполнение утечки
воздуха. Среднее статическое давление в цилиндре равно
10 кГ/см2.
Упругие элементы данной группы
применяются сравнительно редко,
главным образом из-за трудности
обеспечить надежно работающее
уплотнение при малом трении. Возра¬
стание силы трения, особенно при ко¬
лебаниях температуры, может приве¬
сти к значительному увеличению же¬
сткости под статической нагрузкой и,
как следствие, к тряске корпуса.
Поэтому преимущество отдают
элементам второй группы, которые мо¬
гут быть баллонного или диафрагмен-
ного типа. В обоих случаях деформа¬
ции подвергаются резино-кордные обо¬
лочки с обрезиненной кордной тканью,
преимущественно из полиамидных во¬
локон (в частности, нейлона или ка¬
прона), и защитными резиновыми по¬
верхностными слоями.
На рис. XIII.39 показана конструк¬
ция баллона с двумя отсеками (гоф¬
рами), созданными разделительным
металлическим кольцом, надетым на
монолитную резино-кордную оболоч¬
ку. Разделение на гофры позволяет
уменьшить диаметр баллона.
Такой тип упругого элемента наи¬
более распространен.
Характеристика баллонного эле¬
мента может быть определена зависи¬
мостью
Рис. XI 11.38. Упругий
элемент с недеформируе-
мой оболочкой
Q = [a(-£-)*-iJf'+T'sina, (XIII.46)
где рс — статическое давление в баллоне;
Vc и V—статическое и текущее значения рабочего объе¬
ма баллона;
k—показатель политропы;
F—площадь у основания;
Т sin а—вертикальная составляющая растягивающих
усилий, действующих по периметру баллона
у его основания,
136

Площадь у основания равна
По мере сжатия баллона, зависящего от хода колеса,
уменьшается объем V и возрастает составляющая 7sin а, тог¬
да как площадь F остается практически постоянной. Харак¬
тер зависимости этих параметров от деформации баллона
определяется конфигурацией и конструкцией последнего. Так,
на рис. XIII.40 представлена зависимость V = y(f) для кон¬
кретного образца двойного баллона. Она несколько отлича¬
ется от линейной, что обусловливает дополнительное повы¬
шение жесткости к концу рабочего хода.
Характеристика подвески будет изменяться в зависимости
от способа приложения нагрузки.
При весьма медленном перемещении колеса процесс сжа¬
тия можно считать изотермическим (&=1); при весьма быст¬
ром перемещении процесс приближается к адиабатическому
(£=1,41). В реальных условиях показатель политропы при¬
мерно равен 1,3; во всяком случае чем динамичнее приложе¬
ние нагрузки, тем жестче подвеска.
Примерный вид характеристики баллонного элемента по¬
казан на рис. XIII.41. Если крутизна характеристики на уча¬
стке рабочего хода чрезмерно велика, она может быть умень¬
шена подсоединением к баллону дополнительного резервуа¬
ра (пунктирная кривая). Чем больше объем последнего, тем
мягче характеристика.
Рис. XII1.39. Баллонный упругий элемент
137

Ч.дм3
Рис. XII 1.40. Изменение объема баллона
Рис, X1II.4I. Характеристика баллонного
элемента
138

Разновидностью обычных (круглого сечения) баллонных
элементов служат элементы так называемого подушечного
типа с продолговатыми баллонами (рис. XII 1.42). Отделен¬
ные друг от друга оболочкой полости 1 сообщаются между
собой перепускными каналами 2. Штампованные днища 3, из
которых нижнее соединено с дополнительным резервуаром 4,
обеспечивают достаточную поперечную жесткость элемента.
Если дополнительный резервуар соединен с баллонами через
жиклеры 5, элемент частично выполняет функции амортиза¬
тора, позволяя уменьшить последний.
Рис. XI 11.42. Упругий элемент подушечного типа
Подушечные элементы способны воспринимать большие
нагрузки (10 т и более) при невысоком давлении (доЗкГ1см2
под статической нагрузкой) и, что особенно важно, без уве¬
личения ширины баллона. Это обеспечивает заметные компо¬
новочные преимущества, так как позволяет располагать бал¬
лоны продольно подобно листовым рессорам и не уменьшать
существенно расстояние между баллонами (рессорную ко¬
лею), сохраняя тем самым устойчивость автомобиля.
Конструктивно и технологически подушечные элементы
сложнее круглых баллонных и требуют большего расхода
корда и резины. Их характеристика в основном та же, но
нарастание крутизны резче из-за дросселирующего действия
перепускных каналов. Возможности влиять на форму харак¬
теристики также ограничены.
Более существенно воздействовать на форму характери¬
стики подвески можно, применяя диафрагменные упругие
элементы, где упругая оболочка (диафрагма) закреплена
между плунжером и кожухом (рис. XII 1.43), которые связа¬
ны соответственно с колесом и корпусом машины. Варьируя
форму плунжера, можно добиться таких соотношений внут¬
реннего объема и площади воздействия на диафрагму, при
которых характеристика будет близка к заданной; в частно¬
сти, диафрагменные элементы позволяют получить характе¬
ристику дбоякой кривизны.
139

Объем диафрагменных элементов и их высота при одина¬
ковых параметрах значительно меньше, чем баллонных; это
помимо уменьшения габаритов снижает расход воздуха. Диа-
фрагменные элементы уступают баллонным в долговечности
вследствие значи!ельно большей деформации оболочки при
равных условиях; это повышает требования к качеству корд¬
ной ткани и резины. В то же время уязвимость диафрагмен¬
ных элементов для внешних повреждений несколько меньше,
поскольку открытая по¬
верхность оболочки срав¬
нительно невелика и ча¬
стично может быть защи¬
щена металлическими де¬
талями.
Для увеличения дол¬
говечности иногда приме¬
няют комбинированные
элементы, сочетающие
баллон (обычно одиноч¬
ный) и плунжерно-диа-
фрагменное устройство.
Характеристика ком¬
бинированного элемента
может быть примерно та¬
кая же, как и у диафраг-
менного.
Регулирование под¬
вески. В наиболее общем
виде задача регулирова¬
ния подвески сводится к
изменению или сохранению ее характеристики и параметров
при изменении условий эксплуатации автомобиля. Эта за¬
дача для пневматической подвески может быть решена по¬
средством изменения начального объема, массы газа или
площади, воспринимающей давление; последний способ свя¬
зан со значительными трудностями и распространения не
получил.
Регулирование может осуществляться как принудительно
(под воздействием водителя), так и автоматически. В этом
случае задающим фактором для срабатывания системы
могут быть нагрузка в кузове, дорожный просвет, диффе¬
рент или крен корпуса, скорости, ускорения и другие факторы
в зависимости от типа датчиков, места их установки и спо¬
соба срабатывания. Возможны также различная связь и вза¬
имодействие между регулирующими устройствами отдельных
узлов подвески, например, для устранения крена (дифферен¬
та) или для перераспределения нагрузок между осями мно¬
гоосных автомобилей.
140

Рассмотрим некоторые варианты регулирования на при¬
мере упругого элемента с недеформируемыми оболочками.
На рис. XI 11.44 показана принципиальная схема регули¬
рования упругого элемента при постоянном начальном объе¬
ме газа.
Основным узлом схемы служит распределительное устрой¬
ство, золотник 1 которого связан с неподрессоренными мас¬
сами, а золотниковая коробка — с подрессоренными. Каналы
коробки соединены с источником питания 2 и зыпускным тру¬
бопроводом 3.
При увеличении нагрузки на	t	1
узел золотниковая коробка опу¬
стится и в рабочий цилиндр по¬
ступит дополнительный воздух от
источника 2, что вызовет подня¬
тие корпуса до восстановления
равновесия (закрытия канала)
при прежнем расстоянии /с и
увеличенном давлении (вслед¬
ствие возрастания массы воздуха
в том же объеме).
Аналогично сработает система
при уменьшении нагрузки, но в
этом случае часть воздуха из ци¬
линдра будет выпущена в трубо¬
провод <3, соединенный с атмо¬
сферой или с линией низкого
давления пневмосистемы.
Таким образом, схема обеспе¬
чивает постоянство расстояния
/с, т. е. статического дорожного просвета, независимо от на¬
грузки в кузове.
Жесткость под статической нагрузкой, а следовательно, и
частота собственных колебаний корпуса в этом случае мало
зависят от нагрузки и практически могут считаться постоян¬
ными. Так, при изменении нагрузки втрое частоты собствен¬
ных колебаний отклоняются от среднего значения на 2—3%.
Чтобы исключить влияние колебаний корпуса при движе¬
нии автомобиля на систему регулирования, золотник соеди¬
няется с неподрессоренными массами не жестко, а через
инерционное (замедляющее) устройство 4; это уменьшает
износ деталей и предотвращает ненужный расход воздуха.
Другая схема — с переменным объемом, но постоянной
массой газа — показана на рис. XIII.45.
В этом случае изменение массы (впуск и выпуск) газа не
предусматривается. Чтобы иметь возможность регулировать
упругий элемент, например сохранять постоянство дорожно¬
го просвета, между основным поршнем 5 и плавающим раз-
Рис. XII 1.44. Принципиальная
схема регулирования при по¬
стоянном объеме
141

делительным поршнем 6 вводится столб жидкости, высота
которого изменяется с помощью золотникового устройства
аналогично предыдущей схеме. Источником питания здесь
служит масляный насос 2 (остальные обозначения те же,
что и на рис. XIII.44).
При этой схеме всегда fc=*fr+f*< = const (индексы «г» и
«ж» относятся соответственно к газу и жидкости), ве
ние нагрузки на узел будет сопровождаться впУ'с^ом
Рис. XIII.45. Принципиальная ваться как рабочее тело гидро-
сообщающиеся через клапаны или калиброванные отверстия.
Конструктивно этот вариант регулирования удобнее осуще¬
ствлять в узлах с жесткими оболочками. Для деформируе¬
мых оболочек трудно обеспечить размещение жидкости,
поэтому там чаще применяют схему с переменной массой.
Вторая схема (рис. XIII.45)Хтребует установки дополнитель¬
ного резервуара с переменным объемом жидкости, что
усложняет конструкцию подвески.
Дополнительный пневматический элемент
как средство регулирования. Пневматический
упругий элемент может быть установлен параллельно метал¬
лическому — рессоре или винтовой пружине (последнюю
удобно ставить ко’нцентрич'но с круглым баллоном). При
этом минимальная статическая нагрузка на узел (для нена-
груженного автомобиля) целиком или частично воспринимает¬
ся металлическим элементом. Пневматический элемент, bog-
2
нительного количества жидко¬
сти, т. е. увеличением /ж (до/ж)
и уменьшением fr (до /') при
соответствующем возрастании
давления газа. При этом же¬
сткость узла возрастает и ча¬
стота собственных колебаний
увеличивается (квадрат часто¬
ты примерно пропорционален
возрастанию нагрузки).
Преимуществом схемы с по¬
стоянной массой газа является
отсутствие потерь последнего,
а отсюда и уменьшение на¬
грузки на пневмосистему авто¬
мобиля, а также упрощение
уплотнений. Кроме того, жид¬
кость в промежуточном объеме
может одновременно использо-
схема регулирования при по¬
стоянной массе
амортизатора; это может быть
осуществлено, например, раз¬
делением объема на две части,
142

принимающий часть дополнительной нагрузки, служит глав¬
ным образом для регулирования узла; его размеры могут
быть значительно уменьшены по сравнению с полностью
пневматической подвеской.
Регулирование осуществляется по одной из рассмотрен¬
ных выше схем. При схеме с переменной массой целесооб¬
разно минимальную нагрузку передавать целиком на метал¬
лический элемент с линейной характеристикой. Тогда при
регулировании на постоянство статического хода вся допол¬
нительная нагрузка будет восприниматься пневмоэлементом
и частоты собственных колебаний останутся примерно посто¬
янными. При схеме с постоянной массой средняя нагрузка
(между минимальной и полной) делится примерно поровну
между обоими элементами. Тогда частоты собственных коле¬
баний будут повышаться не более чем на 10—15% от неко¬
торого выбранного значения.
Включение пневматических элементов в пневмосистему
автомобиля. Внутренние (рабочие) объемы пневматических
элементов подвески должны быть включены в общую систе¬
му, которая помимо регулирования (или при его отсутствии)
позволяла бы восполнять утечку воздуха из элемента, выпу¬
скам воздух, изменять при необходимости давление. Это
определяет потребность в источниках питания (компрессоре
и ресивере), в элементах управления (клапаны, краны и ре¬
дукторы) и в соединительных деталях (трубопроводы, шту¬
цера, тройники и пр.). Все эти устройства в совокупности
с упругими элементами и системой регулирования образуют
пневматическую систему подвески. Последняя может быть
независимой, имеющей самостоятельные источники питания,
или входить в общую пневмосистему автомобиля, обслужи¬
вающую тормозной привод, централизованную накачку шин,
сервоустройства (усилители) и пр. Такое решение наиболее
целесообразно, так как лучше усилить источники питания и
вспомогательное оборудование существующей системы, чем
устанавливать параллельные.
Максимальное статическое давление в пневмоэлементах
подвески желательно иметь равным рабочему давлению об¬
щей пневмосистемы автомобиля или несколько меньшим,
снижая его в редукторе. В противном случае потребуются
дополнительные устройства для повышения давления (доба¬
вочная ступень компрессора), что усложнит устройство си¬
стемы.
Пневмосистема подвески может быть открытой, в которой
излишний воздух при регулировании выпускается в атмосфе¬
ру, или закрытой, где он возвращается в линию низкого дав¬
ления. Преобладающим распространением пользуются откры¬
тые системы, значительно более простые, хотя и менее на¬
дежные. Уменьшение надежности связано главным образом
143

с вероятностью попадания (а в холодное время — замерза¬
ния) влаги вместе с забираемым из атмосферы воздухом;
кроме того, расход воздуха в открытой системе в 8—10 раз
больше, чем в закрытой.
Поскольку пневматические системы автомобиля рассмат¬
риваются в главе XV, ограничимся описанием принципиаль¬
ной схемы пневмосистемы открытого типа, включенной в об¬
щую (рис. XIII.46).
Компрессор 4, приводимый от двигателя 3 автомобиля,
подает воздух через редукционный клапан 5 в главный реси¬
вер 6. Оттуда воздух для питания подвески через редуктор
поступает в ресивер 7 и далее к регулирующим устройствам
(клапанам) / и 9.
Каждый из клапанов 9 связан со своим дополнительным
резервуаром 11, а те — с двумя параллельными упругими
элементами 10. Клапан 1 передней подвески соединен сразу
с двумя резервуарами — правым и левым; поэтому в маги¬
страль вводится дополнительный изолирующии клапан
Этот клапан, допуская свободное поступление воздуха от ре¬
гулирующего устройства к узлам обоих колес, в то же время
ограничивает перетекание воздуха от одного узла к друго-му
при поперечных, колебаниях корпуса автомобиля.
Если расчетное давление в общей системе выше, чем в
подвеске, параллельно редуктору может быть установлен
принудительно управляемый кран увеличения дорожного
просвета. Он используется как при обслуживании подвески
или других узлов автомобиля, так и для повышения проходи¬
мости на местности.	~
Пневмогидравлический упругий элемент. Рассмотрим
принципиальную схему пневмогидравличеокого упругого эле¬
С
с
Рис. XI 11.46. Пневматическая система подвески
144

мента, в котором жидкость используется как для увеличения
жесткости под'вески к концу рабочего хода, так и для гаше¬
ния колебаний (рис. XIII.47).
При ходе сжатия поршень Л связанный штоком 5 с непод-
рессоренными массами, вытесняет жидкость из гидроцилин¬
дра в пневмогидравлический цилиндр 4 через клапан Нема¬
лым сопротивлением. Разделительный поршень 5 сжимает
воздух, обеспечивая повышение давления в элементе (уча¬
сток аб характеристики); при этом статическая точка нахо¬
дится несколько ниже точки б, что обеспечивает плавность
колебаний на малых неровностях.
Рис. XIII.47. Пневмогидравлический упругий элемент
После перекрытия соединительного отверстия 7 объем
жидкости, заполняющей внутренние полости штока 8 и
стержня 6, сокращается, вследствие чего при продолжаю¬
щемся сжатии воздуха в цилиндре 4 суммарная нагрузка на
шток резко возрастает (участок бв характеристики). Так
продолжается до открытия клапана 3, сообщающего внут¬
реннюю полость стержня 6 с верхним отсеком гидроцилин¬
дра. После этого давление жидкости в штоке остается по¬
стоянным (оно определяется усилием пружины клапана 5);
следует отметить, что это давление для обеспечения сжатия
жидкости бывает весьма большим—до 2000—3000 кГ/см2.
Дальнейшее перемещение штока сопровождается нара¬
станием усилия только вследствие дополнительного сжатия
воздуха (участок вг).
145

При ходе штока вниз (отбой) происходит расширение
жидкости и воздуха (участок гд), а затем только воздуха
(участок да), причем клапан 2 закрыт и жидкость перете¬
кает в рабочий цилиндр только через калиброванные отвер¬
стия. Работа трения, характеризуемая петлей гистерезиса^,
обеспечивает быстрое гашение колебаний, так что упругий
элемент одновременно выполняет роль амортизатора двусто¬
роннего действия.
Поскольку область статических нагрузок обеспечивается
упругостью воздуха, подвеска допускает регулирование по¬
добно чисто пневматической. Однако высокие давления воз¬
духа (200—300 кГ/см2) затрудняют осуществление этой за¬
дачи, исключая практически использование варианта с пере¬
менной массой.
Высокие и сверхвысокие (на пневмогидроучастке харак¬
теристики) давления создают трудности в создании надеж¬
ных уплотнений и вызывают увеличенное трение в ходе сжа¬
тия, что делает подвеску жестче и может привести к тряске
автомобиля. Но применение таких давлений позволяет^значи¬
тельно уменьшить рабочие площади, размеры деталей и со¬
кратить ходы, что является одной из самых положительных
особенностей пневмогидравлических подвесок.

Глава XIV
РАМЫ, КОРПУСА И КУЗОВА
Несущие системы современных автомобилей проек¬
тируются рамными, корпусными и кузовными. В литературе
принято называть автомобили с рамной несущей системой
рамными автомобилями, автомобили с корпусной несущей
системой — корпусными, а автомобили с кузовной несущей
системой — безрамными. Рамная несущая система применя¬
ется на автомобилях общетранспортного (ГАЭ-53, ЗИЛ-1'ЗО,
МАЗ-500 и др-), многоцелевого (ГАЗ-66, ЗИЛ-131, Урал-375
и др.) назначения, на многоосных тягачах (MA3-535, MA3-537
и др.) и шасси (ЗИЛ и др)- Корпусные несущие системы ха-
рактв|рны для боевых бронированных машин (БТР-60П,
БРДМ-1 и др.). Кузовные несущие системы используются на
автобусах (ЗИЛ-154, ЛАЗ-695 и др.) и легковых автомобилях.
В практике для некоторой части специальных армейских авто¬
мобилей возможны комбинации рамной и кузовной несущих
систем (ЗИЛ-485).
В общепринятом смысле слова под кузовом понимается
помещение для размещения водителя (экипажа), пассажиров
(десанта), груза и оборудования. Необходимый вариант ку¬
зова выбирается в зависимости от типа автомобиля. В соот¬
ветствии с этим кузова (корпуса) бывают: боевых машин, ав¬
тобусов, специальных машин, грузовых, легковых и грузо¬
пассажирских автомобилей.
1.	Рама
Типы рам и требования, предъявляемые к раме.
Рама является остовом автомобиля. На ней устанавливаются
двигатель, агрегаты силовой передачи и ходовой части, ме¬
ханизмы органов управления, агрегаты дополнительного и
специального оборудования, а также кабина и грузовой от¬
сек (платформа, цистерна, кузов и др.).
В зависимости от конструкции рамы делятся на лонже-
147

ронные и хребтовые (центральные). К числу специальных
требований, предъявляемых к раме, относятся:
—	высокая изгибная и крутильная жесткость и прочность
(при минимальном весе), исключающие расшатывание и по¬
ломки элементов рамы при движении автомобилей со значи¬
тельными перекосами осей и колес;
—	целесообразность конструкции, позволяющей наиболее
удобно и экономно разместить и закрепить все монтируемые
на раме агрегаты, а также установить достаточные по вме¬
стимости грузовые емкости;
—	рациональность геометрической формы, допускающей
низкое расположение центра тяжести автомобиля, значитель¬
ные ходы подвески и большие углы поворота управляемых
колес.
Конструкция рам. Лонжеронные рамы (рис. XIV. 1)^
Лонжеронные рамы состоят из двух продольных балок 5
специального профиля (лонжеронов), поперечин 11 и мест¬
ных. усилителей (там, где это требуется).^
Лонжероны изготовляются штамповкой из листовой ста¬
ли и обычно имеют профиль поперечного сечения в виде
швеллера с отношением высоты поперечного сечения к шири¬
не полки у =2,8-^-3,5. Полки швеллера обращены внутрь.
Толщина листовой стали, идущей на изготовление лонжеро¬
нов, 5 = 5-г-Ю мм. В качестве материалов выбираются низко¬
углеродистые, хорошо штампуемые в холодном состоянии
стали 15, 20, 25 и 25кп. Иногда применяются титанистые ста¬
ли ЗОТ (автомобили ЗИЛ), позволяющие благодаря их более
высоким механическим свойствам несколько снизить (на
15—20%) вес рамы.
В соответствии с характером нагружения рамы для двух¬
осных автомобилей наибольшее сечение лонжерона находит¬
ся в средней части рамы, а к краям оно уменьшается. Это
обеспечивает изгибную равнопрочность лонжерона, способ¬
ствует уменьшению веса рамы и облегчает более удобную
установку передних и задних рессор. Кроме того, такая кон¬
фигурация лонжерона по длине дает возможность снизить
высоту центра тяжести автомобиля.
Сечение лонжеронов трехоснБ1Х многоцелевых и народнохо¬
зяйственных автомобилей (ЗИЛ-131, Урал-375 и др.) в зад¬
ней части такое же, как и в средней, поскольку до 70% на¬
грузки падает на заднюю тележку.
Лонжероны соединены между собой поперечинами, при¬
дающими раме требуемую жесткость. Одновременно попере¬
чины служат опорами для установки агрегатов автомобиля
на раме. Форма поперечин, их число и месторасположе¬
ние увязаны с принятым вариантом компоновки автомо¬
биля.
148

Рама оснащается передним и задним бамперами (буфера¬
ми), предотвращающими повреждение облицовки, радиатора
и кузова автомобиля при случайных наездах его на препят¬
ствия. Бамперы армейских автомобилей делаются плоскими
и используются также для оказания помощи застрявшим ав¬
томобилям толканием. Крайняя задняя поперечина 13 рамы
(а на тяжелых автомобилях и передняя) используется для
монтажа тягово-сцепного устройства. Эта поперечина часто
усиливается раскосами 12.
Лонжероны с поперечинами соединяются преимуществен¬
но клепкой в холодном состоянии, реже — сваркой. Сварные
рамы более жестки. Их недостатками являются трудность
ремонта и наличие остаточных (монтажных) после сварки
напряжений, могущих отрицательно повлиять на прочность
рамы. Клепаные рамы обладают большой ремонтоспособно-
стью и свободны от монтажных напряжений. Поперечины
крепятся к полкам лонжеронов и к их стенкам или к тем
и другим. Диаметр заклепок 5—'10 мм. К боковой стенке и
полкам крепятся кронштейны буксирных крюков /, опор ка¬
бины 2, рессор 3 и 8, пружин откидных кабин 4> амортизато¬
ров 6, ограничителей прогибов рессор 7, агрегатов силовой
передачи 9, платформы 10, а также запасного колеса, бензо¬
баков, подножек кабины и др.
Места расположения поперечин и форма их поперечного
сечения (коробчатая, Z-образная и др.) выбираются исходя
из требований равнопрочности рамы.
Поперечины обязательно устанавливаются в месте креп¬
ления кронштейнов рессор, двигателя, бензобаков, в местах
установки оси балансирной рессоры (для трехосных автомо¬
билей), а сами лонжероны в этих местах часто усиливаются
специальными вставками / (рис. XIV.2). Поперечины штам¬
пуются из той же листовой стали, что и лонжероны. При
сложной форме поперечин используются высокопластичные
стали (тила 08).
Для некоторых армейских автомобилей (КрАЗ-214) и на¬
роднохозяйственных автомобилей большой и особо большой
грузоподъемности (например, автомобили КрАЗ-219,
МАЗ-525, MA3-530) применяются не штампованные, а про¬
катные профили (рис. XIV.2) из малоуглеродистых низколеги¬
рованных сталей ти,па 14ХСНД, 19ХГС и др. Материал про¬
катных профилей имеет более высокие механические характе¬
ристики, чем листовая сталь. Однако вес рам из прокатных
профилей выше, так как лонжероны имеют в этом случае по
всей длине равное сечение.
По форме в плане лонжеронные рамы могут быть прямо¬
угольные с параллельными лонжеронами и постоянной шири¬
ной полки (автомобили ГАЗ-66, ЗИЛ-131), прямоугольные
с параллельными лонжеронами и сужающимися к передней
150

Г
1
*
г-^| ■- — ■
If/sfev ф
ф- /4,
ф- ^
\ . /
*Х	Jfr- £	 - .. -IL 1 _ .1
.
ЩЛц у
		^	-=г	Vfej			г-
i.qi*'’ Ф--Ф3			ч'~~4' ^—
#
i
rrr—г	п г—"я:-^г'Т'Я"
Вид А	Вид	Б
Рис. XIV.2. Элементы конструкции рамы с лонжеронами, выполненными из профильного проката
Сл

части полками (автомобили ЗИЛ-157, ЗИЛ-485), трапецие¬
видные с прямыми лонжеронами и постоянной шириной пол¬
ки и Х-образные. Три последние формы лонжерона позволяют
увеличить углы поворота управляемых колес, а следователь¬
но, уменьшить радиус поворота автомобиля.
На некоторых легких армейских автомобилях (ГАЗ-69,
ГАЗ-67Б и др.) лонжероны в месте расположения колес
имеют выгибы, благодаря которым удается значительно сни¬
зить центр тяжести автомобиля при достаточно больших
ходах колес.
Лонжеронные рамы с выгибами в вертикальной и гори¬
зонтальной полостях конструктивно сложнее и дороже, тре¬
буют более современной технологии производства, подверже¬
ны действию дополнительных скручивающих напряжений.
Рис. XIV.3. Лонжеронная сварная рама многоосного автомобиля
Рамы многоосных автомобилей отличаются от рам народ¬
нохозяйственных и многоцелевых автомобилей. Это объяс¬
няется спецификой назначения и компонов1Ш указанных авто¬
мобилей. Так, рамы автомобильного шасси ЗИЛ (рис. A1V.<3)
являются полностью сварными с увеличенной высотой
профиля и наличием значительных по размерам окон в лон¬
жеронах 13 (в окнах лонжеронов монтируются бортовые пе¬
редачи), ослабляющих прочность и жесткость рамы. Поэтому
лонжероны соединены между собой не только поперечинами
2	и 3, но и мощными крестообразными связями 4 и продоль¬
ными растяжками 5. Поперечины и крестообразные связи
прикреплены к стенкам и полкам лонжеронов в местах ослаб¬
ления лонжеронов окнами. Каждый узел крепления усилен
косынками 1 и 12. Приклепанные к раме кронштейны 6, в, 11
и труба 10 используются для крепления двигателей, крон¬
штейн 7 — для крепления кабины и других агрегатов. Снизу
рама прикрыта предохранительным щитом 9.
На тяжелых многоосных тягачах и шасси (общим весом
более 40 т) применяются лонжеронные рамы с составным
профилем. Например, на тягачах типа МАЗ рама составлена
из двух лонжеронов 1 (рис. XIV.4,a) швеллерного сечения и
двух боковин 2 с Z-образным профилем. Лонжероны и Ооко-
152

вины соединены между собой по всей длине верхними 5 и
нижними 3 трубчатыми поперечинами, вваренными в литые
кронштейны 4 и 6. Кронштейны прикреплены к полкам и
стенкам лонжеронов и боковин. В стенках боковин имеются
окна для прохода карданных валов привода колес.
Дальнейшим развитием рам многоосных автомобилей
МАЗ следует считать раму, представленную на рис. XIV.4, б.
За счет увеличения высоты профиля Z-образных боковин, вы¬
полняющих здесь функции лонжеронов, оказалось возмож-
Рис. XIV.4. Элементы рамы многоосного тяжелого автомобиля
с составным профилем лонжеронов
ным обойтись без швеллерных элементов. Лонжероны в ме¬
стах переходов полок в стенки усилены по всей длине
приваренными вставками. Лонжероны связаны между со¬
бой трубчатыми поперечинами аналогично раме МАЗ. Как
видно, раму, показанную на рис. XIV.4, б, следует признать
более простой и технологичной. Z-образпый профиль лонже¬
ронов с наклонной стенкой создает благоприятные условия
для размещения элементов подвески и выбора наиболее оп¬
тимальных ее параметров (длин рычагов направляющего
аппарата, ходов колес и пр.).
Габаритные размеры лонжеронных рам определяются ис¬
ходя из заданных габаритных размеров автомобиля.
Хребтовые рамы (рис. XIV.5) имеют одну централь¬
ную несущую балку обычно трубчатого сечения. Такой тип
рам получил применение на чехословацких автомобилях
«Татра» (модели 111, 138, 813),
153

Несущая балка составлена из картеров агрегатов силовой
передачи: картера раздаточной коробки 1, картеров главных
передач 2 и патрубков 4, соединяющих эти картеры. Наруж¬
ный диаметр соединительных патрубков равен 238 мм,
толщина стенки патрубков 9 мм. Вес одного соединительно-
Рис. XIV.5. Элементы конструкции центральной рамы трубчатого
профиля
го патрубка 70 кг. Картеры и патрубки крепятся с большой
точностью с помощью призонных шпилек 6 и болтов 5. Вну¬
три патрубков проходят трансмиссионные валы.
По длине трубчатой балки между фланцами патрубков и
картеров зажаты кронштейны 3 с лапами, служащими опо¬
рами для крепления кабины, грузовой платформы, двигателя
и других агрегатов.
Использование картеров агрегатов силовой передачи на¬
ряду с их основным назначением также в качестве несущих
элементов позволяет значительно снизить (до 15—20%) су¬
хой вес и уменьшить металлоемкость конструкции автомо¬
154

биля. Хребтовые рамы при высокой изгибной прочности в от¬
личие от лонжеронных рам хорошо сопротивляются дефор¬
мациям кручения и поэтому наиболее пригодны для установ¬
ки на полноприводных (особенно многоосных) автомобилях,
предназначенных к эксплуатации в тяжелых дорожных усло¬
виях.
Как мы отмечали выше (глава И), хребтовая рама уни¬
версальна. Изменяя длину рамы и варьируя ее компонента¬
ми, можно создать автомобили с различным числом веду¬
щих осей и различными базами на одних и тех же унифици¬
рованных агрегатах.
К числу недостатков хребтовых рам относятся:
—	трудность доступа к механизмам силовой передачи
при обслуживании и ремонте; при замене деталей силовой
передачи и регулировках необходима частичная, а иногда и
полная разборка несущей системы;
—	необходимость использования высококачественных хро¬
мистых, хромомолибденовых и других легированных сталей
для изготовления картеров и соединительных патрубков;
—	повышенная конструктивная сложность силовой пере¬
дачи и ходовой части и более жесткие требования к точно¬
сти изготовления и сборке.
2.	Расчет рамы
Расчет рамы является в значительной мере при¬
ближенным и всегда дополняется данными натурных или
модельных испытаний. В существующей практике использу¬
ются два дополняющих друг друга вида расчетов:
—	расчет на изгиб от вертикальной нагрузки с учетом
возможного дополнительного динамического нагружения;
—	расчет на кручение, возникающее при форсировании
автомобилями кюветов, канав, рвов и других препятствий.
Действием продольных нагрузок, возникающих от веса
смонтированных на раме агрегатов при неравномерном дви¬
жении (торможении, разгоне), пренебрегают. Не учитывают¬
ся в расчетах также различные реактивные (тормозные, от
картеров силовой передачи, рулевого механизма) моменты,
воспринимаемые рамой.
Расчет рамы на изгиб. Расчет на изгиб сводится
к расчету главного несущего элемента — лонжеронов. Каж¬
дый лонжерон рассчитывается на половину всей приходя¬
щейся на раму нагрузки, при этом упрочняющее действие
поперечин не учитывается. В основу расчета кладутся стати¬
ческие веса смонтированных на раме агрегатов и механиз¬
мов. Динамические нагрузки учитываются введением в рас¬
четные формулы эмпирических коэффициентов динамично¬
155

сти. Лонжероны рассчитываются в следующем порядке
(рис. XIV.6):
—	в определенном масштабе на листе бумаги отклады¬
вается длина рассчитываемого лонжерона;
—	отмечаются от какого-либо одного из концов лонжеро¬
на продольные координаты нагрузок от сил веса агрегатов,
смонтированных на раме, кабины и кузова (указанные на
рис. XIV.6 силы означают: Р\— вес радиаторов; Р2 — вес,
Рис. XIV.6. Схема для расчета лонжеронной рамы иа изгиб
приходящийся на переднюю опору двигателя; Ра — вес меха¬
низмов управления; Р4 — вес, приходящийся на заднюю опо¬
ру двигателя; Р$ — вес кабины; Рб— вес раздаточной короб¬
ки; Р7 — вес запасного колеса; Р% — вес топливных баков);
силы веса агрегатов условно принимаются приложенными в
"центре тяжести, а вес кузова с находящейся в нем нагруз¬
кой— равномерно распределенным по длине грузовой плат¬
формы;
—	отмечается на рассчитываемом лонжероне положение
вертикальных реакций опор рессор;
—	определяются значения опорных реакций рессор 7^;
—	подсчитываются изгибающие моменты Мх и строится
эпюра изгибающих моментов. При этом
/И„ = Л1_1+<3,_1Д/,	(X1V.1)
156

где	Mxl—изгибающий момент в рассчитываемом сече¬
нии;
•М/_1 и	—изгибающий момент и перерезывающая сила
в предыдущем сечении, значения которых уже
известны;
Д/ — расстояние между г-м и i—1-м сечениями;
—	по найденным значениям Mxi и известным значениям
моментов сопротивления изгибу Wxi (см. табл. XIV. 1) подсчи¬
тываются напряжения изгиба в xi-м сечении:
wr,"	(xlv'2)
—	полученные расчетные напряжения сравниваются с до-
пускаемыми для аналогичных рам.
Статический расчет трубы хребтовой рамы аналогичен
приведенному. Но в отличие от лонжеронов труба должна
рассчитываться на весь вес смонтированных на ней агре¬
гатов.
Примерный вид эпюры изгибающих моментов примени¬
тельно к рамам автомобилей многоцелевого назначения
(6x6) показан на рис. XIV.6, б. Эпюра имеет две характер*
ные точки, в которых моменты достигают наибольшей вели¬
чины: точку А, соответствующую сечению у переднего конца
грузовой платформы, и точку Б, относящуюся к сечению, где
заделана в раме ось балансира задней подвески (у двухос¬
ных автомобилей — у задней опоры задней рессоры). Нали¬
чие значительного свеса /0 (консоли) рамы у трехосных авто¬
мобилей с балансирной задней подвеской приводит к появ¬
лению в раме опасных отрицательных изгибающих момен¬
тов. В опасных сечениях расчетные напряжения о достигают
±350—650 кГ1см2 (меньшие значения для более легких ав¬
томобилей) .
Величина допускаемых напряжений с учетом возможного
кратковременного динамического нагружения в первом при¬
ближении может быть подсчитана по формуле
М ^ 1,5(1 + Ад) ’	(XIV.3)
где <7Л — предел текучести материала лонжерона, равный
2500—3500 кГ/см2;
—	коэффициент запаса на динамическую нагрузку,
равный 2,5—2,7.
В реальных условиях поломки лонжеронов происходят
не обязательно в точках А и Б наибольших статических на¬
пряжений. На прочность рам большое влияние оказывают
концентраторы напряжений, какими являются отверстия под
заклепки (или болты) для крепления кронштейнов, вырезы
157

в лонжеронах, места окончания усилителей. Именно в рай¬
оне концентраторов напряжений нередко появляются всевоз¬
можные трещины.
Расчет рамы на кручение. Наряду с высокой
изгибной прочностью рамы должны иметь достаточную проч¬
ность на кручение: переезд дорожных неровностей всегда со¬
провождается кручением рамы. Угол закручивания рамы на
длине базы автомобиля составит (на примере двухосной
схемы)
Ми „	(XIV.4)
JKP
а = otj — а2 = —-—
где 04 и а2 — углы поворота рамы в поперечном направле¬
нии под передней и задней осями,
^кр—момент, закручивающий раму;
ср — угловая (крутильная) жесткость рамы.
Закручивающий раму момент зависит от высоты дорож¬
ных неровностей, по которым движется автомобиль, ширины
его колеи, а также от жесткости рамы и подвески автомо¬
биля:
м =Х	f "Ср —.	(X1V.5)
ткр — в сп + Ср ’
где /— высота неровности;
В — колея;
сп — угловая жесткость подвески.
Из формулы следует, что чем меньше жесткость рамы (ср),
т. е. чем она эластичнее, тем меньше закручивающий момент
и, следовательно, выше прочность рамы. Кроме того, более
эластичная рама (совместно с подвеской) дает лучшую при¬
способляемость колесам автомобиля к неровностям дороги и
не позволяет им терять с нею контакт. Однако излишняя
эластичность рамы нежелательна, так как она нарушает вза¬
имную увязку и центровку агрегатов и частей автомобиля.
Оптимальная жесткость автомобильных рам на кручение
выбирается путем комплексных доводочных испытаний хо¬
довой части автомобиля.
Углы закручивания лонжеронных рам обычно составляют
5—10°, но иногда они достигают и больших значений (15
20° при преодолении кюветов, ям и других препятствий).
Крутильная жесткость рам равна: для штампованных рам
(автомобили ГАЗ, ЗИЛ) ср = 28-^-35 кГ * м/град, для рам
тяжелых автомобилей (МАЗ, КрАЗ), собранных из про¬
фильного проката, ср = 200-^300 кГ • м/град. Отношение угло¬
вых жесткостей рам и подвески изменяется в широких пре¬
делах: -^=0,6-1-1,8 (для автомобиля ЗИЛ-150 — 1,84, для
Ср
158

автомобиля МАЗ-200—0,65). Расчет рам на кручение ведет¬
ся по упрощенной схеме. Рама рассматривается как плоская
система, состоящая из прямолинейных тонкостенных стерж¬
ней. Действующие на стержни нагрузки считаются прило¬
женными перпендикулярно к плоскости рамы. В связи с тем
что жесткость на изгиб применяемых в рамах профилей в
сотни раз превышает жесткость на кручение, деформациями
изгиба стержней в расчетах пренебрегают.
При рассмотрении изгиба стержней поперечные сечения
остаются плоскими. При кручении они искривляются, или,
как говорят, испытываютдепланацию. Депланациясечений по
длине стержня обычно неодинакова. Так, в узлах, усиленных
косынками и прикрепленных к полкам лонжеронов, ее можно
считать равной пулю. В остальных сечениях она может ока¬
заться весьма значительной. Такой характер деформации
стержней носит название стесненного кручения.
При стесненном кручении наряду с касательными напря¬
жениями кручения в сечениях стержней вследствие деплана-
ции появляются дополнительные нормальные напряжения.
Крепление поперечин к стенкам лонжеронов более эластич¬
но, и напряженное состояние здесь ближе к свободному кру¬
чению: депланация сечений по длине стержня одинакова и
дополнительных нормальных напряжений не возникает.
Суммарные нормальные напряжения в сечениях стержня
при стесненном кручении определяются по формуле
° = ^7 + -^Г’	<xlv-6>
где Мх и Wx—изгибающий момент и момент сопротивления
сечения изгибу;
Б — бимомент, кГ • м2\
Wш — секториальный момент сопротивления, м4.
Первый член в формуле (XIV.6) дает нормальные напря¬
жения от чистого изгиба (рис. XIV.7,а), а второй — дополни¬
тельные нормальные напряжения от стесненного кручения
(рис. XIV.7, б). Алгебраическое сложение указанных напря¬
жений дает результирующее нормальное напряжение в рас¬
четном сечении (рис. XIV.7,в).
Анализ эпюр показы.вает, что наиболее напряженными яв¬
ляются угло,вые точки сечения.
Величина бимомента для стержней открытого профиля
(тавр, швеллер и т. д.) с жестко заделанными концами (деп¬
ланация сечений в заделке равна нулю) может быть найде¬
на из выражения
6 aEJ(o
Б = —л—,	(XIV.7)
159

где а — угол закрутки рамы на длине базы (см. формулу
XIV.4);
Е — модуль упругости 1-го рода, равный 2*106 кГ/см2\
Jw — секториальный момент инерции сечения;
I — длина рассчитываемого стержня;
L—база (расстояние между осями автомобиля).
Геометрические и секториальные характеристики сечений
основных профилей, применяемых при конструировании ав¬
томобильных рам, можно определять по формулам
табл. XIV. 1 I для которой Сх— h ^	J•
Рис. XIV.7. Эпюры распределения нормальных напряжении
в сечении лонжерона
Из таблицы следует, что секториальные моменты сопро¬
тивления кручению и изгибу швеллера для однотипных край¬
них точек сечения (1—4, 2—3) различаются знаком, а для
разнотипных точек (1—2, 3—4)—величиной; для коробчато¬
го и двутаврового сечений правило знаков остается тем же,
но модули секториальных моментов сопротивления для всех
крайних точек сечения одинаковы.
Геометрические и секториальные характеристики сечений
других типов, а также приближенные формулы для опре¬
деления бимомента Б можно найти в специальной литера¬
туре.
Результирующие касательные напряжения кручения при
деформации стержней рамы в общем случае складываются
из трех компонентов: касательных напряжений свободного
кручения, касательных напряжений изгиба и касательных
напряжений стесненного кручения. Как показывают резуль¬
таты расчетов и анализ экспериментальных данных, наибо¬
160

лее значительными являются касательные напряжения сво¬
бодного кручения. Другие компоненты на результирующие
напряжения оказывают несущественное влияние (в совокуп¬
ности не превышают 10—15%). Поэтому обычно при проек¬
тировании рам определяются и учитываются только напря¬
жения свободного кручения. Основными расчетными форму¬
лами здесь являются:
—	для стержней открытого профиля
(XIV.8)
Т =
—	для стержней закрытого профиля (круглого и короб¬
чатого)
т==4"т-'	(XIV-9>
где G — модуль упругости 2-го рода, принимаемый для ста¬
лей равным 8- 105 кГ/см2\
К — изпибно-крутильная характеристика поперечного се¬
чения стержня;
Й — удвоенная площадь контура, ограниченного средней
линией сечения;
S — удвоенный периметр контура, образованного сред¬
ней линией сечения (см. табл. XIV.1).
Изгибно-крутильная характеристика К равна
К
где I — длина закручиваемого стержня;
/к — момент инерции сечения при кручении.
Удвоенная площадь контура Q равна
Q — 2 bh.
Удвоенный периметр контура 5 равен
S=2{b + h).
Касательные напряжения т для стержней открытого про¬
филя сравнительно невелики, и размеры таких стержней при
расчетах следует определять по величине нормальных напря¬
жений изгиба о. Так, для автомобилей ГАЗ, ЗИЛ и МАЗ на¬
пряжения при закрутке рам на угол а=10-Н2° составляют
(по опытным данным): касательные напряжения в середине
полок и середине стенок т«50-н200 кГ/см2 (меньшие значе¬
ния— для лонжеронов, большие — для поперечин); нормаль¬
ные напряжения о = ± 1000ч-3000 кГ/сж2. Поскольку аналити¬
ческие методы расчета рам весьма приближенны и не всегда
позволяют точно выявить места наибольших напряжений, при
проектировании рам проводится их экспериментальное иссле-
6—-2961
161

Геометрические и секториальные характеристики сечений
Форма сечеиия, размеры
Геометрические характери
изгиб
относительно
оси х—х
W.
относительно
оси у—у
к - •
3
д'
rTfr--*
Т
л
ю
+
I
а
О
-.L.
Л
■±Г.
-X.
СО
+
•С
+
•ft
to
аг
|<о
■*:
СО
+
■Cl 1^0
Jx ~ Jy — Jp — itbR9
W; = Wy = Wp = t:8/?
162

Таблица XIV.1
основных форм, применяемых при конструировании рам
стики
Секториальные характеристики
кручение
У
к
0>
W'w
■с>
<м
• +
S
Л
«О
СО
-1-
-с>
с*Э
+
■С
<М
«о
С*
•С
«о
СО
+
<М
•w оЛй® 2А -|- 3Ь
“« w* " 6 Л + 36
К'., = И'о,,=-^-(2Л+36)
(М
*5
В
п
1
е
It
е
II
1
8
К
+
■с
й
СО
со
•С
А
-С»
«о
■4*
CS
62Л5
6
м
«О
зь
%
см
с
+
о
<5
to
СА
-О
1
S
Зг
+
•с
<м
W в —Ш —W = —\Г ш
Ml Q>, Ш, 0>4
Ш ,А м
6"(Л *}
ею
2nbR*
2тйЛ»
Депланация сечений отсутствует, дополни¬
тельные напряжения стесненного кручения
не появляются
6*
163

дование. При выполнении этих исследовании широко приме¬
няются метод электротензометрирования, метод лаковых по¬
крытий и др.
3.	Корпуса
Несущие корпусные системы применяются главным
образом на бронированных и плавающих машинах и крайне
редко на обычных автомобилях. В последнем случае несущий
корпус изготовляется из алюминиевых сплавов или пласт¬
масс.
Корпус является остовом для крепления всех агрегатов и
механизмов машины, а также и грузовой емкостью.
Броневой корпус одновременно предохраняет личный со¬
став и наиболее чувствительные агрегаты и механизмы ма¬
шины от поражения ружейно-пулеметным огнем и осколками
снарядов, мин и т. д. Если машина боевая, то корпуса де¬
лают закрытыми и герметизированными от проникновения
ОВ, радиоактивных веществ и пыли.
Кроме того, к корпусу предъявляются следующие требо¬
вания:
—	удобство посадки и высадки экипажа (десанта);
—	хороший доступ к местам заправки и регулировки
агрегатов и механизмов;
—	малый вес и экономичность формы, позволяющая при
минимальных габаритах получить удобную компоно'вку и до¬
статочную вместимость. Корпус должен быть прочный и же¬
сткий, а в случае бронированного корпуса иметь внешнюю
форму с наклонными броневыми листами, снижающими его
поражаемость от ружейно-пулеметного огня.
Форма корпуса для бронированных машин сухопутного
типа показана на рис. XIV.8, а. Броневой корпус выполнен
«облегающим» (БТР-40, БТР-152 и др.). Бронированные ма¬
шины плавающего типа (БТР-60П) имеют форму корпуса
в виде понтона (рис. XIV.8,б). Такая форма обладает по¬
вышенным водоизмещением и остойчивостью.
Корпус бронированных машин выполняется сварным из
плоских плит различной толщины. Толщина и углы наклона
плит по контуру формы неодинаковы. Наибольшая толщина
и углы наклона выбираются для лобовой части машины. Для
легких машин толщина лобовой брони 8—12 мм, для сред¬
них— 15—20 мм, для тяжелых — до 30—40 мм. Толщина
днища корпуса обычно не превышает 5—6 мм. Угол наклона
лобовых листов составляет 50—70°.
Некоторая часть бронированных машин снабжается пуле¬
метной или пушечной башней. У бронетранспортеров верхняя
часть корпуса часто прикрывается крышей- В походном поло¬
164

\
жении для улучшения обзорности и возможности ведения зе¬
нитного огня створки крыши могут откидываться.
Броневые плиты изготовляются прокаткой на блюмингах.
В качестве материала для плит используются углеродистые и
легированные стали. Отличительной особенностью механиче¬
ских свойств этих сталей
является сравнительно вы¬
сокая твердость поверхно¬
стных (наружных) слоев и
вязкость тыльных. Некото¬
рые броневые листы снару¬
жи дополнительно упрочня¬
ются наклепом.
Для ведения огня из лич¬
ного оружия корпус обору¬
дован люками, прикрывае¬
мыми крышками.
Несущие небронирован¬
ные корпуса и корпуса из
пластмасс пока промышлен¬
ного применения не получи¬
ли. Опытный образец не¬
сущего корпуса для легкого
плавающего автомобиля ве¬
сом 5 т (США) показан
на рис. XIV.9. Корпус изго¬
товлен из трехслойных плит
(рис. XIV.12) на сталь¬
ной (или алюминиевой)
основе. Толщина наружной
металлической обшивки 2—
2,5 мм, внутренней — 0,5—
1,0 мм\ между обшивками
находится наполнитель.
Толщина наполнителя 20—
40 мм. Несущий (неброни¬
рованный) корпус составляется из отдельных плит, соединен¬
ных между собой клеем или клепкой.
Днище / (рис. XIV.9), две продольные балки 2 и палуба 3
образуют основной грузонесущий элемент в виде трапеции,
воспринимающий на себя все виды нагрузок. В местах крепле¬
ния агрегатов в плитах имеются специальные вставки, предот¬
вращающие смятие наполнителя. Корпус усилен проставками 4.
Внутри боковин корпуса размещены бензобаки 5.
Некоторые зарубежные фирмы в серийном порядке нача¬
ли производство автомобильных несущих корпусов — цистерн
.(например, канадская фирма ФРП). Цистерна при собствен¬
Рис. XIV.8. Схемы несущих корпусов
бронированных машин
165

ном весе всего 4,6 т имеет емкость около 32 ж . Материалом
для формирования цистерн служат трехслойные плиты, ана¬
логичные описанным.
Аналитические методы расчета несущих корпусов отлича¬
ются чрезвычайной сложностью и громоздкостью. Поэтому
Рис. XIV.9. Общий вид и поперечное сече¬
ние несущего корпуса, выполненного из
пластмассы
на практике проектируются они по выполненным образцам
с использованием методов моделирования.
4.	Кузова автобусов
и опециальных автомобилей
Кузова автобусов и специальных автомобилей в
зависимости от компоновки выполняются вагонного типа или
типа фургонов. В кузовах вагонного типа помещение для во¬
дителя (кабина) объединено с основным помещением, в ку¬
зовах-фургонах кабина для водителя отделена и конструктив¬
166

но выполняется как самостоятельная часть автомобиля. Со¬
временные автобусные кузова преимущественно имеют вагон¬
ную компоновку (ЗИЛ-158, ЛАЗ-695, ПАЗ-652). Они проек¬
тируются с учетом специальных нужд: в военное время
могут быть переоборудованы для перевозки раненых и
больных.
Автомобили с кузовами-фургонами для пассажирских пе¬
ревозок применяются редко. Такие кузова в основном ис¬
пользуются для монтажа различной военной техники, под
мастерские и лаборатории, а также для размещения различ¬
ных технических средств служб тыла (КУНГ-1, К-66, К-375
и др.).
По способу восприятия нагрузок кузова автобусов и авто¬
мобилей могут быть разгруженными, полунесущими и несу¬
щими. Несущие кузова характерны для автобусов и спе¬
циальных автомобилей с вагонной компоновкой. Несущие ку¬
зова (ПАЗ-652, ЗИЛ-127 и др.) воспринимают на себя ста¬
тические нагрузки от веса агрегатов и пассажиров и дина¬
мические нагрузки, возникающие в ходовой части автобуса
при движении.
Разновидностью несущих являются так называемые инте¬
гральные кузова (ЛАЗ-695 и др..), которые снабжаются осно¬
ванием (рамой), в значительной мере освобождающим ку¬
зов от восприятия нагрузок.
Разгруженные и полунесущие кузова применяются при
проектировании автобусов на шасси серийных грузовых авто¬
мобилей. В этом случае в качестве кузовов обычно исполь¬
зуются фургоны. Кузова-фургоны выполняются полностью
разгруженными. Все виды нагрузок воспринимаются рамой
автомобиля.
По способу сборки остова кузова разделяются на кар¬
касные (ЛАЗ-695, ПАЗ-651), полукаркасные (ПАЗ-652,
ЗИЛ-158, ЗИЛ-127), бескаркасные (фургоны УАЗ-450,
УАЗ-450Д и др.). При каркасной сборке обязательной пер¬
воначальной операцией является сборка из профилей остова
(каркаса) корпуса. Последующим являются операции обли¬
цовки. При бескаркасной сборке узлы кузова (боковины,
крыша и др.) собираются одновременно с облицовкой. В по¬
следующем отдельные узлы соединяются в единый корпус.
Операция сборки каркаса отсутствует.
К автобусным кузовам и кузовам-фургонам наряду с об¬
щетехническими требованиями (легкость, прочность, вписы-
ваемость в габариты 02-Т ГОСТ 9238—59 и др.) предъявля¬
ются специальные требования:
—	достаточная емкость кузова, позволяющая полностью
использовать номинальную грузоподъемность автомобиля
(при .проектировании городских автобусов удельная площадь
на одного стоящего пассажира равна 0,15 м2)\
167

*— удобство входа и выхода пассажиров (обслуживаю¬
щего персонала), погрузки и выгрузки перевозимого обору¬
дования и имущества;
—	теплоизоляция внутреннего помещения и его защита от
проникновения пыли, газов и атмосферных осадков в соот¬
ветствии с санитарно-гигиеническими нормами; эти нормы
следующие:
а)	температура воздуха в кузове должна быть: зимой
12—16°С, летом — 22—23°С (не более);
б)	относительная влажность воздуха в кузове в пределах
50-70%;
в)	количество воздуха в кузове на* одного человека не
менее 0,8 м3/мин\
г)	содержание вредных примесей в воздухе не более:
углекислоты — 0,5%; окиси углерода 0,02 0,04 мг\л\ про¬
дуктов горючего и смазочных материалов — 0,03 ж2/л, до¬
рожной пыли — 5 мг/м3 воздуха;
—	защита от вибраций и проникновения шума; уровень
шума в кузове не должен -превышать 80 85 дб, а средне¬
геометрические частоты — не более 30 60 гц\
—	хорошая естественная и искусственная освещенность;
искусственная освещенность должна быть не менее: общее
освещение и освещение щитков с приборами 5 лк\ местное
освещение на рабочих местах — 40 лк.
К кузовам армейских автобусов кроме перечисленных
предъявляются дополнительные требования: быстрота свето¬
маскировки, обязательность внутреннего подпора воздуха
не менее 25 мм вод. ст. и др.
Конструкция кузовов. Несущая конструкция кузовов при¬
меняется в автобусах, работающих в тяжелых дорожных
условиях. Типичные варианты силовой схемы несущего ку¬
зова показа.ны на рис. XIV. 10.
В первом варианте (рис. XIV.10, а) несущий кузов выпол¬
нен каркасным без каких-либо усилителей в основании. Кар¬
кас состоит из поперечин 4, стоек 1, обвязочных брусьев 5,
подоконных брусьев 3, лобовых и тыловых брусьев 2, ребер 6,
продольных брусьев 7, дуг 9 и дужек 8. Во втором варианте
(рис. XIV.10, б) несущий кузов выполнен безрамным, но с
мощными поперечинами, которые связаны с каркасом
(ЗИЛ-158). В третьем варианте (рис. XIV.10, в) каркас ку¬
зова связан с продольными лонжеронами и поперечными
усилителями (ПАЗ-652). Интегральный кузов показан на
рис. XIV.IO,^. Он имеет раму и отличается легкостью и
ажурностью каркаса с небольшим числом стоек и поперечин
и широкими оконными проемами. Интегральные кузова при¬
меняются для автобусов, эксплуатирующихся в улучшенных
дорожных усл<?в.иях (ЛА„3'695 и др.).
168

Для элементов каркаса и узлов кузова используются
трубчатые и специальные профили (Z-, X- и Т-образные),
изготовляемые из стали или дюралюминия. Толщина стенок
профилей из стали 1—2 мм, из дюралюминия — 4—5 мм.
Каркас и отдельные узлы могут быть сварными и клепаны¬
ми. Панели, облицовка и другие детали к каркасу присоеди¬
няются сваркой, а также с помощью заклепок, шурупов и
болтов. Пол кузова настилается из стальных листов или чаще
из бакелитизированной фанеры (толщина фанеры 10—15мм).
Тепло- и шумоизоляция достигаются применением спе¬
циальных прокладочных материале»© (картона, войлока, ре¬
зины, пасты), укладываемых между наружной и внутренней
облицовкой каркаса, в элементах пола кузова. Для предот¬
вращения коррозии деталей кузовов используются мастики и
противокоррозионные покрытия (хромирование, никелирова¬
ние, фосфатирование).
Размеры проемов и их число (окна, двери) выбираются
исходя из общетехнических, санитарно-гигиенических и дру¬
гих требований. Согласно статистике весовые параметры ку¬
зовов автобусов характеризуются следующими данными;
—	вес кузова на одно пассажирское место 18—24 кГ;
—	вес одной двери 20—30 кГ;
—	вес одноместного сиденья 8—10 кГ;
—	вес перегородок, обшивки и других элементов 5—7 кГ
на одно пассажирское место.
Армейские кузова-фургоны выпускают следующих разно¬
видностей:
—	каркасно-металлические модели СН, БВ и КМ;
—	панельно-дерево-металлические модели КУНГ;
—	бескаркасные панельно-армированные (пенопластом)
модели К.
Кузова модели СН и КМ имеют металлический каркас,
основание и деревянный пол, настланный из 30-лш досок. На¬
ружная обшивка каркаса выполнена из стального листа то-ч-
щиной 0,7—0,8 мм, внутренняя обшивка — фанерная. Про¬
странство между обшивками заполнено гофрированной алю¬
миниевой фольгой.
Кузова КУНГ являются бескаркасными; они собраны из
деревянных панелей, усиленных металлической обвязкой,
крыши и пола. Все узлы кузова связаны металлическими
креплениями. Для наружной обшивки применяется стальной
лист (толщина t листа 0,5—0,8 мм) или дюралюминиевый
(1,0-ь 1,5 мм). В качестве заменителей могут использо¬
ваться бакелитизированная фанера (6 мм) и водостойкий
картон марки КВС толщиной 4—5 мм. Внутренняя поверх¬
ность кузовов обшивается березовой фанерой. Теплоизоля¬
ция обеспечивается наличием воздушной прослойки между
внутренней и наружной обширками. Для утепления кузовов
170

могут применяться дополнительно пенопласты, мипора и дру¬
гие материалы.
Большой вес (120—140 кГ/м2 площади пола) и малый
срок службы (4—5 лет) являются главными недостатками
кузовов СН и КУНГ.
Разработанное и внедренное в производство семейство
новых кузовов-фургонов моделей К (рис. XIV.11) отличается
от описанных выше более высокими показателями.
Рис. XIV.11. Общий вид бескаркасного панельного кузова
модели К
Общее построение кузовов К такое же, как и у кузовов
КУНГ. Принципиальное различие — в конструкции панелей.
Каждая панель кузова выполнена трехслойной и включает
легкий промежуточный слой (наполнитель), наружную и вну¬
треннюю обшивки. Основные варианты конструкции трех¬
слойных панелей показаны на рис. XIV. 12. Наружная об¬
шивка выполняется из дюралюминия (ДТ16Т), внутренняя —
из пластмассы (полиэфирные или эпоксидные стеклопласти¬
ки), фанеры или прессованного картона. В качестве напол¬
нителей используются пенопласты (постирольные, полихлорви-
ниловые, полиуретановые), соты (из стеклопластика или
фольги), гофры, ячейки, а иногда древесина.
Обшивки с наполнителем соединяются синтетическими
клеями (типа ВИАМ-БЗ), главным компонентом которых яв¬
ляются полиэфирные и эпоксидные смолы (ЭД-5, ЭД-6). Пре¬
дел прочности на разрыв склеенных элементов панели со¬
ставляет 10—15 кГ/см2. Толщина среднего слоя (наполните¬
ля), выполняющего роль те^лозвукоизолирующего элемента,
составляет 25—30 мм. Для повышения жесткости и прочно¬
сти панелей пенопласты арм-ируются фанерной линейкой.
Таким образом, в армейских кузовах модели К оказалось
возможным обойтись без несущих металлических элементов
(каркаса). Высокий срок службы (10—15 лет), малый вес
171

(80—100 кГ/м2 пола), высокая прочность и противокорро¬
зионная стойкость выгодно отличают кузова модели К от ку¬
зовов СН и КУНГ. К числу недостатков кузовов К отно¬
сятся:
—	повышенная первоначальная стоимость;
—	необходимость более высокой и точной технологии
производства.
Рис. XIV.12. Варианты конструкции трех¬
слойных панелей:
а — с пенопластом; б — с армированным пеио-
пластом; в — с сотами; £ — с древесиной, о
с гофрамн; в — ячеистая
В армейских кузовах-фургонах унифицирована конструк¬
ция дверей, окон, отопителей, фильтрорентиляционных уста¬
новок и др. В частности, размеры проемов установлены: зад¬
них дверей (высота/ширина)— 1600/1350 мм\ боковых (до¬
полнительных) дверей —1500/750 мм\ окон (боковых)
515/350 мм.
Рис. XIV.13. Компоновка основных узлов отопителя кузова
Пол кузовов-фургонов должен допускать сосредоточенную
нагрузку до 500 кГ, а стены и потолок нагрузки до 200 кГ.
Все армейские кузова-фургоны обязательно оборудуются
внешними световыми приборами согласно ГОСТ 8769	58.
172

Левая часть от осевой линии
Рис. XIV. 14. Варианты раздвижных и раскладных кузовов
173

В качестве отопителей для автобусов и кузовов-фургонов
обычно используются независимые отопители производства
ШААЗ моделей 0-15, 0-30 и ОВ-65. Теплопроизводитель-
ность указанных отопителей соответственно равна 1500, 3000
и 6500 ккал/ч, а количество подогреваемого воздуха, пода¬
ваемого в кузов,—60, 120 и 200 м*/ч. Размещение отопителей
наружное.
Отопитель состоит из жаровой камеры, электродвигателя,
топливного насоса, распылителя и теплообменника. Работа
отопителя автоматическая. Схема установки отопителя на ав¬
тобусе показана на рис. XIV. 13. Цифрами обозначены: / —
дефростеры ветрового стекла; 2— приемный фильтр; 3— за¬
слонка регулятора; 4 — отопитель; 5 — воздуховоды. Возду¬
ховоды прокладываются по днищу кузова.
Общим недоста1*ком всех описанных выше конструкций
армейских кузовов-фургонов является их сравнительно огра¬
ниченная площадь пола (8—10 м2) и объем (14	17 м3), что
затрудняет установку в них необходимого количества обору¬
дования при развертывании подвижных ремонтных мастер¬
ских, лабораторий и других технических средств. Поэтому
большого внимания заслуживают раздвижные и раскладные
кузова-фургоны, показанные на рис. XIV.14, а и б.
Площадь пола и объем раскладных (раздвижных) кузо¬
вов в развернутом положении увеличиваются в два-три раза.
Время развертывания (свертывания) кузовов из походного
положения в рабочее силами трех — пяти человек составляет
25—30 мин. Допускаемая нагрузка на выдвинутый элемент
пола установлена до 1500 кГ. Согласно проекту норм рас¬
кладной (раздвижной) кузов должен выдерживать не менее
300 разборок-сборок. Вес приведенных здесь раскладных
(раздвижных) кузовов 2000—2500 кГ, грузоподъемность
2500—2700 кГ.
5.	Кабина и кузов грузовых
автомобилей и многоосных шасси
Кабины. К кабинам армейских автомобилей на¬
ряду с общетехническими (легкость, прочность, долговеч¬
ность и др.) предъявляются специальные требования:
—	удобство размещения водителя, достигаемое примене¬
нием регулируемых сидений (ход регулирования по длине
выбирается не менее 75—110 мм, по углу наклона спинки
8—12°);
—	хорошая обзорность, получаемая за счет сокращения
непросматриваемых зон (вынос кабины вперед,, рацио¬
нальность форм оперения, большая площадь застекления
и пр.);
174

—	высокая степень газо-, шумо- и теплоизоляции и гер¬
метизации внутреннего пространства кабины (герметичность
швов и стыков кабины, наличие звукопоглощающих элемен¬
тов в обшивке кабины, возможность создания избыточного
давления до 20 мм вод ст. за счет установки ФВУ и др.);
—	рациональность размещения органов управления в ка¬
бине, позволяющая свести к минимуму непроизводительные
действия водителя по управлению автомобилем;
—	удобство и быстрота посадки и высадки водителя и
экипажа (пассажиров);
—	наличие в кабине элементов комфорта в соответствии
с установленными санитарно-гигиеническими нормами (вели¬
чина вертикальных ускорений, освещенность, отопление, вен¬
тиляция, влажность и состав воздуха и пр.);
—	наличие в кабине мест для установки оружия и неко¬
торых предметов первой необходимости — питьевого бачка,
аптечки и др.
К кабинам отдельных типов армейских автомобилей тре¬
бования могут быть более широкие. Например, кабины
командирских автомобилей должны иметь гнезда для уста¬
новки радиостанции, люка в крыше кабины и др.
Кабины автомобилей могут быть одноблочными (в боль¬
шинстве случаев) и двухблочными (МАЗ). По числу мест
кабины разделяются на одноместные (МАЗ-504), двухмест¬
ные (ГАЗ-66), трехместные (ЗИЛ-131, Урал-375) и многоме¬
стные (МАЗ). На раме автомобиля кабины устанавливаются
перед передней осью и двигателем (ЗИЛ, МАЗ), над пе¬
редней осью и двигателем (ГАЗ-66, МАЗ-500), за передней
осью и двигателем (ЗИЛ-131, Урал-375). В зависимости от
материала, из которого изготовляются кабины, они бывают:
цельнометаллические (ГАЗ-66, ЗИЛ-131, Урал-375), пласт¬
массовые (ЗИЛ) и деревянные с металлической обвязкой
(КрАЗ-214, первые модели автомобилей ГАЗ-бЗ).
На некоторой части автомобилей, предназначенных для
специальных целей, устанавливаются облегченные кабины с
брезентовым верхом (УАЗ, ГАЗ-66).
По способу изготовления кабины разделяются на каркас¬
ные и бескаркасные. Каркас кабины может выполняться
стальным. (ГАЗ-66) или деревянным (КрАЗ-214). Кабины с
деревянным каркасом ввиду недостаточной прочности, жест¬
кости и долговечности применяются редко.
Общий вид стального каркаса основания кабины (авто¬
мобиль ГАЗ-66) показан на рис. XIV. 15, а. Каркас сварен из
стержней коробчатого и уголкового профиля. Он включает
правую и левую панели 4 пола, передний и задний обвязоч¬
ные пояса 9 и 3, рамку 8 радиатора, стойки 2 задней части
кабины, П-образнын брус /, верхнюю поперечину //, боко¬
вые Щитки 7, продольные балки 6 и опорные брусья 5 шар-
170

б
Ряс. X1V.15. Конструкция основания каркасной кабины
т

ниров 10 кабины. На рис. XIV. 15, б показано основание той
же кабины, у которой каркас облицован стальной обшивкой
(толщина листа 0,5—3 мм). Обшивка к каркасу по плоско¬
стям крепится точечной сваркой (шаг сварки 30—35 мм), по
торцам — газовой сваркой (шаг 60—70 мм, длина шва 20—
25 мм). Как видно из приведенного рисунка, конструкция от¬
дельных узлов кабины неодинакова.
Остальными частями кабины являются крыша, двери и
узлы остекления.
Бескаркасные металлические кабины (автомобилей
ЗИЛ-131, МАЗ-500) состоят из отдельных заранее подсо¬
бранных узлов, соединяемых сваркой, с помощью петель и
болтов. Так, у автомобиля МАЗ-500 кабина состоит из семи
узлов: несущего основания, выполненного в виде решетки,
переднего щитка, двух панелей (передней и задней), двух
боковин и крыши.
Для снижения веса автомобилей, улучшения термоз'вуко-
изоляции и вибростойкости, экономии расхода металла начи¬
нают получать промышленное применение пластмассовые
кабины. Такая кабина (на примере ЗИЛ) состоит из верхней
и нижней панелей, соединенных фланцем с помощью эпоксид¬
ной смолы ЭД-6 и заклепок. Верхняя панель образует пе¬
реднюю и заднюю части кабины и боковины. Нижияя панель
представляет собой основание кабины. Для изготовления па¬
нелей используется стеклоткань, получаемая контактным фор¬
мованием. Необходимая прочность и жесткость панелей до¬
стигаются металлическим армированием их. Грузонесущие
элементы панелей (основание, боковины) выполняются пяти-
и шестислойными, панели дверей, крыши и другие ненагру-
женные элементы — двух- и трехслойными. Толщина панелей
(в мм) ориентировочно равна П+\, где П — число слоев
стеклоткани.
Имеются опытные образцы пластмассовых кабин и из
трехслойных конструкций, описанных выше. В качестве об¬
шивок в этом случае вместо металлических листов исполь¬
зуются стеклопластики.
При конструировании кабин, особенно кабин, устанавли¬
ваемых над двигателем, большое внимание уделяется вопро¬
сам шумо-* газо- и теплоизоляции (рис. XIV. 16). Передняя
стенка кабины обивается толстым щитом 5 из термоизоля¬
ционного картона или пенопласта, стенки и двери обклады¬
ваются перфорированным картоном с подкладкой из пеново-
локна 2, 3 и 4, потолок защищается пенопластом и матерча¬
той обивкой / или перфорированным картоном. Полик каби¬
ны изолируется резиновым ковриком с войлочной подбивкой.
В местах прохода рулевой колонки, педалей и рычагов
устанавливаются плотные резиновые и пластмассовые ман¬
жеты. Уровень шума в кабине грузового автомобиля не дол-
177

жен превышать 90—105 дб. Конструкция кабин должна
удовлетворять определенным санитарно-гигиеническим нор¬
мам, а в отношении размещения сиденья, органов управле¬
ния и других органов — требованиям ГОСТ 9734	61.
Сиденья водителей обычно выполняются отдельно от си¬
дений экипажа (пассажирских сидений). В отличие от пасса¬
жирских сиденья водителей имеют более высокие показатели
плавности и нередко снабжаются специальными амортизато¬
рами (КрАЗ и др.).
На раме автомобиля ка¬
бины крепятся в трех или
четырех точках с помощью
эластичных соединений. Это
исключает деформирование
кабин вследствие перекосов
и прогибов рамы.
Для откидных кабин (ав¬
томобили ГАЗ-66, МАЗ-500
и др.) разработаны запор¬
ные механизмы (рис.
XIV.17). Конструкции за¬
порных механизмов у авто¬
мобилей с откидными каби¬
нами мало отличаются друг
от друга. Механизм со¬
стоит из запорного 8 и пре¬
дохранительного 9 крюков,
связанных между собой тя¬
гой 10, кулака 7, приводи¬
мого во вращение поводком 2 и рукояткой 1. На поперечи¬
не 6 смонтированы два опорных резиновых буфера 5, кото¬
рые при запирании механизма сжимаются. Сжимающее уси¬
лие буферов обеспечивает натяжение и надежное запирание
механизма. Фиксатор 3 крюка 8 служит для регулировки
требуемого натяжения запорного механизма, для чего в кор¬
пусе фиксатора имеется несколько отверстий С. Перестанов¬
кой пальца 4 в этих отверстиях достигается изменение натя¬
жения буферов.
Поворот крюка 8 при открывании механизма ограничи¬
вается упором в точке Л, при запирании механизма — упо¬
ром в точке Б.
Кузова грузовых автомобилей. В зависимости от назначе¬
ния автомобилей применяются грузовые кузова следующих
типов: бортовая платформа, цистерна, грузовой фургон, мон¬
тажная площадка под технику. Бортовая платформа являет¬
ся наиболее распространенным типом кузова грузового авто¬
мобиля. Размеры бортовых платформ народнохозяйственных
и многоцелевых армейских рвтомобцлей определяются тре-
т
Рис. XIV.16. Конструктивные эле¬
менты, обеспечивающие газо-, шумо-
и теплоизоляцию кабины

бованиями ГОСТ 8891—58. Согласно этому ГОСТ за основ¬
ной параметр платформ принят их объем. Размерный ряд
охватывает платформы с объемом от 2 м3 (для автомобилей
с номинальной грузоподъемностью 1 т) до 12 м3 (для авто¬
мобилей с номинальной грузоподъемностью 12 т).
Ширина платформы В устанавливается такой, чтобы с
учетом конструкции боковых бортов и закраин габаритная
ширина автомобиля не превышала 2,5 м. Длина платформы L
выбирается из расчета полного использования номинальной
грузоподъемности автомобиля. При длине платформы L>
>4,5 м допускается изготовление бокового борта составным.
Высота бортов Н изменяется в пределах 0,5—0,8 м. Кон¬
струкция бортов должна допускать установку подставок для
увеличения высоты бортов. Для армейских автомобилей спе¬
циального назначения возможны отклонения от указанных
нормативов.
Бортовые платформы автомобилей народнохозяйственных
образцов выполняются преимущественно деревян; лми с ме¬
таллической оковкой. Боковые и задний борта при этом де¬
лаются откидными. Бортовые платформы армейских автомо¬
билей изготовляются, за редким исключением (автомобиль
ЗИЛ-131), металлическими (автомобили ГАЗ-66, Урал-375,
179

МАЗ) с глухими боковыми бортами. На армейских плат¬
формах предусматривается установка двух боковых и одной
центральной скамеек для перевозки людей. При перевозке
грузов центральная скамейка убирается и закрепляется на
передней или боковых стенках платформы. При необходимо¬
сти боковые скамейки могут быть откинуты вверх для уве-
Рис. XIV.18. Общий вид санитарного оборудова¬
ния типа ЭПГ, смонтированного на платформе
грузового автомобиля
личения емкости грузовой платформы. Предохранение грузов
и людей от непогоды достигается установкой дуг и брезен¬
тового тента. На раме автомобиля грузовые платформы за¬
крепляются хомутами и болтами с использованием эластич¬
ных прокладок.
Грузовые платформы в военное время могут быть приспо¬
соблены для эвакуации раненых и больных. Для этой цели
применяется специальное санитарное оборудование, быстро
монтируемое на грузовой платформе. Вариант такого оборудо¬
вания типа ЭПГ показан на рис. XIV. 18. В целях сокращения
времени на разгрузку широкое распространение получили
самосвальные грузовые платформы (кузова). Объем са-мо-
180

свальных кузовов по сравнению с обычными платформами
при той же грузоподъемности автомобилей выбирается не¬
сколько меньшим (на 25—30%) в связи с высоким объемным
весом перевозимых грузов (1,3—1,6 т/м3).
Тип и основные размеры самосвальных кузовов опреде¬
ляются требованиями отраслевой нормали Н8033—63. Нор¬
малью предусмотрено производство металлических кузовов
двух типов — с откидным задним бортом (ЭИЛ-130Д,
МАЗ-504 и др.) и ковшового типа (БелАЗ-530, БелАЗ-540
и др.).
Объем кузовов строительных автомобилей-самосвалов
изменяется от 1,65 м3 (для автомобилей с номинальной гру¬
зоподъемностью 2,25 г) до 11 м3 (для автомобилей с номи¬
нальной грузоподъемностью 15 т). Для полного опорожне¬
ния угол наклона кузова при разгрузке должен быть значи¬
тельно больше естественного угла откоса. Угол наклона для
кузовов с задним откидным бортом должен быть не менее
45—50°, для кузовов ковшового типа — не менее 65—70°.
В связи с динамическим характером загрузки самооваль-
ные кузова проектируются с повышенным запасом прочности.
Борта и днища усиливаются ребрами. Периметр обвязывает¬
ся уголковым железом. Днище выполняется из стальных ли¬
стов (стали 20, 25, сталь Ст. 3 и др.) толщиной 4—6 мм
(у карьерных самосвалов большой грузоподъемности до 10—
20 мм), борта — из стальных листов толщиной 3—4 мм.
Автоцистерны предназначены для транспортировки раз¬
личного рода жидких (нефтепродукты, технические жидко¬
сти, вода, молоко и пр.) и сыпучих (цемент, сахарный песок,
мука и пр.) грузов. Типы и параметры цистерн регламенти¬
рованы общесоюзными стандартами.
Производство автоцистерн для перевозки нефтепродуктов
и технических жидкостей осуществляется в соответствии с
требованиями ГОСТ 6030—62. Такие цистерны выпускаются
емкостью от 1500 л (для автомобилей с номинальной грузо¬
подъемностью 1,6 т) до 26000 л (для автомобилей и авто¬
поездов с номинальной грузоподъемностью 24 г). Форма по¬
перечного сечения цистерн эллиптическая. Эта форма наи¬
более экономична по расходу металла, позволяет получить
низкое расположение центра тяжести, полностью использо¬
вать габаритную ширину автомобиля. Однако по сравнению
с цистернами других форм (например, цилиндрических) ме¬
нее прочны и жестки и требуют применения рам или подрам¬
ников. В ГОСТ определены размеры поперечного сечения ци¬
стерн, их длина, вес и условное обозначение. Например, ци¬
стерна с обозначением АЦ-4-130 расшифровывается так:
автомобильная цистерна емкостью 4 м3 на шасси автомобиля
ЗИЛ-130. Материалом для изготовления цистерн под нефте¬
продукты служит листовая сталь толщиной 2—4 мм. Вну¬
181

треннюю поверхность цистерны рекомендуется омеднять.
При перевозках химически активных жидкостей (кислот, ще¬
лочей и пр.) используются цистерны из алюминиевых спла¬
вов (магния-до 5%, хрома-0,5%) и нержавеющих ста¬
лей. Производство алюминиевых цистерн требует .примене¬
ния дорогостоящей аргоно-дуговой и аргоночвольфрамовой
сварки. Поверхность цистерн должна оксидироваться.
Для перевозки пищевых продуктов выпускаются спе¬
циальные цистерны типа АЦП (ГОСТ 9218 59). Размерный
ряд охватывает цистерны с объемом от 0,6 л/3 (для автомо¬
билей с поминальной грузоподъемностью 1 т) до 10 мэ (для
автомобилей с номинальной грузоподъемностью 12 т). В от¬
личие от автоцистерн под нефтепродукты пищевые цистерны
зачастую делаются цилиндрическими (АЦПТ-2,2, АЦП-18).
Это объясняется тем, что при перевозках некоторых пищевых
продуктов вйутри цистерн необходимо поддерживать значи¬
тельное избыточное давление. Цилиндрические цистерны, об¬
ладая повышенной прочностью, могут выполняться даже не¬
сущими. Часть пищевых цистерн производится с термоизо¬
ляцией (из пенопласта, минеральной ваты или микропори¬
стого эбонита), позволяющей в течение 10 м. поддерживать
почти неизменную температуру жидкости (с изменением в
пределах ±2° С) при температуре окружающего воздуха
±30° С. К качеству материала пищевых цистерн предъявля¬
ются особенно жесткие требования. Корпуса пищевых ци¬
стерн изготовляются из нержавеющих высоколегированных
сталей марок Х18Н9Т и Х18Н10Т.
Для перевозки сыпучих грузов также применяются цилин¬
дрические цистерны. В зависимости от вида перевозимого гру¬
за транспортные средства именуются цементовозами, муко¬
возами, битумовозами и т. д. Отечественной промышленно¬
стью освоено производство различных цистерн для перевозки
цемента (С-570, С-571), муки (С-654), битума (Д-351,
Д-546). Отличительной особенностью указанных цистерн яв¬
ляется то, что они выполнены несущими и эксплуатируются
в сцепке с седельными тягачами.
Собственный вес цистерн колеблется в широких пределах
и составляет 36—120% их полезной грузоподъемности (мень*
’Шие цифры относятся к цистернам большой емкости).

Глава XV
ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
1.	Назначение тормозных систем
и требоввния, предъявляемые к ним
Для снижения скорости движения автомобиля, бы¬
строй остановки и удержания его на стоянках всякий авто¬
мобиль оборудуется тормозами.
На современных автомобилях имеются две системы тормо¬
зов: основная и вспомогательная. Обе системы действуют не¬
зависимо друг от друга. Тормоза основной тормозной системы
располагаются в колесах автомобиля. Управляется эта си¬
стема с помощью педали.
Вспомогательная тормозная система используется для за¬
тормаживания автомобиля на стоянках и управляется с по¬
мощью рычага, который специальной защелкой можно на
длительное время установить в положение «Заторможено».
Во вспомогательной тормозной системе применяется, как
правило, трансмиссионный тормозной механизм. Пользовать¬
ся этой системой для торможения движущегося автомобиля
можно только в крайних случаях — при отказе основной тор¬
мозной системы.
На некоторых автомобилях кроме основной и вспомога¬
тельной тормозных систем применяют дополнительные тор¬
моза-замедлители, действующие также независимо. Тормоза-
замедлители используются для плавного торможения автомо¬
биля на затяжных спусках. Тормоз-замедлитель желательно
иметь на автомобилях, эксплуатируемых в гористой местно¬
сти, где частое и длительное торможение автомобиля с по¬
мощью основной тормозной системы может стать причиной
быстрого износа тормозных механизмов. Кроме того, при ча¬
стом и длительном торможении повышается температура тру¬
щихся деталей тормозных механизмов и, как следствие этого,
снижается коэффициент трения фрикционных материалов.
В результате при необходимости произвести быстрое,
экстренное торможение тормозная система может стать недо¬
статочно эффективной.
Всякая тормозная система (основная и вспомогательная)
состоит из тормозных механизмов (тормозов), привода и пе¬
дали (рычага) управления,
№

Тормозные системы автомобиля различаются по типу тор¬
мозного привода и примененных гормознцх механизмов.
На современных автомобилях наиболее широкое приме¬
нение получили тормозные системы с механическим, гид¬
равлическим, пневматическим и комбинированным приво¬
дами. В многозвенных автопоездах может применяться элек¬
трический привод.
Механический привод, состоящий из системы тяг и рыча¬
гов, применяют в основном в тормозных системах с ручным
управлением (вспомогательная тормозная система «стояноч¬
ный тормоз»). Здесь для включения тормозного механизма ис¬
пользуется мускульная энергия водителя. Простота конструк¬
ции и неизменная во времени жесткость механического при¬
вода делают его наиболее приемлемым для вспомогательной
тормозной системы.
Гидравлический привод применяется в основной тормоз¬
ной системе легковых автомобилей и грузовых малой и
средней грузоподъемности. Здесь усилие от педали к тор¬
мозным механизмам передается жидкостью. Для включения
тормозов используется мускульная энергия водителя. Для
облегчения работы водителя иногда пРИМд11я^)Л гидравли¬
ческий привод с вакуумным (автомобиль ГАЗ-66) или пнев¬
матическим усилителем.
В настоящее время начинает получать распространение
гидравлический привод с насосом. В этом случае для вклю¬
чения тормозных механизмов и создания необходимых для
быстрого торможения автомобиля тормозных моментов на
колесах используется энергия двигателя, приводящего в дей¬
ствие гидравлический насос непосредственно или через ка¬
кой-либо агрегат силопой передачи автомобиля.
Пневматический привод широко применяется в тормозных
системах тягачей, грузовых автомобилей средней и большой
грузоподъемности и автобусов. В тормозных системах с пнев¬
матическим приводом тормозные механизмы включаются за
счет использования энергии сжатого воздуха.
На длиннобазпых автомобилях и тягачах большегрузных
автопоездов часто используется комбинированный привод —
гидропиевматический. Здесь для создания необходимых тор¬
мозных усилий используется энергия сжатого воздуха, а сила
к тормозному механизму передается жидкостью.
Электрический привод желательно иметь на автомобиль¬
ных поездах, так как при этом достигается наиболее простои
способ передачи энергии на большие расстояния при весьма
малом времени срабатывания тормозной системы.
Тормозные механизмы по форме трущихся поверхностей
разделяются на барабанные и дисковые.
Барабанные тормоза по форме тормозных деталей.разде¬
ляются в свою очередь н£ крдодочцые (с внутренним или на¬
184

ружным расположением колодок), ленточные и камерные
(применяются в авиации).
В ленточных тормозах тормозная лента, как правило, оги¬
бает наружную поверхность тормозного барабана.
По принципу действия ленточные тормоза разделяются
на простые, двойные и плавающие.
На современных автомобилях в качестве колесного тор¬
моза наибольшее распространение получили колодочные тор¬
моза барабанного типа с внутренним расположением коло¬
док. Дисковые колесные тормоза применяются редко.
В качестве трансмиссионных тормозных механизмов при¬
меняются колодочные тормоза барабанного типа, дисковые и
ленточные. Наиболее распространены колодочные тормоза
барабанного типа, так как тормоза этого типа достаточно на¬
дежны, имеют малые габариты и вес, а также хорошую
защиту от загрязнения и повреждения при лучшем отводе
тепла от поверхностей трения.
Основная тормозная система автомобиля должна удовле¬
творять следующим требованиям.
1.	Возможность торможения автомобиля с максимальной
интенсивностью.
Существуют следующие нормы замедлений: для легковых
автомобилей — не ниже 5,8 м/сек2-, для грузовых автомоби¬
лей весом до 3,5 т—не ниже 4,5 м/сек2; весом более 3,5 т —
не ниже 4,4 м/сек2; для автобусов — не ниже 5,0 м/сек2.
2.	Быстрота срабатывания тормозной системы. Время
срабатывания тормозной системы оказывает существенное
влияние на величину тормозного пути, а следовательно, и на
безопасность движения автомобильного транспорта. Оно в
основном зависит от типа тормозного привода. Для систем
с пневматическим приводом, как показывают сравнительные
испытания, вре!Йя срабатывания достигает 0,8—1,0 сек (для
автопоездов до 2—2,5 сек), с гидравлическим приводом —
0,15—0,3 сек и с электрическим приводом — не более 0,02—
0,03 сек.
3.	Удобство управления системой, определяемое усилием
на педали.и ее ходом. Между усилием на педали и тормоз¬
ными силами на колесах должна соблюдаться пропорциональ¬
ность (обеспечение следящего действия привода). Максималь¬
ное усилие на педали при торможении автомобиля с наиболь¬
шей интенсивностью не должно превышать 50 кГ, а на ручном
рычаге— не более 30—40 кГ.
Максимальный ход педали для легковых автомобилей
устанавливается 150 мм, для грузовых автомобилей—180 мм.
Причем для нормально отрегулированных тормозных меха¬
низмов ход педали должен быть равен 50—60% максималь¬
ного хода, обеспечивающей замедления не ниже приведенных
185

выше нормативных величин. Ход рычага управления вспомога¬
тельного тормоза для грузовых автомобилей не должен быть
более 200—220 мм и для легковых автомобилем — 150—160 мм.
4.	Правильное распределение тормозного усилия по ко¬
лесам, обеспечивающее равенство тормозных усилий на ко¬
лесах левого и правого борта одной оси; тормозные усилия
между колесами разных осей должны распределяться в соот¬
ветствии с величинами вертикальных реакций на колесах
при торможении с заданной эффективностью (см. «Армейские
автомобили. Теория»).
Кроме того, при вертикальном перемещении колес и пово¬
роте автомобиля не должно происходить самозатягивание
тормозных механизмов.
5.	Детали, приборы и механизмы тормозной системы ав¬
томобиля должны иметь малые вес и габариты при доста¬
точной их прочности и надежности.
6.	Конструкция тормозных механизмов должна обеспечи¬
вать хороший отвод тепла от поверхностей трения.
7.	Приборы и механизмы тормозной системы должны
иметь надежную защиту от загрязнения и повреждения при
движении автомобиля по неровной и грязной дороге.
8.	Трущиеся детали тормозной системы должны иметь
высокую износостойкость; торможение автомобиля не дол¬
жно сопровождаться скрипом.
9.	Конструкция всех приборов и механизмов тормозной
системы должна обеспечивать -простоту и удобство регули¬
ровки и обслуживания.
10.	Вспомогательная тормозная система (стояночный тор¬
моз) должна надежно и в течение неограниченно длитель¬
ного времени удерживать нагруженный автомобиль на спуске
или на подъеме с уклоном не менее 16%. Для тягача авто¬
поезда вспомогательная тормозная система должна удержи¬
вать весь автопоезд на спуске или на подъеме с уклоном не
менее 8%.
2.	Тормозные механизмы (тормоза)
На современных автомобилях самым распростра¬
ненным колесным тормозным механизмом основной тормоз¬
ной системы является колодочный тормоз барабанного типа.
Рассмотрим действие этого тормоза и определим тормозной
момент, создаваемый его колодками.
На рис. XV. 1 показана колодка тормозного механизма,
прижимаемая к тормозному барабану с усилием Р. Прове¬
дем оси координат так, чтобы ось XX проходила через центр
вращения тормозного барабана и центр шарнира опоры ко-
186

лодки. Выделим элементарную площадку на фрикционной
обшивке колодки на расстоянии а, от оси XX.
На эту площадку со стороны барабана будут действовать
нормальная сила dN и сила трения dT.
dN = qbr6d<i,
где q — удельное давление на элементарной площадке,
кГ 1см2\
b — ширина колодки, см\
г6 — радиус тормозного барабана, см\
da — центральный угол элементарной площадки, рад.
вен
или
Если известен коэффициент трения ц, то сила трения
dT = у-dN.
Момент трения от этой элементарной силы dT будет ра-
dM^ = r6dT
dMт = \ir\bqdi..
187

Тормозной момент, создаваемый колодкой, определится
интегрированием данного выражения:
Мх = \t-r\b J qd*.	(XV.1)
“а
Выразим тормозной момент Л1т через равнодействующую
всех элементарных нормальных сил dN. Пусть эта равнодей¬
ствующая равна N и приложена в точке А (рис. XV.z). J\o--
X
Рис. XV.2. Силы, действующие на колодку
ординаты точки А определяются радиусом р и углом S. К этой
же точке приложена равнодействующая всех элементарных
тангенциальных сил dT.
Причем
T = \>‘N.
Тогда
Мт=7> = цЛАр.	(XV.2)
Задача определения следовательно, сводится к нахожде¬
нию равнодействующей N и приведенного радиуса р.
Найдем проекции элементарной силы dN на оси XX и YYi
(рис. XV.1):
dN у. = brffldi. cos а;
dNy = br6qd* sin а.
188

Сумма этих проекций определится интегрированием:
Угол Ь (рис. XV.2), определяющий направление действия
равнодействующей N по отношению к оси YY, может быть
найден по зависимости
При расчете колодочных тормозных механизмов распре¬
деление удельных давлений по длине колодки принимают или
равномерным (<7 = <70 = const), что близко согласуется с опыт¬
ными данными после приработки фрикционных обшивок, или
по закону синусоиды, т. е. принимают q = qmax sin л.
Для равномерного распределения удельного давления по
длине колодки будем иметь
N~ q^br6V{sin at — sin a0)2 + (cos a0 — COS a,)*. (XV.7)
189
a
Тогда
N=VNl + N*y.
(XV.3)
| q COS a da
“o
(XV.4)
“l
J q sin a da
Приведенный радиус равен
br\ J q da
“o
(XV.5)
«1
= ?Кяо j dcL = MAS;	(xv.6)
Nx =* br6q0 j cos a rfa = q0br6 (sin — sin a0);

Приведенный радиус равен
О =	Bf*	<xv-8)
У (sin Bj — sin a0)2 + (COS <*0 — cos ai)3
и
1	» — sinai-sina°-	(XV.9)
«»	COS	Oq	—	COS	«It
Соответственно для синусоидального закона распределе¬
ния удельного давления будем иметь
= iSin ldl
“в
или
Мт = МтлхЬг\ (cos а0 - cos *,).	(XV.10)
N = ~ qmaxbr6 к (cos 2а0 - cos 2а,)2 + (2р + sin 2ао — sin 2а,у;
(XV.ll)
 	4 (cos д0 — cos g|) гб 	 (XV 12)
P_ J/(cos 2Oo — cos'2o,)* + (2p + Sin 2«0 — sjn 2»i)a
и
tg8 = - cos2ao-cos2a‘-^,	(XV.13)
XK 0 2Э + Sin 2*0 — s,n 2а1
Равнодействующая всех тангенциальных касательных сил
может быть определена по зависимостям:
T = ?N
или
к
7 = — .
р
Коэффициент трения ji при расчетах принимают равным
0,3—0,35.
Зная силы N и Т и координаты точек их приложения
(точка Л на рис. XV.2) р и 8, следует определить равнодей¬
ствующую сил Т и N и направление ее действия:
R ~V№ -\-Т2 ^ nV \ 4-Н-2;	(XV.14)
tgf—тг-►	^ХУЛ5>
Итак, на тормозную колодку действуют три силы: раз¬
жимная сила Р, равнодействующая R и реакция Q в опоре.
По рис. XV.2 видно, что
p + R + Q = 0.
190

Составим уравнения равновесия колодки:
—	уравнение моментов относительно точки О
— Ра — pNp + Q, = 0;	(а)
—	сумма проекций всех сил на ось YY
—	Я cos 0 -f A^cos 8 + р- sin 8) — Qy = 0.	(б)
В этих уравнениях Qy — проекция реакции Q на ось уу. Ре¬
шая совместно уравнения (а) и (б), получим
N= —	Р(Д + С)	.	(XV.16)
	— (cos 8 + p. sin 8) Т н-р
cos о
Отсюда тормозной момент, создаваемый данной колодкой на
барабане, будет равен
Мт = рАгр = _	?p(a+J\l	.	(XV.17)
	(cos 8 + u, sin В) Т м-р
cos а
В этих формулах у второго члена знаменателя берется знак
«—» для передней колодки (работающей с самоусилением)
и знак « + » для задней колодки.
При расчете колодочных тормозов следует произвести
проверку на отсутствие условий самозаклини'вания колодок.
Такую проверку можно выполнить или графически, или ана¬
литически. При графическом методе следует в выбранном
масштабе построить все силы, действующие на колодку. Если
при этом линия действия равнодействующей R (рис. XV.2)
проходит выше центра О, опорного пальца, то возможность
самозаклинивания колодки исключена.
При аналитическом методе для случая заклинивания ко¬
лодки развиваемый ею тормозной момент можно рассматри¬
вать бесконечно большим, т. е. когда знаменатель в формуле
(XV. 17) превращается в нуль. Отсюда отсутствие условий
самозаклинивания колодки можно представить неравенством
(cos 8 + ц sin Ь) — w > 0
или
р< ,ссЛ-**.!••	(XV.W)
Для полной гарантии отсутствия самозаклинивания колодок
величина правой части этого неравенства должна быть не ме¬
нее 0,5—0,7,
191

Для двухколодочного тормозного механизма тормозной
момент на барабане равен сумме моментов трения на первой
и второй колодках:
мх = /и; + лг.
Тормозной момент, создаваемый первой колодкой, опреде¬
лится по формуле (XV.17) со знаком « » У второго члена зна¬
менателя. Для второй колодки будем иметь
(а + с) р
ЛГ =
(XV.19)
1 (
*
[у Рг) 1
-it \
Рис. XV.3. Конструктивные схемы различных типов колодоч¬
ных тормозных механизмов
Эффективность действия различных типов тормозов сле¬
дует оценивать по коэффициенту эффективности /гэ» величина
которого может быть определена по формуле
М_
к’ ~ Г6(Л + Л)
(XV.20)
На армейских автомобилях применяют в основном коло¬
дочные тормозные механизмы четырех типов (рис. XV.3):
тип I — колодочный тормоз с фиксированным разжимным
кулаком (рис. XV.3,a);
192

■2961
Таблица XV.1
Расчетные формулы и область применения различных типов колодочных тормозов
Тип
тор¬
моза
№ рис.
Расчетные формулы для тормозного момента
Коэффициент
эффективности
Применяются
на автомобилях
1
XV .3, а
Мх = и- (а + С) р
+
С
cos в
L
Р\ со
р2 -
СО'
+
cose (COS8 + |iSm8) W
>■
(cos 8 -f (i sm 8) + (j.p ■
T-д- (cos 8 + |x sin 8) — fip
—г- (cos 8 + fi sin 8) + jip
0
. a + с
кэ - н- с ,
къ — 0,6
ЗИЛ-130,
ЗИЛ-131,
МАЗ-200,
КрАЗ-214
и др.
11
оэ
со
XV.3, б
Мх = р(а + с) р Р
+ ' ,
cos 0
c 1
	s- (cos 8 -f- u sin 8) — up
COS в 'Г-r
li
cos о + jj. sin 8) -f- |ip I
Pi = P*=P\
_ (а + с)с .
э “ ^ с2 — (J.2е2 ’
*э= 0,7
Урал-375,
МАЗ,
ГАЗ-66
(задний
тормоз) и др.

Продолжение
Тип
тор¬
моза
М рис.
Расчетные формулы для тормозного момента
Коэффициент
эффективности
Применяются
на автомобилях
ш
XV.3, п
М_ —2ц (а + с)
P
—c-z- (cos 8 + [J. sin 8) — Lip
cos
Л = p2 = p
p;
кэ = 2jj.			;
3 a — pe
k3 - 0,96
Легковые
автомобили,
ГАЗ-66
(передние
колеса),
МАЗ и др.
IV
-V
XV.3, г
= М\ + Af';
рр(с + d) р
т с (cos В + (х sin 5) — (j.p ’
_ Рр (а — d) + Q (а + с) р
т a (cos 8 -f ^ sin 8) jxp
п — р (cos S + н- sin 8) — jj-p] d + H- (c -b d) P
с [с (cos 8 + sin 8) — fip] ’
Px = P2 = P
*Э_|А ic~ve) X
v (d + c) .
Л (a-pe) ’
kb = 1,37
ГАЗ

тип II — колодочный тормоз с равными разжимными уси¬
лиями (рис. XV.3,б);
тип III — колодочный тормоз с равными разжимными уси¬
лиями и с разнесенными опорами (рис. XV.3,в);
тип IV — колодочный тормоз с плавающими колодками
(сервотормоз, рис. XV-З.г).
Расчетные формулы, область применения и сравнитель¬
ная оценка по коэффициенту эффективности для всех четы¬
рех типов тормозов даны в табл. XV. 1.
Коэффициент эффективности для всех тормозов опреде¬
лен в предположении, что р = ^б и 5 = 6 = 0, т. е. когда удельное
давление равномерно распределено по длине колодки и рав¬
нодействующая N всех нормальных реакций приложена к се¬
редине колодки (рис. xv.3,fl). Численные значения кэ получе¬
ны для случая, когда ц = 0,3 и а = с = е.
Конструкции колодочных тормозных механизмов. Основ¬
ными элементами колесного колодочного тормоза барабан¬
ного типа являются тормозные барабаны, колодки, разжим¬
ные, опорные и регулировочные устройства. Обычно тор¬
мозные барабаны отливают из простого или легирован¬
ного чугуна (с примесью никеля, молибдена, меди). Реже
(на некоторых легковых автомобилях) тормозные барабаны
отливают из стали с добавкой меди (до 2%). Фрикционные
свойства таких барабанов получаются несколько лучшими.
Иногда для легковых автомобилей тормозные барабаны из¬
готовляются штамповкой из стального листа. Штампованные
барабаны имеют малый вес, но не обладают достаточной же¬
сткостью и при частых и интенсивных торможениях перегре¬
ваются.
На рис. XV.4 показаны типы конструкций тормозных ба¬
рабанов современных автомобилей. Литой чугунный барабан
с ребрами охлаждения по наружной поверхности
(рис. XV.4,а) применяется на грузовых автомобилях средней
и большой грузоподъемности. К ступице колеса барабан кре¬
пится болтами.
Для уменьшения веса на легковых автомобилях и грузо¬
виках малой грузоподъемности (иногда и средней) приме¬
няют комбинированные тормозные барабаны (рис. XV.4, б),
состоящие из стального штампованного диска 1 и чугунного
обода 2. Обод и диск соединяются при отливке. Барабаны
такого типа применяются на армейском автомобиле ГАЗ-66
На легковых автомобилях преимущественно применяются
тормозные барабаны, штампованные из листовой стали, вну¬
тренняя рабочая поверхность которых в последующем зали¬
вается легированным чугуном (рис. XV.4, в). Чугун зали¬
вают центробежным способом.
При механической обработке тормозных барабанов рабо¬
чую поверхность шлифуют и суперфинишируют. Для дости¬
7*
195

жения минимального биения рабочую поверхность тормоз¬
ного барабана обрабатывают вместе со ступицей колеса/Гор-
мозной барабан в сборе со ступицей после механической об¬
работки подвергают динамической балансировке. Допусти¬
мый дисбаланс тормозных барабанов легковых автомобилей
не должен превышать 150—200 г-см, а грузовых автомоби¬
лей— 300—400 г-см. Балансировка барабанов достигается
или путем удаления части металла, или приваркой балансир-
ных грузиков.
Рис. XV.4. Конструктивные схемы тормозных барабанов
Колодки колесных тормозных механизмов по способу
изготовления разделяются на штампованные, сварные и ли¬
тые. Большее распространение имеют сварные и литые ко¬
лодки. Сварные колодки изготовляются из стали (автомоби¬
ли ГАЗ). В качестве материала для литых колодок приме¬
няют чугун (грузовые автомобили ЗИЛ, МАЗ) или легкие
сплавы.
К наружной поверхности колодок приклеиваются или
приклепываются фрикционные обшивки. Фрикционные об¬
шивки колодок тормозов обычно изготовляют из таких же
материалов, что и фрикционные обшивки дисков сцеплений.
Фрикционные обшивки приклепываются заклепками из меди,
латуни или алюминия. Заклепки должны быть мягкими, что¬
бы при износе фрикционных обшивок не повреждалась по¬
верхность трения тормозного барабана. К разжимному
устройству колодки прижимаются усилием стяжных пружин.
Обычно пружина своими концами крепится к обеим колод¬
кам и стягивает их. Сварные колодки от бокового смещения
196

удерживаются направляющими скобами, а литые колодки —
опорными пальцами.
Конструкция литой колодки автомобиля ЗИЛ-13! пока¬
зана на рис. XV.5. К колодке 3 заклепками 1 прикреплены
две фрикционные обшивки 2. На одном конце колодки про¬
сверлено и расточено отверстие под опорный палец, а к дру¬
гому концу колодки привернута опорная стальная пла¬
стина, имеющая более высокую твердость, чем материал ко¬
лодки.
Регулировочные устройства. Для нормальной
работы тормозного механизма между фрикционной обшив¬
кой и рабочей поверхностью барабана необходимо иметь за¬
зор Д, равный 0,2—0,4 мм. При износе фрикционных обшивок
этот зазор увеличивается, в результате чего возрастает ход
тормозной педали и время срабатывания механизма. Следо¬
вательно, конструкции тормозных механизмов должны иметь
устройства для восстановления нормального зазора Д при
износе фрикционных обшивок. Эти устройства должны быть
удобными в пользовании и обеспечивать простоту проверки
правильности регулировки.
Зазоры между фрикционными обшивками и барабаном
регулируются тремя способами:
—	поворотом колодок вокруг неподвижных опор;
—	изменением положения центра опор;
—	комбинацией первого и второго способов.
Регулировка зазоров по первому способу является экс¬
плуатационной, а по второму и третьему — ремонтной (за¬
Рис. XV.5. Литая тормозная колодка (автомобиль
ЗИЛ-131)
107

водской). Второй и третий способы регулировки применяют¬
ся только при смене колодок или фрикционных обшивок.
Эксплуатационная регулировка зазоров между колодками
и барабаном производится в тормозных механизмах I типа
(рис. XV.6) поворотом разжимного кулака относительно его
рычага с помощью червяка /. При повороте червяка 1 повер¬
тывается червячное колесо 2 (закрепленное на валике 3 раз-
конструкциях тормозов сами опорные пальцы изготовляют
эксцентричными, как показано на рис. XV.8 (автомобиль
Урал-375).
Для сокращения времени на обслуживание тормозных си¬
стем и повышения надежности действия тормозов на некото¬
рых автомобилях устанавливают тормозные механизмы с
устройствами, обеспечивающими автоматическую эксплуата¬
ционную регулировку зазора между колодками и тормозным
барабаном.
На рис. XV.9 показана конструктивная схема приспособ¬
ления для автоматической ступенчатой регулировки рабочего
зазора между колодкой и барабаном. Это приспособление
состоит из пружинной разрезной втулки /, закрепленной на
опорном диске тормоза, и стержня 2 с кольцевыми нарезами
по всей длице, Стержень 2 соединен с колодкой с помощью
жимного кулака 4) при непо¬
движном рычаге 5. Кулак по¬
вернет колодки на некоторый
угол.
В тормозных механизмах II
и III типов эксплуатационная
регулировка осуществляется
или с помощью эксцентриковых
шайб, или специальными звез¬
дочками, установленными на
рабочих тормозных цилин¬
драх.
Рис. XV.6. Регулировочное устрой¬
ство тормоза с фиксированным ку¬
лаком
При ремонтной регулировке
изменяется положение опор
колодок. Для этой цели
на опорных пальцах колодок
(рис. XV.7) устанавливают экс¬
центриковые шайбы 3. Колод¬
ки / и 2 могут свободно пово¬
рачиваться относительно шайб
3.	Для регулировки зазора по¬
ворачивают палец 4, на кото¬
ром с помощью лыски закреп¬
лена эксцентриковая шайба.
Положение пальцев фиксирует¬
ся гайками 5. В некоторых
198

пальца 3. Диаметр отверстия в головке стержня больше диа¬
метра пальца 3 на величину Д. При нормальных зазорах ко¬
лодка при торможении перемещается относительно стержня 2
на величину, равную или меньшую зазора Д. Когда фрик¬
ционная обшивка колодок износится, при включении тормоза
стержень за счет упругости втулки 1 переместится относи¬
тельно ее на величину, равную шагу между кольцевыми вы¬
точками. Отход колодки при растормаживании будет опре¬
деляться только величиной Д, и автоматически сохранится
прежним зазор между колодкой и барабаном.
Рис. XV.8. Конструкция
опорных пальцев коло¬
док автомобиля Урал-375
Рис. XV.9. Конструктивная схе¬
ма приспособления, обеспечи¬
вающего автоматическую регу¬
лировку зазора между колодка¬
ми и тормозами
На рис. XV. 10 показано приспособление для автоматиче*
ской регулировки зазора между колодкой и барабаном. В ра¬
бочем цилиндре тормоза установлено упругое стальное коль¬
цо 2. Ход поршня 1 определяется зазором А, величина кото¬
рого соответствует максимально допустимому в эксплуата¬
ции автомобиля зазору между фрикционной обшивкой ко¬
1Э9

лодки и барабаном. При износе обшивки и очередном тормо¬
жении поршень 1 переместится на величину, большую Д.
Кольцо 2 при этом будет передвинуто в новое положение и
между колодкой и барабаном
установится зазор, равный пер¬
воначальному.
Более совершенная конст¬
рукция устройства для автома¬
тической регулировки зазора
между колодками и бараба¬
ном, работающего по такому
принципу, показана на рис.
XV.11. Такое устройство при¬
меняется на автомобилях «Чай¬
ка» и «Москвич-408». Здесь
стальные упругие кольца 3
имеют по внутренней поверхности винтовые нарезы, в кото¬
рые ввертываются поршни 2. Между винтовыми нарезами
поршня и кольца имеется зазор, обеспечивающий свободное
Рис. XV.10. Рабочий тормоз¬
ной цилиндр с устройством для
автоматической регулировки за¬
зора
Рис! XV.1I, Рабочий цилиндр тормоза автомобиля
ГА313 «Чайка»
осевое перемещение поршня относительно цилиндра 4 при
нормальном зазоре между колодкой / и барабаном. При уве¬
личении зазора за счет износа фрикционных обшивок во время
очередного торможения упругие кольца 3 смещаются, как это
показано на рис. XV.11,6. При оттормаживании отход порш¬
200

ней, а следовательно, и колодок будет ограничен новым по¬
ложением упругих колец 3.
На рис. XV. 12 показана гидравлическая схема автомати¬
ческой регулировки зазора между фрикционной обшивкой и
барабаном, разработанная на МАЗ. На схеме показаны ци¬
линдры 1, 3 и 4. В отторможенном положении верхние концы
колодок стяжной пружиной прижимаются к упору 2; в ци¬
линдре 3 и в левой полости цилиндра 4 создается избыточ¬
ное давление около 3 ат.
По принципу работы тор¬
моз относится к IV типу.
Автоматическая регулиров¬
ка зазора осуществляется
цилиндром 4. Если произо¬
шел износ фрикционных
обшивок, то при торможе¬
нии в цилиндр 3 через от¬
верстие в поршне цилинд¬
ра 4 проходит рабочая жид¬
кость в количестве, пропор¬
циональном увеличению за¬
зора между колодками и
барабаном. При оттормажи-
вании эта жидкость в глав¬
ный тормозной цилиндр не
возвращается, в результате
чего восстанавливается за¬
данный зазор.
Следует отметить, что
приспособления, обеспечи¬
вающие автоматическое
поддержание заданного за¬
зора между фрикционными
обшивками и тормозным барабаном, облегчают уход за тор¬
мозными механизмами в процессе эксплуатации автомобилей,
так как исключаются операции по периодической регулировке
тормозных механизмов.
Конструкции колодочных тормозов с раз¬
жимным кулаком (тип I). Такие тормозные механизмы
применяются на грузовых автомобилях ЗИЛ-130, ЗЙЛ-131,
МАЗ-500 и др. На рис. XV. 13 дан чертеж колесного тормоза
армейского автомобиля ЗИЛ-131. Две тормозные колодки /
установлены на опорном тормозном диске на осях 7 с экс¬
центричными шейками. Поворотом осей 7 колодки центри¬
руются относительно барабана 8 при сборке. С помощью
пружи.ны 2 колодки прижаты к поверхности разжимного ку¬
лака. На оси кулака укрепляется рычаг 5. Тормозной меха¬
низм конструктивно проот. Привод к тормозным механизмам
Рис. XV. 12. Гидра олическое устрой¬
ство автоматической регулировки за¬
зора между колодками и бара¬
баном
201

пневматический. К рычагу 5 присоединен шток тормозной ка¬
меры 6. Если в тормозную камеру подать под определенным
давлением воздух, то к концу рычага 5 будет приложена сила
F = SrPb;	(XV.21)
где 5Д — рабочая поверхность диафрагмы тормозной каме¬
ры, см2\	„	г/	2
рв—давление воздуха в тормозной камере, ki jcm *
Рис. XV.13. Колодочный тормоз автомобиля
ЗИЛ-131
Момент на валу разжимного кулака
M = Fl,	(XV-22)
где / — плечо рычага.
Суммарное усилие на концах колодки определится ра¬
венством
Р1 + Р,~Ш.	(XV.23)
Чтобы это суммарное усилие не зависело от угла пово¬
рота кулака, профиль поверхности разжимного кулака строят
так, как показано на рис. XV.14.
202

К окружности радиусом 05 = ~2~ проводят касательные к
точкам, равноотстоящим друг от друга. На этих касательных
откладывают отрезки, равные расстоянию ОА, увеличенному
на длину окружности от точки В до соответствующей каса¬
тельной. Концы касательных образуют очертание профиля
поверхности разжимного кулака. При такой форме рабочей
поверхности кулака расстояние между линиями действия
сил Р\ и Pz всегда будет равно п. .
Иногда рабочую поверхность
разжимного кулака профилируют
по Архимедовой спирали. На
рис. XV. 15 показан кулак тормоза
задних колес автомобиля ЗИЛ-130,
выполненный по Архимедовой спи¬
рали. При такой форме разжимно¬
го кулака суммарное усилие на ко¬
лодках также не зависит от угла
поворота кулака. Но плечо п будет
значительно меньшим. В результа¬
те при тех же размерах тормозной
камеры и при том же давлении воз¬
духа на колодках будет реализовы¬
ваться большая суммарная сила
^1 + ^2, а следовательно, и больший
тормозной момент. На автомобилях
с резко отличающимся распределе¬
нием веса по осям нередко приме¬
няют разжимной кулак с эвольвент-
ным профилем (рис. XV. 14)
для тормозных механизмов колес оси с меньшей весовой на¬
грузкой (передней), а для тормозных механизмов колес оси,
воспринимающей большую весовую нагрузку (задней), раз-
жим.иой кулак профилируют 'ПО Архимедовой спирали. По
такому принципу изготовлены тормозные механизмы перед¬
них и задних колес автомобиля ЗИЛ-130. Для уменьшения
трения при применении кулака, выполненного по Архимедо¬
вой спирали, .на концах колодок устанавливаются стальные
каленые ролики.
Конструкции колодоч.ных тормозов с рав¬
ными усилиями на колодках (тип II). Такого типа
колодочные тормоза применяются на автомобилях с гидрав¬
лическим и лневмогидравлическим 'Приводами. На рис. XV.16
Дан чертеж тормоза задних колес автомобиля ГАЗ-бб.
Нижние концы колодок 6 установлены на пальцах опорного
диска 3. Для сборочной регулировки зазора и центровки ко¬
лодок относительно барабана на пальцах закреплены экс¬
центриковые шайбы, плотно входящие в посадочные отвер-
Рис. XV.14. Профилиро¬
вание разжимного кулака
203

Рис. XV.15. Тормоз задних колес автомобиля ЗИЛ-130
12 3 4
Рис. XV.16. Колодочный тормоз задних колее ав¬
томобиля ГАЗ-66

стия колодок. Верхние концы колодок пружиной 4 прижи¬
маются к -поршням 2 рабочего цилиндра 1. Колодки стальные
сварные. От боковых смещений колодки удерживаются ско¬
бами 5. Для эксплуатационной регулировки зазора под ко¬
лодками размещены эксцентриковые шайбы.
Рис. XV.17. Тормоз автомобиля Урал-375
На рис. XV. 17 показан колодочный тормоз автомобиля
Урал-375. Колодки 1 литые чугунные и укреплены на опор¬
ном кронштейне с помощью пальцев 6 с эксцентриковыми
шейками. Для увеличения усилия Р, прижимающего колодки
к барабану 2, в тормозе установлены два рабочих цилинд¬
ра 4, присоединенные параллельно к гидравлической маги¬
страли привода. Каждый поршень рабочего цилиндра воздей¬
ствует на колодку через шток 3. Здесь также применена одна
оттяжная пружина 5. Угол охвата 0 фрикционных обшивок на
обоих колодках одинаков.
205

На рис. XV. 18 показан поперечный разрез колесного тор¬
моза шасси ЗИЛ. Конструктивно тормоз выполнен по схеме
II	типа. Колодки 9 тормоза отлиты из магниевого сплава и
поверты-ваютея относительно оси 1 на капроновых втулках 2.
Особенностью тормоза является его полная герметизация.
Рис. XV.18. Герметичная конструкция тор¬
моза шасси ЗИЛ
Тормозной барабан 10 имеет на наружной поверхности ребра
охлаждения, привернут к фланцу 13 ведомой шестерни колес¬
ного редуктора шестнадцатью болтами 14 и центрирует¬
ся' двумя установочными штифтами. Между торцом тормоз¬
ного барабана и фланцем ведомой шестерни установлена
уплотнительная прокладка. С наружной стороны к тормоз¬
ному барабану привернута отлитая из магниевого сплава
крышка л В плоскости разъема здесь также устанавливается
уплотнительная прокладка. Для доступа к рабочему ци¬
линдру И в крышке 7 имеется люк 3*
206

Тормозные колодки 9 с фрикционными обшивками 12
шарнирно закреплены на оси 1, запрессованной в суппорт 4.
Суппорт 4 колесного тормоза установлен на шлицевом конце
оси колесного редуктора. Суппорт крепится двумя гайками 6
и стопорной шайбой 5. К суппорту болтами.8 крепится ци¬
линдр 11.
Конструкции колодочных тормозов с раз¬
несенными опорами (тип III). Такие тормоза при тех
же разжимных усилиях на колодке развивают больший тор¬
мозной момент. Поэтому
их целесообразно приме¬
нять на тяжелых грузо¬
вых автомобилях и тяга¬
чах. Такой тормоз часто
устанавливается иа пе¬
редних колесах двухос¬
ных автомобилей, когда
статическое распределе¬
ние веса по осям пример¬
но равное. При торможе¬
нии автомобиля нагрузка
на переднюю ось может
быть больше, чем на зад¬
нюю. Поэтому для более
полного использования
сцепного веса автомоби¬
ля при его торможении
целесообразно на перед¬
них колесах устанавливать тормоза более эффективные, чем
на задних.
На рис. XV.19 показан тормоз передних колес автомо¬
биля ГАЗ-66. На тормозном диске пальцами 1 укреплены
два рабочих тормозных цилиндра, подключенные к магистра¬
ли гидропровода параллельно. В каждом цилиндре устанав¬
ливаются пружина, уплотнительный манжет и поршень. Ко¬
лодки устанавливаются на бронзовых эксцентриках, закреп¬
ленных на опорных пальцах /. Концы стяжных пружин закреп¬
лены на колодках. Конструкция колодок такая же, как и
у тормозных механизмов задних колес^ Длина обшивок коло¬
док одинаковая.
На рис. XV.20 показана конструкция колесного тормоза
автомобиля-тягача МАЗ. Такой тормоз устанавливается на
всех колесах автомобиля. Колодки 6 литые и имеют фрик¬
ционную обшивку по всей длине. Каждая колодка крепится
на оси 7 и упирается в паз головки винта У, на конец кото¬
рого навернута регулировочная гайка 2, вставленная в свою
очередь в поршень 3. При повертывании (отверткой) регули¬
ровочной гайки в ту или иную сторону зазор между колод¬
Рис. XV.19. Тормоз передних колес
автомобиля ГАЗ-66
207

кой и барабаном 4 будет соответственно увеличиваться или
уменьшаться. От самоотви'нчивания гайка стопорится сталь¬
ной пластиной, привернутой к корпусу рабочего цилиндра.
При растормаживании колодки от барабана отводятся пру¬
жинами 5.
Конструкция колесных тормозных меха¬
низмов с плавающими колодками (тип IV). На
рис. XV.21 показана конструкция колесного тормозного ме¬
ханизма с плавающими колодками.
2	3	4
Рис. XV.20. Колесный тормоз автомобиля МАЗ
Тормозные колодки 1 своими верхними концами упира¬
ются в опорный палец 3 с усилием пружин 2. Нижние концы
колодок пружиной 5 прижаты к опорным втулкам о и 7.
Во втулку 7 ввернут регулировочный винт о со звездоч¬
кой. Звездочка стопорится пружиной 5. Вращением звездоч¬
ки в ту или иную сторону устанавливается необходимый за¬
зор между фрикционными обшивками колодок и тормозным
барабаном.
От бокового смещения колодки удерживаются выступами
суппорта 9, который закреплен на шлицованном конце цап¬
фы колеса. Рабочий цилиндр 4 установлен под опорным
пальцем. Под давлением жидкости поршни ^ рабочего ци¬
линдра разжимаются и через толкатели воздействуют на ко¬
лодки. Тормоза полностью герметизированы.
208

На всех колесах автомобиля тормозные механизмы оди¬
наковы по конструкции и размерам.
Расчет колодочных тормозных механизмов. Различают
два вида расчета колесных тормозных механизмов: расчет'
проектируемого тормоза и поверочный расчет.
При расчете проектируемого тормоза требуется вы¬
брать тип тормоза, определить основные размеры его дета¬
лей и требуемую величину разжимных усилий на колодках.
Рис. XV.21. Конструкция тормоза с плавающими колодками
Исходными данными для расчета проектируемого тормоза
являются вес автомобиля, координаты центра тяжести, число
колес и их размеры, расстановка осей колес и заданная эф¬
фективность торможения.
При поверочном расчете определяются силы, дейст¬
вующие на колодки при максимальном нагружении тормоз¬
ного механизма, максимальные удельные давления на обшив¬
ки каждой колодки, удельная работа трения и нагрев тор¬
моза при одиночном торможении с максимальной интенсив¬
ностью и длительном торможении на спуске, силы давления
на опорные пальцы и производится прочностной расчет дета¬
лей тормоза.
Поверочный расчет является составной частью расчета
проектируемого тормоза.
209

Порядок расчета колесных тормозных ме¬
ханизмов. При расчете тормозных механизмов рекомен¬
дуется придерживаться такой последовательности.
1.	По заданной интенсивности торможения определяется
сумма тормозных моментов всех тормозных колес автомо¬
биля
где z — число осей автомобиля;
у8 — расчетное замедление, м/сек ;
—	полный вес автомобиля, кг;
Гу, — статический радиус колес, м.
Рекомендуется принимать /3= (1,3-г-1,5) Ль гДе h Н0Р‘
матичное замедление.
Для прочностного расчета тормозов при определении
Mj следует воспользоваться уравнением
где ср — коэффициент сцепления для наилучших дорожных
условий (бетонированная сухая дорога), равный и,/ и, .
Для автомобилей с колесной формулой 8X8, 10X10 при¬
нимается равное распределение тормозных моментов по коле¬
сам, т. е.
Для двух- и трехосных автомобилей (с балансирной под¬
веской) тормозные моменты на передних колесах тт1 и зад¬
них Мх2 или (М#+М#) определяются по формулам:
где ах и а2 — расстояния от центра тяжести соответственно
до оси передних и задних колес;
hg— вертикальная координата центра тяжести ма¬
шины.
Z
(XV.24)
Z
(XV.25)
г
2z
И
(XV.26)

2.	Выбираются тип тормоза и его основные размеры; Гб, 6,
а, с, 0, ао и (3. Тип тормоза выбирается по условиям компо¬
новки и величине Мч. Предварительно по условиям компо¬
новки задаются радиусом барабана rG и шириной колодки Ь.
В последующем эти размеры проверяются на удельную работу
трения. Размеры а, с и угол 6 выбирают для каждого типа
тормоза по конструктивным соображениям. Начальный уголао
и угол р охвата фрикционной обшивки обычно принимают ао=
= 25-30° и [3 = 90-7- 130°.
Выбрав основные размеры тормозного механизма, следует
определить потребные разжимные усилия Pi и Pz по фор¬
мулам, указанным для каждого типа тормоза в табл. XV.1.
Удельная работа трения определяется по формуле
где Fz—суммарная поверхность фрикционных обшивок.
При торможении от скорости иа = 30 км/ч до полной оста¬
новки удельная работа трения £уД должна быть 7—
15 кГ •м/см2.
При торможении автомобиля работа трения в тормозном
механизме превращается в тепловую энергию. В результате
детали тормозных механизмов при частом и длительном тор¬
можении нагреваются.
От количества выделяемого при торможении тепла и от
эффективности его рассеивания зависит срок службы тормоз¬
ного барабана и фрикционных обшивок колодок.
В результате сильного нагрева тормозного барабана и не¬
равномерного его охлаждения часто на рабочей поверхности
барабана появляются тепловые трещины в виде мелкой сетки.
При нагреве деталей тормозного механизма (обшивок ко¬
лодок) резко увеличивается износ фрикционных обшивок и
изменяется коэффициент трения ц.
Экспериментальным исследованием установлено, что для
некоторых типов фрикционных обшивок при повышении тем¬
пературы от 20 до 100° С их износ может увеличиться в
два раза и более. По данным проф. Н. А. Бухарина, вели¬
чина удельного износа обшивки, выраженная в см3/л.с.ч, для
прессованных обшивок может измениться с 0,1 см3/л.с.ч при
температуре 80°С до 0,6 см3/л.с.ч при температуре 300°С.
Чтобы определить, на сколько может повыситься темпе¬
ратура тормозного барабана при торможении автомобиля,
составим уравнение теплового баланса при торможении ко¬
леса с силой Р на элементарном пути dS за бесконечно ма¬
лое время dt.
2g-St&Fz	254Ft ’
(XV.27)
— G6cdT + Fak7'0vTdtt
(XV.28)
211

где G6 — вес тормозного барабана и связанных с ним на¬
греваемых деталей;
с — теплоемкость барабана; для стали и чугу¬
на с=0,125 ккал/кГ'°С, для силумина с =
= 0,210 ккал/кГ *°С;
dT — приращение температуры за время dt\
F6—поверхность охлаждения барабана;
£т.0 — коэффициент теплопередачи между барабаном и
воздухом, т. е. количество тепла (в ккал), отдан¬
ное воздуху в единицу времени с 1 м2 поверхно¬
сти охлаждения F$ при разности температур ме¬
жду барабаном и воздухом 1°С и при окружной
скорости барабана 1 м/сек;
v—окружная скорость барабана, м/сек;
Т— разность между температурами барабана Tq и ок¬
ружающего воздуха Тв.
При интенсивном и кратковременном торможении излуче¬
ние тепла в окружающую среду незначительно и вторым чле¬
ном уравнения (XV.28) можно пренебречь. Для этого случая
получим
P'ds = G<,cdT.
427
Проинтегрируем это равенство
т-т	(XV. 29)
427<Збс
При торможении должна быть «погашена» кинетиче¬
ская энергия автомобиля. Пренебрегая силами сопротивле¬
ния воздуха и качения, для горизонтального участка пути
можно написать равенство
S P*	2g • 3,6^	254	’
<!— 1
где z — число тормозных колес.
Для многоприводных армейских автомобилей мож>но при¬
нять тормозные силы на всех колесах равными, тогда будем
иметь
=	2545
Подставляя это значение работы торможения в формулу
(XV.29), окончательно получим
Од (^al ^32)	/
7-, = Г,+ 0,922-10-*		•	(XV.30)
212

где vtl —скорость автомобиля в начале торможения}
va2 — скорость автомобиля в конце торможения.
Для случая торможения автомобиля до полной остановки
формула (XV.30) упростится:
Повышение температуры тормозного барабана при тормо¬
жении со скорости уа = 30 км/ч до полной остановки не дол¬
жно превышать 15° С.
При длительных торможениях в уравнении (XV.28) сле¬
дует учитывать значение второго члена. Запишем это урав¬
нение в таком виде:
Отсюда определим dS и проинтегрируем полученное вы¬
ражение:
В начале торможения 5 = 0 и Г=0, отсюда постоянная интв**
грирования
Пользуясь этим уравнением, можно определить, напри¬
мер, температуру барабана при равномерном движении на
спуске длиной 5, тогда тормозная сила на одном колесе опре¬
делится уравнением
где г—число колесных тормозов.
Из формулы (XV.32) следует, что для повышения интен¬
сивности теплоотдачи необходимо по возможности иметь тор¬
мозной барабан с большой поверхностью Fq.
(XV.31)
Р dS
-^г- = G6cdT + F6kT0dST.
Решая эти два уравнения относительно Т, получим
или
(XV.32)
(XV.33)
213

В стесненных условиях компоновки увеличения поверхно¬
сти охлаждения тормозного барабана можно достигнуть,
снабдив его ребрами. Одновременно наличие ребер будет спо¬
собствовать и повышению жесткости барабана. Как показы¬
вают сравнительные испытания, температура барабана с реб¬
рами на 45—65% ниже, чем барабана без ребер.
3.	Определив силы Р\ и Яг> аналитическим или графиче¬
ским методом находим реакции опор Q\ и С?2- По величине
этих реакций рассчитываются опорные пальцы на срез и
смятие.
Рассчитав тормозной механизм по условиям заданной ин¬
тенсивности торможения, можно приступить к расчету тор¬
мозного привода.
Конструкция и расчет дисковых тормозных механизмов.
Дисковые тормозные механизмы могут быть двух ти'пов —
с вращающимся тормозным диском и с вращающимся кор¬
пусом. Тормоз первого типа включается прижатием к вра¬
щающемуся диску тормозных колодок. Тормозной механизм
такого типа широко использовался в качестве трансмиссион¬
ного тормоза. Основные его недостатки — отсутствие защиты
от воды, грязи и недостаточная эффективность торможения.
В настоящее время тормоза с вращающимся диском приме¬
няются на автомобилях сравнительно редко.
Тормоз второго типа — дисковый тормоз с вращающимся
корпусом — может быть применен в качестве колесного тор¬
моза. Его основное достоинство по сравнению с колодочными
тормозами — малые габариты и вес при достаточно высокой
жесткости.
На рис. XV.22 дан чертеж дискового колодочного тормоза
конструкции НАМИ-ЛАЗ. Тормозной механизм заключен
внутри литого чугунного корпуса /, состоящего из двух по¬
ловин. Корпус крепится непосредственно к ступице 2 коле¬
са. Два неподвижных диска 3 с фрикционными накладка¬
ми 9 при торможении прижимаются к внутренним поверхно¬
стям корпуса с помощью штоков двух гидравлических рабо¬
чих цилиндров 5, укрепленных на цапфе 6. Между дисками
в специальных наклонных канавках (лунках) размещено во¬
семь стальных шариков 7 (см. рис. XV.23). При растормажи-
вании диски стягиваются пружинами 5 (рис. XV.22). Для
автоматической регулировки зазоров между трущимися по¬
верхностями в конструкции тормоза предусмотрено регулиро¬
вочное устройство 4.
При торможении штоками рабочих цилиндров диски по¬
вертываются один относительно другого на некоторый угш,
и при этом стальные шарики, перемещаясь по наклонным
поверхностям лунок, раздвигают диски, прижимая их к по¬
верхностям трения корпуса. Поворот одного из дисков огра¬
ничивается упором. Другой диск силами трения увлекается
214

в сторону вращения корпуса, и в шариковом механизме соз¬
даются дополнительные усилия, расклинивающие диски.
Тормоз работает с самоу-силением.
При неподвижном корпусе тормоза (торможение на оста¬
новке) давлением жидкости в тормозных цилиндрах на ди¬
ске создается момент, равный
Pan,
где а — расстояние от оси цилиндра до центра колеса;
п — число рабочих цилиндров.
Рис. XV.23. Схема сил в шариковом раз¬
жимном устройстве
Когда один из дисков дойдет до упора, шарики раскли¬
нят диски с усилием N (рис. XV.23).
Т
где а — угол наклона канавки.
Поскольку TRjji — Pan, то получим
*=тгтhr*	«V.34)
Кш 45“
где Rm — радиус расположения шариков (рис. XV.22).
Тормозной момент на корпусе будет равен
Mt = NpRcz,	(XV.35)
где N— суммарная сила давления на диски;
Rc—средний радиус трения;
z — число трущихся поверхностей.
При вращении корпуса тормоза к диску будет приложен
момент от сил трения, равный \iN\Rc, дополнительно раскли¬
нивающий	диски.	Сила	N) больше силы N,	определенной по
формуле	(XV.34).	Для	определения /V,	составим	сумму мо¬
216

ментов сил, действующих на диск, относительно центра тор¬
мозного колеса:
Pan + ^NXRC — N1 tg a Rm = 0,
откуда
дг =— Pan
1 Rm tg а —
Тормозной момент на корпусе тормоза будет равен
м = (xv-36>
Степень самоусиления тормоза зависит от величины угла
наклона канавок а.
При tg а = р—-тормозной момент /И ■= со, т. е. произой-
Аш
дет заклинивание тормоза. Чтобы этого не случилось, угол
наклона канавки а выбирают по условию
tg»>l>^.	(XV.37)
Обычно принимают а = 30-^35°.
Конструкции трансмиссионных тормозов. Трансмиссион¬
ный тормоз устанавливается на валу силовой передачи, кото¬
рый постоянно связан с ведущими колесами автомобиля.
Обычно трансмиссионный тормоз устанавливается на выход¬
ном валу коробки передач или на валу раздаточной коробки
многоприводных автомобилей. Используется трансмиссион¬
ный тормоз как стояночный, т. е. для затормаживания авто¬
мобиля на длительное время на стоянках.
В качестве трансмиссионных тормозов используются ко¬
лодочно-дисковые, колодочно-барабанные и ленточные тор¬
мозные механизмы. Размеры трансмиссионного тормоза дол¬
жны быть выбраны с таким расчетом, чтобы обеспечивать
надежное торможение автомобиля на подъемах и спусках,
соответствующих углу подъема дороги, преодолеваемой ав¬
томобилем по тяговым или сцепным возможностям. При рас¬
чете тормоза следует учитывать передаточное число агрега¬
тов силовой передачи, расположенных между тормозом и ве¬
дущими колесами.
Управляется трансмиссионный тормоз от ручного рычага.
Колодочный трансмиссионный тормоз барабанного типа ав¬
томобиля ГАЭ-53А показан на рис. XV.24. Усилие от рычага
управления тягой 8 передается рычагу 9. Вторым концом
рычаг 9 воздействует на разжимной клин 5, в выточке кото¬
рого заложены шарики 4. При перемещении клина шарики,
воздействуя на пальцы 6, прижимают колодки 11 к бараба¬
ну 10, укрепленному на валу коробки передач. Вторые
217

Рис. XV.24. Трансмиссионный тормоз автомобиля ГАЗ-5ЭА

концы колодок пальцами 2 упираются в плавающего типа
сухарь 3 регулировочного винта 1. Удержание тормоза во
включенном положении обеспечивается собачкой 7 храпового
механизма.
На рис. XV.25 показан трансмиссионный тормоз ленточ¬
ного типа тяжелого многоприводного автомобиля МАЗ. Тор¬
моз смонтирован на раздаточной коробке. При перемещении
ручного рычага управления тормозом усилие через систему
тяг и рычагов передается на нажимной кулак. При повороте
кулака верхний и нижний концы ленты сходятся и стальная
лента с фрикционными накладками затягивается на тормоз¬
ном барабане. Ленточный тормоз при сравнительно неболь¬
ших размерах способен создавать большой тормозной мо¬
мент. По устройству он значительно проще колодочных и де¬
шевле в производстве.
3.	Механический тормозной
привод
На современных автомобилях механический тор¬
мозной привод применяется как ручной привод к стояночно¬
му тормозу.
В основных тормозных системах механический привод не
применяется из-за присущих ему недостатков: конструктив¬
ной сложности, неравномерности распределения усилий по
тормозным механизмам отдельных колес и сложности экс¬
плуатационных регулировок.
В то же время для вспомогательных тормозных систем
(для стояночного ручного тормоза) механический привод
пока не имеет себе равных. Здесь доминирующим качеством,
определяющим выбор типа привода, является постоянство
жесткости привода при длительном торможении на стоянках.
Гидравлический или пневматический привод таким качеством
не обладает. В этих приводах первоначально заданное тор¬
мозное усилие по истечении некоторого времени будет сни¬
жаться из-за возможной утечки жидкости (или воздуха).
Между стояночным тормозом и ведущими колесами рас¬
полагается главная передача, а на некоторых автомобилях —
еще бортовые передачи и колесные редукторы. Поэтому рас¬
четный момент трансмиссионного тормоза (ЛГ) будет мень¬
ше расчетного момента колесного тормоза (/И.) в число раз,
равное произведению передаточных чисел главной передачи
(1г. и), бортовой передачи (*в. н) и колесного редуктора
(*к. р) -
Будем иметь
dл:у >	<xv-38)
219

где <р' — коэффициент сцепления колес с дорогой;
GM — вес, приходящийся на мост, через который пере¬
дается момент на колеса от трансмиссионного тор¬
моза.
Для удержания автомобиля на подъеме а должно соблю¬
даться условие
где L — база автомобиля;
h~— вертикальная координата центра тяжести;
а — расстояние от центра тяжести до затормаживаемых
колес.
Рассмотрим конструкцию механического привода на при¬
мере привода к трансмиссионному тормозу автомобиля
ЗИЛ-131 (рис. XV.26). Тормозной механизм барабанный, ко¬
лодочного типа, смонтирован на валу раздаточной коробки.
Разжимной кулак 1 в этом тормозе с постоянным плечом
приложения сил Рi и Рг- На валу кулака установлен рычаг/
с отверстиями по его скобе для регулировки зазора между
фрикционной обшивкой колодок и барабаном. Регулировка
производится изменением длины тяги 6 и перестановкой тя¬
ги 3 из крайнего отверстия в следующее по мере износа
фрикционной обшивки.
Путем перемещения рычага 13 управления тягой 6 по¬
вертывается двуплечий рычаг 4, ось которого закреп¬
лена на кронштейне 5. Тяга 3 при этом опускается вниз и
рычагом 2 повертывается кулак У, прижимая колодки к ба¬
рабану. Одновременно через ушко 8 перемещается тяга 11
ручного привода к тормозному крану. В результате заторма¬
живаются колесные тормоза прицепа.
Для удержания тормоза во включенном состоянии на дли¬
тельное время привод снабжен стопорным механизмом, со¬
стоящим из зубчатого сектора 9 и стопорной защелки 10.
Защелка тягой 12 связана со скобой 14. При расгормажива-
нии нажатием на скобу 14 стопорная защелка 10 приподни¬
мается, освобождая рычаг 13.
Расчет механического привода. При конст¬
руировании привода необходимо выполнить условие, сумма
сил Р\~\-Р2, прижимающих колодки к барабану, должна быть
пропорциональна усилию Q, приложенному к рычагу управ¬
ления.
P1 + P, = AQ.	(XV.39)
Коэффициент пропорциональности k в этом уравнении на¬
зывается силовым передаточным числом привода.
220

7
При расчете механического привода заданными величина¬
ми являются тормозной момент М'т, определенный по форму¬
ле (XV.38), и предельное значение силы Q.
По величине тормозного момента ЛГ в зависимости от
типа тормоза определяется требуемая величина суммы сил
221

Рх И Р2, и по формуле (XV.39) определяется силовое пере¬
даточное число привода k.
Усилие на рычаге управления Q, требуемое для полной
затяжки тормоза, принимается равным 30 40 к/. Для пРоч-
ностного расчета привода следует принять у, равное »и
100 кГ (с учетом возможностей более сильного водителя).
Расчетная схема рассмотренного привода дана на
рис. XV.27.
о
Момент на валу разжимного кулака (рис. XV. 14) опреде¬
лится по формуле
М = (Pi + Р2) ~2~*
где п — плечо приложения сил Pi и Рг-
Силовое передаточное число привода (рис. XV.27) опре¬
делится по формуле
(xv-40)
где т) — к. п. д. привода.
Для механического привода можно принять т) и,а . и,оо.
По величине силового передаточного числа к и по усло¬
виям компоновки подбирается требуемая величина плеч /, а,
Момент на валу рычага 1 (рис. XV.28) тормоза с клино¬
вым разжимным механизмом (автомобили ГАЗ) будет зави¬
сеть от тангенса угла а наклона рабочей поверхности клина.
М= 2Р tg а £•	(XV.41)
При расчете тормозного привода необходимо проверить
ход рычага управления.
222

Обозначим через Ь нормальный зазор между фрикционной
обшивкой колодки и тормозным барабаном и X — допусти¬
мый в эксплуатации радиальный износ фрикционной об¬
шивки.
Суммарное расхождение колодок может быть определено
по формуле
x = A(i±ll(±±At	(XV.42)
где а—расстояние от центра тормоза до разжимного уст¬
ройства;
с — расстояние от центра тормоза до оси опорных паль¬
цев колодок.
Обозначим через i кине¬
матическое передаточное
число привода.
I = 1^12 •••£/,,
где i'i, t2 и т. д.— передаточ¬
ные числа звеньев привода.
Так, передаточное число
рычага управления
/
ч
и =
Передаточное число раз¬
жимного кулака (ретс. XV. 14
и XV.27)
in -=
и разжимного клина
1
%п~ 2 tg а ■
Отсюда полный ход 5 рыча¬
га управления будет равен
S	= ix + A, (XV.43)
Рис. XV.28.
Клиновой разжимной
механизм
где А — ход рычага, соответствующий выборке всех зазоров
в звеньях механического привода.
4.	Гидравлический тормозной	|
привод	|
Гидравлический тормозной привод широко приме¬
няется в основных тормозных системах легковых автомоби¬
лей и автомобилей малой и средней грузоподъемности.
223

По принципу действия гидравлические тормозные приво¬
ды разделяются на три типа:
—	простой гидравлический привод;
—	гидравлический привод с усилителем;
—	гидравлический привод с использованием энергии от
постороннего источника (гидравлический привод с насосом).
В простом гидравлическом приводе (рис. XV.29) для
включения колесных тормозных механизмов используется
мускульная энергия водителя. Водитель с усилием Q нажи¬
мает на тормозную педаль 1. Усилие от педали через регу¬
лировочный шток 2 передается на поршень главного тормоз¬
ного цилиндра 3. Рабочая жидкость по магистрали 4 посту¬
пает в колесные тормозные цилиндры 5. При одинаковых
размерах колесных тормозных цилиндров на колодках всех
тормозных механизмов создаются равные усилия Р.
Усилие Я, разжимающее колодки, пропорционально дав¬
лению в магистрали и диаметру колесного цилиндра d.
Для лучшего использования сцепного веса автомобиля
иногда диаметры колесных тормозных цилиндров делают не¬
одинаковыми: цилиндры с большим диаметром устанавли¬
вают на легковых автомобилях на передних колесах, а на
грузовых — на задних.
Типовая конструкция главного тормозного цилиндра по¬
казана на рис. XV.30. Корпус цилиндра отливается из чугу¬
на заодно с резервуаром 14. Заливное отверстие резервуара
закрывается пробкой 1, в которой смонтированы отража¬
тель 2 и сетка 3, предохраняющие выплескивание тормозной
жидкости через атмосферные отверстия в пробке.
224

При нажатии на тормозную педаль толкателем 10 пере¬
мещается поршень 9, который выталкивает жидкость через
выпускной клапан 5 в магистраль. При отпускании педали
поршень 9 с манжетой 8 под действием пружины 7 возвра¬
щается в исходное положение. Под действием пружин ко¬
лодки тормозных механизмов стягиваются и жидкость из ко¬
лесных тормозных цилиндров вытесняется по магистрали в
рабочую полость 13 через открытый обратный клаюан 4. При
4
этом пружиной 6 и давлением жидкости в магистрали закры¬
вается выпускной клапан 5. При отпущенной педали тормоза
в магистрали устанавливается избыточное давление 0,6—
1,0 кГ/см2. Величина этого давления зависит от предва¬
рительного натяжения пружины 7 и активной площади об¬
ратного клапана.
При быстром опускании педали поступающая из маги¬
страли рабочая жидкость не успеет заполнить освобождае¬
мую поршнем полость 13. В этом случае полость 13 запол¬
няется за счет перетекания жидкости из полости 11 (которая
8—2961
225

отверстием 12 соединена с резервуаром) через имеющиеся в
днище поршня отверстия. В дальнейшем поступающая из
магистрали жидкость через компенсационное отверстие 15
перетекает в резервуар. При отпущенной педали между тол¬
кателем 10 и днищем поршня необходимо иметь зазор
1,5—2,5 мм.
Конструкции рабочих (колесных) тормозных цилиндров
можно проследить по рис. XV. 10, XV. 11, XV. 16, XV.17, XV.20
и XV.21. Уплотнение в цилиндрах достигается постановкой
на поршни резиновых уплотнительных колец или специаль¬
ных резиновых манжет.
Расчет простого гидравлического привода сводится к оп¬
ределению передаточного числа педали iп, диаметра dv порш¬
ня главного тормозного цилиндра и диаметров d\, di, ... , dn
поршней колесных тормозных цилиндров. Во всех случаях
диаметры колесных цилиндров правых и левых колес одной
оси должны быть одинаковы. Колесные цилиндры неодина¬
ковых диаметров на различных осях применяют только в
двухосных автомобилях.
В многоприводных автомобилях на всех колесах устанав¬
ливаются, как правило, одинаковые по размеру тормозные
цилиндры.
Диаметр cf, колесного тормозного цилиндра определяется
по формуле
где Рх —сила, с которой колодка t-ro колеса прижимается
к тормозному барабану при торможении с макси¬
мальной эффективностью, кГ\
р — максимальное давление в магистрали, кГ/см2.
Обычно максимальное давление р в магистрали задают
(без усилителей) 50—80 кГ(см2.
Усилие на штоке (толкателе) поршня главного тормозно¬
го цилиндра при давлении в магистрали р будет равно
и на педали управления (рис. XV.29)
где т] — к. п. д. гидравлического привода; можно принять
т] — 0,92.
226
(XV.44)
(XV.45)

Расчетное усилие Q на педали принимают равным
50—60 кГ.
Полный ход педали управления при торможении автомо¬
биля может быть определен по формуле
d2tx, + d22x, + ...+d-^n	\	1
где	£—коэффициент, учитывающий сжимаемость
жидкости и деформацию привода;
du d2,..-,dn — диаметры колесных тормозных цилиндров
соответственно колес 1-й, 2-й, п-й осей
автомобиля;
хи х2,..., хп — ход поршней (см. формулу XV.42) тормоз¬
ных цилиндров тех же колес;
Л — зазор между поршнем главного тормозного
цилиндра и толкателем, равный 1,5—
2,5 мм.
Максимальный ход педали не должен превышать для гру¬
зовых автомобилей 180 мм, для легковых—150 мм.
Первый член в скобке формулы (XV.46) равен ходу h
поршня главного тормозного цилиндра, т. е.
d\x j +	+	•	•	•	+	d^.xn
h = 2\ —^	2—2	— .	(XV.47)
Задав ход педали 5 и усилие Q, совместным решением
уравнений (XV.45) и (XV.46) определяются передаточные
числа педали /п= ^ и диаметр главного тормоаного цилин¬
дра dT. Длины плеч I и а выбираются по условиям компо¬
новки.
Отметим, что диаметр dT главного тормозного цилиндра
по своим размерам не должен сильно отличаться от среднего
диаметра колесных цилиндров, ибо при малых размерах dT
увеличится ход поршня и соответственно возрастет ход пе¬
дали. В выполненных конструкциях автомобилей с гидравли¬
ческим тормозным приводом отношение диаметра колесного
цилиндра к диаметру главного тормозного цилиндра нахо¬
дится в пределах — =0,9-г-1,2. Меньшее значение этого от-
аг
ношения справедливо для легковых автомобилей, а боль¬
шее— для грузовых автомобилей с гидроприводом без уси¬
лителей.
Трубопроводы магистрали и гибкие шланги обычно рас¬
считываются на давление, в четыре-п^ть раз превышающее
давление в магистрали при торможении автомобиля с макси¬
мальной интенсивностью.
8*
227

ШИМ ПО УСЛОВИЯМ КОМПОНОВКИ тормозною меланп^а, о
дом T0DM03H0M механизме следует установить два параллель-
менить гидравлический привод с усилителем.
Гидравлические приводы с усилителем встречаются дву
типов: с пневматическим усилителем и вакуумным усилите
лем. Усилители (пневматический или вакуумный) под
чаются в привод параллельно тормозной педали управления.
Рис. XV.31. Схема пневматического усилителя гидропривода
По этому признаку гидроприводы с усилителем отличаются
от комбинированных приводов (например, пневмогидравли-
ческих), где педаль связана тягой с краном управления, а
требуемое тормозное усилие создается за счет использования
энергии от постороннего источника.
Схема гидравлического привода с пнев¬
матическим усилителем дана на рис. XV.ol. Шток
поршня главного тормозного цилиндра / связан с поршнем 2
и с педалью 3. При нажатии на педаль одновременно пере¬
мещаются поршни и с помощью тяги 5 включается тормоз^-
ной кран 4. В тормозном кране 4 закрывается атмосферный
клапан и открывается воздушный. Воздух из ресивера по¬
ступает в цилиндр, где создается давление рв*
й
228

Сила X на штоке поршня главного тормозного цилиндра
равна
где dT—диаметр главного тормозного цилиндра;
р — давление в магистрали гидравлического привода;
V] — к. п. д. гидравлического привода.
Составляя уравнение равновесия штока, получим
где Х[—сила на штоке, создаваемая усилием от педали
управления;
Х2-~ сила на штоке, создаваемая пневматическим усили¬
телем.
Обозначив через F силу сжатия пружины крана управле¬
ния, будем иметь
Сила на штоке, создаваемая пневматическим усилителем,
в свою очередь будет равна
где 5П — рабочая поверхность поршня;
рв — давление воздуха в цилиндре;
ра— атмосферное давление;
yjy — коэффициент, учитывающий трение поршня о стен¬
ку цилиндра и утечку воздуха; при расчете можно
принять равным единице;
kn y — жесткость возвратной пружины поршня усилителя}
h — ход штока.
Рабочая поверхность поршня равняется
где D — диаметр цилиндра;
dB — диаметр втулки поршня.
Сила, приложенная к поршню главного тормозного щь
линдра, будет равна
(XV.48)
Х=* Хх -f- Х2,
Х-1 Sn (^?в Рд) У)у уhf
Ql — F -г-с
X =*	(А - рл) Hj - *в. Л	(XV.49)
229

Коэффициент усиления привода равен
Ь	-1+ *2.
к1 =	X,	+ X,
ИЛИ
k = 1 +	#	(XV.50)
т	0'-'?тг
Холостой ход Педали управления тормоза пропорциона¬
лен зазору А между штоком и поршнем главного тормозного
цилиндра. Будем считать, что при выборке зазора А одновре¬
менно выбираются все зазоры в приводе к крану управления
пневмоусилителем.	*
Тогда сила F натяжения пружины крана управления бу¬
дет пропорциональна ходу поршня в главном тормозном ци¬
линдре.
Ход поршня главного тормозного цилиндра определяется
по уравнению (XV.49), которое при равенстве диаметров
всех рабочих цилиндров d^dz^.. - = dn = d примет вид
h = 2nx-^,	(XV.51)
4
где п — число осей автомобиля.
При таком^	ходе	поршня	главного тормозного	цилиндра
пружина крана	управления	пневмоусилителем	сожмется на
величину
h с d
y = h-^'-r-
Обозначим жесткость пружины через &п. тогда получим
-f + A*	U)
В этом уравнении Af— сила, приложенная к диафрагме
крана со стороны коромысла. Сила AF равна сумме натяже¬
ния пружины клапанов крана управления.
Для упрощения наших рассуждений примем Дг—и. югда
силу F можно принять равной
F = S^ip*-ра),
где 5Д — рабочая поверхность диафрагмы крана.
Отсюда
_ F _
ИЛИ
cd
a± (
Рв~Р* — S*
230

Подставляя в формулу (XV.50) вместо F и (рв — ра) их зна¬
чения из формул (а) и (б), при условии \F = 0 получим
ky=\
S„ kn.
Q
hkT
lb
cd
ab
cd
cd
(XV.52)
ab
Примерный характер изменения сил Х{ и Х2 и коэффи¬
циента усиления ky в функции от силы Q нажатия на педаль
показан на рис. XV.32. Здесь Qo — усилие на педали, соот¬
ветствующее полному ходу h поршня в главном тормозном
цилиндре. При Q>Qo давление в цилиндре усилителя остает¬
ся неизменным и сила A!’2 = const.
Малые значения коэффициента усиления при торможении
с максимальной эффективностью обусловливают основной
недостаток такого типа усилителей.
При расчете пневмоусили¬
теля предельное значение си¬
лы Q на педали тормоза за¬
дается 20—25 кГ.
Схема гидравличе¬
ского тормозного при¬
вода с вакуумным уси¬
лителем автомобиля ГАЗ-66
(ГАЗ-5ЭА) показана на рис.
KV.33, а на рис. XV.34 дан чер¬
теж усилителя. Гидровакуум¬
ный усилитель состоит из ка¬
меры 13, разделенной диаф¬
рагмой 4 на полости А и Б,
гидравлического цилиндра 12,
клапанного механизма управ¬
ления и обратного клапана 3.
При отпущенной тормозной педали 1 диафрагма 7 кла¬
панного механизма занимает крайнее нижнее положение.
Под действием пружины атмосферный клапан 5 прижат к
своему седлу. Через отверстие б ,в тарелке диафрагмы 7 по¬
лость А вакуумной камеры 13 сообщена с полостью Б. При
работающем двигателе в обоих полостях создается разреже¬
ние, пропорциональное разрежению во впускном коллекторе
двигателя. Поршень 9 гидравлического цилиндра 12 будет
находиться в крайнем левом положении. Шариковый клапан
поршня 9 выступом пластины 10 будет открыт.
При нажатии на тормозную педаль рабочая жидкость из
главного тормозного цилиндра 2 через клапанное отверстие
в поршне 9 поступает в магистраль подвода жидкости к ко¬
лесным тормозным цилиндрам.
Рис. XV.32. Характеристика
пневматического усилителя
231

13 4
-е* i
«я
Рис. XV.34. Гидровакуумный усилитель автомобиля ГАЗ-66
232

Обозначим через Fк силу натяжения пружины, оттяги¬
вающей колодку тормозного механизма от барабана, т—
плечо действия силы FK (рис. XV.35) и п — плечо действия
силы Р0 относительно опорного паль¬
ца колодки.
Отсюда при торможении колодки
начнут поворачиваться относительно
опорного пальца при давлении в маги¬
страли
4Рр _ 4t/nFK0
itd2	it сРп
Ри
(XV.53)
Давление жидкости в полости ци¬
линдра 12 передается на поршенек 8
(рис. XV.33), жестко соединенный с
тарелкой диафрагмы 7.
При давлении в магистрали, рав¬
ном p\i или чуть большем ри, диа¬
фрагма 7, преодолевая сопротивление
пружины, начнет подниматься вверх.
При некотором ходе диафрагмы от¬
верстие в тарелке будет перекрыто
вакуумным клапаном 6. При этом полрсть А будет отклю¬
чена от полости Б вакуумной камеры 13.
Требуемое предварительное натяжение пружины диа¬
фрагмы 7 можно определить по формуле
Рис. XV.35. Силы, дей¬
ствующие на колодку в
первоначальный момент
включения тормоза
Л
-Р\Ь
(XV.54)
где d6 — диаметр поршенька 8.
Пусть перекрытие отверстия в тарелке диафрагмы 7 ва¬
куумным клапаном 6 произойдет при давлении в магистра¬
ли /, равном ри- Очевидно,
PlI —	(^7	+	^7У)у
(XV.55)
где &7 — жесткость пружины диафрагмы 7;
у — ход диафрагмы до соприкосновения с ва.куум-ным
клапаном 6.
При дальнейшем нарастании давления в магистрали I
до Pi = P3i>P2i нач,нет открываться атмосферный клапан 5
и в полость А вакуумной камеры будет поступать воздух
через отверстие а. Под действием перепада давлений возду¬
ха &р = рА — рБ диафрагма 4 прогибается и штоком 11 пор¬
шень 9 перемещается вправо, создавая дополнительное дав¬
ление в магистрали II. При этом пластина 10 свободно зави¬
233

сает на шпильке штока 11 (рис. XV.34) и шариковым клапан
в поршне 9 закрывается.
При наличии перепада давлений Ар —А* Рб давление
жидкости в магистрали // будет, равно
(XV.56)
, 4Х
р"=‘р' + 13['
где du —диаметр цилиндра 12\
X—усилие на штоке 11, которое может быть определе¬
но по формуле
X = S^p -(/=■, +	(xv.57)
где —рабочая поверхность диафрагмы 4;
/"д — предварительное натяжение возвратной пружины
диафрагмы 4;
£д — жесткость пружины;
х — ход штока 11.
Для определения рабочей поверхности диафрагмы суще¬
ствует формула (рис. XV.33)
St = ^(Dl + Dtat + dl).	(XV щ
Пусть Fn+kxx=B, тогда
P„=P, + ~7r(S^p^B).	(XV.59)
‘Ц
Давление рабочей жидкости в магистрали 1 равно
р, = Ж-,	(xv.60)
тшг
где Q' —усилие водителя, приведенное к штоку главного
тормозного цилиндра;
dr—диаметр главного тормозного цилиндра.
При передаточном числе педали in будем иметь
Q' =*
где Q — у-силие водителя на педали управления»
Коэффициент усиления привода равен
У Р,
ИЛИ
234
*, = 1+—<xv-61>

Величину перепада давлений Др в полостях А и Б ваку¬
умной камеры для разных усилий Q' можно определить из
условия равновесия диафрагмы 7:
ndi
S„ I d\
-f |4о’-(С+ч
■S : d,
Pi — SAP - (C + Fb) =
где С — натяжение пружины диафрагмы 7;
Fb — натяжение пружины атмосферного клапана 5.
Натяжение пружины диафрагмы 7 равно
С = Fу -\- k^y.
Отсюда
ndg
-±^-(С + Л)
Ар=	S,
или, учитывая формулу (XV.60), будем иметь
d2
Д р = —	j-	•	(XV.62)
Подставляя значение Др в формулу (XV.61), получим
-В ^
£у = 1 н—-———Q'	:	(XV.63)
Зависимость изменения коэффициента усиления ky приво¬
да от усилия на педали Q дана на рис. XV.36. На этом же
графике нанесены кривые изменения давления в магистра¬
лях pi и ри. Когда в полости А (рис. XV.33) вакуумной каме¬
ры установится максимальное давление, равное давлению окру¬
жающего воздуха, коэффициент усиления ky достигнет своего
максимального значения и в дальнейшем начнет снижаться.
В полостях А и Б установится перепад давления Др = 1 — рБ
Давление воздуха в полости Б можно считать неизменным,
если при торможении автомобиля будет выключено сцепление.
При полностью прикрытой дроссельной заслонке давление
воздуха во впускном коллекторе (в первом приближении и в
полости Б) будет равно
рБ = 0,34-0,4 к Г/см2.
Из формулы (XV.63) видно, что с увеличением жесткости
пружины диафрагмы 7 коэффициент усиления ky будет сни¬
жаться (см. пунктирную кривую на рис. XV.36); уменьше¬
ние жесткости пружины диафрагмы 7 (рис. XV.33) приводит
к увеличению коэффициента усиления ky (штрих — пунктир¬
ная кривая на рис. XV.36). К такому же результату приводит
233

изменение жесткости пружины диафрагмы 4 (рис. XV.33)
вакуумной камеры.
Коэффициент усиления гидропривода с .вакуумным усили¬
телем, выполненный по схеме рис. XV.33, находится в прямой
^	■*, „nnonvunf'TM ПМЯШПЯГМЫ
	К
—^-4
	г—
/-
—7\у
L—— з
/
/
1 У
' /
Л/г'г /
/У z_
О'
.Г
г
	2
1 /
1 /
1 1 .
/ /
/ /
/7/
/ /
/ /
?

/,
/ /
/ /
tn '
УП
Г/7 4
о акГ
Рис. XV.36. Характеристика гидровакуумного усилителя
вакуумной камеры к рабочей поверхности диафрагмы 7 и
от квадрата отношения диаметра главного тормозного ци¬
линдра к диаметру цилиндра вакуумного усилителя. Поэтому
когда требуется наибольший коэффициент усиления при ма¬
лых габаритах усилителя, следует уменьшать диаметр ап
цилиндра 12. Обычно коэффициент усиления выбирают
равным 2,5—3,5.
Следящее действие гидропривода с вакуумным усилите¬
лем заключается в следующем. Если остановить педаль /,
то поршень 9 несколько передвинется вперед из-за продол¬
жающегося еще прогиба диафрагмы 4. В результате в поло¬
сти под поршнем 8 давление снизится и диафрагма 7 опу¬
стится вниз до закрытия атмосферного клапана о. В поло¬
стях А и Б вакуумной камеры установится постоянная раз¬
ность давлений, и дальнейший прогиб диафрагмы 4 прекра¬
тится. Заданный тормозной момент на колесах сохранит
свою величину.	.
Обозначим через р\ давление в магистрали / в момент
прикосновения атмосферного клапана 5 к своему седлу, а че¬
рез p"j — давление в магистрали / в момент полного закры¬
тия клапана 5. Будем считать, что перепад давления в ва¬
236

куумной камере Д/7 при изменении давления от р\ до р]
постоянный. Тогда
_> л S,bp + С + FB
p'=i	3
Pi =4	-Z/Г^
nd
где С — натяжение пружины диафрагмы 7 при закрытом
вакуумном клапане, равное F7 + k7y\
F5 — предварительное натяжение пружины атмосферно¬
го клапана 5.
Чем меньше разность р)—р), тем выше чувствитель¬
ность усилителя. Отношение разности давлений в магистра¬
ли /, при которой перепад давлений Др в вакуумной камере
остается неизменным, к первоначальному давлению р) назы¬
вается коэффициентом нечувствительности усилителя:
Pi —Pi
а =*	:	.
Pi
•Л
Под-ставив в эту формулу значения р' и р]} получим
°= S^P I с , '	(XV.64)
F* Ft
Чувствительность привода повышается с увеличением ра¬
бочей поверхности диафрагмы 7, натяжения ее пружины и с
уменьшением предварительного натяжения и жесткости пру¬
жины атмосферного клапана 5.
При торможении с максимальной эффективностью для
усилителей гидропривода желательно иметь коэффициент не¬
чувствительности о = 0,02 ч-0,03.
При отпускании педали тормоза давление в магистрали /
падает и диафрагма 7 опускается вниз. Закроется атмосфер¬
ный клапан 5 и откроется клапан 6. В результате полость А
будет сообщена с полостью Б. Диафрагма 4 под действием
своей пружины отойдет влево. Поршень цилиндра 12 займет
крайнее левое положение. Откроется шариковый клапан
поршня 9. Под действием стяжных пружин колодок жидкость
из рабочих цилиндров будет вытесняться в главный тормозной
цилиндр. При этом в магистралях / и // установится избыточ¬
ное давление /70=1 кГ/см2.
Гидравлический привод с использованием энергии от по¬
стороннего источника по своей конструкции сложнее, чем
237

простой гидравлический привод и гидравлический привод с
усилителем, а надежность его действия несколько ниже.
На рис. XV.37 показаны две схемы гидравлического при¬
вода с использованием энергии от постороннего источника:
единый привод (рис. XV.37, а) на все колеса автомобиля и
раздельный привод (рис. XV.37,б) на передние и задние
колеса.
Масляный насос 4 (шестеренчатого или лопастного типа),
приводимый в действие двигателем автомобиля, нагнетает
масло из резервуара 5 в воздушно-масляный аккумулятор 3.
Аккумулятор 3 подключен последовательно к крану управле¬
ния 2 или к двум вспомогательным аккумуляторам 8 и 9 при
раздельном приводе на передние и задние колеса. Нажатием
на педаль 1 с помощью крана 2 регулируется давление в ма¬
гистрали к колесным тормозным цилиндрам 6 и 7, а следо¬
вательно, эффективность торможения.
Рис. XV.37. Схемы гидравлических приво¬
дов с насосом
При раздельном приводе (рис. XV.37,б) на передние и
задние колеса краны 2 включаются через уравнительный ры¬
чаг 10. Раздельный привод на передние и задние колеса по¬
вышает надежность работы системы, так как в случае выхо¬
да из строя одного привода не нарушается работоспособ¬
ность другого.
238

Шестеренчатые и лопастные насосы обычно рассчитаны
на максимальное давление Pmax = 50-f-70 кГ/см2. При произ¬
водительности насоса 7,5—60 л/мин потребляемая им мощ¬
ность не будет превышать 2—12 л. с. Для уменьшения рас¬
хода мощности в аккумуляторе 3 следует иметь регулятор,
с помощью которого можно было бы автоматически выклю¬
чить насос по достижении в аккумуляторе максимального
давЛбНИЯ
Воздушно-масляный аккумулятор представляет собой
стальной шар, разделенный диафрагмой на две полости. По¬
лость над диафрагмой заполняется воздухом, а под диафраг¬
мой— тормозной жидкостью. При работе насоса в аккумуля¬
тор нагнетается жидкость и воздух над диафрагмой сжимает¬
ся до давления рт&х, обеспечивая этим максимальное давле¬
ние в магистрали аккумулятор — тормозной кран 2.
Недостаточно высокое максимальное давление ограничи¬
вает область применения таких приводов. Для увеличения
максимальною давления можно применить два одинаковых
насоса, подключенных к гидравлической магистрали последо¬
вательно. Давление в магистрали при этом увеличится вдвое.
Примерная конструкция крана управления гидропривода
с насосом показана на рис. XV.38. При торможении автомо¬
биля сила, приложенная к педали управления, сжимает пру¬
жину 7 крана и перемещает влево поршень 5. Первоначально
поршень упрется в клапан 1, и канал 6 слива будет отклю¬
чен от канала 2, связанного магистралью с колесными тор¬
мозными цилиндрами. При дальнейшем ходе поршня 5 от¬
кроется клапан 1 и из аккумулятора через каналы 4 и 2 по¬
ступит под давлением жидкость в магистраль. Давление жид¬
кости на поршень 5 уравновешивается пружиной 7, степень
239

натяжения которой зависит от хода педали. При некотором
усилии Q в магистрали устанавливается давление р, уравно¬
вешивающее натяжение пружины 7. Как только давление в
магистрали достигнет величины р + Лр. поршень 5 сместится
вправо и клапан / перекроет канал 4. Для последующего
повышения давления в магистрали надо увеличить силу на¬
жатия Q на педаль.	-
При отпущенной тормозной педали поршень 5 займет
крайнее правое положение и канал 2 соединится с каналом ^
слива через сверления 3 в поршне. ^ИДКу^^>7\3 Т0РМ03Н0И
магистрали перетечет в резервуар 5 (рис. XV.3/).
5.	Пневматический тормояной привод
Разновидности привода и принципи¬
альные схемы. Пневматический привод применяется^ на
автомобилях и автомобильных поездах средней, большой и
особо большой грузоподъемности. Благодаря использованию
энергии сжатого воздуха этот привод позволяет существен¬
но облегчить труд водителя. К другим преимуществам пнев¬
матического привода относятся:
—	точность слежения, обеспечивающего пропорциональ¬
ность интенсивности торможения (замедления) величине уси¬
лия, приложенного к тормозной педали;
■— простота разводки магистралей к прицепным звеньям,
—	более высокая, чем у гидравлического привода, надеж¬
ность действия.
Однако по сравнению с гидравлическим пневматический
привод конструктивно сложнее и дороже, обладает меньшим
(в 10—15 раз) быстродействием, имеет большии вес и габариты.
В зависимости от принципа взаимосвязи с прицепными
звеньями пневматический привод может быть одно- и двух¬
проводным. Применительно к отечественному автотранспорту
стандартизован (ГОСТ 4364—67) однопроводной привод. При
однопроводном приводе (рис. XV.39) ^соединение тормозной
системы (контура) тягача с тормозной системой (контуром)
прицепа (полуприцепа) осуществляется одним гибким трубо¬
проводом. Этот трубопровод используется как в качестве пи¬
тающего (зарядка ресиверов прицепа сжатым воздухом),
так и в качестве магистрали управления интенсивностью тор¬
можения прицепа.
В отличие от однопроводного двухпроводной привод
(рис. XV.40) имеет два гибких шланга, соединяющие тормоз¬
ную систему тягача с тормозной системой прицепа. По шлан¬
гу 96 непрерывно подзаряжаются ресиверы прицепа сжатым
воздухом, по шлангу 9а осуществляется управление интен¬
сивностью торможения прицепа. Комплект приборов, входя-1
240

щих в двухпроводной пневматический привод, их название и
функциональное назначение в основном идентичны однонро-
водному приводу.
/ г
Рис. XV.40. Схема двухпроводного пневматического привода
241

В работе магистралей управления однопроводного и двух¬
проводного приводов имеются принципиальные отличия. При
однопроводном приводе прицепы тормозятся за счет пониже¬
ния давления в магистрали управления (вплоть до атмосфер¬
ного): по мере уменьшения этого давления интенсивность
торможения прицепа возрастает; при двухпроводном приво¬
де— наоборот, за счет повышения давления (начиная от ат¬
мосферного) в магистрали управления.
Двухпроводной тормозной привод по сравнению с °Дно-
проводным несколько дороже и сложнее (требуется двойной
комплект соединительной аппаратуры), менее удобен в об¬
служивании, недостаточно гибок в регулировании нужной
последовательности торможения звеньев автопоезда. Однако
благодаря повышенному быстродействию (по опытам МАЗ)
и неистощимости запасов сжатого воздуха на прицепах он
более надежен и эффективен.
Приведем название и опишем назначение приборов пнев¬
матического привода (согласно рис. XV.39 и XV.40).
Компрессор 16 обеспечивает зарядку ресиверов сжатым
воздухом. На автомобилях применяются преимущественно
одноступенчатые двухцилиндровые компрессоры производи¬
тельностью 60—250 Лг/мин. при 1250 об!мин их вала. Произ¬
водительность компрессоров выбирается из расчета первооче¬
редного и полного удовлетворения расхода воздуха на тор¬
можение, а также с учетом потребностей на подкачку шин
и привод некоторых других механизмов (стеклоочистителей,
звукового сигнала, дверей).
Регулятор 15 давления служит для поддержания безопас¬
ного давления в ресиверах, ограничиваемого обычно 5—■
8 кГ/см2. Применявшееся ранее регулирование давления
«мятием» воздуха (автомобиль ЗИЛ-151) и способом выпу¬
ска избыточного воздуха в атмосферу из-за серьезных недо¬
статков (повышенного расхода мощности двигателя, форси¬
рованного износа компрессора, его перегрева, шумности)
заменено регулированием с выпуском воздуха без противодав¬
ления (все современные автомобили, снабженные пневмопри¬
водом). Регулятор давления с таким способом регулирова¬
ния включен параллельно ресиверам И тягача и по достиже¬
нии в последних расчетного давления переводит компрессор
в режим холостого хода. Предохранительный (аварийный)
клапан 13 дублирует работу регулятора давления и в случае
выхода из строя последнего вступает в работу при давлении
воздуха в ресиверах 10—11 кГ/см2. Предохранительный кла¬
пан выпускает из ресиверов в атмосферу избыточный воздух,
и этим предотвращается опасность их разрыва.
Для хранения сжатого воздуха служат ресиверы 11 и 7,
изготовленные из листовой стали и покрытые противокорро¬
зионной краской. В соответствии с требованиями Котлонад¬
242

зора на автомобилях и прицепах устанавливаются ресиверы
емкостью, не превышающей 25 л (для спецшасси МАЗ до
45 л). Количество ресиверов выбирается в зависимости от
производительности компрессора и расхода воздуха и не
превышает обычно 2—3 шт.
По статистическим данным, суммарный объем ресиверов
больше объемов всех рабочих тормозных аппаратов в 20—
25 раз (для автомобилей с регулируемым давлением шин в
25—30 раз). Прицепы оборудуются автономными ресиве¬
рами.
Тормозной кран 2 связан с командным органом (тормоз¬
ной педалью 1 или рычагом) и служит для подачи сжатого
воздуха из ресиверов к тормозным аппаратам колес и осу¬
ществления слежения. Отдельные приборы тормозной си¬
стемы автомобиля соединяются трубопроводами 12 и 8. Тру¬
бопроводы, проложенные в раме, выполняются медными или
стальными, трубопроводы, идущие от рамы к мостам и коле¬
сам,— гибкими из прорезиненной ткани. Для предохранения
от повреждения гибкие трубопроводы снаружи прикрыты ме¬
таллическим чехлом.
Тормозной контур тягача гибкими трубопроводами 9
(рис. XV.39; 9а и 96 рис. XV.40) связан с тормозным кон¬
туром прицепа. Количество этих трубопроводов зависит от
принятого типа тормозного привода. Гибкий трубопровод
к тормозным контурам тягача и прицепа подключается со¬
единительными головками 10 типа А (на тягаче) и типа Б
(на прицепном звене). Головка типа А отличается от голов¬
ки типа Б наличием клапана. Разобщительные краны 3 пре¬
дотвращают утечку сжатого воздуха из магистралей тя¬
гача и прицепа (при эксплуатации автомобиля без прицепа,
при неисправностях клапана соединительной головки
и т. д.).
Воздухораспределитель 6 монтируется на прицепном зве¬
не и выполняет две задачи: в промежутках времени между
торможениями пропускает сжатый воздух из ресиверов тя¬
гача к ресиверам прицепа, осуществляя их зарядку; реаги¬
рует на работу тормозного крана 2, который или понижает
давление в соединительной магистрали 9 (для однопровод¬
ного привода), или повышает его (для двухпроводного при¬
вода в магистрали 9 а). Понижение или повышение указанно¬
го давления вызывает'срабатывание воздухораспределителя,
следствием чего является торможение прицепа. При этом
интенсивность торможения прицепа пропорциональна пони¬
жению (повышению) давления в соединительной магистрали.
Изменение же давления в свою очередь зависит от силы на¬
жатия на тормозную педаль.
Рабочие аппараты 4 и 5 реализуют давление сжатого воз¬
духа в разжимное усилие на колодках. Максимальное дав¬
243

ление сжатого воздуха в них зависит от регулировки тор¬
мозного крана и, как правило, не превышает 4,5—
5,5 кГ/см2.
Манометр 14 (обычно двухстрелочный) используется для
контроля за давлением воздуха в ресиверах 11 тягача и ра¬
бочим давлением в аппаратах 4.
Пневматические тормозные приводы в зависимости от
числа автономно действующих контуров делятся на однокон¬
турные, двухконтурные, трехконтурные и многоконтурные.
Одноконтурные приводы управляются односекционным (од¬
номагистральным) тормозным краном, который раздает па¬
раллельными потоками сжатый воздух по всем рабочим тор¬
мозным аппаратам. Все ресиверы в таком приводе соедине¬
ны последовательно. Одномагистральный привод наиболее
простой и дешевый и применяется вследствие этого чаще,
чем другие. Однако одномагистральный привод менее наде¬
жен: при выходе любой из параллельных магистралей он
делается неработоспособен.
В отличие от одноконтурных двух-, трех- и многоконтур¬
ные приводы имеют совершенно самостоятельные тормозные
контуры, каждый из которых приводится своей секцией тор¬
мозного крана и питается от отдельного ресивера. Ресиверы
заряжаются от компрессора или посредством индивидуаль¬
ных магистралей и между собой не связаны, или посредством
одной общей магистрали, но между собой разделены об¬
ратными клапанами. Все секции тормозных кранов объеди¬
нены в общем блоке и приводятся в действие от одной пе¬
дали.
Главным преимуществом двух-, трех- и многоконтурных
приводов является их высокая надежность действия. При вы¬
ходе из строя одного из контуров другие продолжают дейст¬
вовать и автомобиль может быть заторможен. Однако двух-,
трех- и многоконтурные приводы сложны по конструкции,
дороги и более трудоемки в обслуживании. Применение та¬
ких приводов оправдывается на автобусах, многоосных боль¬
шегрузных шасси и тягачах.
Проанализируем конструкции наиболее ответственных и
сложных приборов пневматического привода.
Конструкции тормозных кранов. По числу обслуживае¬
мых краном автономных контуров они подразделяются на
одномагистральные (односекционные), двухмагистральные
(двухсекционные), трехмагистральные (трехсекционные) и
многомагистральные. Управление тормозными контурами соб¬
ственно автомобилей и тягачей и тормозными контурами при¬
цепов (при двухпроводном приводе к ним) осуществляется
кранами прямого действия, пропускающими сжатый воздух
из ресиверов непосредственно в тормозные аппараты тягачей
и в магистраль управления прицепов.
244

При однопроводном приводе контуры прицепов управля¬
ются всегда кранами обратного действия, понижающими в
магистрали управления к .прицепам (в соединительных маги¬
стралях) давление воздуха вплоть до атмосферного.
Краны, объединяющие в одном блоке тормозные секции
(обычно одну-две) прямого действия и тормозные секции
(обычно одну) обратного действия, называются комбиниро¬
ванными. Комбинированные краны имеют ко всем секциям
совместный механический привод от одной тормозной пе¬
дали.
Иногда тормозная секция прицепа выделяется в отдель¬
ный узел (автомобиль ЗИЛ-157) и приводится от основного
крана, связанного с тормозной педалью, пневматически. Та¬
кая секция носит название тормозного крана прицепа.
По конструкции следящего механизма тормозные краны
разделяются на поршневые (автомобили МАЗ-500, КрАЗ-214),
диафрагменно-поршневые (автомобиль ЗИЛ-131) и диафраг-
менные (автомобили ЗИЛ-157, ЗИЛ-127). Краны диафраг-
менного типа обладают большей чувствительностью, лучшей
герметичностью, имеют меньшие потери на трение.
Клапаны кранов выполняются преимущественно резино¬
выми и резино-металлическими плоской (автомобили
МАЗ-500, КрАЗ-214) или конической формы (автомобили
ЗИЛ-127, ЗИЛ-131). На некоторых моделях автомобилей в
кранах применяются конические металлические клапаны (ав¬
томобиль ЗИЛ-157) и сферические (шариковые).
Рассмотрим типовые конструкции тормозных кранов. На
рис. XV.41 показаны одномагистральные краны прямого дей¬
ствия с различными типами механизмов слежения и клапа¬
нами.
Диафрагменный тормозной кран (рис. XV.41,a) с кониче¬
скими металлическими клапанами применен на автомобилях
ЗИЛ-157. Кран посредством рычага 2 и промежуточных тяг
связан с тормозной педалью. В крышке 3 корпуса 1 смонти¬
рован плунжер 4, который, взаимодействуя с рычагом 2, мо¬
жет передавать нагрузку на уравновешивающую пружину 6.
Требуемое предварительное поджатие (34—35 кГ) пружи¬
ны 6 осуществляется стяжной шпилькой 5, воздействующей
на втулки 7 и 8. Под фланец верхней втулки иногда устанав¬
ливают регулировочное прокладки.
Между корпусом 1 и крышкой 3 установлена диафраг¬
ма 10 (стальная или бронзовая), состоящая из двух дисков
(толщина одного диска 0,1 мм).
Диафрагма через прижимное кольцо 12 зажата в корпу¬
се бронзовой гайкой 11. В средней части диафрагмы закреп¬
лен фигурный подпятник 9, в выемку которого входит нако¬
нечник нижней втулки 8. Полость В над диафрагмой через
окно С постоянно соединена с атмосферой.
245

В атмосферу
Рис. XV.41. Конструкции одно
246

18
27
От воздушных 1
баллонов
В атмосферу
К тормозным
аппаратам
| Из ресиверов,
в
магистральных тормозных кранов
247

Снизу корпуса смонтированы клапаны, воздушный и
атмосферный 15, нагруженные соответственно пружина
ми 17 и 14.
На верхние головки клапанов опирается двоими краями
коромысло 13, в выемку которого в средней части входит
подпятник 9. Если нет усилия на рычаге 2, воздушный кла
пан закрыт, а атмосферный открыт. В поддиафрагменном
пространстве А в этом случае поддерживается атмосферное
давление. Полость гнезда воздушного клапана трубопрово¬
дом соединена с ресиверами.
Полость А под диафрагмой трубопроводами соединена
с тормозными аппаратами колес тягача и с тормозным кра¬
ном прицепа.	,	1п
При нажатии на тормозную педаль диафрагма пр ги-
бается. Подпятник 9 диафрагмы нажимает на коромысло
и оно, поворачиваясь вокруг точки D, сначала закроет атмо¬
сферный клапан (пружина 14 атмосферного клапана ела ее,
чем пружина 17 воздушного клапана). Тормозные аппараты
разобщаются с атмосферой. В дальнейшем, поскольку атмо¬
сферный клапа>н уперся в седло, коромысло будет продол¬
жать поворачиваться вокруг точки Е. Откроется воздушный
клапан. Сжатый воздух из ресиверов устремится к тормоз¬
ным аппаратам и к тормозному крану прицепа, вызывая тор¬
можение автомобиля и срабатывание тормозной системы
прицепа. При этом в поддиафрагменном пространстве и в
тормозных аппаратах давление воздуха повышается.
Снизу на диафрагму 10 действуют реакция коромысла
и сила давления воздуха
Рц = pFД>
где р—давление воздуха в полости А, кГ/см,
Fa — рабочая поверхность диафрагмы, см .
При некотором давлении р сила Рд превысит натяжение
уравновешивающей пружины 6 и диафрагма 10 выпрямится.
Усилием пружины 17 воздушный клапан закроется. В под¬
диафрагменном пространстве Лив тормозных аппаратах
установится давление воздуха, пропорциональное усилию
пружины 6, с которым она была сжата рычагом крана.
Изменение положения рычага 2 (положения педали) бу¬
дет вызывать изменение сжатия уравновешивающей пружи¬
ны, а 'Вместе с тем и изменение величины давления в .поддиа¬
фрагменном пространстве, а стало быть, и величины замед¬
ления автомобиля.	,
При отпускании педали тормоза диафрагма под дейст¬
вием сжатого воздуха окончательно выпрямится и займет
первоначальное положение. Коромысло, поворачиваясь во¬
круг точки D, позволит атмосферному клапану за счет упру-
248

гой силы пружины 14 открыться и выпустить сжатый воздух
из тормозных аппаратов в атмосферу. Автомобиль растор¬
маживается.
Прогиб диафрагмы во избежание ее поломок должен ог¬
раничиваться (упор F в корпусе) безопасными пределами и
для выполненных конструкций кранов не превышает
3—5 мм. Однако при этом прогибе сжатие уравновешиваю¬
щей пружины может быть разным.
Наибольшее сжатие равно А (рис. XV.41,a). При этом
сжатии слежение в тормозном кране прекращается и давле¬
ние в тормозных аппаратах может возрастать до давления,
равного давлению в ресиверах. Такое большое давление для
торможения, как показали исследования, неприемлемо.
Поэтому требуемое максимальное сжатие уравновеши¬
вающей пружины регулируется обычно ходом педали (уста¬
новкой ограничителей хода). При ходе педали до упора в ог¬
раничитель в тормозных аппаратах развивается давление, не
превышающее 4,0—4,5 кГ/см2 (усилие Q на рычаге 2 при
этом равно 15—20 кГ).
При этом давлении гарантируется создание достаточно
больших тормозных сил, доводящих колеса автомобиля до
юза. Излишне повышенное давление в тормозных аппаратах
колес приводит к перенапряжению диафрагм, поршней, дета¬
лей разжимного устройства, которые будут выходить из
строя быстрее.
Уравновешивающая пружина 6 предварительно поджата
с таким расчетом, чтобы при открытии воздушного клапана
давление в полости А ив тормозных аппаратах достигло
0,4—0,5 кГ/см2. При таком давлении обеспечивается наибо¬
лее быстрый выбор зазоров в тормозных механизмах. Лишь
после повышения давления сверх 0,4—0,5 кГ/см2 начинается
процесс слежения в полости А.
Опыт эксплуатации показал, что диафрагменные тормоз¬
ные краны автомобилей ЗИЛ-157, ЗИЛ-150 и ЗИЛ-164 недо¬
статочно чувствительны к изменению усилия на тормозной
педали, имеют большое время срабатывания из-за недоста¬
точного подъема клапанов (прогиб металлической диафраг¬
мы по условиям прочности не может быть большим), обла¬
дают невысокой герметичностью.
Более совершенными, не имеющими указанных выше не¬
достатков, следует считать одномагистральные краны ЗИЛ
с диафрагменно-поршневым механизмом слежения и кониче¬
скими резиновыми клапанами (рис. XV.41,б). Между корпу¬
сом 21 и головкой 25 зажата резиновая диафрагма 23, кото¬
рая своей средней частью посажена на полый шток 24 и
поджата справа пружиной 30. Поршень 22, перемещающийся
в корпусе 21 без заметного трения, предотвращает перегибы
диафрагмы и обеспечивает центрирование штока по отноше¬
249

нию к атмосферному клапану 29 и уравновешивающей пру¬
жине 32. Атмосферный клапан, нагруженный пружиной 26,
жестко соединен с помощью стержня с воздушным клапа¬
ном 27. Воздушный клапан взаимодействует с седлом 28
в головке корпуса, а атмосферный—с торцом полого што¬
ка 24. Уравновешивающая пружина 32 вставлена в стакан 20
и предварительно поджата (сила поджатия 17 кГ). Стакан20
при повороте рычага 19 может перемещаться, воздействуя
через уравновешивающую пружину на шток 24 и клапаны 29
и 27. Рычаг 19 тягой 18 связан с тормозной педалью. На¬
чальное положение рычага корректируется установочным
болтом 33. Полости соединены: А—-с атмосферой (через
пластинчатый фильтр), В — с магистралью, идущей к тор¬
мозным аппаратам, и датчиком 34 стоп-сигнала, С с реси¬
верами.
При отпущенной тормозной педали клапан 27сидит в сед¬
ле 28, клапан 29 открыт, тормозные аппараты колес через
полый шток 24 и пластинчатый фильтр 31 сообщены с атмо¬
сферой. При нажатии на тормозную педаль поворачивается
рычаг 19, который перемещает стакан 20 вправо. Закрывает¬
ся атмосферный клапан 29, а вслед за этим открывается воз¬
душный 27. Сжатый воздух устремляется к тормозным аппа¬
ратам и воздействует одновременно на диафрагму 23. По¬
следняя, прогибаясь влево и деформируя уравновешивающую
пружину 32, позволяет при закрытом атмосферном клапане
через некоторое время закрыться и воздушному. Как видно,
процесс слежения в .принципе ничем не отличается от того,
который был описан ранее при рассмотрении рис. XV.41,a,
и здесь каждому положению тормозной педали будет соот¬
ветствовать определенная интенсивность торможения. Пояс¬
нений работы крана при растормаживании не требуется.
После снятия усилия с тормозной педали все детали крана
восстанавливают свое первоначальное положение.^
На рис. XV.41, в изображен одномагистральный кран пря¬
мого действия с поршневым следящим механизмом и плоским
резино-металлическим клапаном двойного действия. Цифра¬
ми обозначены: 35 — тормозная педаль; 41 — плунжер; 36 —
уравновешивающая пружина; 40 — полый шток (с уравнове¬
шивающим поршнем); 38 — двойной клапан; 39 — дроссель
механизма слежения; 37 — корпус крана.
В расторможенном положении клапан 38 сидит в седле
кор-пуса 37 и не касается торца штока 40. Доступ сжатому
воздуху в полость С закрыт. Тормозные аппараты колес со¬
общены с атмосферой. При торможении клапан прижат к
торцу полого штока и отодвинут от седла корпуса. Сжатый
воздух может поступать к тормозным аппаратам. Обозначе¬
ние магистралей дает представление о направлении потоков
воздуха на режимах торможения и растормаживания.
250

Преимуществом приведенной конструкции крана по срав¬
нению с рассмотренными кранами ЗИЛ является простота.
Однако характеристики работы этого крана не вполне бла¬
гоприятны (малая чувствительность, меньшая герметизация
и др.).
Применение таких кранов целесообразно на сравнительно
тихоходных транспортных средствах.
Типовые конструкции двухмагистральных кранов с раз¬
личными вариантами механизмов слежения и клапанных
устройств показаны на рис. XV.42.
На рис. XV.42,а изображен двухмагистральный кран пря¬
мого действия с диафрагменным следящим механизмом и
коническими резиновыми клапанами. Верхняя секция управ¬
ляет торможением задней оси, нижняя — передней. Детали
верхней и нижней секций полностью унифицированы.
Между корпусом 7 и фигурной крышкой 10 закреплена
резиновая диафрагма 9, на которую посажен полый шток 12.
Шток 12 с помощью резьбы соединен с трубкой 6. Внутрь
стакана 5 вставлена уравновешивающая пружина 8, упираю¬
щаяся левым концом в направляющую тарелку 4, а пра¬
вым — через опорную пластину в диафрагму 9. С полым
штоком взаимодействует атмосферный клапан 17, нагружен¬
ный возвратной пружиной 16. Клапан 17 тягой 14 жестко
связан с воздушным клапаном 13. Воздушный клапан снаб¬
жен седлом 15. С правой стороны диафрагма поджата пру¬
жиной 11. Привод секций крана осуществляется коромыс¬
лом 3 с роликами 1 на концах. Средней частью коромысло
закреплено на рычаге 2, соединенном с помощью тяги с тор¬
мозной педалью. Работа крана и принцип слежения поясне¬
ний не требуют. Полости крана связаны: В — с атмосферой,
А — с магистралями, идущими к тормозным аппаратам ко¬
лес, С — с ресиверами. Каждая из секций крана питается от
автономного ресивера, что повышает надежность действия
привода.
На рис. XV.42, б показана конструкция двухмагистраль¬
ного комбинированного тормозного крана автомобиля
ЗИЛ-131 с диафрагменно-поршневым механизмом слежения
и коническими резино-металлическими клапанами.
В общем корпусе 18 монтируются прямодействующий тор¬
мозной кран тягача (нижняя секция) и обратнодействующий
тормозной кран прицепа (верхняя секция). Механизмы сле¬
жения (резиновые диафрагмы 24 с направляющими стака¬
нами, распределительные штоки 26, клапаны 27 и 28, пружины
клапанов 29) секций, за исключением возвратных пру¬
жин 25, полностью унифицированы. Полый шток 26 диафраг¬
мы верхней секции постоянно поджимается к тяговому што¬
ку 21. Шток нагружен через тарелку 23 уравновешивающей
пружиной 20. Эта пружина вместе с диафрагменным и кла¬
251

панным устройствами верхней секции обеспечивает слежение
в магистрали управления к прицепному звену. Необходимое
поджатие пружины 20 достигается вращением направляю¬
щей 22. Известная самостоятельность слежения в нижней
секции, регулирующей величину рабочего давления в тор¬
мозных аппаратах тягача, обусловлена наличием буферной
пружины 31. Она смонтирована внутри стакана 30 и поджа¬
та (поджатие составляет 17 кГ).
Привод секций осуществляется рычажной системой, вклю¬
чающей тягу 35, которая связана с педалью тормоза, и ры¬
чаги 32 и 34. Рычаги соединены между собой вильчатым
разъемом. При остановке автопоезда ручным тормозом по¬
средством тяг и кулачка 33 приводится в действие только
верхняя секция крана и на прицепе срабатывает пневматиче¬
ский привод. Сам тягач при этом затормаживается механи¬
ческим приводом. Болты 19 служат для регулировки и на¬
стройки крана.
угу К педали
Рис. XV.42. Конструкции двух
252

магистральных тормозных кранов
253

В отторможенном состоянии через нижнюю секцию крана
тормозные аппараты тягача соединены с атмосферой: под
действием возвратной пружины 25 диафрагма 24 и шток 26
находятся в левом крайнем положении, при этом воздушный
клапан 28 закрыт, а атмосферный 27 открыт. В верхней сек¬
ции, наоборот, все детали под действием уравновешивающей
пружины 20 находятся в правом крайнем положении, и через
эту секцию в магистраль управления автопоезда подводится
сжатый воздух для зарядки ресиверов прицепа. Возвратная
пружина 25 сжата, атмосферный клапан 27 закрыт, а воз¬
душный клапан 28 открыт. По мере заполнения ресиверов
прицепа сжатым воздухом давление в полости А постепенно
повышается. Диафрагма прогибается влево, еще более сжи¬
мая уравновешивающую пружину 20. Воздушный клапан 28
следует за диафрагмой 24 и штоком 26. В некоторый момент
этот клапан сядет в седло и закроется. Поступление сжатого
воздуха в ресиверы прицепа прекратится. Это произойдет,
когда давление в магистрали управления достигнет 4,5
5,3 кГ/см°~.
При нажатии на тормозную педаль через нижнюю секцию
подводится сжатый воздух к тормозным аппаратам тягача,
что приводит к его торможению, а через верхнюю секцию
выпускается сжатый воздух (понижение ру) из магистрали
управления прицепным звеном в атмосферу, что в свою оче¬
редь приводит к торможению прицепного звена. Для любого
положения тормозной педали соблюдается пропорциональ¬
ность между величиной усилия, прикладываемого к ней, и
величинами давления в полостях А и В (полость в нижней
секции справа от диафрагмы 24), а стало быть, и интен¬
сивностью торможения автопоезда. Все детали механиз¬
мов слежения кранов после завершения в них переходного
процесса находятся в состоянии равновесия.
Здесь следует особо подчеркнуть, что как при однопро¬
водном приводе, так и при двухпроводном предусматривает¬
ся система аварийного слежения, позволяющая автоматиче¬
ски затормаживать оторвавшийся от тягача прицеп. В обоих
типах привода, несмотря на различие принципа их действия,
это происходит за счет понижения давления в соединитель¬
ных трубопроводах до атмосферного (вместе с обрывом сцеп¬
ного устройства обрываются и гибкие трубопроводы).
В рассмотренном комбинированном тормозном кране в
заводских условиях устанавливается одна фиксированная по¬
следовательность торможения звеньев автопоезда (в данном
случае нормальная — одновременное торможение тягача и
прицепа), которая не может изменяться при эксплуатации.
Это является его недостатком. В ряде случаев возникает не¬
обходимость менять последовательность торможения звеньев
автопоезда: при буксировке тяжелых прицепов целесообраз¬
254

но по условиям сохранения боковой устойчивости некоторое
запаздывание торможения тягача, при легком прицепе для
сокращения тормозного пути — наоборот, опережение тормо¬
жения тягача.
Поэтому в пневматическом тормозном приводе тягачей
КрАЗ, МАЗ, у которых прицепная нагрузка меняется в боль¬
ших пределах, двухмагистральные комбинированные тормоз¬
ные краны обязательно снабжаются специальным режимным
кольцом. Поворачивая его, можно изменять поджатие пру¬
жины 38 (рис. XV.42, в) и тем самым добиваться желаемой
последовательности торможения. Поджатие пружины 38 из¬
меняется вследствие осевого перемещения стакана 37, в фи¬
гурную прорезь которого входит штифт режимного коль¬
ца 36. Чем больше сжата пружина 38, тем позднее начинает
тормозиться тягач и раньше прицеп.
Возможно применение и более сложных конструкций тор¬
мозных кранов. На рис. XV.43 показана конструкция комби¬
нированного трехмагистрального крана, управляемого от од¬
ной педали. Секции / и // являются секциями прямого дей¬
ствия, каждая из которых связана магистралями со своей
тормозной осью и автономным ресивером, а секция III яв¬
ляется секцией обратного действия и служит для управле¬
ния торможением прицепа. Детали всех секций взаимозаме¬
няемы. Механизм следящего действия диафрагменный, кла¬
паны — резиновые двойного действия. Полости в секциях I
и II соединены: С — с атмосферой; В — с тормозными аппа¬
ратами колес; D — с ресиверами. Полости в секции III со¬
единены: D — с ресивером тягача; В — с соединительным гиб¬
ким трубопроводом, идущим от тягача к прицепу; С — с ат¬
мосферой. Привод всех секций осуществляется фигурным
кулаком /, связанным через рычаг и тягу с тормозной пе¬
далью 2. На рис. XV.43 показано положение, когда тягач
и прицеп расторможены. Посредством секций 1 и II тормоз¬
ные аппараты колес тягача сообщены с атмосферой, через
секцию III заряжается ресивер прицепа сжатым воздухом.
Работа этого крапа аналогична работе крана, описанного
по рис. XV.42, б.
Нередко автомобили, оборудованные пневмоприводом с
одномагистральным краном прямого действия, используются
для буксировки прицепов. В этом случае пневмопривод при¬
ходится дооснащать некоторыми дополнительными прибора¬
ми, позволяющими использовать однопроводной привод для
торможения прицепов. В частности, в пневматический привод
на тягаче должен быть обязательно включен тормозной кран
прицепа. Привод крана прицепа пневматический от тормоз¬
ного крана тягача. В этом случае всегда применяются краны
прицепов обратного действия. Комбинация тормозного крана
тягача с тормозным краном прицепа, разделенных по месту
255

расположения и способу привода, в литературе иногда носит
название разделенного двухмагистрального комбинированно¬
го тормозного крана.
Тормозные краны прицепов обратного действия различа¬
ются конструкцией механизма слежения и типом применяе¬
мых клапанов. Наиболее распространенные типы кранов изо-
Рис. XV.43. Трехмагистральиый тормозной кран
бражены на рис. XV.44. Поршневой тормозной кран прицепа
применен на автомобилях ЗИЛ-157 иЗИЛ-164 (рис. XV.44, а).
В корпусе / и крышке 8, разделенных проставкой 6, смон¬
тирован распределительный шток 4, нагруженный уравнове¬
шивающей пружиной 10. На штоке жестко закреплены пор¬
шень 7 привода и уравновешивающий поршень 5. С торцом
полого штока 4 взаимодействует двойной клапан 2, нагру¬
женный пружиной 3. Полости крана связаны: С{ и С2 — с ат¬
256

мосферой; В — с поддиафрагменным пространством тормоз¬
ного крана тягача; А — с ресиверами тягача; D — с трубо¬
проводом, идущим от тягача к прицепу.
В промежутках между торможениями производится за¬
рядка ресиверов прицепа сжатым воздухом: клапан 2 плот¬
но касается торца штока и отодвинут действием уравновеши¬
вающей пружины 10 от седла корпуса. По мере роста дав¬
ления в ресиверах прицепа растет давление и в полости D.
Поршень 5 вместе со штоком 4 и клапаном 2 постепенно ото¬
двигается влево, пока клапан 2 не сядет в седло корпуса.
Процесс зарядки ресиверов прицепа прекращается. Величи¬
на давления зарядки устанавливается поджатием пружи¬
ны 10 болтом 9.
При торможении автомобиля через тормозной кран тяга¬
ча в полость В поступает сжатый воздух. Шток 4 отходит
влево, в результате чего из соединительного трубопровода и
полости D в атмосферу станет выходить сжатый воздух. По¬
нижение давления в соединительном трубопроводе приведет
к срабатыванию тормозов прицепа, при этом это понижение
будет всегда пропорционально величине давления в поло¬
сти D, а последнее — силе нажатия на тормозную пе¬
даль.
Как видно, и в разделенном тормозном кране, как и в
комбинированном, существует точное слежение интенсивно¬
сти торможения автопоезда.
При растормаживании в полости В восстанавливается пер¬
воначальное атмосферное давление и все детали возвраща¬
ются в исходное положение.
Одна из последних конструкций тормозного крана при¬
цепа производства ЗИЛ с диафрагменно-поршневым следя¬
щим механизмом показана на рис. XV.44, б. Принцип его
действия аналогичен принципу действия поршневого крана.
По обозначенным на рисунке магистралям нетрудно понять
работу крана и направление потоков воздуха при торможе¬
нии и растормаживании. Этот кран по сравнению с поршне¬
вым более чувствителен к изменению режимов работы за¬
дающего крана — крана тягача, имеет меньшие потери на
трение, значительно герметичнее, собирается на унифициро¬
ванных деталях. Общим недостатком комбинированных раз¬
деленных тормозных кранов в отличие от одноблочных ком¬
бинированных кранов является большее время срабатывания
тормозного' контура прицепа и невозможность приведения в
действие пневматического тормозного привода прицепа при
аварийном торможении тягача ручным тормозом.
В заключение следует обратить внимание на то, что пря¬
модействующий однопроводной привод к прицепам никогда
не применяется вследствие невозможности автоматического
торможения оторвавшегося от тягача прицепа.
9—2961
257

Конструкции воздухораспределителей прицепов. В зави¬
симости от типа пневматического тормозного привода к при¬
цепу воздухораспределители подразделяются на воздухорас¬
пределители однопроводного привода и двухпроводного при¬
вода. Классификация воздухораспределителей по конструк¬
ции следящих механизмов, разновидности клапанов идентич¬
на классификации самих тормозных кранов.
На рис. XV.45 показаны типовые конструкции воздухорас¬
пределителей однопроводного привода. Характерной их осо¬
бенностью является то, что с тягачом они соединяются (точ¬
нее, с тормозным краном прицепа) только одним трубопро¬
водом.
Наиболее простыми являются поршневые воздухораспре¬
делители с плоскими резино-металлическими клапанами
двойного действия (рис. XV.45,а). В корпусе 2 монтируется
распределительный шток 1 с насаженными на нем двумя
поршнями— большим 5 и малым 8. Большой поршень яв¬
ляется приводным, малый — уравновешивающим, выполняю¬
щим функции слежения. На верхней головке штока установ¬
лен шариковый нагнетательный клапан 4 с пружиной; снизу,
в головке 9 корпуса 2, — двойной клапан 10. Возвратная пру¬
жина 3 стремится удерживать шток в верхнем крайнем по¬
ложении. Уплотнение штока и поршней достигается резино¬
выми кольцами 6. Полости воздухораспределителя связаны:
D — с гибким трубопроводом, идущим от тягача; Л\ и А2 —
с ресивером прицепа; В— с тормозными аппаратами прице¬
па; С'—с атмосферой через фильтр 7.
прицепа
Рис. XV.44. Конструкции тормоз
258

В промежутках между торможениями ресиверы прицепа
заряжаются сжатым воздухом, который поступает по гибко¬
му соединительному трубопроводу в полость D, а затем про¬
ходит через шариковый клапан 4 в ресивер прицепа. Кла¬
пан 10 сидит в седле головки 9 корпуса, при этом торец по¬
лого штока 1 не касается клапана. Тормозные аппараты ко¬
лес прицепа расторможены. Количество подаваемого в реси¬
вер прицепа воздуха, как указывалось ранее, регулируется
механизмом слежения тормозного крана прицепа.
При торможении полость D и гибкий трубопровод через
тормозной кран прицепа соединяются с атмосферой. За счет
падения давления в полости D полый шток перемещается
вниз, преодолевая сопротивление пружины 3. Коснувшись
двойного клапана, он разобщает тормозные аппараты прице»
От тормоз
ного крана
В магистраль
прицепа
В атмо¬
сферу
От воздушного *
ресивера тягача, f
ных кранов прицепов
9*
259

па с атмосферой. Но переместившись дальше, шток отодви¬
нет этот клапан от седла головки 9 корпуса, давая возмож¬
ность сжатому воздуху поступать к тормозным аппаратам
колес прицепа. Прицеп затормаживается. С возрастанием
давления в тормозных аппаратах колес прицепа увеличи¬
вается давление и в полости В. Под действием этого давле¬
ния малый поршень 8 вместе со штоком через некоторый
промежуток времени будет возвращаться вверх до тех пор,
пока не закроется воздушный клапан. В полости В устанав¬
ливается постоянное рабочее давление, соответствующее па*
дению давления в магистрали управления (полости D).
В свою очередь это давление пропорционально усилию, при¬
ложенному к тормозной педали. Изменение давления в по¬
лости D в ту или иную сторону приведет к новому равновес¬
ному положению штока 1 и новой величине рабочего давле¬
ния в полости В. Слежение воздухораспределителя прицепа
подчинено слежению тормозного крана прицепа.
260

Без дополнительных пояснений становится понятным, по¬
чему оторвавшийся от тягача прицеп с однопроводным при¬
водом будет всегда автоматически затормаживаться. Прицеп
автоматически затормаживается также каждый раз и при
отцепке от тягача.
Поршневым воздухораспределителям свойственны те же
недостатки, что и поршневым кранам.
Лучшими характеристиками обладают диафрагменно-
поршневые воздухораспределители (рис. XV.45,б).
Из соединительной магистрали (полости D) в промежут-
ках между торможениями сжатый воздух, просачиваясь меж*
ду крышкой 11 и манжетой 12, поступает в полость А и да¬
лее к ресиверу прицепа. При этом шток 16 вместе с тарелкой 15
атмосферного клапана находится в крайнем нижнем по¬
ложении. Тарелка не касается зажатой между корпусом 13 и
крыщкой 17 резиновой диафрагмы 14, и полость В, от кото¬
рой идут магистрали к тормозным аппаратам колес прице¬
па, сообщена с атмосферой.
Воздушный клапан 19 поджат пружиной 20 к седлу в пе¬
регородке корпуса 13 и закрыт.
К крану ручного
управления
К тормозам ^
прицепа
Воздух, от тягача
к ресиверу прицепа
К ресиверу
прицепа
Выход воздуха
в атмосферу
прицепов однопроводиого тормозного приводе
261

При торможении давление в полости D падает, под д
ствие^ избыточного давления в полости А шток с манже-
той 12 поднимается вверх. Тарелка 15 касается резиновой
диафрагмы 14, и полость В разобщается с атмосферой, ос¬
ле выбора зазора А тарелка 15, нажав на воздушный клапан
снизу, открывает его. Сжатый воздух устремляется в по¬
лость В и далее к тормозным аппаратам колес прицепа, о
следний затормаживается. С увеличением давления в поло¬
сти В уравновешивающая пружина 18 начинает проги ать
резиновую диафрагму 14 вниз, передвигая шток о и воздуш¬
ный клапан в том же направлении. Наступит момент, когда
воздушный клапан 19 закроется. В рабочих магистралях
тормозным аппаратам прицепа установится давление, про-
■порциональное падению давления в соединительной маги»
Работа воздухораспределителя при растормажив
в обратном порядке: в полости D вОССта^^^а^из и пОИ
начальное давление. Шток 16 несколько у од	епный
закрытом воздушном клапане 19 открывает	тшиирпя
клапан. Сжатый воздух из тормозных апп Рат__	Р
уходит в атмосферу, колеса прицепа растормо	п ’ _Н_ЙТ1М
По конструктивным элементам воздухо, асДР
двухпроводного привода (рис. XV.46) во мн0™^ „
духораспределителями однопроводного прив д •	оЯп«жа-
чие от однопро.водного привода ресиверы при	аптп_
ются сжатым воздухом в двухпроводном прив А
номному трубопроводу без перерывов (если да	Р
сиверах прицепа меньше нормы) как в период	хппмпжр.
автопоездов, так и при движении без тормож	.	р
ние же прицепов происходит не при понижен и (	^
проводного привода), а при повышении дав	РУ
трубопроводе, являющемся магистралью управлени[ ‘
Сжатый воздух по трубопроводу питания (	Р' ‘
питания) поступает в полость В, проходит через
ный клапан 2 и из полости А следует в Р^с1*вi	р	р	_
Шток 7 и поршни / и 6 в отторможенном с ~тмпгаРПнпр
ся в верхнем крайнем положении. В^ полости	^	Р
давление. Двойной клапан 4 под действием РУ	тпл;л„£	э
жат к седлу нижнего поршня 6 и не касается сед■ РУ
корпуса. Тормозные аппараты колес прицепа соо
мосферой.
При торможении полость D, соединенная с ^1а™с^Ра^
управления посредством прямодействующего Р	п	'
сообщается с ресивером тягача. Давление в по
растает. Шток 7 вместе с поршнями 1 и опус	■
Двойной клапан 4 сначала садится на сеДло ^атмпгсЬепой
пуса, разобщив тормозные аппараты прицепа	^ ^	’
а затем отходит от седла нижнего поршня. Сжаты	в у
262

из ресиверов прицепа устремляется к тормозным аппаратам
прицепа, вызывая его торможение.
Вследствие увеличения противодавления в полости С на¬
ступит момент, когда поршень 6 начнет подниматься вверх,
вследствие чего двойной клапан 4, плотно касаясь трубки 3,
закроет также и седло нижнего поршня. Шток 7 займет рав¬
новесное положение. Торможение прицепа будет происходить
От тормозного крана
к тормозным 1	В атмосферу \К тормозным
камерам f	’ камерам
прицепа	прицепа
Рис. XV.46. Вариант конструкции воздухораспре¬
делителя прицепа двухпроводного тормозного
привода
с интенсивностью, заданной давлением в полости D. Послед¬
нее пропорционально усилию на педали тормоза. В этом
проявляется следящее действие воздухораспределителя. При
оттормаживании давление в полости D через тормозной кран
тягача снижается до атмосферного и все детали воздухорас¬
пределителя займут первоначальное положение.
В случае обры-ва тягово-сцепного устройства обрываются
и гибкие трубопроводы. В полости В (как до этого и в по¬
лости D) устанавливается атмосферное давление. Благодаря
этому воздухораспределитель сработает так же, как и при
однопроводном приводе, и прицеп автоматически затормо¬
зится.
Как в воздухораспределителях однопроводного привода,
так и двухпроводного в целях растормаживания оторвавше¬
гося от тягача прицепа предусматриваются двухходовые кра-
263

ны. Рукоятка крана может занимать два
ние / является основным, положение Н нео
тормаживания прицепа при	Следящих приборов
Элементы расчета и характеристики^	~	R п,нпй„
пневматического привода. Тормозной кра .	У
расчета положим конструкцию тормозного кр	, Р
была показана на рис. XV.42, б. Схема этог Р
наиболее общей, поскольку охватывает все р	‘	х
особенности существующих тормозных кранов.	РУ
кранов являются частным случаем этой общ и
расчета особых трудностей не представят.
При нажатии тормозной педали к приводной тяге кра
на приложено усилие Т, равное
где О — усилие на тормозной педали; ^
/п — передаточное число рычажной системы от еда
к тяге.
На тяговый шток 21 и стакан 30 действуют сил .
R = t(\ + j);
Я = Г£. (!+-£-).	(XV.65)
Усилие L в вильчатом соединении рычагов 32 и 34 соста¬
вит
i = R_r=r^.	(XV.66)
Соотношение	между	силой	/?, воздействующей	на	уравнове
шивающую пружину	20 и	механизм слежения	верхней сек¬
ции, и силой Я, вызывающей срабатывание нижней секции,
будет
r	/(с + <0_	(XV.67)
Н	с {е + /) '
Как видно, за счет плеч рычагов можно ™добР^т£
ходимое соотношение между силами Н и R-	nnqnwa
силы Н и R связаны с величиной давления с т	у
в полостях А и В и с конструктивными характеристиками м
ханизмов слежения.
Из условий равновесия тягового штока 21 име ( ду
ный 28 и атмосферный 27 клапаны закрыты)
R + Ру [~Г (R« +	~ "Г dn.,] +
+ c*A.-cA., + *..»-a	(XV'68)
264

Для клапанов 27 и 28 верхней секции
Як. а. п Rk. в.п~ Ск. п^к. п Ру ^п. а
+ (р„.	<4.. = 0.	(XV.69)
Из условий равновесия стакана 30 нижней секции можем
записать
н- р [-Г (*! +	+ i) - т dl.] -
-С,.А.т-/?к..., = 0.	(XV.70)
Для клапанов 27 и 25 нижней секции
Як.а.т + Як.в. т — Ск.т^к.т + Z7	а	+
+ (^p.T-P)-f^.B = a	(XV.71)
В уравнениях (XV.68 —XV.71) обозначены:
R и г — размеры гибкого пояса диафрагмы;
Сд и SQ—жесткость и поджатие возвратных пружин 25,
соответствующие положению, когда клапа¬
ны 27 и 28 закрыты;
Су и S0m у — жесткость и поджатие уравновешивающей
пружины 20 для того же положения клапа¬
нов;
RK. в — реакция на шток 26 со стороны атмосферного
клапана;
Як. в—реакция седла на воздушный клапан;
Ск и SK—жесткость и поджатие пружин клапанов 27
и 25;
ру —давление сжатого воздуха в магистрали упра¬
вления (<в полости Л);
Рр.т —давление сжатого воздуха в ресиверах тягача;
р —давление сжатого воздуха в рабочих ма¬
гистралях тягача (в полости В);
da и dB — расчетные диаметры седел атмосферного и
воздушного клапанов.
Индекды «т» и «п» в формулах относятся соответственно
к нижней и верхней секциям.
Размеры секций и деталей механизмов слежения в общем
случае могут быть различными.
Начало торможения прицепа соответствует моменту нару¬
шения герметичности атмосферного клапана 27 (верхняя
секция). Для этого момента /?н. а. \i~Rk. а.nmin- Начало оттор-
маживания, наоборот, будет тогда, когда нарушается герме¬
тичность воздушного клапана 28, т. е. когда Як. в. п=*
265

= Яквпт,п. в пределах изменения реакции атмосферного
клапана "от RK а п mjn до RK а п тах тормозной кран прицепа не¬
чувствителен к изменению усилия R на штоке 21. на вели¬
чины RK а „ и RKi в.п влияет переменное давление ру в маги¬
страли управления.	„7
Аналогичное следует сказать и о реакциях клапанов
и 28 нижней секции, т. е. тормозного крана тягача. Для ниж¬
ней секции начало торможения соответствует моменту, когда
R*.	(при этом Я,,т = К,	а начал° от-
тормаживания ~ RK а т = ^к. а. т „,iu (ПРИ	^к. В. Т	^к. В. т maJ/
Герметичность клапанов нарушается при некотором кри¬
тическом удельном давлении на седло, которое подсчиты¬
вается из формулы
?кр = 9о + *дА	(XV.72)
где	д0—удельное давление на седло	клапана,	необходимое
для выдавливания воздуха из-под седла, когда пе¬
репад давления перед клапаном и за ним равен
нулю;
k—коэффициент, определяющий влияние перепада
давления Ар на нарушение герметичности.
Для выполненных	конструкций клапанов 7о~0,7т-
-0,8 кГ1см2, а коэффициент k ориентировочно может быть
принят: для плоских клапанов — 3,25, для конических о,7о,
для сферических — 5,00.
Тогда применительно к клапанам верхней секции можно
записать
.. „	р	=	j Wo +
К.. .. п шЫ = «4..	(?0	+ * {Рр-
где t — ширина посадочного пояска клапана.
Кроме того,
#	=СК	п^к.п	+	/7у-Т^а.п	+
'к. а. п max к*“ *•	J н
+ (Pp. т—в ^к. в. nmln'
Подобные выражения можно было бы написать для
воздушного и атмосферного клапанов тормозного крана т ача.
Подставив в выражении (XV.69) и (XV 7П минимальные
и максимальные значения реакции RK. а. п <к. а. т
и учтя фактическое поджатие пружин, нахс>дят^
вующие пределы изменения сил R и п. Со ер	I
мозных кранов в отношении точности слежения и реа ир ва
266

ния на изменение сил, вызывающих их срабатывание, оце¬
нивается коэффициентом нечувствительности:
R.
1	ш1п
aR=l - я
''max
  1	^mJn
	 1
1 “ н
1 'max
Этот коэффициент должен быть по возможности мини¬
мальным. Для выполненных конструкций кранов коэффи¬
циент нечувствительности равен 0,05—0,3 (большие значения
соответствуют малым давлениям р и ру). У кранов с рези¬
новыми диафрагмами и коническими клапанами коэффициент
нечувствительности намного меньше, чем у поршневых кранов
с плоскими клапанами.
На основании системы уравнений (XV.68) — (XV.71) пред¬
ставляется возможность построить аналитическим путем гра¬
фик (рис. XV.47) изменения коэффициента нечувствитель¬
ности а и так называемую статическую характеристику тор¬
мозного крана автопоезда. Под последней понимается гра¬
фическая зависимость давлений р и ру от усилия Q, прило¬
женного к тормозной педали, или ее хода S„. Направление
обхода статической характеристики показано стрелками. За¬
штрихованные участки изображают зону нечувствительности
крана к изменению Q. Координаты контрольных точек харак¬
теристики определяются:
—	для тормозной секции тягача
^Т(Нтп) и 4Г (//„,„) при р = 0;
2Т(И„„) и 3Г(Ят|„) при Р-Рш1
—	для тормозной секции прицепа
U!(Rm») "	ПРИ Л
2/7 (Ятя) И 3/7 (Яш,,,) ПРИ Р, = °.
Экспериментальная статическая характеристика двухмаги¬
стрального комбинированного тормозного крана автомобиля
ЗИЛ-131 показана на том же рис. XV.47. Действительный ход
изменения* давлений р и ру, как видно, отличается от тео¬
ретического, поскольку в опытных данных обеспечивается
учет всех факторов, влияющих на работу тормозного крана
(например, сил трения, степени герметичности и т. д.).
Система уравнений (XV.68) — (XV.71) позволяет произ¬
вести полный инженерный расчет тормозного крана. В част¬
ности, при предварительном расчете рядом членов в этих
уравнениях можно пренебречь (Сд. п50- П1 Сд>т50. т, RK „ п,
Як.а. т И др.).
267

6
z 4	6	8	Р,кГ/см2
a
Рис. XV.47. Характеристики тормозного крана
268

Тогда нетрудно показать, что
Ру =
С,Si. у	(R? + ЛЛ + г?)
— (/?£ + /?„/■„ + г£)
(XV.73)
Выбрав на основании выполненных конструкций размеры
диафрагм следящих устройств верхней и нижней секций, а
у
N
Рис. XV.48. Расчетная схема возду¬
хораспределителя прицепа (однопро¬
водной привод)
также задавшись величиной Су50.у (ориентировочный расчет
ее будет показан ниже), при известных ру и р определяются
необходимые размеры рычажного привода (с, d, еу /). Воз-
можны и другие сочетания в выборе конструктивных данных
и опредедении искомых величин. Для унификации целесо¬
образно параметры механизмов слежения выбирать одинако¬
выми, а необходимые соотношения между силами R и Н по¬
лучать за счет плеч рычажного привода.
Воздухораспределитель прицепа. Расчетная
схема воздухораспределителя прицепа диафрагменного типа
однопроводного пневматического привода показана на
рис. XV.48. Методика расчета и расчетные схемы других типов
воздухораспределителей будут идентичны.
269

Из условий равновесия штока 2 (клапаны 3 и 4 закрыты)
+	+''?)	4”^hJ	=
+ /?,г, + г?) - -f аги] + с а.. +
+ Ра [-f (R\ + Rf, + r\) - -f d{] + RK., - R,.H = 0.	(XV.74)
Рис. XV.49. Статическая характери¬
стика воздухораспределителя прице¬
па (общий вид)
Из условия равновесия клапанов 3 и 4
Як. а + Як. в = с А. а + Рir + (Л, п - Рп) d\-f. (XV.75)
Кроме того, для нагнетательного клапана 1 имеем
Як.н = СА.Н + (Pp. n—Py)-j- dl-	(XV.76)
В уравнениях (XV.74) — (XV.76) обозначены:
Яь ru R2 И г2 — размеры гибкого пояса диафрагм 6 и 5;
и — диаметры седел соответственно нагнета¬
тельного /, атмосферного 3 и воздушного 4
клапанов;
Як. н — реакция нагнетательного клапана на седло
штока;
Як. а — реакция атмосферного клапана на седло
штока;
Як. в — реакция седла на воздушный клапан.
С и S — жесткость и величина поджатия соответст-
вующих пружин воздухораспределителя
Следуя той же методике, которая была изложена ранее
применительно к тормозному крану, можно построить стати¬
ческую характеристику воздухораспределителя (рис. XV.49).
270

Последняя представляет собой зависимость pn=f(py). Кон¬
трольные точки характеристики означают:
IB — начало торможения при рп = 0 (Як.втт); 2В — на¬
чало торможения при рп=рптат (#к.вт!п); ЗВ— начало от-
тормаживания при pn = pnmax (Як-amin); 4В — начало оттор-
маживания при /7П = 0 (#x.amin).
Коэффициент нечувствительности воздухораспределителя
прицепа будет
1	Pi-т
а = 1
/У о ’
где ру, т — давление сжатого воздуха в той же магистрали
при торможении;
Ру.о — Давление сжатого воздуха в магистрали управ¬
ления при оттормаживании.
Пренебрегая в уравнении (XV.74) менее значительными
факторами	RK,	а, RK.H и др. j , что допустимо
при проведении предварительных расчетов, можно устано¬
вить связь между основными параметрами воздухораспреде¬
лителя
Ррм (#5 +	+	ri)	—	Pn	(Rl	+	+ r$)	,	,,, г
	R\+R< r, + r?	' (XVJ7)
Совмещая формулы (XV.73) и (XV.77), получим
RJ + Rf | -f- ri
Pn =
C„So. у
Pp. U —
R\ + Rtft + r\
p(Rl + RTrT + r\) (R\ + Rft + rj) /(c + d) /Yv70\
+ (*2„ + Rnrn + rl) (R\ 4- /V, + 4) ' с (e + /) •
Это выражение устанавливает связь между рабочими давле¬
ниями в тормозных ма1истралях тягача и тормозных маги¬
стралях прицепа в зависимости от конструктивных параме¬
тров следящих приборов пневматического привода. Формула
(XV 78) может быть записана так
Р*=Ръ + хр.
Как видно, между рп и р существует линейная зависимость.
Если ро—0, то ра=хр. Тогда
сАу = X (Rl + R*r* + rl) У?*	(XV.79)
Из формулы (XV.79) ориентировочно может быть найдена
величина поджатия уравновешивающей пружины CyS0.y.
271

Расчет воздухораспределителей прицепов двухпроводного
привода аналогичен по своей методике расчету воздухорас
пределителей однопроводного привода.
Конструкции и элементы расчета рабочих аппаратов, а-
бочие аппараты служат для преобразования энергии сжа¬
того воздуха в механическую работу разжимного устройства
колесного тормоза. Практическое распространение получили
рабочие аппараты двух типов: тормозные камеры и тормоз¬
ные цилиндры.
шш
С
Рис. XV.50. Конструкция тормозной камеры
Типичная конструкция тормозной камеры показана на
рис. XV.50. Силовой элемент камеры — резиновая диафраг¬
ма 1 — защемлен по наружному контуру между крышкой и
корпусом 8 с помощью болтов или хомута 6 и . Цен¬
тральной частью диафрагма опирается на тарелку J штока 4,
шарнирно связанного с рычагом разжимного устройства тор¬
мозного механизма. Тарелка 3 нагружена возвратной пружи¬
ной 5. Болтами 7 тормозная камера крепится к кронштейну
балки моста.
Полость А гибким шлангом и трубопроводом соединяется
с поддиафрагменным пространством тормозного крана тяга¬
ча или воздухораспределителя прицепа. Полость отвер¬
стиями С постоянно сообщена с атмосферой. При поступле¬
нии сжатого воздуха в полость А диафрагма / проги ается
и через шток 4 воздействует на разжимное устройство При
выпуске воздуха из полости А в атмосферу пружина воз¬
272

вращает тарелку 3 и диафрагму I в исходное положение. Ко¬
личество тормозных камер определяется числом тормозных
колес автомобиля. Крепление тормозной камеры на балке
моста и связь ее с разжимным устройством тормозного ме¬
ханизма показаны на рис. XV.51.
Диафрагмы тормозных камер выполняются формованием
из резины с несколькими (двумя — четырьмя) слоями корд¬
ной ткани, придающей диафрагме достаточную прочность.
Корпуса и крышки штампуются из малоуглеродистых сталей,
реже отливаются из силумина. Внутренняя поверхность
стальных камер покрывается масловодостойкой и противо¬
коррозионной краской. Размеры тормозных камер нормиро¬
ваны. Основ'ным размером тормозных камер является раз¬
мер D диафрагмы.
Диафрагменные тормозные камеры просты по конструк¬
ции, обладают высоким к. п. д., герметичны. Их главным не¬
достатком является непостоянство усилия на штоке от вели¬
чины его хода, при этом с увеличением хода, например, из-за
износа тормозного механизма усилие на штоке резко падает,
а диафрагма перегружается. Это объясняется особенностями
работы диафрагмы: часть воспринимаемого ею давления пе¬
редается па тарелку штока, часть расходуется на деформа¬
цию материала диафрагмы и на деформацию корпуса из-за
прилегания диафрагмы к стенкам камеры (сокращение ее
273

площади). С увеличением хода штока вторая часть все олее
возрастает. При больших потребных ходах штока проги а
диафрагмы может вообще не хватить, тогда усилие на ^оке
упадет до нуля. Поэтому ходы штоков S не могут ыть ь
ше некоторой заранее заданной величины (для выпо нен
ных конструкций 5 = 20-т-40 мм).
При установке в качестве рабочих аппаратов тормо
камер требуются регулярные эксплуатационные регулировки
по восстановлению нормального прогиба диафрагм. Кроме
того, следует стремиться к тому, чтобы ходы штоков левых и
правых тормозных колес были обязательно одинаковы, в про
тивном случае неизбежны заносы из-за различии в величинах
тормозных сил.
При конструировании тормозных камер приходится пре^
одолевать значительные трудности. Для повышения активной
площади диафрагмы FA= -j-(Я2 + Яг -f г2) при заданном R
(см. рис. XV.50) целесообразно стремиться к увеличению
площади тарелки г и сокращению ширины гибк0™ пояса.
Но с увеличением г резко уменьшаются прогиб диафрагмы и
возможные ходы штока. Для исправно работающих диаф
рагм не более 0,8.
Конструкция тормозного цилиндра показана на рис. XV.52.
Внутри штампованного корпуса /, прикрепленного к крыт
ке 7, размещены поршень 2 с манжетой 3 и уплотнительным
кольцом 4 и возвратная пружина 5. Поршень посредством
шаровой головки соединен со штоком 9, передающим на¬
грузку на разжимное устройство. Движение поршня направ
ляется втулкой 6. К полости А подходит магистраль от тор
мозного крана (воздухораспределителя). Полость чере
фильтр 10 сообщена постоянно с атмосферой. Шток и втул¬
ка 6 предохраняются от грязи защитным чехлом . реиму-
ществами тормозных цилиндров перед тормозными камерами
являются постоянство усилия на штоке независимо от его
хода (т. е. меньшая чувствительность к износам тормозных
механизмов), большая эффективность по развиваемому уси¬
лию при одинаковых габаритах, повышенная надежность (си¬
ловая напряженность диафрагм более значительна, чем порш¬
ней) .
Но тормозные цилиндры менее герметичны, чем тормоз¬
ные камеры, имеют более низкий к. п. Д., конструктивно
сложнее, более чувствительны к низким температурам (при¬
мерзание поршней).
Размеры тормозных цилиндров нормированы
12016—66. Основными параметрами являются внутренний
диаметр цилиндра (2tf), ход штока и вылет щтока в исход¬
ном положении поршня.
274

Если считать, что наружные диаметры тормозной камеры
и тормозного цилиндра одинаковы, то отношение развивае¬
мых на их штоках усилий (при одинаковом давлении сжа¬
того воздуха) составит
71 К2
Рис. XV.52. Конструкция тормозного цилиндра
Так как а не может быть больше 0,8, то Кк.и,<^ 0,81, т. е.
усилие, развиваемое тормозной камерой, при прочих равных
условиях всегда меньше усилия, развиваемого тормозным ци¬
линдром, примерно на 20%.
В заключение следует указать, что рабочие аппараты
пневматического привода по сравнению с рабочими аппара¬
тами гидравлического привода более тяжелы и громоздки,
из-за чего их практически невозможно размещать внутри
барабана, а тормоз герметизировать. Одним из возможных
путей совершенствования пневматического привода мог бы
быть путь увеличения рабочего давления в рабочих маги¬
стралях до 15—20 кГ/см2.
6. Комбинированные типы тормозных
приводов
К числу комбинированных приводов, получивших
промышленное применение, относятся пневмогидравлический
и электропневматический приводы.
275

Пневмогидравлический привод сочетает в себе все пре¬
имущества пневматического (легкость управления, точность
слежения и др.) и гидравлического (повышенное быстрод и-
ствие, малые габариты и вес и др.) приводов. К недостатка*
пневмогидравлического привода следует отнести, отказ все
системы при выходе из строя какой-либо одной части при
вода, большая конструктивная сложность и стоимость, п вы
шенная номенклатура запчастей и увеличенный о ъем р
по техническому обслуживанию и т. д. ыстродеиств е
Рис, XV.53. Вариант схемы пневмогидравлического тормоз¬
ного привода
пневмогидравлического привода в 1,5 3 раза лучше, чем
у пневматического. Гидропневматическим приводом °°°РУ'
дуются в OCHOtBHOM многоосные тягачи (МАЗ) и шасси
(ЗИЛ, МАЗ), а также автопоезда большой и особо большой
грузоподъемности (с тягачами УРаЛ*375, КрАЗ-214 и прицеп¬
ными звеньями ИАПЗ-754В, МАЗ-5224, МАЗ-521 и др.), при
этом на тягачах и прицепах для повышения надежности и
по конструктивным соображениям (ограничения в величине
хода поршня главного гидравлического цилиндра) применя¬
ются часто двухконтурные (в гидравлическои части) приво¬
ды. Нередко комбинируют использование пневматического
привода на тягаче с пневмогидравлическим приводом на при¬
цепе (большегрузные прицепы).
Вариант схемы пневмогидравлического привода тягача по¬
казан на рис. XV.53. Приборы пневматической части этого
привода (компрессор /, ресиверы 3, тормозные краны о, раз¬
делительные клапаны 4, разобщительный кран , соединитель¬
ная головка 7 и др.) по конструкции и назначению аналогич¬
ны приборам пневматического привода и, как правило, уни¬
фицированы с ними. Конструкция гидравлическои части при¬
276

вода (рабочие цилиндры 2 магистрали) в принципе не отли¬
чается от конструкции обычного гидравлического привода,
но в связи с более высокими давлениями в рабочих маги¬
стралях повышенной надежности выполняются манжетные
уплотнения, трубопроводы, переходники и другая аппаратура.
Местом стыка пневматической части привода с гидравли¬
ческой служат пневмогидроаппараты 5 (на тягаче — прямого
действия, на прицепах — обратного действия). Наиболее рас¬
пространенными пневмогидроаппаратами являются поршне¬
вые (рис. XV.54,а )и диафрагменно-поршневые (рис. XV.54, б).
Описание и анализ конструкций гидроцилиндров, пневмоци¬
линдров и пневмокамер как отдельных приборов тормозного
привода были уже приведены.
Для получения большего усилия на штоке / поршня глав¬
ного гидроцилиндра II пневмосиловой аппарат III выпол¬
няется двухполостным (силовые полости А\ и Л2). Полости В\
и В2 постоянно сообщены с атмосферой. Давление рт в рабо¬
чей магистрали гидравлической части привода применительно
к двухполостным пневмогидроаппаратам будет:
—	для поршневого
Г2
pr = 2p-±jr;	(XV.SOa)
—	для диафрагмённо-поршневого
0 2 И? + Rr -f-г2	/vw
pt = 2-^-p	j,	,	(XV.806)
где р — давление сжатого воздуха в магистрали между тор¬
мозным краном (воздухораспределителем) и пневмо¬
гидроаппаратом.
По заданной величине тормозного момента на колесе, счи¬
тая, что d выбирается по требуемой величине «срабатывае¬
мого» объема, а тип и размеры разжимного устройства тор¬
мозного механизма уже определены, подсчитывается необхо¬
димая величина рг- Давление р заранее известно. Тогда из
формул (XV.80a) и (XV.806) находятся размеры пневмоуси¬
лителя (D, R и г).
Вариант схемы пневмогидравлического привода тормозов
тяжелого прицепа (МАЗ-5212) показан на рис. XV.55. Местом
стыка пневматической части привода с гидравлической вы¬
браны пневмогидроцилиндры обратного действия с ускорите¬
лями. На более легких прицепах (ИАПЗ-75413) приводы сты¬
куются через воздухораспределитель, выполняющий одновре¬
менно и функции пневмоусилителя. Для повышения надеж¬
ности торможения прицепа и ограниченности хода поршня
главного цилиндра в схеме применен двухконтурный гидрав¬
лический привод. Приборы обоих контуров унифицированы.
Пневмогидравлический привод прицепа включает маги-
277

т

40
-v|
<£>
6
Рис. XV.54. Конструкции пиевмогидроаппаратов

о
-ЭтЕ-
-внв-
-б№
2
-ШтЕ-
«ИШ-
-Ц& Щ}.	ггж жп
т-ЫЛМл	lU^kj
Путь воздуха при
торможении
Путь воздуха при
а/птормаживании
-вдв- -ял-
-эчв- -aie-
Рис. XV.55. Схема пнев¬
могидравлического тор¬
мозного привода тяже¬
лого прицепа

страль А питания и управления, в которой находится соеди¬
нительная головка /, а также разобщительный кран 2, на¬
гнетательный клапан 6 ресиверов, ресиверы 4 и краник 5
спуска конденсата. Ресиверы 4 с магистралью А управления
связаны трубопроводом Б принудительного (ручного) рас-
тормаживания прицепа. Ресиверы магистралями В соедине¬
ны с пневмогидроцилиндрами 10. Пневмоусилители их вы¬
полнены, как и на тягаче, двухполостными (две полости V
и две полости Q). Гидроцилиндры исполнительными маги¬
стралями Г сообщены с рабочими цилиндрами 3 тормозных
колес.
В каждом контуре для ускорения торможения включены
ускорители 7 торможения, для ускорения оттормаживания —
ускорители 8 оттормаживания. Назначение ускорителей — по¬
высить быстродействие привода за счет сокращения путей
выпуска сжатого воздуха из полостей Q (при торможении)
и сокращения путей их последующего наполнения (при от-
тормаживании). Ускорители соответствующим образом под¬
соединены к пневмоусилителям 10 и магистрали А. Клапа¬
ны 9 обеспечивают правильное распределение давления при
растормаживании. Заводская регулировка клапанов такова,
что при недостаточной подаче сжатого воздуха от компрессо¬
ра тягача в магистраль А (при ру <^2,0ч-3,0 кГ/см2) прицеп
после очередного торможения остается несколько притормо¬
женным и движение автопоезда невозможно.
Направление потоков воздуха на режимах торможения
и оттормаживания показано стрелками. В отторможенном со¬
стоянии через магистраль А ресиверы прицепа заряжаются
сжатым воздухом. Атмосферный канал в клапана ускорителя
торможения закрыт. Поршень б ускорителя оттормаживания
находится в крайнем правом положении, при этом клапан а
открыт. Полости пневмоусилителя V и Q сообщены, и в них
действует давление, равное давлению воздуха в ресиверах 4.
Давление жидкости в исполнительной магистрали Г отсут¬
ствует.
При торможении давление ру в магистрали А управления
падает пропорционально нажатию на тормозную педаль.
Вследствие понижения давления в этой магистрали поршень б
ускорителя оттормаживания перемещается влево до тех пор,
пока клапан а не закроется. Одновременно с этим клапан г
ускорителя торможения под действием пружины д откроется
и сжатый воздух из полостей Q, проходя через обратные кла¬
паны 9, выпускается в атмосферу. Нарушается равновесие
штока е пневмоусилителя, и он начинает перемещаться вниз
(для нижнего контура — вверх), сжимая жидкость в испол¬
нительной магистрали Г. Это приводит к торможению при¬
цепа. Давление жидкости в магистрали Г всегда пропорцио*
нально величине падения давления сжатого воздуха в поло*
281

стях Q (в магистрали А). Падение давления в полостях Q
ограничено некоторым пределом, зависящим от поджатия
пружин ж. Работа привода при оттормаживании пояснений
не требует.
При обрыве тягово-сцепного устройства, как и в пневма¬
тическом приводе, прицеп затормаживается автоматически.
Для последующего растормаживаиия его необходимо повер¬
нуть разобщительный кран 2 в положение, при котором ма¬
гистраль А соединилась бы с трубопроводом Б. Рукоятка II
с червячным механизмом служит для затормаживания при¬
цела в отцепленном положении. Приборы пневмогидравличе-
ского привода прицепов обычно унифицированы с аналогич¬
ными приборами тягачей.
Электропневматическкй привод наиболее перспективен
для многозвенных автопоездов (с числом звеньев до 10	15).
Ни один из существующих тормозных приводов для таких
автопоездов неприемлем из-за громоздкости и сложности (ги¬
дравлический) или из-за недостаточного быстродействия
(пневматический). В электропневматических приводах функ¬
ции управления возложены на электрические коммуникации,
обеспечивающие высокое быстродействие, силовые функ¬
ции— на пневматическую часть привода. Благодаря^ возмож¬
ности размещения ресиверов вблизи тормозных осей звеньев
автопоезда можно до минимума свести время срабатывания
пневматической части, а легкость разветвления электроцепей
и пневмомагистралей позволит ввести многоконтурность и ав¬
тономность для повышения надежности тормозных систем.
Электропневматические приводы по способу слежения де¬
лятся на два типа: на приводы, у которых слежение осуще¬
ствляется пневматическими приборами, а электрические ком¬
муникации обеспечивают только быстроту включения и вы¬
ключения привода; на приводы, у которых слежение, вклю¬
чение и выключение достигается электрическим способом. На
тягаче может быть при этом применен чисто пневматический
привод.
Принципиальная схема электропневматического однопро-
водного привода тормозов со слежением по первому способу
показана на рис. XV.56, а. Пневматическая часть привода тя¬
гача и прицепных звеньев стандартная, ничем не отличаю¬
щаяся от серийных образцов. Но дополнительно к ней ис¬
пользуется электрическая часть. Она состоит из контакто¬
ра /, электропневматических вентелей 2 (по числу прицеп¬
ных звеньев), источника питания 3, электропроводки 4 и
штепсельных разъемов 5. При нажатии на тормозную пе¬
даль В в секции С тормозного крана прицепа включается
контактор /. Благодаря этому вступают в работу электро¬
пневматические вентили 2, которые по кратчайшему пути вы¬
пускают сжатый воздух из магистрали А управления в атмо-
282

сферу. Понижение давления в магистрали А приводит к сра¬
батыванию воздухораспределителя прицепа и торможению
последнего. Наличие механизма пневматического слежения
обеспечивает пропорциональность интенсивности торможения
tK Sajdyxapacrfpedepumento
прицепа
Рис. XV.56. Электропневматический тормозной привод
прицепа в зависимости от понижения давления в магистра¬
ли А. Через некоторое время все детали секции С вернутся
в исходное равновесное положение. Но при этом контактор 1
разомкнется, и дальнейший выпуск сжатого воздуха из ма¬
283

гистрали А управления через вентили 2 прекратится. Вместе
с завершением переходных процессов в кране закончатся пе¬
реходные процессы и в воздухораспределителе.
При выходе из строя электрической части тормозной при¬
вод будет работать так же, как и обычный пневматическии.
Конструкция электропневматического вентиля показана на
рис. XV.56, б.
Вариант однопроводного электропневматического тормоз¬
ного привода с электрическим способом слежения показан
на рис. XV.57. Особенностью привода является то, что в нем
отсутствуют тормозные краны и воздухораспределители.
Пневматическая часть привода состоит только из компрес¬
сора (не показан), приемного ресивера 1 и осевых ресиве¬
ров 5 (по числу тормозных осей). Ресиверы заряжаются сжа¬
тым воздухом непрерывно. Давление в них регулируется ре¬
жимом работы компрессора. Благодаря непрерывности
зарядки пневмопривод обладает неистощимостью.
От главной (питающей) пневматической магистрали 10
осевые ресиверы разобщены обратными клапанами 3 (по
числу ресиверов). Это придает каждому тормозному контуру
автономность. При выходе из строя какого-либо из контуров
остальные контуры не теряют работоспособности. Осевые ре¬
сиверы связаны трубопроводами с электропневмовентиля¬
ми 4У осуществляющими слежение и аварийное торможение.
Число вентилей выбирается по количеству тормозных осей.
Пневматическая часть вентилей включена: нижняя с осе¬
выми ресиверами и тормозными аппаратами колес, верхняя
с осевыми ресиверами и главной магистралью.
Электрическая часть привода состоит из контроллера 7,
приводимого тормозной педалью 5, электромагнитов венти¬
284

лей 4, источника электроэнергии 8 и электрических комму¬
никаций 9. Все электропневмовентили включены параллельно.
Конструкция всех электропневмовентилей одинакова.
В верхней части вентиля размещена аварийная головка, со¬
стоящая из цилиндра 9 (рис. XV.58), поршня 1 и толкате¬
ля 2. Активная площадь поршня полости Л, связанной с пи¬
тающей магистралью, больше, чем площадь поршня поло¬
сти Б, соединенной с осевым ресивером. Благодаря этому
поршень удерживается в верхнем крайнем положении.
Рис. XV.58. Конструкция электропневматического
вентиля с механизмом слежения
В средней части установлен электромагнит (катушка 8
и сердечник <?), в нижней части — механизм слежения и
управления, куда входят диафрагма 6 со штоком 4 и воз¬
вратной пружиной и двойной клапан 5. Шток 4 взаимодейст¬
вует через ползун 7 с сердечником 3 электромагнита. В от-
торможенном состоянии педаль тормоза отпущена, контрол¬
лер 7 (рис. XV.57) находится в исходной позиции, катушки
электромагнитов вентилей 4 обесточены. Шток диафрагмы и
сердечник каждого вентиля находятся в верхнем крайнем по¬
285

ложении. Двойной клапан 5 (рис. XV.58) опирается на седло
корпуса, торец штока 4 не касается двойного клапана. Тор¬
мозные аппараты тягача и прицепа сообщены с атмосферой.
При нажатии на тормозную педаль включаются реостаты
контроллера и в катушки электромагнитов вентилей посту¬
пает ток. Сердечник 3 опускается вниз. Шток 4 своим тор¬
цом сначала прижимается к двойному клапану, разобщая
связь тормозных аппаратов с атмосферой, а затем открывает
его, давая проход сжатому воздуху к тормозным аппаратам
колес.
По мере поступления сжатого воздуха к тормозным аппа¬
ратам возрастает давление в полости В под ^диафрагмои. о-
следняя, прогибаясь вверх, увлекает за со^оипшт°^‘ ®след ia
штоком перемещается и двойной клапан 5. Дви е д ф-
рагмы 6 и штока 4 вверх продолжается до тех пор, пока
двойной клапан не упрется в седло корпуса. Силы, дейст¬
вующие на шток со стороны сердечника 3 и диафрагмы, на-
груженной снизу давлением р сжатого воздуха, будут урав¬
новешены. Такое равновесие наступает каждый раз для
любого положения тормозной педали, но величина сил, при¬
ложенных к штоку 4, естественно, будет разная.
В случае обрыва тягово-сцепного устройства оторвавший¬
ся прицеп затормозится автоматически с максимальной ин¬
тенсивностью. Это произойдет вследствие падения давления
в питающей магистрали 10 (рис. XV.57) и полости ава¬
рийной головки, (рис. XV.58). В полости же В действует дав¬
ление осевых ресиверов. В результате нарушается равнове¬
сие поршня I и он, перемещаясь вниз, откроет клапан
При отказе электрической часту привода на транспорт¬
ных средствах, снабженных электропневматическим приво¬
дом, предусматривается аварийный способ торможения путем
принудительного понижения давления в магистрали
(рис. XV.57) управления (питания). Давление понижается
с помощью крана 2, размещенного в кабине тягача.
К недостаткам электропневматических приводов следует
отнести: значительный расход электроэнергии (	вт
на каждый электромагнит при силе тока 10	12 а) и мень¬
шая точность слежения; напряженный тепловой режим элек¬
тромагнитов и возможность отказа их при перегревах, оль-
шая чувствительность к механическим повреждениям и
внешним воздействиям (пыль, грязь).
Указанные недостатки вполне устранимы, и применения
электропневматических приводов следует ожидать в недале¬
ком будущем.
В расчет электрической части электропневматического
привода входят определение необходимых значений (в зави¬
симости от интенсивности торможения) движущем силы элек¬
тромагнита и тепловые расчеты электромагнитов, исключаю¬
286

щие их перегрев (нагрев электромагнитов не должен превы¬
шать 80—90° С).
Движущая сила F электромагнита находится из условия
равновесия штока 4 (рис. XV.58) следящего устройства:
ад.д+р[-т w+R'+о —rdi]~
-G + RK.K	(XV.81)
где Сд и 50<д—жесткость возвратной пружины диафраг¬
мы 6 и ее поджатие;
Я и г — размеры гибкого пояса диафрагмы;
dm— наружный диаметр штока 4\
О— вес сердечника 3 электромагнита и ползу¬
на 7;
Як. а—реакция на шток 4 со стороны двойного
клапана 5.
Кроме того, из условий равновесия двойного клапана 5
имеем
/?к., +	= С А. К + Pp-i-V* + 2 ty-p? (<q-<PJ, (XV.82)
где Ск и S0, к — жесткость и поджатие пружины двойного
клапана 5;
Як. в — реакция седла корпуса на двойной клапан;
dK и t — активный диаметр и толщина стенки седла
корпуса;
dw — наружный диаметр штока 4.
ПРИ Як. а = Як а min (Я, в = Як. в твх) начинается оттормажи-
вание, при Як в = Як в min (Як а = Як а тах) — торможение. Ме¬
тодика определения /?it.amin и Як.вт1пбыла дана ранее. Под¬
ставляя значения /?K.amin и /?к.аmax в выражение (XV.8I), на¬
ходим требуемые значения движущей силы F. Как видно,
одному и тому же значению р будут соответствовать два
значения движущей силы — Fmm и FmsiX. В пределах этих зна¬
чений механизм слежения электропневматического вентиля
нечувствителен к изменению F. Пользуясь выражениями
(XV.81) и (XV.82), можно построить статическую характери¬
стику вентиля. По форме она будет идентична ранее приве¬
денным диаграммам (рис. XV.47).
В соответствии с потребными значениями F рассчитыва¬
ются электрические характеристики электромагнитов, кон¬
троллера и выбирается мощность источников питания.

Глава XVI
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
1.	Назначение и требования,
предъявляемые к рулевому управлению
Рулевое управление -предназначается для обеспече¬
ния поворота автомобиля и поддержания заданного направ¬
ления его движения. Поворот может совершаться двумя спо¬
собами: поворотом управляемых колес или поворотом управ¬
ляемых осей. На большинстве автомобилей применяется пер¬
вый способ поворота. Второй способ пРиме^яле^с!? в сочл^'
ненных автомобилях (МАЗ-529, БелАЭ-531, МАЗ-546 и др.),
а также в прицепах.
Рулевое управление состоит из рулевого механизма, при¬
вода и усилителя руля.
На рис. XVI.1 показана принципиальная схема рулевого
управления (без усилителя). Здесь рулевое колесо 1 поса¬
жено на верхнем конце рулевого вала 2, установленного в
рулевой колонке 3. Последняя жестко связана с картером
рулевого механизма, картер рулевого механизма закреплен
на раме, а рулевая колонка — в кронштейнах кабины води¬
теля.
Нижний конец рулевого вала соединен с рулевым редук¬
тором. На выходном валу рулевого редуктора посажена сош¬
ка 5 на шлицах, которая через продольную тягу о соединена
с рычагом 7 поворотной цапфы 8. Поворотная цапфа пово¬
рачивается вокруг неподвижного шкворня 9, установленного
в проушине передней оси 10. Поворот одного колеса вызы¬
вает через поворотную трапецию 11 поворот другого колеса.
Для облегчения поворота, а также для обеспечения безо¬
пасности движения автомобиля служит усилитель руля.
Для автомобилей с поворотными колесами привод ^руле¬
вого управления может быть подведен к колесам одной оси,
к колесам двух и более осей, к колесам всех осей.
Схема рулевого управления и число управляемых осей
определяются назначением автомобиля и условиями его экс¬
плуатации. На автомобилях многоцелевого назначения с ко¬
лесной формулой 4X4 и 6x6 и народнохозяйственных образ¬
цах автомобилей в качестве управляемых преимущественно
используется передняя пара колес. Некоторые тактические
288

автомобили иногда оборудуются передней и задней парами
управляемых колес.
На многоосных шасси с колесной формулой 8x8 управ¬
ляемыми выбираются или колеса двух передних осей (ва¬
риант а — БТР-60П, МАЗ и др.), или колеса передней и по¬
следней осей (вариант б — ЗИЛ и др.). При одинаковых ра¬
диусах поворота вариант а требует больших углов поворота
управляемых колес. Это обусловливает необходимость при¬
менения шарниров повышенной гибкости, а также рам с не¬
большой габаритной шириной. В тех случаях, когда по усло¬
виям компоновки требуются рамы с увеличенными габари¬
тами по ширине, удобнее применять вариант б.
В чрезвычайно редких случаях на автомобилях с колес¬
ной формулой 8X8 в качестве управляемых применяются
все колеса (например, бронетранспортер «Бюссинг-Наг»
ФРГ).
По месту установки рулевого механизма на раме разли¬
чают рулевое управление с левым расположением и рулевое
управление с правым расположением. Первый тип рулевого
управления применяется при правостороннем движении
10—2961
289

транспорта, второй тип — при левостороннем движении транс¬
порта. Оба типа рулевого управления, отличающиеся друг
от друга местом размещения рулевого механизма, с конструк¬
тивно-эксплуатационной точки зрения совершенно одина¬
ковы.
Требования, предъявляемые к рулевому
управлению. К рулевому управлению предъявляются та¬
кие требования:	*
—	высокая маневренность автомобиля, т. е. способность
быстро и круто поворачиваться на ограниченных площадях,
—	легкость управления на месте и в движении,
—	правильная кинематика поворота, при которой все ко¬
леса будут катиться без бокового скольжения (чистое каче
ние), т. е. по строго концентрическим окружностям;
—	малая величина импульсов (толчков), передаваемых от
управляемых колес на руль;
—	следящее действие, т. е. строгая согласованность дей¬
ствия рулевого управления с поворотом управляемых колес,
—	суммарный люфт в механизме управления и в при¬
воде при прямолинейном движении на рулевом колесе
должен быть не более 10—20° (30—40 мм по ободу рулевого
колеса).
Первое требование обеспечивается максимально допусти¬
мыми углами поворота управляемых колес. Эти углы рав¬
няются примерно 35—45° Причем чем больше угол, тем
больше места необходимо для разворота колес и уж у-
дет рама автомобиля (или глубже ниши в корпусе). ы-
сокая маневренность автомобиля зависит также от легкости
управления. Последняя зависит от величины передаточного
числа рулевого управления (чем больше передаточное число,
тем легче управлять автомобилем) или от наличия усилителя
руля.
Требуемая кинематика поворота зависит от правильного
выбора углов наклона и размеров рычагов поворотной тра¬
пеции. При этом все же не всегда возможно обеспечить чи¬
стое качение колес автомобиля, это зависит от выбранной
схемы расстановки ходовых осей и числа управляемых колес
(см. «Армейские автомобили. Теория»).
При движении, особенно на местности вне дорог, автомо¬
биль испытывает толчки вследствие наезда колес на неровно¬
сти. Эти толчки передаются через привод и рулевой механизм
на рулевое колесо. Величина толчков зависит от сопротивле¬
ния в приводе и в рулевом механизме. Можно так скон¬
струировать рулевое управление, что толчки не удут
передаваться на руль, т. е. рулевое управление будет необ¬
ратимым. Однако при этом снижается к. п. д. рулевого упра¬
вления и уменьшается срок его службы, так как толчки удут
жесткие, не амортизирующиеся усилием рук человека. Кроме
290

того, если механизм будет необратимый, то нельзя использо¬
вать стабилизацию управляемых колес, т. е. при случайном
отклонении от нейтрали они не будут восстанавливать свое
первоначальное положение.
Поэтому рулевой механизм конструируют на границе
самоторможения (необратимости). В этом случае к. п. д. ме¬
ханизма управления достаточно высок, но трение в механиз¬
ме все же значительное и оно поглощает большую долю энер¬
гии толчков.
Так как рулевой механизм не обладает полным самотор¬
можением, то при значительной величине бокового импульса,
приходящегося на управляемые колеса, водитель не в состоя¬
нии их удержать в заданном положении (например, в ней¬
тральном при прямолинейном движении автомобиля) и коле¬
са развернутся, в результате чего возможна авария. Это
особенно опасно при проколе шин управляемых колес.
При наличии усилителя руля колеса развернуться не смо¬
гут, даже если на них будет действовать значительный боко¬
вой импульс. Усилитель руля не только облегчает труд води¬
теля, но и помогает ему удерживать управляемые колеса в за¬
данном положении. Таким образом, усилитель руля повышает
безопасность движения автомобиля, особенно на высоких ско¬
ростях.
Усилитель руля должен осуществлять следящее действие,
обеспечивающее пропорциональность усилий и углов пово¬
рота между рулевым колесом и управляемыми колесами. Во¬
дитель должен чувствовать дорогу: с увеличением сопротив¬
ления повороту должно возрастать и потребное усилие на
рулевое колесо. Это непреложный закон всех видов механиз¬
мов полуавтоматизированного управления.
Люфты в соединениях рабочих деталей рулевого управ¬
ления неизбежны, но они должны быть ограничены, так как
при слишком больших люфтах будет большой свободный ход
рулевого колеса и неустойчивое движение управляемых
колес.
2.	Классификация рулевых механизмов,
приводов и усилителей руля
Из большого числа различных типов рулевых меха¬
низмов наибольшее распространение получили следующие:
—	червячные: с глобоидальным червяком и роликом;
с цилиндрическим червяком и сектором;
—	винтовые: вийто-гаечно-реечные; винто-гаечно-криво-
шипные,
—	кривошипные: со скользящими шипами; с вра¬
щающимися шипами.
10*
291

Приводы можно классифицировать по следующим при¬
знакам:
—	по способу связи поворотных ^колес, с ин¬
дивидуальной рулевой трапецией для каждой управляемой
оси; с одной общей трапецией для всех осей и бортовой ры¬
чажной связью;
—	по конструкции рулевой трапеции, с раз¬
резной поперечной тягой; с цельной поперечной тягой,
—	по расположению рулевой трапеции по
отношению к управляемой оси: с задним располо¬
жением; с передним расположением; со смешанным распо¬
ложением.
К числу основных типов усилителей, получивших в руле¬
вом управлении преимущественное применение, следует от¬
нести гидравлические и пневматические (включая вакуум¬
ные) .
При этом гидравлические усилители установлены пример¬
но на 90% автомобилей, снабженных усилителями.
Разновидностями конструкций гидравлических усилителен
являются:
—	усилители с открытым центром золотника, у которых
свободно циркулирует жидкость в системе при нейтральном
положении управляемых колес (на серийных образцах авто¬
мобилей);	.
—	усилители с закрытым центром золотника (находятся
в стадии разработки); при нейтральном положении управ¬
ляемых колес жидкость в системе не циркулирует.
3.	Оценочные параметры
рулевых механизмов
Рулевой механизм увеличивает момент на валу
сошки, прикладываемый к рулевому колесу. Оценочными па¬
раметрами рулевого механизма служат угловое передаточное
число tp.M, к. п. д. и величина зазоров в зацеплении.
Под угловым передаточным числом понимают отношение
где йв и dQ — элементарные углы поворота рулевого колеса
и вала сошки.	„	„		 _ .
Передаточное число ip.m может быть определе о рафи*
чески. Приближенно
Д0
*р.м- 'Ш
292

где А9 и AQ —малые угловые перемещения рулевого колеса
и вала сошки.
Если известна графическая зависимость 8=/(й)
(рис. XVI.2), то, разбивая график на элементарные величи¬
ны А0 и AQ и беря их отношения, получим
Vm=/W
Максимальное значение углового передаточного числа ру¬
левого механизма армейских автомобилей среднего и тяже¬
лого веса равно 20—26. Для легких автомобилей оно сни¬
жается до 15—20. При выборе ip.M исходят из того, что за
1,5—2,5 полных оборота рулевого колеса управляемые коле¬
са должны из нейтрального положения повернуться на мак¬
симальный угол (35—45°).
В зависимости от назначения автомобиля и условий его
эксплуатации выбирается тот или иной закон изменения /р.м
в функции поворота рулевого колеса в. Целесообразный за¬
кон изменения *р.м для большинства автомобилей представ¬
лен на рис. XVI.2, б; здесь для малых углов поворота руле¬
вого колеса, равных 90—120°, передаточное число имеет мак¬
симальное значение. Чем больше *р.м, тем легче и точнее
управление автомобилем, что является необходимым при дви¬
жении по хорошим дорогам с высокими скоростями. Как по¬
казывает статистика, основную часть поворотов составляют
повороты с небольшим отклонением управляемых колес. По¬
этому в рулевое управление при положении колес, близком к
нейтральному, можно закладывать большие передаточные
числа.
В дальнейшем (при крутых поворотах) /рм резко падает
(на протяжении 0 = 50-^70°), продолжая медленно умень¬
шаться к периферии. На этих участках при небольших углах
поворота рулевого колеса получаются значительные углы по¬
ворота управляемых колес, чем достигается высокая манев¬
ренность автомобиля.
Коэффициент полезного действия оценивает величину по¬
терь на трение в рулевом механизме (а также в приводах)
и эффект самоторможения, т. е. передачу усилия от управ¬
ляемых колес на рулевое колесо. Поэтому различают прямой
к. п. д. т]|Р.м (при передаче усилия от рулевого колеса на
управляемые колеса) и обратный к. п. д. 7]2р.м (при передаче
усилия от управляемых колес к рулевому колесу). Чем боль¬
ше прямой к. п. д., тем совершеннее рулевой механизм, тем
легче управлять автомобилем. Прямой к. ,п. д. равен
^1р.м= 1 jr~ >	(XVI.2)
293

Рнс. XVI.2. График изменения углового передаточного числа рулевого механизма в зависимости
от угла поворота рулевого колеса:
а —графическое определение 1р.я> б— целесообразный закон изменения ^ м для армейских автомобилей,
ае снабженных усилителями

где /Иг, — момент трения в рулевом механизме, приведен¬
ный к рулевому валу;
Мв — крутящий момент на рулевом колесе.
42,.,= 1	Щ-'	(XVI.3J
где Мг2 — момент трения в рулевом механизме, приведен¬
ный к валу сошки;
М0 — поворотный момент на валу сошки, переданный
от управляемых колес.
При наличии в рулевом управлении усилителей требова¬
ния в отношении к. п. д. рулевого механизма в значительной
мере снижаются, поскольку легкость управления и гашение
толчков и ударов на рулевой привод обеспечиваются дейст¬
вием усилителя. Что касается использования стабилизирую¬
щего момента управляемых колес, то при наличии усилителя
управляемые колеса возвращаются в исходное положение ав¬
томатически, как только будет снято усилие с рулевого колеса.
При эксплуатации рулевого управления наибольшему из¬
носу подвергаются те элементы рабочих поверхностей дета¬
лей сопряжения, которые работают при малых углах откло¬
нения руля от нейтрального положения. Поэтому в этих со¬
пряжениях устанавливаются минимальные зазоры (люфты),
которые по мере износа поверхностей регулируются.
От среднего положения к периферии зазоры в зацеплении
постепенно увеличиваются и достигают максимума в крайних
положениях (люфты возрастают до 25—35°). Такой харак¬
тер изменения зазоров в зацеплении позволяет при очеред¬
ных регулировках компенсировать износы в средней, наибо¬
лее изнашивающейся части механизма без опасности закли¬
нивания его при поворотах рулевого колеса в ту или иную
сторону.
Необходимая величина зазоров в зацеплении и законо¬
мерность их изменения по углу поворота рулевого колеса
обеспечиваются или технологическими мероприятиями (на¬
пример, за счет сдвига режущего инструмента при нарезке
элементов зацепления), или конструктивными (за счет осо¬
бенностей того или иного рулевого Механизма).
4.	Типовые конструкции
рулевых механизмов
В соответствии с принятой выше классификацией
рассмотрим основные типы рулевых механизмов, применяе¬
мых на армейских автомобилях.
295

Червячные рулевые механизмы различаются формой чер¬
вяка и конструкцией сопрягаемого с червяк-ом ведомого эле¬
мента. На рис. XVI.3, а показан червячно-спироидныи руле¬
вой механизм, состоящий из цилиндрического двухзаходного
червяка 4 и бокового сектора 5. Ось червяка сдвинута по на¬
правлению к оси сектора на 39,85 мм и, таким обра ,
является касательной к начальной окружности сектора, у-
левые механизмы этого типа устанавливаются на тяжелых
автомобилях многоцелевого назначения Урал-з/э, ispAcWi ,
МАЗ-502 и некоторых других. При трапециевидном профиле
поперечного сечения витков червяка и зубьев сектора они
соприкасаются по линии и вся длина зубьев сектора участ¬
вует в передаче нагрузки, что уменьшает износ червячной
пары. Кроме того, геометрия зацепления червячно-спиромд-
ных передач по сравнению с геометрией обычных червячных
передач создает более благоприятные условия смазки, что
позволяет сократить потери на трение и несколько увеличить
к. п. д. механизма.
Вал 2 сошки 1 устанавливается с большой точностью на
удлиненных игольчатых подшипниках 3. Чтобы сектор не
прогибался, в картере 6 механизма имеется упор А, ограни¬
чивающий прогиб сектора до 0,65 мм. Для ограничения про*
г,иба червяка 4 имеется упор В, ограничивающий прогиб до
0,45 мм. Зацепление червяка с сектором регулируется под¬
бором упорной бронзовой шайбы С соответствующей толщи¬
ны, воспринимающей при любом направлении вращения ру¬
левого колеса осевое усилие Qc-
Осевой зазор в зацеплении изменяется от 0,0о мм (сред¬
нее положение) до 0,50 мм (крайнее положение).
Вал червяка в картере может устанавливаться или на
конических подшипниках, воспринимающих осевые усилия
вала (автомобили КрАЗ-214, МАЗ-502), или на цилиндри¬
ческих подшипниках 7 (автомобиль Урал-375), допускаю¬
щих осевой ход винта (до 0,95—1,1 мм на сторону). Осевой
ход винта необходим для обеспечения перемещения золот¬
ника распределителя при включении в работу усилителя
руля. Ограничение хода винта и восприятие его осевых уси¬
лий, возникающих при повороте, достигаются установкой
шайб 8.
Устранение зазоров в конических подшипниках
(рис. XVI.3,6) и их регулировка осуществляются прокладка¬
ми D, размещенными под фланцем верхней крышки кар-
тера.
Чтобы не нарушать первоначальной приработки червяка
и сектора, при сборке рулевого механизма следует совме¬
щать имеющиеся метки на валу 2 (рис. XVI.3,fl) сошки / и
картере 6. При совмещенных метках сектор будет находиться
в среднем положении.
296

297

Витки червяка нарезаются при равномерном вращении
червяка, тогда шаг t нарезки постоянен и угловое передаточ¬
ное число рулевого механизма будет равно
(XVI.4)
_ ле _
*Р-И dQ. ~
2тс/?0 cos 72
tz4 cos Yi ’
где	Rq — радиус начальной окружности сектора;
z4—число заходов червяка;
у2 и у, — углы наклона нарезки зубьев сектора и витков
червяка.
Рис. XVI.4. Рулевой механизм типа цилиндрический червяк — червячный
сектор
Для удобства монтажа рулевого вала 9 в кабине и наи¬
более рационального использования подкапотного простран¬
ства рулевой вал часто выполняется составным (автомобиль
Урал-375). Универсальные шарниры 10 обеспечивают равно¬
мерное вращение червяка, а телескопическое соединение Е
осевой ход вала.
На одноосных тягачах МАЗ-529 (МоАЗ-531) устанавли¬
вается рулевой механизм с цилиндрическим четырехзаход-
ным червяком 1 (рис. XVI.4) и сектором 2. В связи с тем что
298

ось тягача по отношению к полуприцепному звену повора¬
чивается только под действием давления масла в рабочих
цилиндрах, передаточное число tp.M рулевого механизма вы¬
брано малым и равным 8,25. Рулевой механизм служит
только для приведения в действие распределителя за счет
создания в червячном зацеплении осевой силы. Другой осо¬
бенностью рулевого механизма тягача МАЗ-529 является от¬
сутствие эксплуатационных регулировок, так как из-за малой
загруженности зацепления они не требуются. Осевые усилия
воспринимаются: для червяка — упорным подшипником 5 и
шайбами 6 распределителя, для сектора — торцовыми шай¬
бами 9.
Червяк и вал сектора установлены в картере на игольча¬
тых подшипниках 3 и 7. Полость рулевого механизма низкого
давления отделена от полости распределителя (полости вы¬
сокого давления) уплотнительным устройством 4.
Штифт 8 служит для обеспечения правильности сборки ру¬
левого механизма. Рулевое колесо унифицировано с рулевым
колесом легкового автомобиля «Москвич-407».
Передаточное число рулевого механизма одноосного тя¬
гача МАЗ-529 определяется по ранее приведенной формуле
(XVI.4) с учетом того, что yt — Y2-
При изготовлении рулевых механизмов червячного типа с
сектором устанавливаются жесткие технологические нормы.
Неперпендикулярность рулевого вала к оси вала сошки на
длине 100 мм допускается не более 0,03—0,05 мм, неконцен-
тричность отверстий в картере под подшипники рулевого ва¬
ла— не более 0,02 мм, биение поверхности сектора в плоско¬
сти его вращения относительно оси вала сошки на радиусе
120—140 мм — не более 0,02 мм.
Угол подъема винтовой линии червяка на делительном ци¬
линдре для выполненных конструкций колеблется от yi = 9°
(Т2 = 40,5о) (автомобили МАЗ-200, КрАЗ-219, Урал-375) до
Y1 = 17° (автомобиль МАЗ-529).
Коэффициент полезного действия рулевых механизмов с
червячно-спироид.ным зацеплением определяется по формулам
(без учета гидравлических потерь и потерь в подшипниках
и сальниках):
прямой
=	Ti	I + tg Та tg р #
*)1р.м tg (?, + р) 1— tgTltgp*
обратный
«	_	tg(T*~p)	1	+	t9Tltgf>
’Ь-flri 1-irT.tgp •
где p — угол трения.
(XVI.5)
(XVI.6)
299

Для выполненных конструкций червячных рулевых меха¬
низмов второй сомножитель мало отличается от единицы, и
поэтому в практических расчетах следует учитывать в фор¬
мулах только первый сомножитель.
На армейских автомобилях легкого и среднего класса
(УАЗ, ГАЗ-66, ЗИЛ-157), а также на многоосных автомоби¬
лях с усилителем в приводе (ЗИЛ, БТР-60П) устанавлива¬
ются червячные рулевые механизмы с роликом (рис. AVI.5, а).
На валу 9 сошки установлен на игольчатых подшипниках ро¬
лик 5, имеющий гребни. Эти гребни входят в зацепление с
нарезкой глобоидального червяка 2, посаженного на вал 4
рулевого колеса. При вращении рулевого колеса червяк по¬
ворачивается и поворачивает ролик вместе с валом 9, на
конце которого посажена на шлицах сошка 10. Механизм
имеет следующие преимущества. Глобоидальный червяк обес¬
печивает при ограниченной его длине необходимую продол¬
жительность зацепления и хорошее контактирование греб¬
ней ролика 5 с нарезкой червяка (развитая площадь сопри¬
косновения). Число гребней на ролике 5 выполняется от двух
до четырех (в зависимости от веса автомобиля). Благодаря
рассредоточенному действию нагрузки по нескольким греб¬
ням, замене трения скольжения в зацеплении трением обка¬
тывания достигается высокая износостойкость механизма.
Ось 8 ролика но отношению к оси червяка 2 смещена на
величину Д = 5-^7 мм (см. разрез по Б Б). Это позволяет
устранять износы зацепления путем эксплуатационных регу¬
лировок. При вращении гайки 6 за счет уменьшения регули¬
ровочных прокладок 7 перемещается вал 9 сошки в направ¬
лении к червяку, а вместе с ним и ролик.
Возможность регулировки обеспечивается наличием осе¬
вого зазора в зацеплении
AS = 2A/? tg&,
где	AR—приращение радиуса (рис. XVI.5, 6);
6 — половина угла при вершине гребня ролика.
Как видно, необходимые зазоры получают смещением
центра Ог вала сошки на величину х по отношению к цент¬
ру 0| начальной образующей червяка. Величина х изменяет¬
ся в пределах 2,5—5,0 мм. В точке D, соответствующей ней¬
тральному положению управляемых^ колес, Ло=0. Характер
изменения AR от 0 показан кривой 1 на верхнем графике.
Опыт эксплуатации рулевых механизмов этого тшта пока¬
зывает, что, кроме смещения осей ролика и червяка, целесо¬
образно червяк делать слегка эксцентричным, ^тогда зазор в
зацеплении будет описываться кривой 2. Такой характер из¬
менения технологического зазора лучше согласуется с фак¬
тической картиной износа элементов зацепления и измене¬
нием сил трения в рулевом механизме в процессе эксплуа¬
300

тации автомобиля. Эксцентричность червяка можно полу¬
чить сдвигом режущих кромок обрабатывающего инструмен¬
та (долбяка) в пределах 0,05—0,25 мм при нарезке.
Для улучшения зацепления ролик несколько развернут
(до 7°)	и не образует с осью вала сошки	прямого угла.
Зазоры в	обоймах конических подшипников	3	червяка
выбираются путем уменьшения числа регулировочных про¬
кладок 1 под нижней крышкой картера рулевого механизма.
Угол yi подъема винтовой линии червяка переменный, по¬
степенно уменьшающийся от центра к периферии. В горло¬
вом сечении этот угол yi достигает наименьшего значения:
‘гт. = -££	(xvi.7)
И для выполненных конструкций не превышает 5—10°.
При нейтральном положении рулевого колеса передаточ¬
ное число (без учета радиального и бокового Д сдвигов) руле¬
вого механизма равно
V* = 7^r = ^T-	™
К периферийным участкам червяка /р.м несколько умень¬
шается (на 5—7%). Для практических расчетов передаточ¬
ное число таких рулевых механизмов может считаться по¬
стоянным.
Винтовые рулевые механизмы. Механизмы этого типа
применяются на автомобилях ЗИЛ-131, ЗИЛ-130, МАЗ-500.
Вал 3 (рис. XVI.6) рулевого колеса имеет на нижнем
конце винт. На винт надета гайка 2. Последняя запрессована
в поршень У, на наружной поверхности которого нарезана
рейка. Рейка находится в зацеплении с прямозубым секто¬
ром 13, посаженным на вал сошки.
Для уменьшения потерь на трение и увеличения износо¬
стойкости гайка 2 зацепляется с винтом 3 через циркулирую¬
щие шарики 12, выполняющие роль подшипников качения.
Количество шариков для одного рулевого механизма изме¬
няется от 90 до 120 шт. Диаметр шариков 7—9 мм.
Выходные концы нарезки гайки замыкаются двумя на¬
правляющими трубками, заполненными такими же шарика¬
ми, Трубки подведены к средней части гайки и разделяют ее
нарезку на два замкнутых самостоятельных ручья. Зубья
поршня-рейки 1 и сектора 13 у основания нарезаны наклон¬
но (угол наклона составляет 7,5°), а по длине имеют пере¬
менную толщину. При этом зубья рейки несколько шире,
чем зубья сектора. За счет такой конструкции зубьев дости¬
гается возможность регулирования зазора. Осевое переме¬
щение сектора регулируется винтом.
301

R „-теоретический
радиус зацепления
Нерабочий радиус
зацепления
Рис. XV 1.5. Рулевой механизм типа
802

6-Б
303

Картер рулевого механизма автомобилем ЗИЛ представ*
ляет собой гидравлический цилиндр И усилителя руля, в ко¬
тором установлен поршень 1. Под давлением жидкости, соз¬
даваемым насосом, поршень 1 может перемещаться влево
или вправо и поворачивать сектор 13.
Высокое давление
низкое давление
\	 	 —J
Рис. XVI.6. Рулевой механизм ' типа винт - гайкарейка — сектор со
встроенным усилителем и распределительным ус р
Сектор 13 приводит в движение сошку, а через нее пово¬
рачивает управляемые колеса. Направление потока жидко¬
сти в полостях А и Б создается золотниковом системой.
Рулевой вал составной. Нижняя часть, несущая винт, за¬
фиксирована в упорных подшипниках распределительного
304

устройства усилителя. Упорные подшипники ограничивают
осевой ход винта в пределах ,± 1,5 мм и воспринимают осе¬
вое усилие. Верхняя часть жестко связана с рулевым коле¬
сом. Обе части рулевого вала соединены гибким соедине¬
нием или шарниром, допускающим осевое движение нижней
части винта относительно верхней части.
На автомобилях МАЗ повышенной проходимости, у кото¬
рых усилитель монтируется в рулевом приводе, винт 7
(рис. XVI.7) рулевого механизма в отличие от предыдущей
конструкции установлен в конических подшипниках 3 кар¬
тера 2 и осевого хода не имеет. Конические подшипники ре¬
гулируют изменением толщины прокладок 5 под крышкой 4.
Рулевая колонка в кабине установлена почти перпендикуляр¬
но к плоскости дороги, и для передачи движения на горизон¬
тальный винт рулевого механизма применена дополнитель¬
ная коническая передача 1. Зацепление сектора с гайкой ре¬
гулируют винтом 6.
На автомобиле МАЗ-500 используется тот же рулевой ме¬
ханизм, что и для автомобиля МАЗ повышенной проходимо¬
сти, но без конической передачи.
Винты изготовляются однозаходными с постоянным ша¬
гом t— 12ч-18 мм. Угол подъема у нарезки винта обычно бе¬
рется 10—15°.
Высокая надежность и срок службы винтовых рулевых
механизмов обеспечиваются точным изготовлением профиля
беговых канавок с чистотой не менее Д9, применением ша¬
риков 2-го и 3-го класса точности и селективной сборкой
деталей. Пятно контакта шарика в канавке должно быть не
менее 40—50°. Для получения беззазорного соединения вин¬
та с гайкой допускается сборка деталей только одной груп¬
пы. Размеры шариков, поступающих на сборку, не должны
отличаться более чем на 2 мк. Зазор в винте не превышает
0,02—0,03 мм.
В зарубежной практике для рулевых управлений без уси¬
лителя в целях снижения воздействия обратных ударов на
рулевое колесо глубина нарезки винта под шарики иногда
делается наименьшей в средней зоне и постепенно увеличи¬
вающейся к периферии. Такой способ нарезки обеспечивает
наибольший натяг и трение в рулевом механизме при ней¬
тральном положении управляемых колес.
Передаточное число винтовых рулевых механизмов авто¬
мобилей ЗИЛ и МАЗ постоянно и равно
Vm = -“.	(XVI.9)
где Rq — радиус начальной окружности зубьев сектора;
t—шаг винта.
305

Рис. XVI.7. Рулевой механизм типа винт — гайка — рейка — сектор с дополнительной конической передачей

В некоторых винтовых рулевых механизмах тяжелых ав¬
томобилей (МАЗ-525) к паре винт—гайка добавляется кри¬
вошип (рис. XVI.8).
При вращении рулевого вала 1 гайка 2 передвигается по
нарезке А винта вправо или влево и ведет кривошип 3. Кри¬
вошип имеет вильчатую форму и выполнен за одно целое с
валом сошки. Поскольку кривошип при вращении рулевого
колеса нижним концом описывает дугу и расстояние между
осью вала сошки и осью винта меняется, то нижний конец
рулевого вала делается свободным (не имеет опоры). Кроме
того, рулевой вал через обойму 5 установлен в рулевой ко¬
лонке на упругих (резиновых) опорах 4. Это позволяет валу
иметь перемещение, вызываемое вращением кривошипа, и
амортизировать удары, приходящиеся на рулевое управление
(в частности, на рулевой вал и рулевое колесо). Поджатие
опор 4 осуществляется гайкой 7, воздействующей на регули¬
ровочные прокладки 6.
Винтовые рулевые механизмы не имеют регулировок резь¬
бы, и это является их главным конструктивным недостатком.
Для обеспечения высокого срока службы таких рулевых ме¬
ханизмов без ощутимых люфтов в нарезке приходится при¬
менять дорогостоящие легированные стали, обрабатывать де¬
тали с очень высокой точностью и нередко идти по пути
усложнения механизма (применять в нарезке шарики для
уменьшения трения).
Рулевые механизмы кривошипного типа. На рис. XVI.9
показан один из вариантов конструкции рулевого механиз¬
ма кривошипного типа. На валу 4 сошки посажен криво¬
шип 3, в теле которого установлены два шипа 1 и 2. Шипы
входят в ручьи винта вала рулевого колеса. При повороте ру¬
левого колеса шипы перемещаются вдоль оси винта, и тем
самым поворачивается кривошип, а с ним и вал сошки. Не¬
достатком этого механизма является низкая износостойкость
скользящих шипов. Этот недостаток устранен в конструк¬
ции, показанной на рис. XVI.10. Шип 1 установлен на
подшипниках качения. Поэтому скольжение шипа заменено
качением. Зазор между шипами (их два) и винтовой на¬
резкой регулируется с помощью винта 2, при вращении кото¬
рого вал 4 сошки, а вместе с ним и шипы перемещаются
по направлению к нарезке винта. Контргайкой 3 фикси¬
руется положение деталей зацепления после проведенной
регулировки.
Характер изменения передаточного числа рулевых меха¬
низмов кривошипного типа может быть самым разнообраз¬
ным. Это важное свойство отличает их с положительной сто¬
роны от других типов рулевых механизмов. В частности, за
счет специальной нарезки винта можно получить оптималь¬
ную кривую изменения t'p.M (рис. XVI.2). Наиболее простой
307

Рис. XVI.8. Рулевой механизм типа винт —гайка —крнвошнп
с консольным рулевым валом
308

и пока распространенной является нарезка с постоянным ша¬
гом (^). При постоянном шаге
2%R0 cos й
^р. м
(XVI.10)
Рулевые механизмы кривошипного типа следует рекомен¬
довать для автомобилей, у которых не предусматривается
w a it)
4У
Рис. XVI.9. Кривошипный рулевой механизм со сколь¬
зящими шипами
установка усилителей. За счет оптимальной характеристики
передаточного числа для таких автомобилей можно добиться
хорошей маневренности и легкости управления.
Кривошипные рулевые механизмы на современных отече¬
ственных автомобилях не применяются.
309

Материалы, применяемые для изготовления де	ру
левого механизма. Рулевые валы изг°{?®лчЯ1^ТгСЯ, Иптп?^ипи
углеродистых сталей 20 (автомобили ЗИЛ), (а
ГАЗ) и 45 (автомобили МАЗ, КрАЗ). Полуфабрикатом для
рулевых валов служат бесшовные трубы. Гло иi	/яитп_
вяки отковываются из легированных сталей
мобили ЗИЛ), 35Х (автомобили ГАЗ), поверхность червяков
цианируется на глубину 0,25—0,50 мм и ^акаливает^ ппимр.
ле. Твердость поверхности HRC 45	5-•
няются стали 12ХНЗА (автомобили ЗИЛ), 20Х (автомобили
ГАЗ), 12НМ; поверхность роликов цем5^р^пТСксНа
1,2—1,5 мм и закаливается, твердость НКь
1
Рис. XVI.10. Кривошипный рулевой механизм с вращающимися
шипами
Винты для рулевых механизмов автомобилей ЗИЛ-131,
МАЗ-500, MA3-535 изготовляются'из сталей 18ХП, поверх¬
ность цементируется на глубину 1,2	1,5 мм и закаливается,
твердость HRC 58—64. Из стали 18ХГТ отковываются также
секторы, валы сошки и гайки.
Картеры рулевых механизмов отливаются из ковкого чу¬
гуна № 1 (автомобили ГАЗ, ЗИЛ) или КЧ 37	12 (автомо¬
били МАЗ).
6. Рулевые приводы
и их оценочные параметры —
Под рулевым приводом понимается система валов,
рычагов, тяг и т. д., обеспечивающая передачу необходимого
усилия от сошки рулевого механизма на управляемые колеса
автомобиля.
310

Оценочными параметрами привода служат угловое пере¬
даточное число tp.n, к. п. д. и жесткость привода.
Следует различать общее передаточное число привода
управления ip.n.0 и передаточное число пары управляемых ко¬
лес tp.n-
Определим значение 1рп.о-
Допустим, что к сошке механизма управления приклады¬
вается момент Ма и сошка поворачивается на элементар¬
ный угол dQ. Тогда работа, совершаемая на сошке, равна
dAQ = MQdQ.
Пусть теперь момент на поворотной цапфе колеса будет
равен Мц, цапфа правого колеса первой управляемой оси по¬
ворачивается на углы da\, а левой — на углы d\3t, аналогично
для второй оси — на углы da^ и d$2 и т. д.
Работа, которая производится на цапфе (затрачиваемая
на поворот управляемого колеса):
dAa =М dax\
а,	Ц,	*
4\ = МиЯ
и т. д. Суммарная работа, затрачиваемая на поворот всех
колес, будет
dAK = Х,Мц1 (flfa, d§j) -f- Х2УИц2 (d<x2 -f- d$2)	•	•	■,
где х — коэффициент, учитывающий увеличение момента по¬
ворота колес за счет необходимости преодоления стабилизи¬
рующего момента.
При равномерной нагрузке по управляемым осям будем
иметь
т
dAK — ХЛ*Ц 2	^/)»
i-1
где т — число управляемых осей.
Обозначим через т)р.ц.о к. п. д. привода,
тогда
*)р. п. о ^Aq = dAK.	(*)
Назовем кинематическим передаточным числом или про¬
сто передаточным числом привода управления отношение
элементарного углового перемещения сошки к среднему эле¬
ментарному угловому перемещению поворотных цапф управ¬
ляемых колес, или
<р.о..=	7,	•	(XVI.11)
i-l
311

Силовым передаточным числом привода а
ние суммарного момента на поворотных цапфа	У	р
ляемых колес к моменту на сошке, или
= «i,	(XVI.12)
р. п. о	Af0
Подставляя в равенство (*) значения работ dAK и йА§ л
учитывая уравнения (XVI.11) и (XVI. 12), получим следу щее
равенство:
<р.п.о,	(XVI.13)
Vn.o /р. п. О *
С аналогичным равенством мы уже встречались раньше
в теории силовых передач. Оно гласит, что отношение си о
вого передаточного	числа	к кинематическому	равнок. п. д.
передачи	(в	данном	случае — привода),	Ьсли	т)р.п.о— ^при
вод идеальный), то Cno~h-n-°'
Определим передаточное число для одной управляемой
оси. Из формулы (XVI.11) будем иметь
(XV1.14)
Ч- п I dai + d$l
2
Тогда из той же формулы (XVI.И) получим
=	+ -J—+ ...	.	(XVI.15)
*р. п. О	*р.	П1	V	п2
Характер изменения передаточного числа рулевого при
вода и его абсолютных значений обычно определяется гра
фическим путем.	,	.
В процессе поворота управляемых колес передаточные
числа рулевого привода не остаются постоянными.
Это видим, например, из схемы рис. XVI.11, для которой
кинематическое передаточное числб будет.
—	при повернутых колесах
2	V
'р-п-	.	...	,а.
У т i
—	при нейтральных
^Р.п а
Полное передаточное число рулевого управления равно:
—	кинематическое
<Р=V»'p.n.«;	(xvi.16)
•— силовое
ip = Ip, u*p „ о = % »V "• А- “V «••-	(XVI.l 7)
312

Чтобы определить момент на валу рулевого колеса, не¬
обходимо найти выражение суммарного момента на цапфах
управляемых колес = 2тХМл. Для этого поступаем сле¬
дующим образом.
Найдем составляющие суммарного момента сопротивления
повороту.
Рис. XVI.II. Схема рулевого привода ар¬
мейских автомобилей с одной управляе¬
мой осью
Момент сопротивления качению ориентировочно может
быть подсчитан по формуле
Mf = 2mfGKa, а — / — rc (X -f р),
где / —коэффициент сопротивления качению;
GK—вес, приходящийся на одно управляемое колесо;
а—радиус обкатми колеса вокруг шкворня
(рис. XVI.12);
/ — длина цапфы;
гс —статический радиус колеса;
X—угол развала колес;
(3 —угол наклона шкворня вбок.
Момент трения верчения в первом приближении выра¬
жается так:
М9 = 2m<?GK -j- = 4"	,
313

где <р — коэффициент сцепления;
/0— плечо момента трения верчения.
Плечо момента подсчитывается по формуле
где Го — свободный радиус колеса.
Рис. XVI. 12. К расчету момента со¬
противления повороту колеса
Момент сопротивления подъему находится из выражения
Мд = пгаОк [X (sin <хср sin Рср) + f (cos аср -f- cos fJcp)],
где аср и рср—средние углы поворота внутренних и наруж¬
ных колес автомобиля;
у —угол наклона шкворня назад.
314

Таким образом, можно записать
М - 2тШа = т, + Мг + М„ = (М, + ЛЦ (l +	) ■
В этом выражении % = 1 4~	+	м • Для выполненных кон¬
струкций автомобилей х= 1.07-г-1,15. После подстановки в
выражение для Мх соответствующих значений окончательно
получим
Mz=2mOKX (fa+ <?-!%-).	(XVI.18)
Коэффициент полезного действия рулевого привода оце¬
нивает потери передаваемой мощности в шарнирах рулевых
тяг и шкворневом устройстве управляемых колес. По опыт¬
ным данным, для автомобилей с одной управляемой осью по¬
тери на трение от общих потерь в рулевом управлении со¬
ставляют: в шкворнях — 40—50%, в шарнирах тяг— 10—^ 15%,
в рулевом механизме — 35—50%. Для многоосных автомоби¬
лей с двумя управляемыми осями и более потери на трение
в перечисленных выше группах деталей разбиваются при¬
мерно поровну.
Общий к. п. д. рулевого управления равен
^Зр == ^)р. м^Зр. п. о
✓
и в среднем достигает:
—	для автомобилей с одной управляемой осью 0,70—0,85;
—	для автомобилей с двумя и более управляемыми ося¬
ми 0,50—0,70.
Усилие на ободе рулевого колеса для рулевого управле¬
ния без усилителя будет
М«	Mr
	= ТГТГ- (XVI.19)
м‘р. п. ОЧр. МЧр. п. о	f'ui^ptp
где Rm — радиус обода рулевого колеса.
Испытания автомобилей в различных дорожных условиях
показывают, что усилие на рулевом колесе колеблется в ши¬
роких пределах. Оно увеличивается с уменьшением давления
воздуха в шинах при повороте на твердых дорогах и умень¬
шается на дорогах с малой несущей способностью.
Предельно возможные усилия на рулевом колесе не дол¬
жны быть больше 50—60 кГ.
Жесткость рулевого привода должна быть по возможно¬
сти наибольшей. При недостаточной жесткости рычажная си¬
стема рулевого привода будет обращаться в колебательный
контур и вызывать виляние управляемых колес и вообще
отрицательно влиять на устойчивость движения автомобиля.
315

Кроме того, будет нарушаться сходимость колес, что приве¬
дет к форсированному износу шин и повышенному^ расходу
топлива. Жесткость рулевого привода у автомобилей с неза¬
висимой подвеской в 1,5—2 раза меньше, чем у автомобилей
с зависимой подвеской. Например, у	г
га» она составляет 12,5 кГ • м/град, а у ГАЗ-69 к • /гра .
ляемон оси и разрезными поперечными тягами
Жесткость рычажного привода уменьшается с увеличе¬
нием числа управляемых осей. В этой связи весьма перспек¬
тивными следует считать гидравлические рулевые приводы,
имеющие высокую жесткость. Гидравлические рулевые при¬
воды позволяют решить проблему обеспечения высокой
устойчивости движения многоосных машин с несколькими
управляемыми осями.
Типовые схемы рулевого привода. Схемы рулевых приво¬
дов отличаются большим разнообразием. Для^ автомобилей
многоцелевого назначения с одной управляемой осью и обо¬
рудуемых, как правило, зависимой подвеской типичный руле¬
316

вой привод был показан на рис. XVI.11. Поперечная тяга ру¬
левой трапеции размещена позади балки моста и выполнена
цельной. Рулевой привод включает также сошку, продольную
тягу и рычаг поворотной цапфы. На рассматриваемом рисун¬
ке показаны, кроме того, элементы усилителя руля (£>/7, РЦ
и РУ), работа которого рассматривается ниже.
На многоосных автомобилях с независимой подвеской,
имеющих несколько управляемых осей (две — четыре), руле¬
вой привод значительно усложняется.
Рис. XVI.14. Схема рулевого привода с общей
рулевой трапецией на две управляемые оси
Как правило, для каждой управляемой оси предусматри¬
вается индивидуальная рулевая трапеция. Поперечная тяга
рулевой трапеции выполняется разрезной (рис. XVI.13), со¬
стоящей из трех участков: боковых А и среднего Б. Звенья
участков соединены шарнирами. Шарниры в точках а рабо¬
тают в основном на вертикальные к дороге перемещения ко¬
лес, шарниры в точках б обеспечивают перемещение средней
части рулевой трапеции в горизонтальной плоскости. Детали
шарниров в точках в имеют сложную кинематику относи¬
тельного движения. Рулевые трапеции управляемых колес
через продольные тяги и передаточные рычаги связаны с уси¬
лителем рулевого управления.
На некоторых многоосных автомобилях (БрАЗ, рис. XVI.
14) рулевая трапеция на обе управляемые оси делается об¬
317

щей, а обе пары управляемых колес соответственно слева
справа соединены между собой бортовой рычажной свя ь .
Исходя из требований компоновки рулевая трапеци
жет размещаться и впереди оси, как это сделано на	’
F	к	рулевой привод с двумя
разнесенными управляемы¬
ми осями (первой и четвер¬
той) показан применительно
к автомобилю ЗИЛ на рис.
XVI.15. Трапеция передней
оси размещена позади моста,
а трапеция задней оси — впе¬
реди. Колеса передней оси
поворачиваются в сторону,
противоположную колесам
задней оси. Для синхрониза¬
ции поворота управляемых
колес введена межосевая
рычажная связь К — L — М.
В зависимости от типа
подвески поперечная тяга
автомобилей ЗИЛ повышен¬
ной проходимости делается
цельной или разрезной.
Рычажные рулевые при¬
воды в эксплуатации требуют
тщательных систематиче¬
ских регулировок и смазки.
В противном случае люфты
в рулевом приводе приведут
к рассогласованию требуе¬
мой кинематики поворота
колес (а стало быть, и к бы¬
строму износу шин, перерас¬
ходу топлива и пр.) и сни¬
жению устойчивости движе¬
ния автомобилей, а отсутст¬
вие смазки —к снижению
к. п. д.
Рис. XVI.15. Рулевой привод с раз¬
несенными управляемыми осями
(первой и четвертой)
При проектировании рулевого привода автомобилем с за¬
висимым подрессориванием обращается внимание на согла¬
сование его кинематики с кинематикой подвески.
На рис. XVI.16 показано влияние взаимного расположе¬
ния рулевого механизма и подвески на кинематику привода.
Центры качаний продольной тяги и балки моста должны ле¬
жать по возможности ближе друг к другу (рис. VI. ,а).
Тогда точка а, принадлежащая одновременно продольной
тяге и балке моста, будет перемешаться по дугам с олизки-
318

ми по величине радиусами pi и рг. Если это условие не соблю¬
дается (рис. XVI.16, б), то при движении автомобиля по пло¬
хим дорогам, когда рессоры испытывают большие деформа¬
ции, неизбежно виляние управляемых колес.
Узлы рулевого привода. В целях снижения веса и прида¬
ния приводу жесткости его тяги делаются из бесшовных
труб. Материалом для изготовления труб служат стали 20
(ЗИЛ), 30 (ГАЗ), 35 (МАЗ).
Ответственным узлом привода являются шарниры, люфты
в которых недопустимы. Шарниры бывают разных типов.
Они отличаются конструкцией устройств для компенсации из¬
носом трущихся поверхностей, сроком и принципом регули¬
рования (саморегулируемые в течение всего срока службы,
периодически регулируемые, нерегулируемые).
Рис. XVI.16. Влияние взаимного расположения руле¬
вого механизма и подвески на кинематику привода
На рис. XVI.17 показаны конструкции шарниров попереч*
ных тяг рулевого привода. Шарниры (рис. XVI. 17, а, б и г) —
саморегулируемые. Головка / пальцев охватывается сухаря¬
ми 2. Постоянная плотность сопряжения достигается дейст¬
вием предварительно поджатой пружины 3. Под влиянием
веса тяги и поджатия пружины обеспечивается автоматиче¬
ская компенсация износа деталей трущихся пар.
Для шарниров автомобилей ЗИЛ-131 (рис. XVI.17, а) и
ГАЭ-53 (рис. XVI. 17, г) направление поджатия пружины со¬
впадает с осью пальца, для шарниров автомобиля ЗИЛ
(рис. XVI.17, б) поджатие пружины тангенциальное.
Поджатие пружин для шарниров (рис. XVI. 17, а, г) вы¬
бирается таким, чтобы его величина была больше макси¬
мально возможной инерционной силы, действующей на тягу
при движении по разбитым дорогам. Обычно РНат =
■ I
= тг/щах, где тТ — масса тяги, /тах — максимальное вер¬
319

тикальное ускорение неподрессоренной массы автомобиля.
Применительно к выполненным конструкциям пат —
~ 50 K-I*
В шарнирах автомобиля Урал-375 (рис. XVI. 17, в) преду¬
смотрена регулировка с помощью гайки 4: при ввертывании
гайки восстанавливается поджатие пружины о и вместе
с этим работоспособность шарнира. Для осуществления peryj
лировки необходима разборка наконечника тяги. о этой
причине шарнир, показанный на рис. XVI.17, в, менее удобен,
чем шарниры, показанные на рис. XVI.17, а, о и г.
Рис. XVI.17. Конструкции шарниров поперечных тяг
Головки пальцев шарниров поперечных тяг могут быть
сферическими (рис. XVI. 17, я, бив) или коническими
(рис. XVI.17, г). Сферические пальцы применяются в руле¬
вых приводах тяжелых автомобилей, конические (неполно-
сферные) — в рулевых приводах сравнительно легких авто¬
мобилей (ГАЗ-69 и др-)-	*
В случае отсутствия у управляемых колес углов стабили¬
зации (ГАЗ-бЗ, ЗИЛ-157) применяются (в поперечных тя¬
гах) цилиндрические шарниры (рис. XVI. 17, (9). Такие шарни¬
ры просты по конструкции, но имеют недостаточный срок
службы. Кроме того, они нерегулируемые.
Конструкция шарниров продольных тяг показана на
рис. XVI.18. Шарниры автомобилей КрАЗ-214 (рис. XVI. 18, а)
320

и МАЗ (рис. XVI.18, б) периодически регулируемые, шар¬
нир автомобиля Урал-375 (рис XVI.18 в) саморегулируемыи.
У шарнира, показанного на рис. XVI. 18, а, торцовая поверх¬
ность внутреннего упора 4 обработана под углом а. Между
упором 4 и заглушкой 5 вставлен клин <5, нагруженный пред¬
варительно сжатой пружиной 3. Шаровая головка пальца
обжимается сухарями 2. Сила обжатия равна Ц— пат g<*-
После того как в процессе эксплуатации ход А будет исчер¬
пан, клин 8 штифтом 6 следует возвратить в исходное поло¬
жение. Одновременным подворачиванием пробки / восста¬
навливается прежний зазор А. После регулировки пробка
шплинтуется.	VX,T	,е л
Конструкция шарниров, показанная на рис. XVI.1 , и в,
более простая. Их устройство особых пояснении не тре ует.
При значительных износах шаровой головки пальца и суха¬
рей 2 (рис. XVI.18, б) шарнира пружина поджимается проб¬
кой 9. При регулировках пробка заворачивается до отказа
(отверткой или торцовым ключом), а затем отпускается на
lU—7а оборота до положения, при котором ее можно за¬
шплинтовать шплинтом 10.
С точки зрения надежности работы и долговечности
все шарниры с шаровой головкой примерно равноценны.
В конструктивном и технологическом отношении наибо¬
лее простыми следует считать шарниры, показанные на
рис. XVI.17, а, г и на рис. XVI.18, б. Последний тип шарниров
широко используется в рулевом приводе многоосных автомо¬
билей.
Для изготовления пальцев шаРни^Дтп?г^о НЯ^Ус,я0^ДоИд
рованные цементируемые стали (по ГОСТ 4543 Ы) lzAH3A
(ЗИЛ, МАЗ), 18ХНТ и 15ХН (ГАЗ) и др. Шаровую голов¬
ку и конический хвостовик пальца цементируют на глубину
1,5—3 мм, закаливают в масле, нагретом до 850 С, с после¬
дующим отпуском; твердость поверхности после закалки
HRC 56—63.
В качестве заменителей легированных сталей, как пока¬
зали специальные исследования, допустимо применение_бо¬
лее дешевых конструкционных сталей 4U и 45 (I ОСТ
1050—60). Применение этих сталей, обладающих теми
же механическими характеристиками (предел прочности,
ударная вязкость и др.), что и легированные стали, позво¬
ляет также упростить термообработку ^(отпадают операции
меднения нецементируемых поверхностей, цементации, отпу¬
ска) и сократить время изготовления. При производстве
пальцев из стали 45 апробирован следующим режим термо¬
обработки: объемная закалка (/ = 850 С) с последующим
охлаждением в масле; отпуск в печи при t = 450 С в течение
1,5 ч, поверхностная закалка шаровой головки на глубину
3—4 мм до HRC 60—63 с самоотпуском.
322

Для исключения трещин галтели пальцев упрочняются
накаткой, закаленная зона не должна доходить до галтелей
на 1,5—3 мм. Наконечники тяг изготовляются из сталей 35,
40 и 45 и реже из легированных сталей. Резьба наконечни¬
ков поперечных тяг рулевой трапеции имеет разный шаг и
направление. Это позволяет при очередных регулировках
точнее устанавливать схождение колес. Самопроизвольное
отвинчивание наконечников поперечных тяг предотвращается
болтами 5 (рис. XVI.17,в), затягивающими резьбу.
К числу перспективных следует отнести шарниры с суха¬
рями, выполненными из конструкционных пластмасс. На лег¬
ких автомобилях (ЗАЗ, М-408) шарниры с пластмассовыми
сухарями из полиамидных материалов (найлон, капрон, во-
локнит, фторопласт и др.) получили практическое примене¬
ние. Сухари из пластмасс в процессе изготовления пропиты*
ваются специальными составами (например, найлоновые —
дисульфидом молибдена) и в эксплуатации не требуют
смазки.
Рычаги поворотных цапф, сошки, передаточные рычаги
рулевого привода отковываются из сталей 35Х, 40, 40Х, 40ХН.
Для обеспечения плотной посадки сошки на валу шлицевая
часть делается конической. В процессе эксплуатации при
ослаблении посадки сошка 10 (рис. XVI.5) подтягивается с
помощью гайки. Правильная установка сошки на валу дости¬
гается совмещением меток или несколькими несимметрично
расположенными сдвоенными шлицами.
Максимальный угол поворота сошки от нейтрального по¬
ложения выбирается 40—50°.
По статистическим данным, применительно к автомоби¬
лям общетранспортного назначения, эксплуатируемым в на¬
родном хозяйстве, полный износ шарниров рулевого приво¬
да наблюдается через 30—50 тыс. км\ люфт в рулевом коле¬
се увеличивается от износа: сухарей — на 2—4°, пружин —
на 2—3°, шлицев сошки —на 10—20°, шкворней и поворот¬
ных рычагов — на 13—20°. От общих потерь на трение в ру¬
левом управлении потери на трение в приводе составляют
10—15%, в шкворневом устройстве — 40—50%. Износостой¬
кость рулевого привода в три-четыре раза меньше износо¬
стойкости рулевого механизма.
6.	Расчет рулевых механизмов
и приводов
\
При проектировании рулевого управления автомо¬
биля производятся два вида расчетов: кинематический рас¬
чет рулевого привода и прочностной расчет деталей рулевого
управления.
323

Задачей кинематического расчета является определение
размеров рычагов рулевой трапеции, углов их наклона по
отношению к продольной оси автомобиля и подбор нужных
передаточных чисел рычажной системы привода к управляе¬
мым колесам.
Задачей прочностного расчета является определение раз¬
меров деталей, обеспечивающих высокую их прочность, а так¬
же напряжений в деталях, размеры которых определены по
конструктивным соображениям.
Рассмотрим оба вида расчетов.
0,7
0,6
0,5
(fa
0,16
m/n°Q,1Z
Рис. XVI.19. Схема для кинематического расчета рулевого
привода
Кинематический расчет рулевого привода производится в
два этапа. Сперва находят размеры рулевой трапеции и пе¬
редаточные числа рычажной системы привода (проектнъи
расчет) для какого-нибудь одного положения управляемых
колес, после чего, зная геометрию привода, производится по¬
верочный расчет для разных положений управляемых колес.
При этом устанавливается возможное боковое скольжение
колес на разных радиусах поворота автомобиля.
При проектировании рулевой трапеции автомо иля с од¬
ной передней управляемой осью по графику рис.	дл
данного отношения -у-, которое известно из техническою за
дания, и выбранного отношения находится величина х.
В среднем величина лг = 0,7-*-0,8.	о
Найдя угол <р наклона рычагов рулевой трапеции из в ipa-
жения
<р = arcctg •jjjf >	(XVI.20)
определяют величину п из отношения
		5		(XV1.21')
1 + 2—сое 9
Я
324

После того как определены размеры рулевой трапеции,
графическим методом определяют положение центра поворо¬
та автомобиля для разных радиусов поворота.
пеции
После определения размеров рулевой трапеции прове¬
ряется поворот автомобиля на боковое сколь¬
жение.
Рис. XVI.21. Расчетная схема поворота - - -
двухосного автомобиля .
Для этого поступаем следующим образом. Графически
задаемся углами р поворота внутреннего колеса (например,
10, 20, 30, 40°) и определяем из построения соответствующие
им углы поворота наружного колеса а (рис. XVI.20).
325

Из теории поворота имеем выражение теоретического ра¬
диуса поворота Ri и продольной координаты L положения
центра поворота О (рис. XVI.21):
В sin Р + ь.
(XVI.22a)
(XVI.226)
Sin (Р —а)
V	= (RT — Ь) sina.
Чтобы автомобиль поворачивался без бокового скольже¬
ния неуправляемых колес, должно соблюдаться равенство
L' = L. Обозначим L': L — X, то¬
гда из формул (XVI.22а) и
(XVI.226) получим
Х =
sin О • sin Р
sin (Р —а)
-7-.	(XVI.23)
Рис. XV 1.22. Расчетная схема
поворота многоосного автомо¬
биля
Чем ближе X к единице, тем
меньше боковое скольжение
автомобиля, тем ближе его по¬
ворот к теоретическому и тем
меньше износ шин.
Величина X есть функция
радиуса поворота, поэтому
приведенное здесь требование
должно выполняться в первую
очередь для наиболее ходовых
радиусов.
Рулевой привод многоосных
автомобилей требует более
сложных расчетов. В основу их кладутся уравнения котан¬
генсов (рис. XVI.22):
В
Ctgai Ctg Pi = -ц'
В
ctga2-c tgP2 = -r-;
(XVI.24a)
и т. д.
и уравнение связи
ctg tXj = L2 ctg a2 =....
Еслц рулевой привод к одной из управляемых осей, напри¬
мер передней, рассчитан, то угловое передаточное число к дру¬
гим управляемым осям может быть найдено по формулам:
t	,.£■+#-;	(XV1.246)
*р. П2 	 10. П]	-L	//Я. *	4	'
*р. ПЗ — Н- nl da3 + rfpз
И Т. д.
326

Зная требуемые значения /р. п2, /р. пз и др., подбираются
далее необходимые размеры рычагов и тяг привода управ¬
ляемых колес второй, третьей и других осей. Подбирать дли¬
ну рычагов удобно графическим способом.
При проектировании рулевого привода трехосных авто¬
мобилей, имеющих балансирную тележку (ЗИЛ-131,
Урал-375 и др.), центр поворота (О) целесообразно распола¬
гать не на оси задних колес, а на оси задней тележки.
В этом случае за расчетную базу L принимается расстояние
между управляемой осью и осью тележки. Необходимо до¬
биваться, чтобы при всех углах поворота колес, особенно
больших, X было близким к единице. В этом случае центр
поворота будет располагаться на оси тележки. Хотя неболь¬
шое боковое скольжение средних и задних колес и будет
иметь место, колеса катятся по одной колее и между ними нет
кинематического несоответствия, а следовательно, и не может
возникнуть циркуляция мощности. По этой причине, а также
из-за малости базы тележки по сравнению с L межосевой
дифференциал между средней и задней осью не нужен.
Для четырехосных автомобилей (ЗИЛ, МАЗ) центр пово¬
рота целесообразно располагать также на линии, проходя¬
щей посередине между неуправляемыми осями.
Расчеты показывают, что у серийных образцов автомоби¬
лей X колеблется в пределах 0,90—1,07.
Прочностной расчет рулевого управления ведется с уче¬
том конструктивных особенностей и варианта компоновки
автомобиля.
Расчетная нагрузка для рулевых управлений в случае от¬
сутствия усилителей определяется:
—	по максимально возможному окружному усилию, ко¬
торое может быть приложено к ободу рулевого колеса води¬
телем в самых трудных условиях поворота Ярща* (формула
XVI. 19);
—	по величине некомпенсированной обратной силы, ко¬
торая передается от привода к рулевому колесу при неодно¬
временном наезде управляемых колес на препятствия или
при их неодинаковой интенсивности торможения.
Для наиболее неблагоприятного случая, когда разница
в коэффициенте сцепления под управляемыми колесами по
бортам может оказаться значительной (фл = <ртах, <рп = 0), вся
тормозная сила, развиваемая колесами, уравновешивается
усилием, приложенным к рулевому колесу.
В частности, для автомобиля с одной передней управляе¬
мой осью будем иметь
„ G + <fhg
р,= т ? -—Н-;	(XVI.25)
L + -J-
32 7

M =Pl^,	(XVI.26)'
Т|	*р
где PTj—тормозная сила на тормозящемся управляемом ко
лесе*
М — тормозной момент, приложенный к поворотной цап
фе и приведенный к ободу рулевого колеса,
У]2р — обратный общий к. п. д. рулевого управления
*^2р = ^2р. м^2р. п. о •
р 	 Z\
Формула (XVI.25) получена из условия, что ^Т1 —
а сила инерции автомобиля при торможении равна
В соответствии с приведенными выше выражениями уси¬
лие на рулевом колесе будет
р	(XVL27)
т Кш1р
При наличии в рулевом управлении Уси^и™е*иР®^”
деталей	должен	быть дифференцированным.	^	Х^и п_ ,оП
встроен	в	рулевой	механизм (автомобили 3HJ	-	,
рис. XVI.6), то все детали рулевого механизма (за исключе¬
нием рулевого вала) и детали привода нагружены усилием,
развиваемым усилителем, и дополнительно усилием, прило¬
женным к рулевому колесу. Расчетные нагрузки определяют¬
ся исходя из в самых неблагоприятных условиях пово¬
рота. Предельное значение не может превосходить того
значения, которое получается при максимальном давлении
рабочей жидкости (воздуха) в силовом цилиндре усилителя,
и усилия Рр на рулевом колесе, равного 5U к .
При установке усилителя в рулевом приводе с одноточеч¬
ным подводом усилия (МАЗ-505, МАЗ повышенной проходи¬
мости) детали до корпуса усилителя должны рассчитываться
на Рр = 50 -f- 60 кГ\ детали, расположенные за корпусом уси¬
лителя,—на совместную нагрузку от усилителя и рулевого
колеса. Если же подвод усилия к управляемым колесам
двухточечный (автомобили ГАЗ-66,	Урал-375,	КрАЗ-2	,
БТР-60П), то детали рассчитывают по Фактическому Распре¬
делению сил (часть деталей — на Рр — 50 . 60 к , другую
часть — на усилие от штока усилителя Ршт, третью на сон-
местное действие Рр и Рш*)«
328

Что касается действия нескомпенсированных сил на ре¬
жиме торможения и наезде на препятствия, то эти силы при
наличии усилителей будут большей частью гаситься их гид¬
равлическим сопротивлением и нескомпенсированные силы
следует принимать во внимание только при расчетах деталей
рулевого привода, расположенных между управляемыми ко¬
лесами и усилителем.
Расчет рулевых механизмов. Рулевой вал рассчитывается
на момент М — Рр1?ш. Размеры поперечного сечения рулевого
вала по длине неодинаковы, неодинаков в ряде случаев и
материал его составных частей (рулевой вал ЗИЛ-131, Урал-
375 и др., рис. XVI.3 и XVI.6). Напряжение кручения в опас¬
ных сечениях выполненных конструкций рулевых механиз¬
мов, подсчитанное для Pvmax = 50 кГ, составляет т = 250-т-
-т-750 кГ/см2 (меньшие значения для тяжелых машин), а за¬
пас прочности по пределу текучести при сдвиге лт = 5-т-10.
Зацепление рулевых механизмов рассчитывается на проч¬
ность (по напряжениям изгиба) и износ (по контактным на¬
пряжениям). Расчет других элементов рулевых механизмов
сообразуется с их конструктивными особенностями.
Механизм типа червяк — сектор (рис. XVI.3). Ввиду раз¬
ности углов yi и уг спиралей зубьев силы для червяка и чер¬
вячного сектора определяются отдельно. Поскольку для рас¬
сматриваемого зацепления &2 = -у, a Si = 0, то из формул для
гипоидного зацепления получим (табл. XVI. 1):
Таблица XVI.1
Силы, действующие на червяк и сектор
Нагрузка
Червяк
Сектор
Осевое уси¬
лие
•
р
0с~ cos ‘б°Ч,р.м
Радиальное
усилие
/?.,= Рч tga
cos у,
Rc~± sin 7, smWl,P.M
Окружное
усилие
Р - Рр R
‘ч — ,, 'Mil
г0
D 	 П C0S Ъ
c 4 cos 7, M
Из этих формул видно, что радиальное усилие на червяке
и осевое усилие на секторе как при левом, так и при правом
вращении рулевого колеса не изменяют своего направления.
329

Знаки для Q4 и Rc меняются; при совпадении вращения чер
вяка с направлением спирали берется верхнии знак, в про¬
тивном случае — нижний.
Элементы зацепления рассчитываются для сектор , кото¬
рый менее прочен, чем червяк.
Напряжение изгиба в зубьях сектора находится из выра¬
жения
рс ^	(XVI.28)
н ““ Ь ту К ft cos fa ’
где b — радиальная длина зубьев сектора, равная 0,5(Z)H
-£>в);
т — осевой модуль;	.....
V	— коэффициент формы зуба (см. главу ),
Kt — коэффициент перекрытия; выбирается равным ,
— 1,8.	,
Значение углов спиралей подсчитывается из формул.
Ti = arctg^;
T, = arccos-^p.	(XV1'29>
где d0 и D0—диаметры начальных окружностей червяка и
сектора;
zc— полное число зубьев сектора,
z4—число заходов червяка.
Для выполненных конструкций 4JPB^”f'CnHPn°3nbIL^*
ханизмов (автомобили Урал-375, КрАЗг/ 2испр	^
тающих в эксплуатации, ои=5000-^-7000 к! /см .
Контактные напряжения смятия для зуоьев сектора
*см = 0,418 СОПУНЕ-	<XVl3°)
Чрезмерные удельные давления смятия приводят к выкра
шиванию рабочих поверхностей зубьев сектора (питтинг)
вследствие усталости поверхностных слоев матери
чина осм не должна превышать 10 000	15	000	к	/.	•
Удельное давление на упорную бронзовую ш и у с ст
ляет
40с	(XVI.31)
Р =
*(я2ш-4 т)
Болты крышки картера рулевого механизма расс и ь-
ваются на разрыв от силы Qc, а болты (рис. . ,а)
корпуса золотника — от силы Q4.
330

Рулевой вал наряду с кручением, о чем говорилось ранее,
в пределах опор А и Б (рис. XVI.3, б) испытывает изгиб от
сил /?ч +Фч и Рч- При проектном расчете напряжения от из¬
гиба должны быть учтены: вал следует рассчитывать по
третьей теории прочности аэ =	+	4т2. Дистанцион¬
ная втулка и тело червяка 4 (рис. XVI.3,6) несколько усили¬
вают рулевой вал на участке А — Б. Оценить влияние этого
усиления на прочность вала затруднительно. Обычно оно за¬
считывается в неучтенный запас прочности.
В связи с чувствительностью червячно-сп.ироидных пере¬
дач к нарушению зацепления производятся расчеты на жест¬
кость. Прогибы в наиболее опасных направлениях могут быть
ориентировочно подсчитаны по формулам:
Л, (аЬ)»
для вала ув = 3£7в	+	^
Рс(я0-4с-
для сектора ус =	ЩГ7(—
- (XVI.32)
где JB и Jc — экваториальные моменты инерции сечений ру¬
левого вала и сектора в опасном сечении (для
сектора — в месте перехода в вал сошки);
dc — диаметр вала сошки;
К—коэффициент, учитывающий влияние формы
сектора, равный 1,2—1,4.
Прогибы вала и сектора не должны превосходить допу¬
скаемых величин.
При расчете вала сошки следует учитывать, что он скру¬
чивается моментом MKp = PcR0 и изгибается в результате дей¬
ствия силы Rc.
Механизм типа глобоидальный червяк — ролик (рис. XVI.5).
Для зацепления этого типа характерны высокая изгибная
прочность и жесткость. Поэтому основное внимание в расче¬
тах уделяется износостойкости и контактной прочности.
Оценка дается по величинам напряжения сжатия
Осевое усилие на червяке выражается через окружное
усилие и равно Q = P4*tgYi, а площадь смятия, считая, что
лишь один гребень ролика находится в зацеплении с червя¬
ком (крайние положения), подсчитывается из выражения
(рис. XVI.5, площадь заштрихована)
F==~T К?* ~ sin ^ +	~	sin	гг]	■
331

Для рулевых механизмов данног(ЯчЛ1ип^’/ надежн0 Раб°"
тающих в эксплуахации, оСм = 3000 -т- 5000 к!/см . P4t%a
Вал сошки под действием радиальной силы R4 sin 71
изгибается, а моментом Mc = QhRo скручивается.
Болты крышек картера нагружены силои Q4- с во у -
лие сошки Qс, равное окружному усилию на червяке РЧг
принимается резьбой регулировочной гаики о.
Механизм типа винт-гайка-рейка-сектор (рис. XVI.6).
По аналогии с шарикоподшипниками радиальная нагрузка
на шарик в винтовом устройстве ме^аниз^а_^^олжна пре*
восходить допустимого предела (ГОСТ 37II
(XVI.34)
К ^ nz cos Ь »	4
где QB — осевое усилие на винте;
п—число рабочих витков в гайке;
z — число шариков в одном витке;
8 —угол контакта шариков в беговой дорожке, равный
примерно 45°.
Наибольшие напряжения в контакте шариков с нарезкой
винта не должны превышать 25 ООО—Зо ООО кГ1см . Срок
службы пары винт — гайка при наличии циркулирующих ша¬
риков составляет не менее 1 млн.. полных поворотов рулевого
колеса.	-
Зубья сектора рассчитываются на изгиб и контактную
прочность по формуле
__	м*...	.	"	(XVI.35)
и До'р. пЧяр. пУьс*с
Контактные напряжения смятия находятся так (радиус
начальной окружности рейки Rp=°°):
(XVI-36)
V /'0гР- nTJ2p. nwC
Вал сошки рассчитывается на сложные напряжения и?™'
ба (от силы Рс tg о) и кручения (от момента л|-р^°Ь ^л'
ты торцовых крышек картера нагружены силои давле ия
жидкости Рт и осевым усилием винта Qb-	-
Кривошинный рулевой механизм (рис. XVI. ).	р
вошипа рассчитывается на изгиб и срез от силы
PnRm
Mu — "" dZ ’
sin 7 ~2~
За плечо приложения для изгибающего момента от силы Nm
принимается величина /ш.
332

Износостойкость шипа оценивается по величине контакт¬
ных напряжений смятия на длине I:
Для выполненных конструкций, надежно работающих в
эксплуатации, оСм = 20 ООО30 ООО кГ/см2.
Кривошип в опасном сечении /— / рассчитывается на
сложное напряжение изгиба (на плече h) и кручения (на
плече 1К) от силы QB
и изгиб (на плече 1К) и растяжение (сжатие) от силы Рв
винта и воспринимается болтами крышки картера или регу¬
лировочным винтом 2.
Расчет рулевых приводов. Расчет тяг и рычагов ведется
с учетом их места расположения в приводе и конструктив¬
ной формы. Степень нагруженности элементов рулевого при¬
вода для разных автомобилей разная.
Наиболее интенсивно всегда нагружены элементы руле¬
вого привода при расположении усилителя в рулевом меха¬
низме (ЗИЛ-131, ЗИЛ-130) или в начальном звене рулевого
привода (MA3-535, MA3-537). При расположении усилителя
в конечном звене рулевого привода (ГАЗ-66, Урал-375) мно¬
гие элементы (сошка, продольная тяга) нагружены только
усилием водителя Рр тах-
Рычаги в зависимости от их формы и способа крепления
к ним пальцев рассчитываются на изгиб и кручение или
только на изгиб. Применительно к типичной конфигурации
сошки (рис. XVI.5) опасным сечением является сечение/ — I.
Для рулевого привода автомобиля ЗИЛ-131 усилие на
конце сошки равно
где Рш—сила давления жидкости в силовом цилиндре;
/^«-сила трения поршня-рейки о стенки цилиндра.
(XVI .37)
2
Рр тах^ш^Р- мЧф. м + (^ж Ко
тс
333

Сошка от усилия Pq изгибается на плече q и скру и
вается на плече р. Опасные напряжения возникают в точках
а и б. Эквивалентное напряжение растяжения в точке а по
третьей теории прочности равно
(XVI.38)
игкр
напряжение кручения в точке б —
PQp	(XVI.39)
х =
кр
где Ц7ИЗГ и №нр —моменты сопротивления сечения при изгибе
и кручении.	п
Подсчет Wnзг и WKP ведется по формулам курса «Сопро¬
тивление материалов».	_Л г	_
Для автомобиля ЗИЛ-131 при	“ртах—	к	и Р-
= 70 кГ/см2 оэ = 3800 кГ/см2, а запас	прочности	по	пределу
текучести при растяжении составляет лт-1,/ • напряже¬
ние кручения для того же автомобиля т—	(запас
прочности по пределу текучести при сдвиге	. ).
Сошки рулевых приводов других автомобилей нагружены
значительно меньше.
Тяги привода рассчитываются на	продольную	жесткость
(например, тяга / рис. XVI.13 и тяга	II рис.	.	)■ ере-
даваемое через тягу усилие сжатия Рст не должно превосхо¬
дить величину, при которой начинается ее продольный изгиб
(выпучивание).	„
Обычно тяги рулевого привода снабжаются шаров ши
шарнирами (рис. XV1.11 и XVI.13). Для тяг с шарнирами на
концах
<xvl40>
ll
где Jt—экваториальный момент инерции сечения i-й тяги,
I,—длина тяги.	„
Запас жесткости для тяг рулевого привода п„ выбирается
в пределах 1.5—2,5.	„	„
Применительно к некоторым схемам, показанным на ри¬
сунках, усилие сжатия находится из выражении.
—	рис. XVI.11 (автомобиль ЗИЛ-131)
Рсж ~ Ро ’
—	рис. XVI.13 (автомобиль МАЗ)
для тяги I Ясж—	/7	г	ж
.. „	(	Рр	тах^Р-	мТД|Р-	м	_х	р	V	L	*
ДЛЯ ТЯГИ II Рсж~[	Тс	ж/	е*
334

•— рис. XVI.23 (автомобиль КрАЗ-214)
ш п	Рр max^m*p. M^ip. м
ДЛЯ ТЯГИ / Рсж =	(а + Т)	;
ДЛЯ ТЯГИ II Ясж = Ршт —.
Аналогичным путем могут быть найдены усилия сжатия
и в других тягах рулевого привода.
У пальцев шарниров головки рассчитываются на удельное
давление, а стержень головки — на изгиб и срез. Удельное
давление q при средних эксплуатационных условиях не дол¬
жно превышать 250—350 кГ/см2.
7.	Усилители рулевого
управления
Компоновка усилителей и их классификация. Уси¬
лители включают:
—	блок питания (БП) с вспомогательными устройст¬
вами, куда входит гидронасос с баком или компрессор с бал¬
лонами для сжатого воздуха; возможно также применение
аккумуляторов энергии (А);
—распределительное устройство (РУ) со
следящим механизмом, которое регулирует подачу энергии
(жидкости под давлением, сжатого воздуха, электроэнергии)
к исполнительному механизму пропорционально усилию, при¬
ложенному к рулевому колесу, и углу поворота;
—	исполнительный механизм, выполненный в
гидравлических и пневматических усилителях в виде рабоче¬
го цилиндра (РЦ), создающего усилие, необходимое для по¬
ворота управляемых колес.
Компоновка узлов усилителя может быть осуществлена
одним из следующих способов:
—	размещением в одном агрегате (за исключением блока
питания) совместно с рулевым механизмом (серийные усили¬
тели ЗИЛ, рис. XVI.6, XVI.11);
—	размещением распределительного устройства в блоке
с рулевым механизмом и отдельным расположением рабочих
цилиндров (усилители автомобиля Урал-375, рис. XVI.23,б);
—	раздельным расположением распределительного уст¬
ройства, рулевого механизма и рабочих цилиндров (усилите¬
ли автомобиля КрАЗ-214, рис. XVI.23, в; автомобиля ГАЗ-66
рис. XVI.23, а; БТР-60П, ЗИЛ, рис. XVI.15);
—	размещением распределительного устройства в блоке
с рабочим цилиндром отдельно от рулевого механизма (авто¬
мобили iMA3, рис. XVI. 13).
Первый вариант компоновки усилителя отличается ком¬
пактностью, малым количеством трубопроводов, устончиво-
335

СО
стью против возбужде¬
ния колебаний управ¬
ляемых колес, высоким
быстродействием. Не¬
достатки его — боль¬
шая сложность руле¬
вого механизма, повы¬
шенная напряженность
деталей рулевого при¬
вода. Усилители этого
типа целесообразно
применять на автомо¬
билях общим весом до
5—10 т.
Остальные варианты
компоновки допускают
значительную свободу
в размещении отдель¬
ных элементов усили¬
теля и являются более
универсальными. Важ¬
ным преимуществом
этих вариантов являют¬
ся возможность уста¬
новки на серийных ав¬
томобилях усилителей
без серьезной рекон¬
струкции стандартного
рулевого управления и
менее интенсивная на¬
грузка деталей при¬
вода.
Требования, предъ¬
являемые к усилите¬
лям, и их оценочные
параметры. К усилите¬
лям предъявляется ряд
специальных требова¬
ний, обеспечивающих
их нормальную ра¬
боту. К этим требова¬
ниям относятся следую¬
щие:
—	при неисправно¬
стях усилителя авто¬
мобиль не должен те¬
рять управляемости;
управление автомоби*

лем в этом случае должно осуществляться обычным образом
через механизм управления;
—	усилитель должен включаться при минимальном уси¬
лии на рулевом колесе 2,5—10 кГ (для автомобилей разного
типа), а до этого привод управления должен работать без
усилителя;
—	с увеличением сопротивления повороту должно возра¬
стать и потребное усилие на рулевом колесе; водитель дол¬
жен чувствовать дорогу, однако это возрастание не должно
превосходить 10—15 кГ\
—	минимальное запаздывание в срабатывании усилителя
и обязательной наличие следящего действия, обеспечивающе¬
го пропорциональность усилий и углов поворота между руле¬
вым колесом и управляемыми колесами;
—	устранение произвольны-Х самовключений усилителя от
воздействия толчков со стороны неровностей дороги и воз¬
можность такого действия усилителя, при котором в случае
повреждения шин управляемых колес водитель смог бы в
период аварийного торможения удерживать прямолинейное
направление движения автомобиля.
При установке усилителей на автомобили необходимо счи¬
таться с более интенсивным износом шин, более сильным на¬
гружением деталей рулевого привода. Усилитель усложняет
и удорожает конструкцию рулевого управления и увеличи¬
вает объем работ по его тех: ническому обслуживанию. Не¬
смотря на это, в современных армейских автомобилях усили¬
тели руля широко применяются. Ими оборудуются автомо¬
били многоцелевого назначения (ГАЗ-66, ЗИЛ-131, Урал-375,
КрАЗ-214, КрАЗ-255), бронетранспортеры (БТР-60П), специ¬
альные колесные тягачи и шасси (МАЗ, ЗИЛ), одноосные
седельные тягачи (МАЗ-529, ЛАоАЗ-531).
Оценочными параметрами работоспособности усилителей
служат три величины:
—	показатель эффективности действия (3);
—	показатель реактивного воздействия усилителя на ру¬
левое колесо (р);
—	показатель чувствитель ности, определяемый усилием,
которое необходимо приложить к рулевому колесу, и углом
его поворота, чтобы вызвать действие усилителя.
Имеем
„	б.	у		 Pp. б. у
^ "р	Р -		 р >
г р. с. у	*р. б. у *у
где Яр. б. у—усилие, прикладываемое к рулевому колесу при
работе без усилителя;
Pp. с. у—то же, с усилителем;
Ру — усилие усилителя, приведенное к рулевому ко¬
лесу.
337

Для серийных конструкций усилителей показател фф
тивности изменяется от 1 до 15.
Показатель реактивного воздействия
dPр. с. у
dMt '
Нго величина должна выбираться по
конструкций усилителей в пределах 0,02 и,ио /	•	•
Конструкция и расчет пневматических усилите ей. нев-
матические усилители устанавливаются на автомо илях,
имеющих пневматическое оборудование для тормозной си
стемы и регулирования давления воздуха в шинах. ес0®^
нагрузка на управляемую ось в этом случае, как показыв т
данные статистики, не превышает 3	7	т.	Из-за громоздкост!
рабочего цилиндра компоновка пневматических усилител
осуществляется исключительно по второму или третьему ва¬
рианту.
На рис. XVI.24 показаны установка пневматического уси¬
лителя автомобиля КрАЗ-214 и конструкции его отдельных
узлов.
На левом лонжероне рамы закреплен воздухораопредели
тель /, коромысло 2 которого тягой 5 связано с ры агом
привода левой продольной тяги 3. Коромысло опирается че¬
рез регулировочные болты 19 на полые штоки клапанного
механизма 4. Полости клапанного механизма связаны, верх¬
ние— с воздушным баллоном тягача, нижние —с соответст¬
вующими отсеками рабочего цилиндра 13 и через отверстия
в штоке — с атмосферой.
Рычаг привода левой продольной тяги средним отвер¬
стием посажен на палец 10 сошки 9, а верхним на цилин¬
дрическую часть гайки 11. Между гайкой и рычагом имеется
зазор Д. Гайка закреплена жестко на валу 8 сектора руле¬
вого механизма.
В верхней части сошки смонтирован упругии упор с пред¬
варительно затянутой на определенную величину пружинои .
На правом лонжероне рамы установлен ра очии ци¬
линдр 13. Шток 14 поршня через рычаг 15 может передавать
усилие на правую продольную тягу 16 и дальше на управ¬
ляемые колеса.
При малых сопротивлениях повороту рулевое управление
автомобиля работает без усилителя: усилие от рулевого ко¬
леса и рулевого механизма левой продольной тягой переда¬
ется на управляемые колеса, при этом воздухораспредели¬
тель не срабатывает и рабочий цилиндр не включается, ри
возрастании сопротивления повороту, которое будет соответ¬
ствовать усилию на рулевом колесе примерно р.о— к ,
усилитель включается. В этом случае при передаче усилия
через рулевой механизм рычаг 6, имея точку опоры на паль¬
338

це 12 левой продольной тяги, повернется в пределах зазора Д
в ту или иную сторону в зависимости от направления враще¬
ния рулевого колеса. Благодаря этому передвинется тяга 5
и сработает воздухораспределитель. Одна из полостей рабо¬
чего цилиндра в первый момент разобщается от окружаю¬
щей среды (полый шгок, перемещаясь вверх, коснется двой¬
ного клапана 17), а затем соединяется (когда двойной кла¬
пан отойдет от седла корпуса) с воздушным баллоном авто¬
мобиля. Воздух устремляется через воздухораспределитель
к цилиндру 13, шток которого воздействует на правую про¬
дольную тягу.
Другая, нерабочая полость цилиндра в это время связана
через воздухораспределитель с атмосферой. Если прекратить
вращение рулевого колеса, то палец сошки остановится. Но
левая продольная тяга, продолжая движение дальше (за
счет перемещения правой продольной тяги), повернет ры¬
чаг 6 в первоначальное положение и выключит распредели¬
тель. Воздух из рабочей полости цилиндра выйдет в атмо¬
сферу, и управляемые колеса перестанут поворачиваться.
Давление воздуха на поршень 20 при включении усилите¬
ля оказывает реактивное воздействие на рулевое колесо, вы¬
зывая у водителя чувство дороги. Чем больше сопротивление
повороту, тем выше должно быть давление воздуха в рабо¬
чих магистралях усилителя, в том числе и в полости под
поршнем. Возрастающее давление в этой полости через шток
и коромысло передается на рулевое колесо.
Величина включающего усилия Рр.о определяется затяж¬
кой пружины 7. Чем больше она затянута, тем при больших
сопротивлениях повороту включается в работу усилитель.
Определение размеров рабочего цилиндра. Момент сопро¬
тивления управляемых колес автомобиля преодолевается в ос¬
новном усилием, развиваемым пневматическим усилителем,
и частично усилием, прикладываемым водителем к рулевому
колесу.
ML = Pmhi'p „ + Яр ш„Ят<!рГ)р,	(XV1.41)
где Ршт —усилие на штоке рабочего цилиндра;
h —плечо приложения усилия на штоке (рис. XVI.
24);
г'р п и У)р п —угловое передаточное число и к. п. д. рулево¬
го привода (со стороны цилиндра усилителя);
ip и У1р —угловое передаточное число и к. п. д. рулево¬
го управления (со стороны рулевого колеса).
В свою очередь
Ршт = т(0ц-^шт)Р.	(XVI .42)
339

CO
s
£
[Направление движения
f	— автомобиля
Вид на автомобиль
слева

А - А
К цилиндру
усилителя
Рис. XVI.24. Конструкция и расчетная схема пневматического усилителя
с размещением воздухораспределителя в приводе

где Д, — внутренний диаметр цилиндра;
dmт—диаметр штока поршня;
р — перепад давления воздуха в полостя р
Если известна величина расчетного момента
ния повороту Mv то, задавшись из конструктив	р
жений величинами h и dm-y, из формул (XV .	)	и	(	)
можно определить диаметр рабочего цилиндра.
D = Г Mz - Рр maW + /р t.	(XVI.43)
1/	Tpl p-nV*ft
Здесь величины Rm, iр,	и р должны быть заданы
Величина перепада давлений воздуха в цилиндр
Определение затяжки пружины сопротивления, опреде¬
ляющей величину включающего усилия
усилителя левая продольная тяга 3 (рис. XVI. ) 11 п ^
на. Рычаг 6 поворачивается вокруг точки О (пальц ) п д
действием силы Q, преодолевающей сопротивление пружи¬
ны 7 и воздушного клапана распределителя. а начало
включения усилителя принимается момент касания штока
двойного клапана /7, открывающего доступ воздуху в сило¬
вой цилиндр.
Из условий равновесия рычага 6 имеем
дг(а + ь) + Рп (а + Ь + с) =--Q b,	(а)
где N—реакция тяги распределителя;
Рп—упругая реакция пружины сопротивления,
а, b, с — плечи приложения действующих на рычаг сил.
В момент начала включения усилителя
Рп “ Яп0 »
где Рп о — реакция предварительного сжатия пружины со¬
противления.
Реакция тяги распределителя равна
^ = №„.„4-	(б)
где k — коэффициент, учитывающий влияние сил трения в
распределителе;
Рво — упругая реакция предварительного сжатия воз-
вратной пружины поршня воздухораспределителя;
/ и е — плечи коромысла 2.
Из условия равновесия сошки 9 имеем
Ppo#a.*‘p. M^ip. м = Qa + Р"°с-
342

Совместив формулы (а), (б) и (в), получим
Рп. О = | Рро^ш^р. M^llp. М кРв. О “ Л ^ 1
Х(а+Т)Та—•	(ХУШ>
Величина включающего усилия Рр. о для пневматических
усилителей выбирается значительно большая, чем для гид¬
равлических усилителей, и для выполненных конструкций ко¬
леблется в пределах 8—10 кГ. Это объясняется стремлением
несколько сократить и без того большой расход воздуха на
автомобилях. Размеры плеч рычажной системы распредели¬
теля выбираются из конструктивных соображений. Значение
силы Рв. о при расчетах оценивается по данным выполненных
конструкций.
Так как
РПО = с х*
то предварительное сжатие пружины сопротивления соста¬
вит
х =	(XVI.45)
Gdnp
где с'—жесткость пружины, кГ!см\
G — модуль упругости 2-го рода (для пружинной стали
равен 8> 105 кГ/см2);
^пР—диаметр прутка пружины, см\
Aip — диаметр навивки пружины, см\
i	— число рабочих витков пружины.
Таким образом, по известному значению Яп. 0, задавшись
требуемыми размерами пружины по ГОСТ, можно найти ее
предварительное сжатие.
Расчет реактивного воздействия усилителя на рулевое ко¬
лесо. С увеличением момента-сопротивления повороту возра¬
стает усилие на рулевом колесе.
Проектируя силы, приложенные к рычагу 6 (рис. XVI.24)
на направлении левой продольной тяги, и пренебрегая для
них малыми углами наклона, получим
Q-N-P„-PT = 0.	(а)
• Кроме того,
Рц = Ль о +	(б)
343

где Pr — реакция левой продольной тяги на рычаг 6,
х—дополнительное сжатие возвратной пружины порш¬
ня	при полностью	включенном усилителе.
Из равновесия моментов	сил, действующих	на рычаг о
относительно точки 0( (пальца 10), получим
Nfl	+ Pn(a + cI	(в)
b	w
В общем случае величина сил равна
N=[kP, + ^-(dl-dl)p]^,	(г)
где dn—диаметр поршня распределителя (рис. XVI.24);
dm — наружный диаметр штока распределителя.
РрДиЛ. М^ф. м С	ч
q=	-	•
Из полученных равенств находим
Р	Лш^р.	M^lp. м
или в окончательном виде, если учесть выражение для N,
р (Г + тК-^-УЖ > + т) +р" i£±^r} ‘ (Xvi.46)
Р	Лц|<р. „11,р. М
В этой формуле некоторые параметры постоянны, а неко¬
торые незначительно изменяются по величине. Поэтому без
больших погрешностей формула может быть представлена в
виде линейной функции
где А и Б— величины постоянные.
Отсюда следует, что с увеличением сопротивления пово¬
роту возрастают давление р и линейно сила Рр на рулевом
колесе.	_
В момент включения усилителя, когда р и,	/п.	о>
kPB — kPB. о, усилие Рр на рулевом колесе равно Рр.0:

При отсутствии усилителя или его поломке следует принять
р = О (Ршт=0). Тогда из выражения (XVI.41) имеем
= ^р. 6. у^Ш^р^р
И
Mz
РР- У = Лш^рТр ’
где Яр. б. у — усилие на рулевом колесе при отсутствии в ру-*
левом управлении усилителя.
Рис. XVI.25. Рабочая -характеристика пне¬
вматического усилителя автомобиля
КрАЗ-214
На рис. XVI.25 представлена расчетная рабочая характе¬
ристика пневматического усилителя автомобиля КрАЗ-214.
Как видно, усилие на рулевом колесе без усилителя Pp. б. у
прямо пропорционально моменту сопротивления поворо¬
ту управляемых колес.
При наличии усилителя характер Рр более сложный: до
точки а усилитель не работает и усилие на рулевом колесе
пропорционально Мг В точке а включается в работу усили¬
тель. Включающее усилие равно Яр. о= 12 кГ. В дальнейшем,
несмотря на рост сопротивления повороту, усилие на руле-
345

вом колесе увеличивается слабо и лишь в такой мере,
вызвать у водителя чувство дороги. Пока3^ ь р	^
воздействия р для рассматриваемого ус	Р
0,01 кГ1кГ‘МУ что явно недостаточно.
В точке в возможности усилителя исчеР"^’ кплесе
приходится резко увеличивать усилие на рул в	•
В диапазоне сопротивлений от Ма до в Уси^ без уси-
вом колесе с усилителем существенно мень ,	У
лителя. Разность в усилиях составляет
по	р	_Рщт/2кпУп	(XVI.47)
*	*	р. б. у Р- с* У	Яш'р^р
В соответствии с характером изменения Рр изменяется
показатель эффективности Э\ вначале он рав д ’
тем интенсивно возрастает. В конце в связи с 0ГР	р о
возможностями усилителя Э падает. Пределы и
для усилителя автомобиля КрАЗ-214 от до •
При проектировании усилителей стараются т у р
ба в вывести за пределы практически встречающихся ма си¬
гнальных величин /Ws.
Установка воздухораспределителя пневматического усили
теля в приводе при движении автомобилей по неровн д
рогам приводит к самовключению усилителя и непр и в
тельной трате запасов сжатого воздуха.
Устранить этот недостаток можно размещением ду
распределителя за рулевым механизмом, тогда трение в ру
левом механизме будет гасить толчки и они не удут влиять
на работу воздухораспределителя.
Конструкция воздухораспределителя с размеще ■	ру¬
левом механизме показана на рис. XVI.26 <z. На Цилиндриче¬
ской части гайки 3, ввернутой в картер 1, устан вле	р
пус 9 воздухораспределителя. Внутри картера и корпуса про¬
ходит рулевой вал, составленный из двух частей и	. а
внутренних концах полувалов посажены неподвижн ie у
ковые муфты 12 и 15. Между неподвижными муфтами встав¬
лены подвижные кулачковые муфты 7 и 13.
Муфты 7 и 13 между собой соединены прямоугольными
шипами Л, исключающими их взаимное смещение во враща¬
тельном направлении, но допускающими относительное про¬
дольное перемещение на величину у■ Подвижные и непо¬
движные муфты (например, 7 и 12) попарно сцеплень хра¬
повыми торцовыми зубьями Б. При левом вращении рулево¬
го вала срабатывают храповые эУбья МУФТ и г\П м 1
вом-храповые зубья муфт 13 и 15 (рис. XVI.26.6). Муфты
поджаты пружиной 14. Сверху на корпусе закр*плет
штейн 8 с воздухораспределителями 5. В 0Т^еР	Р
штейна установлены валики 6 с рычагами 16 (длина рыча¬
346

га /) и 17. Рычаги 17 взаимодействуют со штоками 18 воз¬
духораспределителей. Уплотнение корпуса достигается рези¬
новыми кольцами 4. Валы рулевого вала смонтировану на
конических подшипниках, подтягиваемых гайками 3 и 10.
При сопротивлениях на рулевом колесе Яро>10 кГ ку¬
лачковая муфта 13, упираясь в наклонные зубья муфты 15,
будет перемещаться вправо, выбирая зазор у. Перемещение
муфты 13 вызовет поворот рычагов 16 и 17 и включение воз¬
духораспределителя 5. Остановка вращения рулевого вала И
приводит к выключению воздухораспределителя 5. За счет
запаздывающего действия силового цилиндра вал 2 некото¬
рое время будет вращаться в прежнем направлении, пока
под действием пружины 14, возвращающей муфту в началь¬
ное положение, не будет выключен воздухораспределитель 5.
При малых сопротивлениях повороту (Яро<10 кГ) осево¬
го смещения муфт 7 и 13 не происходит и усилитель в рабо¬
ту не включается.
Прикладываемый к рулевому колесу крутящий момент
уравновешивается моментом сопротивления храповой муфты
рулевого вала, т. е.
ЯрЯш = 7>М(	(XVI.48)
где Т — тангенциальная реакция в зубьях храповой муфты;
гм — радиус храповой муфты.
Осевая сила Q, перемещающая подвижную зубчатую муф¬
ту 13	(или	7),	уравновешивается упругой	реакцией	Рп пру¬
жины	14	и	силой	сопротивления N воздухораспределителя,
т. е.
Q = Pn + N,	(XVI.49)
но
1*-[кРш + т
где Рп>0 — сила предварительного сжатия пружины сопротив¬
ления 14, равная с'х;
Ах— дополнительное сжатие пружины при перемеще¬
нии подвижной зубчатой муфты (13 или 7).
В свою очередь
Q = rtga = -"^-tga.	(XVI.51)
После подстановки в выражение (XVI.49) будем иметь
tg« = яп.„ + с'\х + [АЯ. + т(^~а1)р]т- (XVI.52)
И4-.
(XVI.50)
347

Вид В
К передней крышке цилиндра
усилителя руля
Рис. XVI.26. Конструкция и расчетная схема воздухораспределителя с размещением его в ру¬
левом механизме (автомобили КрАЗ)
со
<£>

Уравнение (XVI.52) является основным при расчете глав¬
ных элементов пневмоусилителя. Кроме того, из него опреде¬
ляется предварительное сжатие пружины сопротивления, о
условливающего начало включения усилителя. Для этого
случая /7 = 0, * = 0, ЛЯ.-ЛРво, />р = Рро- Из выражения
(XVI.52)
P„0 = ^tg .-№„4.	(XVI.53)
Дальше, используя выражение (XVI.45), можно найти ве¬
личину х.
Из полученного уравнения определяется также величина
реактивного воздействия усилителя на рулевое колесо, е-
шая уравнение (XVI.52) относительно Рр, получим
{(Льо-М' AjQ + [fePB + ir(rfn —_1т }Гм (XVI.54)
РР~	Riu tg<*
Это выражение идентично выражению (XVI.46). Реактивное
воздействие на рулевое колесо проявляется через изменение
давления воздуха р и частично за счет Ах.
Материалы деталей пневматических усилителей. Цилин¬
дры, поршни, корпуса воздухораспределителей выполняются
литьем из алюминиевого сплава. Состав шихты сил ва. и
4%, Si —5%, Fe — 1,2%, Мп-0.7%, Mg, Zn и Ni-до 0,5%,
остальное А1. Рычаги воздухораспределителя отковываются
из сталей 40 и 40Х.
Пневматическим усилителям наряду с некоторыми важ¬
ными преимуществами (возможность использования имеюще¬
гося на автомобиле стандартного пневмооборудования, кон¬
структивная идентичность ряда приборов с приборами тор¬
мозной системы, простота и известная дешевизна) присущи
конструктивно-эксплуатационные недостатки.
—	в связи с раздельным расположением приборов и на¬
личием по этой причине длинных трубопроводов, а также
из-за сравнительно невысокой скорости распространения сжа¬
того воздуха пневматические усилители обладают невысокой
точностью следящего действия. Запаздывание в повороте
управляемых колес и излишняя их поворачиваемость в конце
по сравнению с поворотом рулевого колеса достигают ,25
0,5 сек\
—	вследствие низкого давления воздуха в пневматической
системе (4—6 кГ/см2) рабочие цилиндры имеют большой
размер;
—	наличие конденсата в воздухе может вызвать при ра¬
боте автомобилей зимой примерзание поршня к стенкам ра¬
бочего цилиндра и выход из строя уплотнительных манжет,
350

—	частое самовключение усилителя (при размещении воз¬
духораспределителя в приводе) от возникающих со стороны
дороги толчков и ударов вызывает колебание управляемых
колес и непроизводительный расход воздуха.
Конструкция и расчет гидравлических усилителей. По
сравнению с пневматическими гидравлические усилители
имеют ряд преимуществ: так как рабочее давление в них
принимается 40—70 кГ/см2, то удается уменьшить размеры си¬
лового цилиндра; усилитель дает большую скорость сраба¬
тывания и меньшее время запаздывания (не превышает
0,02—0,04 сек); лучше гасит толчки; имеет более высокие по¬
казатели эффективности (кривая Рр редко загибается в точ¬
ке в, рис. XVI.25).
Гидроусилители руля могут выполняться с постоянно ра¬
ботающим насосом, когда рабочая жидкость непрерывно
циркулирует через золотниковое устройство, и с периодиче¬
ски включаемым насосом: в системе имеется гидроаккумуля¬
тор, за счет которого и работает система, а насос только пе¬
риодически восполняет потери давления жидкости в гидроак¬
кумуляторе. Первая система называется открытой, вторая —
закрытой. В закрытых усилителях устранены полностью по¬
тери в гидросистеме на холостом ходу (при нейтральном по¬
ложении колес отсутствует циркуляция жидкости), а за счет
использования гидроаккумуляторов можно снизить затраты
мощности двигателя на привод гидронасоса, уменьшить раз¬
меры и вес самого насоса, повысить надежность действия
усилителя (повышенная неистощимость системы).
Наряду с различием в компоновке узлов гидравлических
усилителей они различаются конструкцией распределитель¬
ных устройств:
а)	распределительное устройство типа А — с реактивными
плунжерами в сочетании с предварительно поджатыми пру¬
жинами (автомобили ЗИЛ-131, Урал-375, МАЗ-529);
б)	распределительное устройство типа Б — с реактивны¬
ми площадями и самоустанавливающимся золотником (авто¬
мобили ГАЗ-66,	МАЗ-500,	КрАЗ-255,	бронетранспортер
БТР-60П);
в)	распределительное устройство типа В — с предвари¬
тельно поджатой пружиной золотника (многоприводные авто¬
мобили МАЗ, МАЗ-525).
Тип распределительного устройства увязан с каким-либо
одним или с двумя вариантами компоновки усилителя. Так,
распределительное устройство типа А характерно для перво¬
го и второго вариантов компоновки. Распределительное уст¬
ройство типа Б и В применяется в усилителях с третьим и
четвертым вариантами компоновки.
Рассмотрим типовые конструкции гидравлических усили¬
телей современных армейских автомобилей и их расчет.
351

Усилитель автомобиля ЗИЛ-131 (рис. XVI.6). Применяю¬
щийся на автомобиле ЗИЛ-131 усилитель принадлежит к ти
пу А. Рабочие цилиндры усилителя выполнены в одном кар
тере с рулевым механизмом. Левая Л и правая полости
цилиндра связаны каналами с распределительным устр -
вом, которое смонтировано на рулевом вале и состоит и
корпуса 6, золотника 8 и шарикового клапана . л
установлены реактивные цилиндрические плунжерь , р
пираемые предварительно сжатыми пружинами . еличш а
поджатия этих пружин определяет начало включения У^или
теля в работу. Между торцами корпуса и внутренними
мами подшипников 10 имеется зазор Д5д. Две части рул ев
го вала соединяются пластинчатой упругой муфто , д^ у
скающей осевое перемещение нижнеи части вала в пр д
зазора ASn.	,	„
При малых усилиях Рр на рулевом колесе (в пр де а
Рр. о) обе полости рабочего цилиндра сообщают я и д
в напорной магистрали отсутствует: усилитель не р ота ,
поворот автомобиля осуществляется только усилием в ди-
теля
При увеличении сопротивлений повороту рулевой вал,
ввинчиваясь в гайку или вывинчиваясь из нее, передвинет в
пределах зазора Д5д золотник. Одна из полостей рабочего
цилиндра окажется соединенной с напорной магистралью, и
усилитель включится. Под возрастающим давлением жидко¬
сти начнется перемещение поршня, а через ряд промежуточ¬
ных деталей — движение сошки и поворот автомобиля.
Как только прекратится вращение рулевого колеса, зо¬
лотник за счет продолжающегося перемещения поршня зай¬
мет нейтральное положение и усилитель выключится. Для
продолжения поворота необходимо вновь дополнительно пе¬
редвинуть золотник.
Реактивное воздействие усилителя на рулевое колесо тем
больше, чем больше сопротивление повороту. Оно проявляем¬
ся через увеличивающееся осевое давление на тот или инои
упорный подшипник от реактивных плунжеров, раздвигаемых
в сторону возрастающим давлением жидкости.
В случае выхода усилителя из строя рулевое управление
будет работать как обычное, без усилителя.
При повреждении шин управляемых колес увод автомо¬
биля в сторону неисправного колеса исключается, для чего
водителю следует только удерживать рулевое колесо в пер¬
воначальном положении. Это обеспечивается тем, что ч^Рез
смещенный первоначальным уводом колес (в пределах Дод)
золотник давление жидкости будет передаваться в ту полость
цилиндра, гидравлический напор которой на поршень проти¬
воположен направлению развивающегося поворота колес при
уводе.
352

Расчет усилителя.
а)	Определение размеров рабочего цилин¬
дра. Примем, что реакция между упорным подшипником 10
(рис. Xyi.,6) винта вала 3 и корпусом распределителя 6 отсут¬
ствует. Тогда, проектируя силы на ось рулевого вала, дейст¬
вующие на поршень-рейку 1, получим
Pc + /?-QB-P}K = 0,	(XVI.55)
где Рс — окружное усилие на секторе, определяемое момен¬
том сопротивления повороту управляемых колес;
F — сила трения поршня о стенки цилиндра;
QB — осевая сила давления на поршень от окружного
усилия на рулевом колесе;
Рж — сила давления жидкости на поршень-рейку.
В свою очередь
Му
Р‘=
<?.- с.Р^т '•>
-£■ tg (Т + p)
где и- — коэффициент трения поршня о стенки цилиндра;
а — угол зацепления зубьев сектора;
dB—диаметр винта (по начальной образующей);
р—угол трения в нарезке винта.
В выражении для QB не учтен ввиду малости момент тре¬
ния в упорном подшипнике 10
Подставив значение сил в выражение (XVI.55) и решив
его относительно £>ц, получим
Л, (I + Mg а) Л,„и..К
ЛГ<Хр. пЧр. п	i,g(7	+	p)
Может оказаться, что диаметр рабочего цилиндра будет
слишком большим. В этом случае возможна установка не¬
скольких цилиндров, работающих параллельно.
б)	Определение силы затяжки пружин ре¬
активных плунжеров Рп.о В момент начала переме¬
щения золотника-.8 осе&вя"сила, действующая вдоль винта,
становится равной силе затяжки пружин реактивных плун¬
жеров, а р = 0. Тогда из выражения для QB, поскольку Рп.о =
^Qb, а Рр = Рр о, будем иметь
^р. оЯщ
Л.. О =	—	—	•	(XVI.57)
-^-lg(j + p)
12—2961
353

В дальнейшем из формулы (XVI.57) находится требуемая
осадка х центрирующих пружин.
в)	Определение размеров плунжеров. Мо¬
мент на рулевом колесе уравновешивается реактивным мо¬
ментом распределительного устройства
*У?„ = (/>„. „ + с, AJ, + т <пр) ТГ (Т + Р) • (XVI.58)
где сЕ—суммарная жесткость всех пружин реактивных
плунжеров;
Д£д—деформация пружин, соответствующая ходу зо¬
лотника;
dn — диаметр плунжера;
п —число плунжеров (на одной стороне).
Рп 0 = сгД50 = гесД5(,,
где- Дб’о—предварительное сжатие пружин;
с — жесткость одной пружины.
Из приведенного выражения можно найти dn или п, так
как остальные параметры или известны, или ими задаются
по конструктивным соображениям. Величину Л5Д выбирают
в пределах 0,8—1,2 мм. Люфт рулевого колеса за счет выбо¬
ра Д5д обычно равен 10—15°.
Рабочая характеристика гидравлического усилителя авто¬
мобиля ЗИЛ-131 представлена на рис. XVI.27. Общии вид ее
354

такой же, как и характеристики пневматического усилителя
автомобиля КрАЗ-214. Из диаграммы видно, что усилитель
включается при Рр. о —2 кГ (точка а, Mt=S кГ'М). С увели¬
чением сопротивления повороту усилие Рр на рулевом колесе
возрастает и достигает 7 кГ при МЕ=243 кГ• м (точка б).
Для преодоления больших, чем Mz =243 кГ'М, сопротивле¬
ний необходимо резко увеличивать усилия на рулевом колесе
(перелом в точке б).
Коэффициент эффективности в рабочем диапазоне Mz
изменяется от 1 до 8. Показатель реактивного воздействия р
на рулевое колесо равен 0,032 кГ(кГ-м.
Усилитель автомобиля Урал-375 (рис. XVI.3 и XVI.23).
Для тяжелых машин весом более 10 т компоновку такого же
усилителя, как и,у автомобиля ЗИЛ-131, приходится изме¬
нять (усилитель с компоновкой по второму варианту с рас¬
пределителем типа А). В этом случае силовой цилиндр уста¬
навливается возможно ближе к управляемым колесам. Это
делается для разгрузки деталей рычажной системы рулевого
привода от больших усилий.
Расчет усилителя. Расчет усилителя остается таким
же, как и усилителя автомобиля ЗИЛ-1Э1, следует только
учесть особенности размещения рабочего цилиндра. Поскольку
усилие от штока рабочего цилиндра передается непосред¬
ственно на правую поворотную цапфу, то для вала сошки бу¬
дем иметь следующее равенство моментов:
Раскрыв далее значение Ршт и взяв допустимое Рр из вы¬
ражения (XVI.59), находим требуемый диаметр D4 рабочего
цилиндра. Распределительное устройство (тип А) рассчиты¬
вается согласно выражениям (XVI.56) и (XVI.57).
Усилители с компоновкой по третьему варианту с распре¬
делителем типа Б.
В конструктивном отношении эти усилители по сравнению
с усилителем автомобиля ЗИЛ-131 являются более просты¬
ми. Распределитель типа Б в отличие от распределителя ти*
па А не содержит плунжеров и реактивных пружин. Необхо¬
димая обратная связь управляемых колес с рулевым колесом
достигнута введением специальных лобовых реактивных пло¬
щадей на золотнике.
Такое распределительное устройство в зависимости от ва*
рианта компоновки монтируется в левой продольной тяге ру¬
левого привода (автомобиль ГАЗ-66) или в головке корпуса
усилителя (автомобиль МАЗ-500, рис. XVI.28).
(XVI.69)
355

ед»
Си
О»
Ряс. XV1.28. Конструкция золотникового распределителя типа Б с реактивными полостями (МАЗ)

Палец 7, обжатый сухарями 6, приводится в движение от
сошки рулевого механизма. Стакан 5 сухарей посредством
пробки 4 связан с тягой 3 золотника 2. Ход золотника Д5д
влево и вправо от нейтрального положения составляет 1,5—
2	мм и ограничен фланцем пробки 4. В гильзе 1 выполнены
каналы, которые соединяют распределительное устройство
с насосом и полостями рабочего цилиндра.
В золотнике имеются три пояска, обеспечивающие соот¬
ветствующее перекрытие каналов в гильзе. В крайних пояс¬
ках высверлено несколько продольных отверстий А, которые
соединяют центральные камеры / с боковыми камерами //.
Боковые камеры II с торцов уплотнены манжетами (у авто¬
мобиля ГАЗ-66) и сальниками (у автомобиля МАЗ-500). Тор¬
цовые пояски на золотнике центральных камер всегда взаим¬
но уравновешены, поскольку площади и действующее на них
давление жидкости одинаковы.
Торцовые же пояски на золотнике в камерах II при рабо¬
тающем усилителе оказываются неуравновешенными: если в
одной из камер II действует высокое давление, то в это время
в другой камере II должно быть обязательно низкое давле¬
ние. Разность этих давлений создает на золотнике осевую
силу Я3, которая уравновешена усилием на пальце сошки,
подведенным со стороны рулевого колеса. Схема работы рас¬
пределительного устройства автомобиля ГАЗ-66 (МАЗ-500)
показана на рис. XVI.29, а.
При вращении рулевого колеса палец сошки смещает в
ту или иную сторону (в зависимости от направления пово¬
рота автомобиля) золотник в гильзе на величину Д5д, после
чего одна из полостей рабочего цилиндра оказывается под
давлением жидкости, в то время как другая полость соеди¬
няется с магистралью слива. Под действием перепада давле¬
ния в полостях рабочего цилиндра поршень со штоком (если
на раме закреплен цилиндр) или сам цилиндр (если на раме
закреплен шток) начинает перемещаться. Но так как пор¬
шень со штоком (или цилиндр) связан через рычажную си¬
стему с управляемыми колесами, то движение поршня вызы¬
вает поворот управляемых колес. Величина неуравновешен¬
ной силы Ря на золотнике создает сопротивление повороту
рулевого колеса. Это сопротивление воспринимается водите¬
лем как сопротивление дороги.
Поворот управляемых колес будет продолжаться до тех
пор, пока выбран зазор Д5д, т. е. пока водитель вращает ру¬
левое колесо. При остановке рулевого колеса останавливает¬
ся золотник и за счет продолжающегося движения продоль¬
ной тяги гильза по отношению к золотнику займет нейтраль¬
ное положение. Давление в напорной магистрали упадет, и
поворот управляемых колес прекратится. При поломках уси¬
лителя рулевое управление будет работать как обычное.
337

Рис. XVI.29, Схема работы распределительного устройства типа Б
(автомобиль ГАЗ-66)
35а

Действие усилителя в случае прокола шин аналогично ранее
описанному действию усилителя автомобиля ЗИЛ-131.
Расчет гидравлических усилителей автомобиля ГАЗ-66
(МАЗ-500) с центрирующим устройством типа Б.
Из условий равновесия золотника имеем (рис. XVI.28)
^ (xv, 60)
где	/с—длина сошки;
Оц и ^ — наружный и внутренний диаметры золотника,
откуда
^“7	1	(XVI-61)
Как видно, усилие на рулевом колесе будет изменяться
пропорционально давлению жидкости в рабочем цилиндре,
а величина давления — зависеть от сопротивления повороту.
Так как усилие на рулевом колесе с усилителем не должно
превосходить некоторого заданного предела, равного Рртах, то
при проектном расчете, если известны параметры рулевого
механизма и максимальная величина давления рабочей жид¬
кости, можно найти реактивную площадь золотника.
р	щах^ш^Р- м^р. м
Р тах^с
По известной величине F подбираются диаметры Da и
золотника.
При расчетах везде принималось, что реакция между зо¬
лотником и корпусом распределительного устройства отсут¬
ствует.
Для определения диаметра рабочего цилиндра
(рис. XVI.23, а) воспользуемся выражениями:
РpPiu^p^lp “I" Ршт^
№-4)1'
Поскольку в одной из полостей рабочего цилиндра раз¬
мещен шток поршня, то для обеспечения равновесного поло¬
жения привода соответствующая реактивная площадь F2 зо¬
лотника выполняется несколько большей. Эта площадь равна
р'-р' S=Z1'
359

Осевая неуравновешенная сила золотника ЛР3=/?(P2	^1)
гасится в нейтральном положении силами трения в рулевом
механизме. В расчетах силу ДРз можно не учитывать ввиду
ее малости.
На рис. XVI.30 приведена рабочая характеристика гидро¬
усилителя автомобиля ГАЗ-66. Из характеристики видно, что
для усилителя данного типа коэффициент эффективности Э
постоянен и равен примерно 4,7. Усилие на рулевом коле¬
се Рр при максимальном давлении р = 70 кГ/см? достигает
примерно 16 кГ. Показатель реактивного воздействия р на
рулевое колесо равен 0,05 кГ/кГ • м.
кГ
81
70
60
50
40
30
20
10
3
с
«г
Э
А
\
\
9 J
1 /
Pj£U-—
100
200
Рис. XV 1.30. Рабочая характеристика
лителя автомобиля ГАЗ-66
гидроуси-
Основ/ным недостатком гидроусилителей автомобилей
ГАЗ-66 и МАЗ-500, снабженных распределительным устрой¬
ством типа Б, является повышенная чувствительность к само-
включениям от толчков и ударов. В этом отношении усили¬
тели автомобилей ЗИЛ-131 (Урал-375) имеют определенное
преимущество: самопроизвольные включения для ^них п лно-
стью устранены. Для уменьшения самовключении золотник
распределительного устройства типа Б иногда может блоки¬
роваться предварительно сжатой (на определенную величи¬
ну) пружиной С (рис. XVI.29,б). otvrrtMv naniiaHTV с oat>
Усилители с компоновкой по чет Р ^yfri oi\
пределительным устройством типа В (рис. XVl.oi).
Следует указать, что при создании усилителен в рулевом
управлении они проектировались с самого начала с распреде*
360

лительным устройством типа В.
Распределительные устройства
остальных типов (А и Б) яви¬
лись результатом работ по
устранению недостатков рас¬
пределителей типа В.
Распределительное устрой¬
ство с распределителем типа В
обеспечивает только кинемати¬
ческое слежение. Слежение по
силовому фактору у усилите¬
лей с распределительным уст¬
ройством типа В отсутствует.
После включения усилителя в
работу усилие на рулевом ко¬
лесе с ростом внешних сопро¬
тивлений не изменяется и
остается равным Рр. 0 во всем
диапазоне моментов сопротив¬
лений Mt.
Водитель при управлении
автомобилем с таким усилите¬
лем не чувствует трудностей
поворота и хуже реагирует на
дорожную обстановку. Вид ра¬
бочей характеристики усилите¬
ля с распределителем типа В
применительно к автомобилю
МАЗ показан на рис. XVI.32.
Коэффициент эффективности
усилителя Э после его вклю¬
чения изменяется пропорцио¬
нально моменту сопротивления
повороту (в диапазоне от МЕ0
до Mj.K). Показатель реактив¬
ности р = 0.
Расчеты диаметра рабочего
цилиндра £>ц и параметров
центрирующей пружины не от-
личак^Ся от ранее приведен¬
ных.
Рулевое управление армей¬
ских тягачей сочлененного ти¬
па (МАЗ-529) имеет ряд специ-
фйческих особенностей:
—	поворот таких тягачей
осуществляется ие поворотом

колес, а отклонением всей оси тягача относительно полупри-
цепного звена за счет действия сил, развиваемых гидравли¬
ческим усилителем;	.
—	рулевой механизм выполняет чисто командные функ¬
ции и при выходе усилителя из строя или заглохании двига¬
теля тягач делается неуправляемым;
—	поворот оси тягача при маневрировании может дохо¬
дить до 90°; минимальный радиус поворота автопоездов со¬
члененного типа превышает базу полуприцепного звена лишь
на величину -у- (В— колея тягача), что не может быть у
обычных автопоездов.	спп
Схема рулевого управления тягача МАЗ-529 показана на
рис. XVI.33,а. Рулевое управление состоит из рулевого ме¬
ханизма / с распределителем 2 рулевого привода с прямой
и обратной -связью 3, золотниковой коробки , двух гидрав
лических цилиндров 4, шарнирно закрепленных на полупри-
цепном звене, насоса 7, масляного бака 6 с тру опроводами.
Конструкция рулевого механизма была описана ранее
(рис. XV1.4). К картеру рулевого механизма^ удлиненными
шпильками крепится распределительное устройство.	мо¬
жет быть отнесено к типу Айв принципе Д1!40^!. ®!>л7гЧа0Т'
ся от распределителей автомобилей ЗИЛ-1^1 и р	.
Включение распределителя (и усилителя) в работу до¬
стигается осевым смещением рулевого вала (золотника)
(рис. XVI.33, а) в игольчатых подшипниках при враще-
.	DonuunHo хода золотника равна
нии рулевого колеса. Величина хида д
±0,8—1,0 мм. Осевое смещение золотника возможно за счет
№

Рис. XVI.33. Схема рулевого управления автопоезда с одноосным
тягачом МАЗ-529

упора рулевого привода в консольную РаМ*У	п	и	б с иа-
делительное устройство связано трубопровод	н	д
сосом 7 и баком 6, а трубопроводами в и г с з
Золотниковая коробка 5 служит для распределения пот°
ков жидкости по рабочим полостям гидроцилиндр в д
изменения направления этих потоков при прохожд^н и
линдрами положений мертвых точек. В чугунном к р у
робки (рис. XVI.33,6) запрессованы Две гильзы с системой
отверстий и каналов. Гильзы снабжены золотниками и ,
поджимаемыми пружинами 12. На золотник в Р
установлена на пальцах пара коленчатых рычагов , соеди
ненных тягами 9 с корпусом рабочих цилиндров .
Корпуса рабочих цилиндров шарнирно закреп ен
раме полуприцепного звена, а штоки поршней пальца и со
единены с консольной рамкой 8 тягача.
При нейтральном положении рулевого колеса ( р _
нейное движение автопоезда) полости рабочих	р
связаны между собой и насосом посредством кана ов ру
бопроводов распределительного устройства и золотниково
коробки. Жидкость имеет непрерывную циркуляцию с пере
падом давления 10—15 кГ/см2 в круге насос распредели
тель—бак —насос. В части гидропривода за распределите¬
лем (в силовых цилиндрах) жидкость не циркулирует, но в
ней поддерживается то же давление, что и в приводе перед
распределителем. Наличие этого давления за счет разности
площадей поршней силовых цилиндров обеспечивает созда¬
ние стабилизирующего момента, удерживающего ось тягача
в нейтральном положении.	,	_
Поворот рулевого колеса в ту илл иную сторону с
упора рулевого привода в точке g вызывает
вывинчивание червяка в рулевом механизме и р щ
золотника распределительного устройства (на схеме; влево
или вправо. В зависимости от направления вращения руле
вого колеса перемещение золотника распределителя (на схе
ме — влево, что соответствует левому повороту) приведет к
соединению двух противоположных полостей ра очих цилин
дров (на схеме полости I и II) с ,Ha'noPHOH/n/arHCn/\a^vnVT
насоса, в то время как две другие полости ( и ) уду
через ту же золотниковую коробку и распределительное
устройство связаны со сливной магистралью г.
Усилия, развиваемые поршнями рабочих цилиидр ,_^®Р
штоки будут передаваться на консольную рамку	а	и
создавать относительно шкворневых пальцев поворачиваю¬
щий момент, вызывающий поворот тягача, da до в рх е
мертвой точки рабочий цилиндр, который окажется внутрен
ним по отношению к центру поворота (на схем е ь
цилиндр), посредством воздействия коленчатого р ча а
364

на золотник временно отключается. Полости II и IV этого
цилиндра временно соединяются, и давление в полости II
падает. Поршень отключенного цилиндра близок к верхней
мертвой точке (рис. XVI.33,б).
Через 3° после прохождения поршнем верхней мертвой
точки коленчатый рычаг, перемещая золотник коробки даль*
ше, переключает полости этого рабочего цилиндра. По¬
лость IV, ранее находившаяся под сливом, соединяется с на¬
порной полостью насоса, а полость II — с баком
(рис. XVI.33,в). Левый цилиндр вновь возобновляет дейст¬
вие, и его усилие суммируется с действием другого (правого)
цилиндра.
При правом повороте аналогичная картина по переключе¬
нию полостей происходит в правом рабочем цилиндре.
Предельный ход поршня внешнего рабочего цилиндра (на
рис XVI.33, в справа) согласован с требуемым максималь¬
ным углом поворота тягача. Когда поршень этого цилиндра
коснется крышки, поворот тягача прекратится, а угол пово¬
рота достигнет 90°.
Следящее действие осуществляется распределительным
устройством. Тягач поворачивается только тогда, когда води-*
тель вращает рулевое колесо, а золотник в распределитель¬
ном устройстве сдвинут из нейтрального положения. Как
только прекратится вращение рулевого колеса за счет запаз¬
дывающего поворота тягача, рычажный привод, осуществляя
обратную связь, повернет сектор рулевого механизма (при
левом повороте вправо согласно схеме рис. XVI.33). Послед¬
ний переместит червяк, а вместе с ним золотник распредели¬
тельного устройства в нейтральное положение. Давление в
напорной магистрали упадет, дальнейший поворот тягача
относительно полуприцепного агрегата прекратится.
С ростом сопротивлений повороту возрастает давление в
рабочих цилиндрах, необходимое для осуществления поворо¬
та тягача. Повышение давления передается на плунжеры
распределительного устройства, что обусловливает рост осе¬
вой силы червяка, а через него — увеличение усилия, при¬
кладываемого к рулевому колесу.
Гидравлическая система рулевого управления тягача
МАЗ-529 обеспечивает надежную стабилизацию управляемой
оси. При проколах шин или при других причинах самопро¬
извольного отклонения тягача от заданного направления
движения не произойдет: гидроцилиндры развернут тягач в
первоначальное положение и будут удерживать его в этом
положении.
Рабочие цилиндры гидравлических усилителей
(рис. XVI.34). Корпуса 1 рабочих цилиндров отливаются из
сталей 35 и 40 (автомобили ЗИЛ, МАЗ) или сборкой из от¬
дельных трубчатых элементов с последующей их сваркой
365

(автомобили ГАЗ-66,
Урал-375, МАЗ-500). По¬
сле сборки корпуса нор¬
мализуются, рабочая по¬
верхность закаливается
токами высокой частоты
до твердости НВ 241—285.
Доводка цилиндра произ-
£	водится по 9—10-му клас-
су чистоты (хонингование,
g.	суперфиниш). Штоки 3
^	поршней 4 изготовляются
ч	из сталей 40 и 45. Поверх-
'g	ность штока после хро-
| мирования (толщина
о	0,006—0,012 мм) тщатель-
~	но полируется. Твердость
|	поверхности HRC 52—62.
g Допустимая непрямоли-
§	нейность штока не более
£	0,015 мм на всю длину.
§■	Поршни отливаются
“ из чугуна СЧ 15—-32
£, (автомобили МАЗ, ЗИЛ,
g ГАЗ) или отковываются
ч	из сталей 18ХГТ (автомо-
я били ЗИЛ-130, ЗИЛ-131).
£ Чистоту боковых поверх-
| ностей под шток ограни-
's чивают 7—8-м классом.
В качестве уплотнитель-
s ных устройств 2 поршней
*	используются чугунные
или стальные кольца
§ (автомобили ЗИЛ-131,
&	ГАЗ-66, МАЗ-500) и реже
^ резиновые (автомобиль
-•	Урал-375).
*	Рабочие цилиндры рас-
у считываются по извест-
ным формулам (рис
XVI.34):
—	наибольшие каса¬
тельные напряжения
* =	(xvi.62)
366

— наибольшие нормальные напряжения
Для выполненных конструкций при р = 7О кГ/см2 напря¬
жения составляют: х = 400ч- 550 кГ!см2, о = 200 ч-275 кГ/см2.
Запас прочности по пределу текучести пт при сдвиге состав¬
ляет 4—5.
Насосы гидравлических усилителей рулевого управления
работают в крайне тяжелых условиях: резко переменные ре¬
жимы нагрузки (в соответствии с режимами двигателя); по¬
вышенная тепловая напряженность (нагрев насосов доходит
до 100—110° С; температура воздуха под капотом двигателя,
где чаще всего размещаются насосы, поднимается до 50—
70°С); неблагоприятная атмосферная среда ввиду постоян¬
ной задымленности и запыленности подкапотного простран¬
ства.
В гидравлических системах автомобильных усилителей в
основном используются лопастные насосы двойного действия
(большинство автомобилей отечественного производства —
ЗИЛ-131, Урал-375, БТР 60П, МАЗ-529), реже шестеренчатые
или героторного типа (FA3-13) и роликовые (ролики вместо
лопаток). Для автомобилей с одной управляемой осью произ¬
водительность насосов изменяется в пределах от 6—10 л/мин
при 600—800 об/мин до 15—25 л1мин при 2000—2500 об}мин.
Насосы многоосных автомобилей с двумя управляемыми ося¬
ми и более (ЗИЛ, МАЗ) и тяжелых автомобилей с поворот¬
ными осями (МАЗ-529) имеют производительность 35—
70 л/мин при 900—1000 об!мин.
На автомобилях ГАЗ-66, ЗИЛ-131 и Урал-375 лопастные
насосы унифицированной конструкции типа ЗИЛ; для авто¬
мобилей МАЗ приспособлены серийные насосы Л1Ф, ЛЗФ
и НШ-46, выпускаемые отечественной промышленностью для
нужд общего машиностроения.
На рис. XVI.35 показана конструкция насоса типа ЛЗФ.
В литом корпусе 3 расположен статор 8. Внутри статора
вращается на подшипниках ротор 7, в пазы которого встав¬
лены двенадцать лопаток 6. Лопатки и ротор размещены
плотно между дисками 2. При вращении ротора от вала 5
лопатки под влиянием центробежных сил прижимаются к
внутренней поверхности статора, имеющего эллиптическую
форму. Лопатки за один оборот ротора совершают два воз¬
вратно-поступательных хода. Ход лопаток равен разности
радиусов дуг окружностей, по которым очерчен профиль ста¬
тора. К корпусу насоса привернуты крышки 1 и 4.
Внутренняя полость насоса с помощью торцовых окон в
дисках соединена с магистралью всасывания (участки, где
объем межлоиаточного пространства увеличивается) и
367

♦
Рис. XVI.35. Конструкция насоса гидроусилителя рулевого управления (автомобили МАЗ)

магистралью нагнетания (участки, где объем уменьшается).
За один оборот ротора происходят две подачи.
Ротор уравновешен от радиальных сил давления масла,
так как магистрали нагнетания расположены диаметрально
противоположно. В пазах ротора лопатки наклонены на
7—15° (по отношению к радиусу) в сторону вращения. Это
исключает заклинивание лопаток в пазах ротора при ходе
нагнетания.
Лопастные насосы исходя из конструктивных особенностей
всегда конструируются одностороннего вращения (со сторо¬
ны вала — по ходу часовой стрелки).
Всасывающее отверстие в корпусе и окнах делается по
возможности большим, скорость жидкости на всасывании не
должна превышать (во избежание кавитации) 4—5 м}сек, а
практическая высота всасывания — не более 1,5—2 м.
Для уменьшения объемных потерь все детали лопастных
насосов тщательно подгоняются друг к другу, а взаимное
положение корпуса статора и крышек при сборке фиксирует¬
ся установочными штифтами. Посадочные торцовые и рабо¬
чие поверхности деталей насоса имеют чистоту Д7—8, непа-
раллельность торцовых плоскостей, несоосность осей и конус¬
ность деталей не должны превышать 0,01 мм.
Материалами для изготовления деталей лопастных насо¬
сов служат: серый чугун СЧ 18—36 — для корпусов (литье),
шарикоподшипниковая сталь ШХ-15 и легированные стали
ХВГ и 9ХС — для статоров; роторы изготовляются из сталей
20Х и 40Х с цианированием и закалкой (HRC 58—62) или
из азотируемых сталей 38ХМЮА, лопатки — из быстрорежу¬
щих сталей Р18 (HRC 58—62), диски — из бронзы Бр. АЖ
9—4 или Бр. АЖМц 10—3—1,5 (НВ 160—180).
Производительность насоса гидроусилителя выбирается из
условий, чтобы рабочий цилиндр успевал поворачивать ко¬
леса автомобиля быстрее, чем это может делать водитель.
В противном случае при быстрых поворотах неизбежно «уты-
кание» золотника, что приводит к утяжелению рулевого упра¬
вления.
Чтобы не было «утыкания» золотника, необходимо соблю¬
дать следующее неравенство:
(XVI.64)
где Q — расчетная производительность насоса, м*1сек;
т)об—объемный к. п. д. насоса (по данным ЗИЛ, т]об =
= 0,75-^0,85 при /7 = 60 кГ/см2)\
Д— коэффициент утечки в золотнике, равный 0 05—
0,10;
~ — скорость поршня рабочего цилиндра, м/сек.
369

Для усилителя автомобиля ЗИЛ-131 (рис. XVI.6)
dS I .	,
dt ~ 60 К вЛш & Ъ
где пт — максимальная кратковременная скорость вращения
рулевого колеса; по опытным данным, пш —
= 30-60 об/мин (0,5—1,0 обIсек)
После подстановки значения -ц- в выражение (XVI.64)
получим
«а(Дц —(XVI.65)
^ ^	240г,об (1 - А)
Для усилителей автомобиля MA3-535 (MA3-537)
dS__jm^U_	(XVI. 66)
dt 30/p. м
dS
Аналогичным путем могут быть найдены значения ^ и
для других типов усилителей.
Мощность, необходимая для привода насоса, равняется
N = -тгг^— [л- с'1»
yvH 450г,общ 1 J’
где т]общ — общий к. п. д. насоса; для расчетов его следует
брать равным 0,70—0,80.
На привод насосов гидроусилителей обычно затрачивает*
ся от 2 до 4% мощности основного двигателя. 1ак, расход
мощности на привод насоса Л1Ф и ЛЗФ при р = 65 кГ/см и
Пц = 950 об!мин соответственно равен 4,7 и 9,6 л. с.
В качестве рабочей жидкости в гидроусилителях исполь¬
зуются индустриальные (марки 12 или 20) ^или веретенные
(марки 2 или 3) масла, выпускаемые нашей промышленно¬
стью в соответствии с ГОСТ 1707 51. Эти масла отлича¬
ются химической стабильностью, постоянством вязкости в
диапазоне температур от —20 до +25°С, хорошими противо¬
коррозионными и смазочными свойствами. При температуре
ниже —20°С рекомендуется трансформаторное масло (ГОС1
982—68),

Глава XVII
ДОПОЛНИТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ АРМЕЙСКИХ
АВТОМОБИЛЕЙ
Под дополнительным оборудованием понимается
смонтированное на шасси оборудование, которое позволяет
в необходимых случаях усиливать отдельные эксплуатацион¬
но-технические показатели автомобилей, например, проходи¬
мость, производительность, тормозные свойства и т. д. К чис¬
лу типовых агрегатов, включаемых в дополнительное обору¬
дование, относятся механизмы отбора мощности, лебедки,
вспомогательные катки (колеса), водоходные движители, гор¬
ные тормоза и пр.
К дополнительному оборудованию следует также отнести
средства механизации: подъемники запасных колес, механиз¬
мы самосвальных платформ, различные устройства для само-
погрузки и т. д. Дополнительное оборудование устанавли¬
вается только на некоторой части автомобилей. Вид его за¬
висит от специфики использования автомобилей, условий их
эксплуатации и особенностей конструкции автомобиля в це¬
лом.
Кроме дополнительного оборудования автомобили могут
оснащаться специальным оборудованием.
Специальное оборудование является технологическим обо¬
рудованием. Оно предназначено для производства того или
иного вида узкоспециальных работ. Сам автомобиль при этом
служит лишь в качестве транспортного средства для пере¬
возки этого оборудования. К числу автомобилей со специаль¬
ным оборудованием относятся автокраны, бензомасловодоза-
правщики, авторазливочные станции, автодегазационные ав¬
томобили и т. д.
Для привода дополнительного и специального оборудова¬
ния необходим отбор мощности от приводного двигателя ав-
томобиля. Местом отбора может служить носок коленчатого
вала двигателя (привод кабестана БРДМ-1), коробка пере¬
дач или раздаточная коробка (чаще всего), главная пере¬
дача (привод лебедки у «Татры-138»), карданная передача
(привод водооткачивающих средств ЗИЛ-485) и др.
В дальнейшем мы рассматриваем только дополнительное
371

оборудование автомобиля и привод к нему, пециальн е о
рудование рассматривается в курсах соответствующи с
циальных дисциплин.
1.	Коробка отбора
мощности
Основным агрегатом привода на дополнительное
(а также и на специальное) оборудование является коро ка
отбора мощности (КОМ). Последняя представляет собой
зубчатую коробку передач, число ступеней которой пр
ляется назначением и местом ее установки в силовои пере
даче автомобиля. При отборе мощности от основной коро ки
передач (от шестерни отбора мощности промежуточного вала
или блока шестерен заднего хода) общее число передач рав
но числу передач самой КОМ; при отборе мощности от раз¬
даточной коробки (чаще всего от одной из шестерен вход¬
ного вала или самого вала) общее число ступеней К
увеличивается в число раз, равное числу передач в основной
коробке. На одном автомобиле может быть одновременно н
сколько (до двух-трех) коробок отбора мощности, ак, на
пример, по три коробки отбора мощности устанавлив^07?
на отдельных модификациях автомобилей ЗИ -	,	ра -
и КрАЗ-214 (привод лебедки, отбор мощности к ведущим
осям прицепного звена, привод спецагрегата).
Коробка отбора мощности может передавать на дополни¬
тельное оборудование от 10 до 40%' максимальной мощности
двигателя.
В целях унификации стандартом определены модули зу
чатых колес КОМ, а также основные размеры люков и флан¬
цев крепления.	*	,,	07С
На рис. XVII.1 показана КОМ автомобиля Урал-375 для
привода лебедки. Отбор мощности производится от разда¬
точной коробки. Первичный вал раздаточной коробки за¬
канчивается шлицами. Такие же шлицы имеет ведомый
вал 14 КОМ. С помощью каретки 13 оба вала могут блоки¬
роваться. При блокировке мощность будет передаваться че¬
рез карданную передачу к редуктору лебедки.
Управление кареткой осуществляется ползуном 5, имею¬
щим две выемки для шарикового фиксатора 4, соответствую-
щие выключенному и включенному положению каретки. К
привалочной поверхностью картера 3 присоединяется к кар¬
теру 2 раздаточной коробки.
При работе лебедки автомобиль обычно стоит на месте и
зубчатые колеса раздаточной коробки, сидящие на ^подшип¬
никах скольжения первичного вала, неподвижны. Масло в
картере этой коробки не разбрызгивается, а следовательно,
372

подшипники не смазываются. Для смазки всех работающих
подшипников раздаточной коробки и КОМ служит специаль¬
ный плунжерный насос. Он состоит из плунжера 7, нагнета¬
тельного клапана 8 с пружиной, всасывающего клапана 10
с пружиной, обратного клапана 9. Корпус насоса вставлен
в прилив крышки 11. Привод плунжера 7 осуществляется от
эксцентрика 6. Масло засасывается насосом из картера раз¬
даточной коробки по трубопроводу 12 и по каналам подается
к подшипникам валов и шестерням первичного вала.
Рис. XVI 1.1. Коробка отбора мощности без редуктора
Данная КОМ имеет наиболее простую конструкцию, так
как у нее одна ступень прямая, а необходимое редуцирова¬
ние получается за счет коробки передач. Значительно более
сложную конструкцию имеет КОМ с приводом от промежу¬
точного вала коробки передач.
Конструкция таких КОМ обычно имеет одну-две (до трех)
передачи переднего хода и одну передачу заднего хода. При¬
мером может служить вторая КОМ автомобиля Урал-375,
конструкция которой показана на рис. XVII.2.
Привалочной плоскостью картера 1 коробка соединяется
с картером коробки передач. На оси 2 зубчатых колес на
подшипнике установлен блок зубчатых колес 3, одно из ко¬
лес которого постоянно сцеплено с зубчатым колесом отбора
мощности, укрепленным на промежуточном валу коробки пе¬
373

редач, а другое — с колесом 4 блока 6, сидящим на оси
коробки отбора мощности.	0
На шлицы выходного вала 7 надета каретка 8У которая
может вводиться в зацепление с блоком 6 с помощью вилки
Рис. XVI 1.2. Коробка отбора мощности с редуктором
переключения 9. Последняя установлена на ползун 10. Пол¬
зун имеет три фиксированных положения , и ■ ри по¬
ложении В каретка КОМ выключена (нейтраль), при поло¬
жении А зубчатое колесо 8 сцеплено с малым колесом
что дает передачу переднего хода. При положении зу ч
374

тое колесо 8 сцеплено с колесом 3 (чертеж развернут на пло¬
скость), что дает передачу обратного хода.
Для привода ряда бортовых агрегатов (например, вспо¬
могательных катков БРДМ-1) применяются КОМ с кони¬
ческими шестернями (рис. XVII.3). В картере 1 КОМ, при¬
крепленном к раздаточной коробке 8, смонтировано веду¬
щее коническое колесо 2. Последнее насажено на шлицы
удлиненного конца вала привода переднего моста автомо¬
биля. Ведомое колесо 4 может блокироваться с валом 3 при¬
вода бортовых агрегатов с помощью зубчатой муфты 5. Муф¬
та перемещается с помощью вилки 5, посаженной на пол¬
зун 7. Ползун имеет два фиксированных положения: / — ней¬
траль, // — включение передачи.
Управление коробками отбора мощности осуществляется
рычагом, монтируемым в кабине водителя. Рычаг через си¬
стему тяг связан с ползунами передвижных кареток. Послед¬
ние представляют собой скользящие шестерни или муфты.
Способ смазки деталей КОМ зависит от места ее крепле¬
ния к основному агрегату. При верхнем креплении подача
смазки принудительная (MA3-537): насосы забирают смазку
из картера основного агрегата (раздаточной коробки, короб¬
ки передач) и подают ее к трущимся поверхностям КОМ.
При боковом креплении к основному агрегату детали сма¬
зываются разбрызгиванием. В этом случае КОМ может иметь
375

или самостоятельную масляную емкость, или общую емкость
с основным агрегатом.
Методы расчета КОМ на прочность, жесткость и износ не
отличаются от методов расчета других зубчатых механизмов
силовой передачи автомобиля (коробки передач, раздаточной
коробки и др.).
Для определения расчетной нагрузки следует задать ско¬
рость (число оборотов) и сопротивление (крутящий момент)
на ведомом валу КОМ, т. е. необходимо знать условия ра¬
боты приводного агрегата, на который отбирается мощность
от коробки.
Материалы КОМ (и отдельные детали) обычно унифици¬
рованы с материалами деталей базовых агрегатов.
2.	Лебедки
Лебедки устанавливаются на некоторой части ав¬
томобилей и автопоездов многоцелевого и специального на
значения и на тягачах. С помощью лебедок производится са
мовытаскивание и вытаскивание застрявших автомо илеи
при преодолении ими труднопроходимых дорог, форсирова¬
ние крутых подъемов, а также под™гивание грузов, е ед¬
ки устанавливаются в передней (ГАЗ-66, ЗИЛ- ^, Д - ,
БТР-60П), средней (ЗИЛ-485, КрАЗ-214) и задней (Урал-375,
КрАЗ, МАЗ) частях автомобиля.
При расположении лебедки в передней части автомобиля
обеспечивается хороший доступ к ней и более удобное ее при¬
менение. Однако при этом увеличивается габаритная длина
автомобиля, уменьшается передний угол проходимости, а
также ухудшается обзорность; кроме того, перегружается
передняя ось. Переднее расположение (рис. Х\П.4,а) можно
рекомендовать только для сравнительно легких автомобилей
(общим весом до 5—10 г), где управление лебедкой осуще¬
ствляется непосредственным участием обслуживающего пер¬
сонала, что требует удобного доступа к ней.
На тяжелых автомобилях доступ к лебедке обслуживаю¬
щего персонала ограничен ввиду передачи значительных уси¬
лий через трос w опасности его разрыва. Поэтому управление
лебедкой здесь должно автоматизироваться. По габаритным
соображениям и соображениям безопасности становится бо¬
лее выгодным расположение лебедки в средней и задней ча¬
стях автомобиля (рис. XVI 1.4,б).
Следует, однако, иметь в виду, что лебедки, располо¬
женные в средней и задней частях автомобиля, имеют
более сложный привод и вообще конструктивно сложнее и
дороже.
376

Тяговый барабан лебедок монтируется на раме чаще
всего горизонтально и поперек продольной оси автомобиля, а
реже —вертикально (БРДМ-1). Трос на барабан уклады¬
вается: у легких и средних автомобилей (ГАЗ-66, ЗИЛ-131) —
вручную, у тяжелых — специальным тросоукладчиком
(Урал-375, КрАЗ-214, МАЗ).
В качестве передаточного механизма от коробки отбора
мощности к лебедке используется преимущественно кардан¬
ная передача, реже — цепная передача (БРДМ-1, ЗИЛ-485).
Цепная передача проще и применяется в случаях размеще¬
ния лебедки и механизма отбора мощности на близком рас¬
стоянии и на значительно разных уровнях.
Конструкции лебедок армейских автомобилей в основном
идентичны. Различия между ними заключаются лишь в раз¬
мерах деталей, технических показателях и некоторых кон¬
структивных особенностях.
К основным механизмам лебедки (рис. XVII.4, а) относят¬
ся тяговый барабан /, понижающий редуктор 7, передаточ¬
ный механизм 3 (в данном случае — карданная передача),
соединяющий лебедку с коробкой отбора мощности 4. Меха¬
низмы лебедки монтируются на подрамнике 2 и раме авто¬
мобиля. Рычаг 5 служит для включения КОМ, рычаг 8 —
для включения барабана лебедки.
Конструкция лебедки армейского автомобиля (Урал-375)
показана на рис. XVII.5. В картере /, выполненном из чугуна
(СЧ 15—32; СЧ 18—36) или из стали (35Л), на подшипни¬
ках 3 и 6 смонтирован ведущий вал 5 с червяком 4. Вал
обычно изготовляют из сталей 40Х, 15Х ГНТА или из метал¬
лов, им равноценных.
Червяки лебедок, устанавливаемых на новых армейских
автомобилях (ГАЗ-66, Урал-375, ЗИЛ-131), глобоидальные.
На старых автомобилях (ГАЗ-бЗ, МАЗ-502, КрАЗ-214) ле¬
бедки имеют цилиндрические червяки.
Червяки в лебедках применяются однозаходные с углом р
спирали 4—7°.
Величина нормального модуля тн червячной пары для
выполненных конструкций составляет 7—9 мм.
Нагрузки на червячный вал воспринимаются подшипни¬
ками качения. Они могут быть коническими (ГАЗ, ЗИЛ) или
комбинированными (Урал-375, КрАЗ-214)—радиально-упор¬
ными <3, радиальными 6 и упорными 7. Упорный подшипник
работает на наиболее тяжелом режиме — режиме подтягива¬
ния, когда осевые усилия наибольшие.
Червячное колесо 2 изготовляется составным: венец — из
оловянистой бронзы (Sn — 9—11%, Р — 0,2—0,8%, Ni —
0,5—1,0%,твердостьНВ 90—105),ступица—из стали (сталь40,
18ХГТ). Этим устраняется «наматывание» металла на червяк.
Соединяются они ззкяепками. Установка ступицы червячного
377

со
—>1
«о
Рис. XVII.4. Способы расположения лебедок на автомобиле

380

к 9
- «в
Рис. XVII.5. Лебедка армейского автомобиля

колеса на валу 11 барабана может быть.различной: на шпон¬
ке (ГАЗ, ЗИЛ), шлицевой (МАЗ-502, КрАЗ-214) на шлицо¬
ванной переходной втулке (Урал-375). Вал бара ана мон¬
тируется в картере 1 червячного редуктора чаще всего на
бронзовых подшипниках скольжения (ГАЗ, ЗИЛ, М ), ре¬
же-на конических подшипниках 10 (Урал-375). Восприятие
осевых усилий червячного колеса осуществляется конически¬
ми подшипниками 10 и 13 или специальными бронзовыми
кольцами, устанавливаемыми между корпусом редуктора и
торцами ступицы червячного колеса.	tmnriiimiiLiv
Передаточное число червячного редуктора у выполненных
конструкций лебедок i4.p —23-ь31.
На одном из концов вала червяка устанавливается серво¬
тормоз одностороннего действия, который обеспечивает на¬
дежное стопорение вала червяка при нагруженном тросе во
всех случаях, когда прерывается связь с двигателем (пере¬
ключение передач в КОМ, авария в передаточном механизме
и пр.). Тормоз состоит из шкива 9 (чугун КЧ 35	), поса¬
женного на шпонке на валу червяка, тормозной ленты , тяг
и натяжной пружины (на рисунке не показаны), ри выдаче
троса незначительное сопротивление тормоза преодолевается
двигателем.
Тяговый барабан 16 с валом 11 червячного колеса может
быть связан с помощью шлицев (автомобиль Урал-3 ) или
посажен на валу свободно (ГАЗ, ЗИЛ, КрАЗ). В первом слу¬
чае блокировка червячного колеса с валом барабана про¬
изводится кареткой 17 через переходную шлицованную втул¬
ку /2, во втором — с помощью кулачковой муфты (см.
рис. XVII.4,а), перемещаемой по шлицам вала и входящей
своими кулачками в торцовые вырезы барабана. Переме¬
щается каретка 17 (или кулачковая муфта) вручную ру-
КОЯТКОИ.	ггтт	лг	1	л
Барабан 16 отливается из ковког° ДУгУн*Пп t Лд7о\
(ГАЗ, ЗИЛ) или из стали 35Л (Урал-375) и 40Л1 (МАЗ).
Скорость вращения барабана 8—25 об/мин (меньшие обо¬
роты для более тяжелых автомобилей) при оборотах двига¬
теля п = 1500-г-1600 об)мин. Диаметр &б барабана в серииных
конструкциях 120—200 мм. На барабан наматывается силь¬
ной трос (ГОСТ 3077—55 или ГОСТ 3088-55) длинои 50-
70 ж. Диаметр троса для легких автомобилей 12,5	15 мм
(ГАЗ, ЗИЛ), для тяжелых—18 21 мм (Урал-375,
КрАЗ-214). Запас прочности троса по максимально допусти¬
мому эксплуатационному усилию составляет 2	2,5.
Величина максимально допустимого эксплуатационного
усилия Ртршах на тросе выбирается равной (0,5-s-0,8) и, где
G — полный вес груженого автомобиля. Ограничение тршах
производится преимущественно предохранительными пальца¬
ми 6 (рис. XVII.4,а), срезающимися при перегрузке,
382

специальными предохранительными муфтами. Предохрани¬
тельные пальцы изготовляются из сталей 20 и 30 (ов =
= 4000 кГ/см2).
Скорость движения троса обычно не превышает 0,2—
0,5 м/сек, мощность на тросе 8—15 л. с. При укладке троса
на барабан с помощью тросоукладчика (рис. XVII.4,б) по¬
следний снабжен подвижной муфтой М, совершающей воз¬
вратно-поступательное движение в пределах рабочей длины
тягового барабана. Муфта перемещается за счет винта В,
имеющего двойную резьбу — левую и правую. Винт приво¬
дится во вращение цепной передачей Ц. Ведущая звездоч¬
ка 15 (рис. XVII.5) цепной передачи посажена на шпонке
вала 11.
Вес лебедок легких автомобилей составляет 200—250 кГ,
тяжелых — 350—550 кГ.
В основу расчета лебедок кладется усилие на тросе
Ртршах- Расчет червячной пары ведется так же, как и главной
передачи. Зубья червячного зацепления рассчитываются на
изгиб и контактные напряжения. Расчеты ведутся по червяч¬
ному колесу, которое обычно бывает слабее червяка. Коэф¬
фициент формы зуба у для червячного зацепления выбирает¬
ся большим на 40% по сравнению с тем же коэффициентом
для косозубых шестерен.
Червячные передачи чувствительны к нарушению зацепле¬
ния и поэтому должны обладать повышенной жесткостью.
Прогибы вала червяка ограничиваются величиной, не превы¬
шающей 0,01 тп.
Ввиду сравнительно невысокого к. п. д. червячных редук¬
торов (для червячных передач с однозаходным червяком т]р =
=^0,65-7-0,70) обязательным является тепловой расчет. Выде¬
ляемое в масло за один час работы количество тепла равно
^ =	\ккал14]*	(XVII. 1)
где Ятр—сила тяги на тросе, кГ;
*Рхр—скорость движения троса, м!сек\
у]р — к. п. д. червячного редуктора.
При установившемся режиме работы лебедки выделяемое
редуктором тепло через поверхность корпуса полностью рас¬
сеивается в окружающую среду.
Q2 = bF(tM - tc) (1 + X) [ккал/ч], (XVII.2)
где k — коэффициент теплоотдачи, равный 7,5—
15 ккал/м2 • ч>°С; высшее значение — для оребрен-
ных картеров с вентиляционной обдувкой их по*
верхности; .
F — поверхность охлаждения редуктора,
383

tu — температура масла, °С;
шасси автомобиля, равный 0,10	,	.
Чтобы лебедка не перегревалась, необходимо, чтобы
Q2>Qi- Максимальная температура лебедки не д	Р	‘
вышать величины, установленной инструкцией п	у
“""смм^щаТвыражения для <3, и Q* можно найти требуе-
мую поверхность охлаждения корпуса, при котор
вается выбранный тепловой режим.
_ 8,45РТрУтр(1-^р)_ f 21	(ХУИ.З!
Как правило, эго неравенство выполнить трудно поверх¬
ность охлаждения должна быть слишком большой или дол¬
жны приниматься специальные меры для увеличения коэф¬
фициента теплоотдачи (оребрение картера, охлаждение по¬
верхности потоком воздуха и т. д.). Поэтому тепловой расчет
червячного редуктора ведется не на установившийся режим,
а наоборот, на неустановившийся режим. При этом ограни¬
чивается время одноразовой работы лебедки.
Для бесконечно малого времени имеет место следу щии
баланс энергии:
Qdt = (сртр + сити)	+ kF dt,
где Q — выделяемое в единицу времени редуктором теп¬
ло, ккал!сек\
ср и сч—теплоемкость соответственно материала редук-
тора и масла (с„=0,12-0,15 ккал/кг- С), см=
= 0,4 ч-0,5 ккал/кг -°С);
tnD и ти —масса редуктора и масла, кг\
dx — текущее значение разности температур масла и
окружающей среды.
Разделив переменные, получим
\ d>t
dt = (Cpftip -f смты) ~q _	*
. Тогда после интегрирования будем иметь время tB одно¬
разовой работы лебедки.
сртр + сити	Q-kKо	\сек\	(ХУИ.4ч'
*B=S	kF	 Q—kFt	1
где	то —начальная разность	температур	масла	и	окружаю-
Ще ПеГеГначалом работы лебедки да и	в большинстве дру-
гих случаев т0 = £м0 — t^ — 0.
334

Для определения допустимого времени работы следует за¬
даться предельным значением Tmax = ^mai — tc.
Применительно к выполненным конструкциям /мтах <
<90-И10°С; tc выбирается исходя из среднеклиматических
условий, в которых эксплуатируются автомобили. С учетом
изложенного будем иметь
сртр + смтм	q
в max ^	kF	ln	Q	—	kF(t„	’	(XV1['5)
где k — коэффициент теплопередачи, ккал/м2 • сек-0С.
В этом выражении вместо Q следует подставлять его зна¬
чение.
Продолжительность одноразовой работы лебедок отече¬
ственных автомобилей составляет 40—50 мин.
Диаметр предохранительных пальцев для случая их уста¬
новки в карда-нном валу перед червячным редуктором
(рис. XVI 1.4, а) находится из выражения
d-=l/^wr кл<1'	(XV,L7)
где dc—диаметр поверхности среза пальцев, см;
тв — предел прочности при сдвиге, равный (0,6-*-0,8) ов,
кГ/см2.
Для выполненных конструкций лебедок диаметры da
предохранительных пальцев равны 8—10 мм.
3.	Привод дополнительных
колес (катков)
На ряде бронированных машин (БРДМ-1, «Па-
нар») применяются дополнительные колеса (катки) для по¬
вышения проходимости. Эти колеса имеют привод от силовой
передачи, а также гидравлическую систему, позволяющую
поднимать их или спускать на грунт. Колеса располагаются
внутри несущего корпуса или снаружи, между основными
колесами машины.
Дополнительные колеса (рис. XVII.6) разведывательной
машины БРДМ-1 закреплены на оси балансира 5, который
может поворачиваться в нише корпуса вокруг пальца 4. Па¬
лец вставлен в отверстия наружного и внутреннего броневых
листов.
13—2961
385

Рис. XVII.6. Дополнительные колеса машины БРДМ-1

Диаметр колес при внутреннем их расположении по сооб¬
ражениям компоновки (чтобы не увеличивать базу машины)
выбирается несколько меньшим диаметра основных колес.
При движении по дорогам дополнительные колеса отклю¬
чаются от силовой передачи и подымаются над поверхностью
дороги на 40—50 мм. В предвидении форсирования тяжелых
участков пути колеса опускаются. Привод к дополнительным
колесам осуществляется цепной передачей. Последняя со¬
стоит из ведущей звездочки 6, ведомой звездочки 3, втулоч¬
но-роликовой цепи 2 (ГОСТ 2599—50). Цепь машины БРДМ-1
имеет шаг звеньев 25,4 мм, диаметр роликов звеньев 16 мм,
разрывное усилие цепи 5000 кГ.
Привод к цепи осуществляется от бортовой передачи
(рис. XVII.7).
Алюминиевый картер 2 бортовой передачи закреплен на
внутреннем листе корпуса машины. Внутри картера на под¬
шипниках качения установлены зубчатые колеса /, 3 и 5 при¬
вода. Вал 4 карданной передачи связан с коробкой отбора
мощности (с валом 3, см. рис. XVII.3).
Цепи 6 натягиваются роликами, посаженными на осях
двуплечих рычагов 7.
Для компенсации провиса цепей служат натяжные роли¬
ки, установленные на коротком плече рычагов 7. Рычаги на
втулках свободно надеты на наружных концах валов 4 и 8
бортовой передачи. К длинным плечам рычагов и к корпусу
машины присоединены пружины, с помощью которых и осу¬
ществляется натяжение цепи.
Для подъема и опускания дополнительных колес исполь¬
зуется гидравлическая система. Один из вариантов этой си¬
стемы представлен на рис. XVII.8. Система состоит из мас¬
ляного бачка 1, шестеренчатого насоса 2, фильтра 3, автома¬
та разгрузки 4, обратного клапана 5, крана управления 5,
гидрозамка 7, силовых (рабочих) цилиндров 9 (по числу до¬
полнительных колес) и соединительных магистралей 8.
Общий объем гидросистемы дополнительных колес
(БРДМ-1) составляет 10 л. Конструкция насоса 2 и фильт¬
ра 3 типовая. Автомат разгрузки предназначен для ограниче¬
ния рабочего давления в системе, которое может резко воз¬
растать по достижении дополнительными колесами крайних
положений.
Автомат включен в главную магистраль Ж параллельно.
Пружина клапана А отрегулирована на давление 150 кГ/см2
Полость над этим клапаном боковым каналом Б соединена
с другой полостью, в которой установлен поршень В с толка¬
телем. Толкатель может воздействовать и открывать шарико¬
вый клапан Г, преодолевая сопротивление пружины Д. По¬
лость Е связана с главной магистралью Ж, полость под
поршнем В — со всасывающей полостью 3 насоса.
13»
387

Когда давление в гидросистеме меньше	/
л <	»	с	R	полости над поршнем о
пан А и боковой канал Б закрыты, о полис а р
давление отсутствует, шариковый клапан Г д в ен м д
кости и пружиной Д прижат к седлу. Толкатель с поршнем
находится в верхнем положении.
Рис. XVI 1.7. Бортовая передача привода
дополнительных колес
Обратный клапан 5 служит для поддержания давления в
главной магистрали Ж при отключении на . Р "
ние потока жидкости к полостям рабочих ци ДР
няется краном 6 управления, который может
388

фиксированных положения: «Подъем колес», «Опускание ко
лес».
Гидрозамок 7 предотвращает саМ0ПР°”ЗВ0Л^егп^^.'
ние колес при неработающем насосе под деи^™ шяпикпный
ного веса. В корпусе гидрозамка предусмотр	р
клапан И, нагруженный пружиной, и толкате v\iunuurlnnn
ла гидрозамка соединены с магистралями ра очи	р
и краном управления.
Рабочие цилиндры 9 авиационного типа. х
стью является наличие внутренних замковых пор ’
ко блокирующих штоки поршней с корпусами
дополнительными колесами крайнего нижнего	•
Нижний конец штока 7 (рис. XV11-6) поршня пр Р
оси балансира 5, а верхний конец корпу ^pafir,UMP
линдра — к кронштейну 8 корпуса машин .	^
линдры при преодолении машиной препятствии	ос р н
мают на себя часть веса машины.
На рис. XVII.8 показана работа гидросистемы при подъеме
вспомогательных колес. При опускании колес кран управ¬
ления 6 следует поставить в положение «Опускание кол ».
Если дополнительные колеса окажутся полностью поднятыми
или опущенными, а насос будет продолжать ра отать, то в
гидросистеме резко повысится давление (более	/	).
В этом случае начнет срабатывать автомат разгрузки.
Клапан А опустится вниз, благодаря чему откроется бо¬
ковой канал В. Давлением жидкости в полости ^ переме¬
щается поршень В с толкателем. Последний воздействует на
шариковый клапан Г и открывает его, вызывая разгрузку
магистрали Ж. Работа автомата (периодическое открытие и
закрытие клапапа Г) будет продолжаться до тех пор, пока
не будет выключен насос 2.
Для кинематического согласования работы дополнитель¬
ных и основных колес передаточное число привода к допол¬
нительным колесам должно удовлетворять следующему ра¬
венству:
(а)
1тр. Доп	г0	Р
где г0< доп — номинальный радиус дополнительных колес;
г0 — номинальный радиус основных колес,
/тр — передаточное число силовой передачи к основ»
ным колесам.
Так как iTр	П^р,
а
*тр. доп	д*р.	ч.	мЧ.	ш
830

то после подстановки в выражение (а) и сокращения по¬
лучим
^б. П^ц. П^к. о. м	f~Q
гДе h. ш 4. п и 4. о. ы — передаточные числа соответственно
бортовой передачи, цепной передачи и
коробки отбора мощности.
Применительно к машине БРДМ-1 выбрано: /к.о.м=1,
*б.п=1- Тогда требуемое передаточное число цепной передачи
будет равно
(XV1I.8)
Для выполненных конструкций /ц.п = 4 -f-5 (для БРДМ-1
Vn = 4,64).
По полученному значению /ц.п, пользуясь специальными
таблицами (см., например, Д. Н. Решетов. Детали машин.
Машгиз, 1961), в зависимости от типа цепи выбирается тре¬
буемое значение зубьев малой ведущей звездочки Z\. Для
втулочно-роликовых цепей при /ц. п = 4 + 5 рекомендуется вы¬
бирать Z| =23 + 21. Число зубьев большой звездочки составит
22 = 2|/ц.п. Шаг цепи определяется по допускаемой скорости
движения:
6-10Ч/доп г
/<	—^— 1мм],	(XVI1.9)
'где vAon—допускаемая скорость движения цепи, м/сек\
пх — число оборотов ведущей звездочки, об/мин.
Обычно Рдоп ^ 15 м/сек, при больших скоростях наблю¬
дается интенсивный износ цепи, возрастают удары и шум.
Для выполненных конструкций t = 20-г-25 мм. Межцентровое
расстояние А между звездочками принимают равным (30 +
+ 50) t.
Профилирование звездочек втулочно-роликовых цепей ре¬
комендуется производить по ГОСТ 591—61.
Несущая способность цепных передач (износостойкость)
рассчитывается по удельному давлению р. При Z\ = 15 + 30,
/ = 20 + 25 мм и числе оборотов ведущей звездочки Я|=50 +
+ 200 об/мин удельное давление р во втулках не должно пре¬
вышать 2500—3500 кГ/см2. Тогда эксплуатационное расчет¬
ное усилие растяжения цепи будет
р = pldy
где / — длина втулки;
d — диаметр оси втулки.
391

Применительно к роликовой цепи машины БРДМ-1 Р —
= 560^-750 кГ. Это усилие меньше предельного разрывного
усилия в 7—9 раз.
Оси шарниров втулок выполняются из цементируемых ста¬
лей 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗА и др..- HRC 45—65. Пластины
звеньев цепи изготовляются из сталей 45, 50, 40Х и др.; HRC
30—50.
4.	Подъемное оборудование платформ,
самосвальных кузовов
и колесодержателей запасных колес
Для подъема и опускания платформ и самосваль¬
ных кузовов применяется в основном гидравлический при-
А
Рис. XV1I.9. Конструкция телескопического гидроцилиндра
вод, реже — пневматический или другие типы приводов. В ка¬
честве подъемников используются noP^”eBb[e
редко) и плунжерные (автомобили МАЗ-504, oHJI-MMJ-ood
и др.) гидроцилиндры. Конструкция поршневых гидроцилин¬
дров подъемников принципиально не отличается от гидроци¬
линдров, рассмотренных в разделе 3.
В отличие от поршневых плунжерные гидроцилиндры кон¬
струируются многоступенчатыми (телескопическими). Число
звеньев в телескопическом гидроцйлиндре равно о о. 1акие
гидроцилиндры позволяют при малых габаритах в собран¬
ном состоянии получить большие перемещения, а следова¬
тельно, и углы подъема платформы.
Телескопический гидроцилиндр в собранном виде показан
на рис. XVI1.9. Он состоит из вставленных друг в друга труб¬
чатых поршней (плунжеров). Каждая труба последователь¬
но, по мере выдвижения, выполняет функции поршня, штока
и цилиндра. Рабочие поверхности уплотнены сальниками
поджатыми гайками 1. Ход внутренних труб ограничивается
392

буртами А. Центральная труба снабжена заглушкой 5 и ша¬
ровой головкой В, которой подъемник упирается в опорную
пяту. Пята закреплена болтами на поворотной платформе
автомобиля.
На наружную трубу-корпус 3 навинчена крышка 4 с ша¬
ровой головкой Б, служащей опорой на раму шасси. Через
эту шаровую головку в цилиндры подается под давлением
рабочая жидкость.
Рис. XVII.10. Схема гидравлической системы подъемника
самосвальной платформы
При использовании телескопических подъемников обяза¬
тельным является установка дополнительного бачка значи¬
тельной емкости, гак как объем полостей цилиндров при ра¬
боте сильно изменяется (увеличивается при подъеме плат¬
формы, уменьшается при опускании). У поршневых гидро¬
цилиндров дополнительный бачок отсутствует. По сравнению
с поршневыми телескопические подъемники конструктивно
сложнее, нуждаются в более надежных уплотнительных
устройствах, требуют более квалифицированной технологии
изготовления.
Схема гидравлической системы подъемника показана на
рис. XVII. 10. На схеме обозначены: / — бак, 2 — силовой ги-
дроцилиндр, 3 — шестеренчатый насос, 4 — обратный клапап,
393

5	— кран управления. Положения золотника крана упра<вле
ния означают: / — подъем платформы, Н опускание,
нейтральное положение.	я	М1,ЯЯ1111
Согласно схеме рис. XVII.11 подъемная i-И а р
линдра может быть определена по формуле
F = G —,	(б)
1			у	»
где Gn — вес платформы с грузом;
х — плечо приложения силы Gn;
у— плечо приложения силы F.
Рис. XVII.il. Расчетная схема подъемного меха¬
низма самосвальной платформы
Для произвольного положения платформы
у = п sin (о + ?),
где п — расстояние между центром опоры подъемника и
центром поворота кузова;
о—начальный угол установки подъемника;
7	— угол поворота подъемника от нейтрального поло¬
жения относительно центра 0\.
По теореме синусов можно найти выражение для
.	/	N	Г	sin	(а	+ ао)
sin (°±х)—	?
394

где г — радиус дуги, описываемый точкой Z (точка прило¬
жения силы F к платформе);
а — угол подъема платформы;
а0—начальный угол платформы.
В свою очередь отрезок 0\Z равен
ОXZ — V (а + г sin а)2 + [b -f г (1 — cos а)]2,
где а и b — координаты точки Z относительно 0\ при <х = 0.
Тогда
cir* In _L 	r sin (a + flp)
— ^	(a + r sin a)2 + [b + r (1 — cos a)]2
Кроме того,
X = Rcos (a -f Д),
где R— радиус дуги, описываемый центром тяжести плат¬
формы при ее подъеме;
Д — начальный угол, определяющий положение центра
тяжести платформы.
После подстановки в выражение (б) вместо х и у их зна¬
чений получим
Е'_п к CQS (а + А) V{а + Г sin g)2 + [b + г (1 — cos g)]2 ,Y\m im
r	rn sin (g 4- ao)	.VAVli.lU)
В начальном положении угол a = 0 и
r R cos Д V a* + fc2	(Ym,,h
Когда угол a станет равным 	А, тогда F = 0. В этом
случае направление силы Gn проходит через точку 02. С уве¬
личением угла подъема платформы нагрузка F на гидро¬
подъемник уменьшается (рис. XVII.12, кривая /). Удельное
давление жидкости на поршень штока (плунжер) зависит от
типа подъемника: для поршневого подъемника давление не¬
прерывно уменьшается (кривая 2), для телескопического —
по мере включения новых звеньев давление жидкости увели¬
чивается, однако в пределах работы каждого отдельного зве¬
на давление уменьшается (кривая 3).
Давление жидкости на поршень (плунжер) в процессе
движения звеньев находится из выражения
4 F
Р = Ti[d0 — 2t (/ — I)]2 ’	(XVII.12)
где d0 — внутренний диаметр основного (неподвижного) ци¬
линдра;
t—толщина стенки цилиндров (плунжеров);
i	— порядковый номер выдвигаемого звена.
395

Совмещая выражения (XVII.И) и (XVII.12), можно найти
диаметр основного цилиндра, полагая i = l.
yr-R coslijTZT*	(XVII.13)
0 I/ п ъртsin “о
Максимальное давление для поршневых подъемниковi и
первых ступеней телескопических подъемников в ИР
40-50 кГ/см2. Для телескопических подъемников в период
работы последних звеньев давление может ьть
200 кГ/см2.
подъемника
В зависимости от хода подъемника, характерно киi на
са и магистралей время подъема (опускания) платформ i
составляет 15—45 сек.
Вес колес современных средних и тяжелых армеиских ав¬
томобилей 150—300 кГ. Заменить на автомобиле такое ко¬
лесо силами экипажа представляет значительные трудности,
поэтому прибегают к средствам механизации.^ а некоторых
автомобилях в конструкцию колесодержателеи стали встраи¬
вать специальные подъемники. Практическое распростране¬
ние получили подъемники гидравлические (автомо иль
Урал-375) и механические (автомобили ГАЗ-оо,	,
КрАЗ-214).
396

Гидравлические подъемники колесодержателен в отличие
от механических полностью освобождают водителей от фи¬
зического труда при подъеме и опускании колес. Силовой
цилиндр гидравлического подъемника обычно выполняется
поршневым. Шток поршня соединяется с колесодержателем,
Рис. XVII. 13 Расчетная схема механического
подъемника
а корпус цилиндра через шарнир закрепляется на раме ав¬
томобиля. Полости силового цилиндра магистралями связа¬
ны с насосом. Силовым цилиндром управляют с помощью
крана, размещенного в кабине водителя. Гидроподъемник ко-
лесодержателя присоединяется параллельно к гидравличе¬
ской схеме усилителя рулевого управления. Расчет гидро¬
подъемников колесодержателен аналогичен расчету гидро¬
подъемников самосвальных платформ.
Механические подъемники колесодержателей проще и де¬
шевле гидравлических, а поскольку колеса заменяются срав¬
нительно редко, то предпочтение отдают механическим.
Схема механического подъемника представлена на
рис. XVI 1.13. На лонжероне / рамы автомобиля крепится
397

поворотный кронштейн 2 колесодержателя .	Р &
тель тяговым тросом 6 поворачивается В°КРУ	паме ав-
Упор 7 запасного колеса закреплен неподв тпцир д nov.
томобиля. Один конец троса жестко за^еЛоНпг.тг,и пппппячн-
гой может наматываться на вороток 5. op	VKnflT«P 9
вают усилием Яр водителя, пРикладЫваеМЫ^Г1Пп>?рнии vnen-
Колесодержатель в любом пРомежутоЧН™оннего действия
живается храповым механизмом одностор
(на схеме не'показан).
Наиболее неблагоприятным при подъеме кол с Р
является крайнее нижнее положение, когда п	^	£
штейн 2 полностью опущен. В этом положении п е	Р
ложения силы Gu наибольшее, а плечо пг силы т
троса наименьшее. Для этого положения
Окп = Рттг{%	^в)
где у] — к. п. д. шарнира Д.
В свою очередь
ЯтА = Рр/?у]",	O')
где dH— диаметр воротка;
R—длина рукоятки;
yj" — к. п д. подшипников воротка.
Совмещая выражения (в) и (г), получим
т	(XVII.14)
Т=~7Г	2Яч’
где 7) — к. п. д. подъемника, равный 0,75 0,85, tq **1 'П •
В процессе подъема усилие Яр будет снижаться ВВ1*ду
увеличения плеча т и уменьшения плеча п. Ус	ру¬
коятке воротка ограничивается физическими возможностями
водителя и в расчете не должно превышать	.	,Ц*
выполненных конструкций dB = 30-^40 мм,	’YnnaT	ТПР.
Зная GK и задавшись значениями Яр, dB> R, д р
буемое отношение . Абсолютные значения т и п выбира
ются исходя из конструктивных и компоновочных сообра
жении.
5.	Водоходные движители
и водооткачивающее оборудование
плавающих автомобилей
На плавающих автомобилях^ применяются в основ¬
ном два типа водоходных движителей: B]J™JOBbI0 (
ГАЗ-46) и водометные (БРДМ-1, БТР-60П). Другие типы
398

движителей (гребное колесо, крыльчатое колесо) из-за гро¬
моздкости, большого веса, низкого к. п. д. и малой оборотно¬
сти практического применения не получили.
Винтовой движитель состоит из гребного винта и меха¬
низма привода (рис. XVII. 14). Гребиой винт в свою очередь
состоит из ступицы 9, жестко посаженной на приводной вал 7,
и нескольких (трех-четырех) крылообразных лопастей 8. Ло¬
пасти размещаются на ступице радиально. Винты изготовля¬
ются чаще всего цельнолитыми из латуни (ЗИЛ-485), бронзы
(ГАЗ-46) или алюминиевых сплавов, реже сварными или ли¬
тыми из стали.
По способу установки винтовые движители различаются
на тоннельные и колонковые. Тоннельные движители монти¬
руются в специальных продольных нишах, образованных в
днище корпуса (ЗИЛ-485). Такая установка лучше предохра¬
няет движитель от повреждений, позволяет обеспечить хоро¬
шее подтекание воды к винту и получить достаточно высокие
показатели его работы.
Вал 7 гребного винта вращается в тоннеле на двух опо¬
рах 1 и 5. Опора 1 в виде радиально-упорного подшипника
расположена внутри корпуса, опора 5 представляет собой
подшипник скольжения (втулка, залитая баббитом). Эта опо¬
ра закреплена в кронштейне 6 и расположена снаружи кор¬
пуса. Два сальника 10 предотвращают попадание воды к
подшипнику скольжения. Обтекатель 11 улучшает работу
сальников.
Приводной вал 7 винта выходит из корпуса автомобиля
через патрубок 4 передней части тоннеля. Специальное
уплотнение, состоящее из резиновой трубы 3 и поджимного
сальника 2, не допускает попадания забортной воды в кор¬
пус. Для повышения эффективности работы нередко тон¬
нельные винты размещают в неподвижной жестко связанной
с корпусом насадке (ГАЗ-46). В горловом сечении насадки,
где располагается винт, зазоры между обрезом лопастей и
стенкой насадки выбираются минимальными. Недостатком
тоннельных и насадочных винтовых движителей являются
весьма малые значения к. п. д. и тяги при изменении направ¬
ления вращения (движение машины на плаву задним ходом).
Поэтому на некоторых плавающих автомобилях гребные вин¬
ты устанавливаются в специальных колонках, допускающих
поворот оси винта на 180°. Скорость движения плавающих
автомобилей с колонковым гребным винтом практически оди¬
наковая как на переднем, так и на заднем ходу. Однако кон¬
струкция механизмов привода колонковых гребных винтов по
сравнению с тоннельными значительно сложнее и дороже.
Колонковые гребные винты применяются на плавающих ав¬
томобилях с повышенными требованиями к их водоходным
качествам. Поворот плавающих автомобилей с гребными вин-
399

Рис. XVI 1.14. Винтовой движитель

тами осуществляется на воде управляемыми колесами и во¬
дяным рулем. Водяной руль устанавливается за гребным вин¬
том и приводится в движение тросовой передачей синхронно
с управляемыми колесами от рулевого управления автомо¬
биля.
Водометные движители, как и винтовые, устанавливаются
в кормовой части плавающего автомобиля. Основные вариан¬
ты установки водометных движителей показаны па
рис. XVII.15. В варианте, показанном на рис. XVII.15,а, одно
насосное колесо 1 работает на два рукава, из-за громоздко¬
сти и сложности этот вариант водометного движителя рас¬
пространения не получил; в варианте, показанном на
рис XVII. 15,б, насосное Kq/ieco работает на один рукав 2,
Рис. XVII.15. Варианты расположения водометных движителей
этот вариант применяется на легких и средних плавающих
машинах; в варианте, показанном на рис. XVII.15, в, исполь¬
зуются два насосных колеса / с самостоятельными для каж¬
дого из них рукавами 2, этот вариант применяется на тяже¬
лых десантно-транспортных машинах. В корпусах предусма¬
триваются также боковые каналы 3 для движения задним
ходом. При движении передним ходом заслонки 4 открыты.
Под действием выбрасываемой из рукава 2 воды машина
движется. Для движения задним ходом выходные рукава 2
закрыты заслонками 4. Вода выбрасывается через боковые
каналы 3, которые меняют направление упора, а следователь¬
но, и движение машин.
Плавающие автомобили с водометными движителями по¬
ворачиваются двумя способами:
—	поворотом передних управляемых колес и использова¬
нием выброса воды через один из боковых патрубков, для
чего в боковых патрубках ставятся заслонки 5 с ручным
приводом из кабины водителя. Если закрыт центральный па¬
трубок, а также какой-либо один из боковых, то можно осу¬
401

ществить крутой поворот плавающего автомобиля в желае¬
мом направлении;
—■ поворотом передних управляемых колес и водяными
рулями, устанавливаемыми в центральном патрубке водомета
и отклоняющими поток выбрасываемой воды; управляемые
колеса и рули поворачиваются согласованно.
Рис. XV1I.16. Конструкция водометного движителя
Конструкции водометных движителей разных плавающих
автомобилей мало отличаются Друг от	являются
однотипными. Водопроточная труба (рис. XVII.16) водомета
состоит из трех частей: приемного патрубка <?, насосного ко¬
лена 10 и выходного патрубка /. Указанные части крепятся
фланцами через уплотнительные прокладки. Приемный па¬
трубок приварен к днищу корпуса автомобиля и снабжен
предохранительной решеткой 5, предотвращающей попада¬
ние на насосное колесо вместе с потоком воды крупных по¬
сторонних предметов.
В насосном колене, отлитом из алюминиевого сплава,
смонтировано бронзовое насосное колесо 2. Вал Л колеса
установлен в двух подшипниках, один из которых размещен в
‘102

кронштейне 9, отлитом за одно целое с коленом. Мощность к
валу поступает от суммирующего редуктора 8, имеющего два
параллельных входа 6 и 7. Суммирующий редуктор связан че¬
рез карданную передачу с коробкой отбора мощности.
К входному патрубку приварены две трубки 4, к которым
присоединены магистрали теплообменников систем охлажде¬
ния и смазки двигателя. Камера выходного патрубка соот¬
ветствующим образом соединена с боковыми патрубками,
служащими для получения обратного хода. По сравнению с
Рис. XVI 1.17. Схема откачки воды из корпуса плавающей машины с по¬
мощью водомета
винтовыми водометные движители лучше защищены от по¬
вреждений, позволяют существенно улучшить маневренные
свойства плавающих автомобилей, могут быть использованы
в качестве водооткачивающих средств. К числу недостатков
водометных движителей относятся: снижение эффективности
действия при засорении решетки приемного патрубка, труд¬
ность очистки решетки от посторонних предметов, большая
чувствительность к глубине водоема.
Методика выбора параметров и расчета винтовых и водо¬
метных движителей, их гидромеханических и геометрических
характеристик была изложена ранее (см «Армейские авто¬
мобили. Теория») и здесь не приводится.
Водооткачивающее оборудование служит для удаления
воды, проникающей в корпус через неплотности и поврежде¬
ния. Оно делится на основное и вспомогательное.
К основному оборудованию относятся:
—	центробежные насосы (преимущественно лопастные) с
приводом от вала гребного винта (ЗИЛ-485); для отбора
мощности к насосам используется часто цепная передача.
Производительность насосов 250—300 л{мин при 3000 об/мин,
количество насосов 2—3 (с размещением в трюме и корпусе).
403

При низких температурах насосы обогреваются п
воздухом, поступающим по трубам из моторного отделени
автомобиля;
—	водометы, подключаемые для откачки воды из корпуса
машины.	„	,
Схема откачки воды из корпуса с помощью водомета о а
зана на рис. XVII.17.	,
К вспомогательному водооткачивающему о оруд ванию
относятся ручные насосы, насосы с электрическим приводом.
Производительность вспомогательных водооткачивающих
средств 30—60 л/мин.

Глава XVIII
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
1.	Типы автомобильных поездов
и требования, предъявляемые к ним
Под автомобильным поездом понимается сочленен¬
ное автотранспортное средство с числом звеньев не менее
двух. Головное звено при этом всегда является ведущим и
управляемым, так как оно оборудуется тяговыми движителя¬
ми и органами управления.
В зависимости от места использования и конструктивно¬
эксплуатационных признаков можно выделить следующие ос¬
новные типы автомобильных поездов:
а)	по назначению:
—	боевые автопоезда (ракетные, артиллерийские, авто¬
поезда с установленной на их шасси боевой техникой и др.);
—	транспортные автопоезда (для перевозки грузов снаб¬
жения, военной техники и пр.);
—	специализированные автопоезда (автопоезда, шасси ко¬
торых используется под монтаж технических средств войск,
служб тыла);
б)	по числу звеньев в составе автопоезда:
—	двухзвенные;
—	трехзвенные;
—	многозвенные;
в)	по грузоподъемности:
—	малой грузоподъемности — до 7,5 т;
—	средней грузоподъемности — от 7,5 до	15 т;
—	большой грузоподъемности — от 15 до	30 г;
—	особо большой грузоподъемности — от	30 до 150—200 г;
г)	по тяговым свойствам:
—	с неактивными (ведомыми) осями прицепных звеньев;
—	с активными (ведущими) осями прицепных звеньев;
д)	по компоновке:
—	прицепные автопоезда, имеющие в качестве прицепных
звеньев прицепы;
—	седельные поезда, имеющие в качестве прицепных
звеньев полуприцепы;
—	комбинированные автопоезда, имеющие в качестве при¬
цепных звеньев прицепы, полуприцепы и прицепы-роспуски.
405

В соответствии с компановкой автопоездов и вариантами
прицепного состава различают два основных типа тягачей
(тяговых автомобилей): прицепные (в том числе баластны )
и седельные.
К автомобильным поездам предъявляются следующие ос¬
новные требования:
—	высокие динамические качества обеспечивающие мак¬
симальные скорости движения до 40	60	км/ч (меньшая ско¬
рость— для многозвенных большегрузных автопоездов),
удельная мощность автопоездов боевого назначения должна
быть не менее 10—12 л. с./г., остальных 8 л. с./т,
—	достаточная проходимость и маневренность, допускаю¬
щие использование автопоездов в тяжелых дорожных усло¬
виях;
—	повышенная гибкость между звеньями автопоезда, ис¬
ключающая поломки сцепных устройств при движении по уха¬
бистым дорогам с крутыми поворотами, а также необходимая
стойкость автопоезда против поперечных вилянии при движе¬
нии на повышенных скоростях;
—	автоматизация процесса сцепки расцепки звеньев
автопоезда;
—	максимальная унификация узлов и деталей прицепных
звеньев с узлами и деталями базовых моделей автомобилей
и тягачей;
—	возможность расчленения многозвенных автопоездов
на несколько частей (две-три) для ускорения погрузочно-вы¬
грузочных операций.
Боевые автопоезда бывают в основном двухзвенными, а по
компоновке—прицепными и седельными. Характерной осо¬
бенностью этих автопоездов является нераздельность шасси
тягача и прицепа (вооружения). Такой автопоезд представ¬
ляет собой единый трансг.ортно-боевой комплекс. Наиболее
массовым представителем боевых седельных автопоездов яв¬
ляются ракетные. Прицепные автопоезда широко применяют¬
ся в артиллерии. Армейские автопоезда проектируются часто
с активными осями прнцепных звеньев (рис. AVlll.l).
Армейские автопоезда транспортного назначения малой и
средней грузоподъемности комплектуются двухзвенными из
серийных полноприводных автомобилей и прицепных звеньев
в виде прицепов и полуприцепов. Эти автопоезда по грузо¬
подъемности, проходимости, маневренности, сравнительно
ограниченным габаритам и высоким тягово-динамическим ка¬
чествам удовлетворяют в основном требованиям войскового
и оперативного тыла. Типичными представителями двухзвен¬
ных транспортных прицепных автопоездов являются автомо¬
биль ГАЗ-бб и прицеп 1-П-1Д автомобиль ЗИЛ-131 и прицеп
2-П-2 и др. Из числа седельных транспортных авшпоездов
следует назвать автомобиль ГАЗ-66 и полуприцеп 1-ПП-4, ав¬
406

томобиль ЗИЛ-1Э1В и полуприцеп 1-ПП-8, автомобиль Урал-
375С и полуприцеп 1-ПП-12.5.
Транспортные двухзвенные автопоезда большой и особо
большой грузоподъемности применяются для перевозки по
подготовленным маршрутам тяжелых нераздельных грузов
(танков, гусеничных тягачей, инженерных машин). В качест¬
ве тягачей для этих автопоездов используются автомобили
КрАЗ-255Б, MA3-537 и др., а прицепных звеньев — прице¬
пы-тяжеловозы типа 2ПТ-10 (МАЗ-5206), 2ПТ-20 (Т-151А),
ЗПТ-20 (MA3-5203), ЗПТ-40 (МАЗ-5208), 4ПТ-60 (МАЗ-5212).
Рис. XVIII.1. Двухзвенный седельный автомобильный поезд с активными
осями полуприцепа
На укомплектование большегрузных автопоездов привлекают¬
ся также народнохозяйственные образцы тяжеловозных при¬
цепов Т-151А и ЗПТ-40-206.
В соответствии с положениями ГОСТ 3163—54 в условном
обозначении типа прицепа (полуприцепа) цифры и буквы по¬
казывают: первая цифра — число осей; буквы — вариант при¬
цепного состава (П — прицеп, ПН — прицеп пизкорамный,
ПП — полуприцеп, ПТ — прицеп-тяжеловоз); вторая цифра —
максимальную грузоподъемность; в скобках после стандар¬
тизованного обозначения — заводскую марку.
Для массовых перевозок снабженческих грузов в опера¬
тивном тылу перспективны многозвенные транспортные авто¬
поезда с числом звеньев 10—15 и более (рис. XVIII.2). Гру¬
зоподъемность многозвенных поездов иногда доходит до
150—200 т, а длина — до 150—200 м. Высокая проходимость
таких автопоездов обеспечивается активизацией всех осей
прицепных звеньев. В табл. XVIII.1 приведены основные дан¬
ные многозвенных большегрузных активных автопоездов за¬
рубежного производства.
407

Таблица XVHI.l
Название параметров
Модель автопоезда
«Мюллер*
«Сноу-Фрейтер»
(«Ле-Турно»)
«Оверленд»
(«Ле-Турно»)
Собственный вес, т . .
Грузоподъемность, т
Число звеньев . . . .
Число ведущих осей . .
Максимальная мош,-
ность первичного
двигателя, л. с. . . ■
Максимальная ско¬
рость, КМ 1ч
Обозначение шин . . .
Общая длина авто¬
поезда мЛ
32
40
14* 5
12
2X19°
35
12.00—20
39
113
143
1 + 7
16
2X500
24
1,8X0,76
106
174
150
2+10
26
3X1200
32
3,05X1,22
324
Многозвенные поезда могут найти применение как транс¬
портное средство подвоза в оперативном тылу и как специа¬
лизированные подвижные средства, например, рем азы, хле¬
бозаводы, дорожно-строительные отряды и т. д.
Следует, однако, иметь в виду, что при числе прицепных
звеньев более трех автопоезда снижают свою маневрен¬
ность и подвижность на местности, а на дорогах могут
явиться помехой для движения основного автотранспорта.
Многозвенным поездам нужны оперативные просторы. Их
применение особенно целесообразно, например, в степных
районах или в пустынной местности, на караванных путях,
где ничто не стесняет их движение и где имеется сво ода их
маневрирования.
При выборе варианта компоновки автопоезда следует учи¬
тывать, что при равной грузоподъемности седельные авто¬
поезда по сравнению с прицепными более маневренны, имеют
меньшие габариты по длине, операции по сцепке-расцепке
полуавтоматизированы и менее трудоемки, шасси автопоезда
оказывается более удобным для военной техники, едостаг-
ком седельных автопоездов является невозможность эксплуа¬
тации тягачей *в одиночном порядке из-за отсутствия на
раме тягача грузовой платформы. В этом отношении при¬
цепные автопоезда являютея более универсальными, оэтому
при организации снабженческих перевозок в военных усло¬
виях предпочтение следует отдавать прицепным автопоездам.
Из большого разнообразия автопоездов наиболее массо¬
выми являются двухзвеиные автопоезда общим весом до 30
40 т. Чтобы эксплуатация этих поездов не вызывала нару¬
шений общего ритма работы автотранспорта на дорогах, га-
408

баритные размеры и весовые данные указанных поездов
ограничены и согласованы с требованиями ГОСТ 9314—59.
Нормативы разработаны на основании многолетнего опыта
эксплуатации автомобилей и автопоездов в разных странах
мира и закреплены решениями международной Женевской
конференции в 1949 г. Эти нормативы призваны способство¬
вать повышению безопасности движения автотранспорта и
должны предотвращать перегрузку дорог от осевого веса.
Рис. XVII 1.2. Многозвенный активный ав¬
томобильный поезд большой грузоподъем¬
ности
Предельная габаритная высота и габаритная ширина для
автопоезда установлены такими же, как и для одиночных
автомобилей, т. е. 3,8 м и 2,5 м. Общая длина прицепного
автопоезда с одним прицепом и седельного автопоезда (се¬
дельный тягач и полуприцеп) не должна превышать 20 м,
а прицепного автопоезда с двумя прицепами —24 м. Пре¬
дельные нагрузки на ходовые оси должны выдерживаться
такими же, как и для одиночных автомобилей, а именно 6 т
и 10 т (для улучшенных дорог).
В порядке исключения допускаются габаритные отклоне¬
ния от нормативов по ГОСТ 9314—59 только для большегруз¬
ных и многозвенных автопоездов, число которых в общем
парке транспортных средств невелико и эксплуатацию кото¬
рых предполагается осуществлять по автономным маршру¬
там.
409

2.	Общие конструктивные особенности
автомобильных поездов
Основные требования к ирицепны.
типов автопоездов общетранспортного назнач	,
ские условия на производство, важнейшие парам тр
деления изложены в ГОСТ 3163—54.
Тягачи и тяговые автомобили наряду со с ..^тпг.йгтпя.
нащением дополнительно оборудуются сцепными у Р
ми, приводами к тормозным системам приц п_	’
штепсельными устройствами для подключения	р
дования прицепов (полуприцепов) и г.р. в
Двухзвенные автопоезда малой и средней РУ
сти. Прицепные автопоезда. Серииные п * р
ные автомобили многоцелевого назначения проектируются с
учетом того, что они будут регулярно эксплуатиров Т1>ся
войсках с прицепами. Общий вес прицепа п	вь	р
обычно равным (1,0-ь 1,4) Сг, где Gr-грузоподъемность тя¬
гача. Неполноприводные автомобили предназначень д
плуатации в основном по усовершенствованным	дорогам	и
вес прицепов для них выбирается несколько	о ь	и	,	а
именно (1,4-т-1,6)Gr.	*	„	„
В тех случаях, когда неполноприводные автомо или с р
цепами предполагается систематически эксплуатировать п^
смешанным дорогам, то в конструкции тяговых автомо илеи
вводится ряд дополнений и изменений: двухскоростные зад
ние ведущие мосты (ЗИЛ-130), У8^1!4™^0 пеРед^™чное
число главной передачи (i0 = 9,81 у МАЗ-200 вмес о 0— ,
у МАЗ-200), усиленная система охлаждения и смазки, более
прочные рессоры и рама.
Прицепы для автопоездов малой и средней грузоподъем
ности выпускаются преимущественно одно-и двухосными.
Грузоподъемность одноосных прицепов отечественного про¬
изводства не превышает 1,5 т. Основными типами одноосных
прицепов являются 1 -П-0,5, 1-П-1 и 1-П-1,5. Для одноосных
прицепов характерна нагрузка на сцепной крюк тягача (хо¬
ботовое давление).	-
В правильно сконструированных прицепах хо отовое дав
ление не превышает 40—50 кГ. В отцепленном состоянии пе¬
редняя часть Ъдноосного прицепа поддеРжиР^еТ^ГцТ°^мЧпчяИ
опорой. Легкие одноосные прицепы не снаб	р
ми (ГАЗ-704, ИАПАЗ-738, ЛАЗ-658), на остальных их уста¬
навливают по требованию заказчика.
ГОСТ 3163—54 предусматривает пять классов двухосных
прицепов: 2-П-2, 2-П-З, 2-П-4, 2-П-6, 2-П-8. В зависимости от
погрузочной высоты различают прицепы высокорамные
(Я„>D) и низкорамные {H„<D)t где Яп - погрузочная вы¬
сота, D-наружный диаметр шин. К высокорамным прице-
410

пам (#п= 1,25ч-1,5 м) отно¬
сятся, например, У2-АП-3
(Нп = 1,23 м), ИАПЗ-754
(Нп = 1,23	ж),	MA3-5213
(Яп = 1,44 м) и др., к низко-
рамным — ГАЗ-710 (Яп =
= 0,77 ж), ЗИЛ-810 (Яп =
= 0,79 ж), МАЗ-5207 (Яп =
= 1,04 ж).
Высокорамные прицепы
(рис. XVIII.3) для управле¬
ния на поворотах оборудуют¬
ся поворотной передней
осью. При маневрировании
передняя ось вместе с перед¬
ними колесами поворачи¬
вается под днищем передней
части прицепа.
Низкорамные прицепы
(рис. XVIII.4) вместо пово¬
ротных осей снабжаются по¬
воротными колесами. Нуж¬
ный ход колес при поворо¬
тах и деформации подвески
возможен за счет устроен¬
ных в днище прицепа спе¬
циальных ниш. Округлости
ниш в днище платформы соз¬
дают неудобства при разме¬
щении груза. Низкорамные
прицепы в связи с низким
расположением центра тя¬
жести применяются главным
образом для установки на
них кузовов и перевозки
грузов с большими размера¬
ми по высоте.
Все двухосные прицепы
оборудуются тормозами,
привод к которым согласо¬
вывается с типом тормозов
тягового автомобиля. Длина
дышел прицепов устанавли¬
вается не менее 1,5 ж, а угол
его отклонения — в соответ¬
ствии с установленными нор¬
мативами.
Прицепные ззенья авто-
L
411
Рис. XVIII.3. Общий вид высокорамного прицепа с подкатной тележкой

поездов конструируются на базе использования серииных ав¬
томобильных агрегатов и узлов. Тормозная система, колеса и
шины, подвеска, элементы грузовых платформ и электроо о-
рудования, за редким исключением, унифицированы с соответ
ствующими узлами и приборами автомобилей и тягачей.
Рис. XVI 11.4. Общий вид низкорамного прицепа с поворотными
колесами
У прицепов ГАЗ-710 (2-ПН-2) с автомобилями ГАЗ-51
унифицированы: передняя ось с трапециеи, колеса,
(автомобиля ГАЗ-бЗА), тормоза, тяговый крюк; у ЗИЛ-810
(2-ПН-4) —ступицы и колеса, поворотные цапфы, рессоры
(ЗИЛ-151 А); тормоза, тяговый крюк такие же как и у авто¬
мобиля ЗИЛ-150; агрегаты прицепов МАЗ-5207 и MA3-5213
(колеса, ступицы, оси, тормоза) идентичны агрегатам авто¬
мобилей МАЗ-200 и КрАЗ-219 (рессоры). Рамы прицепов
конструируются из стандартных профилен швеллерного типа
№ 10 (ГАЗ-710), № 12 (ИАПЗ-754В) № 16 (У2-АП-3); дыш¬
ла— из уголковых профилей 90x60x6 (У2-А	,	-	)
или из швеллеров № 8 (ЗИЛ-810).
Седельные автопоезда. В отличие от базовых мо¬
делей тягачи седельных автопоездов снабжены опорно-сцеп-
ным устройством, устанавливаемым вместо бортовой плат¬
формы, имеют нередко меньшую базу	^апример,	у	-
L = 3,3 ле вместо Ln = 3,8 л, как у	ЗИЛ-130;	у	МАЗ-504
Ln= 3,2 At вместо Ln = 3,85 м, как у	МАЗ-500)	и	укорочен¬
ную рауу (у ГАЗ-51П рама укорочена по сравнению с рамой
ГАЗ-51 на 290 мм, у ЗИЛ-164Н-на 300 мм по сравнению
с рамой ЗИЛ-164А); некоторые седельные тягачи, так же
как и прицепные, оборудуются двухскоростными ведущими
мостами (МАЗ-504) или мостами с увеличенным передаточ¬
ным числом главной передачи (МАЗ-200М).
Тягачи седельных автопоездов для	^°Р0^К0НС£РУИ‘
руются полноприводными (ГАЗ-66, ЭИЛ-131В, рал-3 5 ,
КрАЗ-255В), для дорог с усовершенствованным покрытием
412

с одной (ГАЗ-51 П, ЗИЛ-1 ЗОВ, УАЗ-452П) или с двумя зад¬
ними ведущими осями (КрАЗ-258, Урал-377С). Общий вес
полуприцепа Gn по опыту выполненных конструкций для ав¬
топоездов народнохозяйственных образцов составляет 1,5 +
-i-3,OGo, где Go — вес тягача в снаряженном состоянии, для
армейских полноприводных автопоездов Gn= (1,4+ 2,0) G0.
Нагрузка на седло выбирается примерно равной собственно¬
му весу тягача или несколько большей.
Рис. XVI 11.5. Присоединительные размеры седельных авто¬
поездов
Для обеспечения сцепляемости полуприцепов с различны¬
ми седельными тягачами и возможности нормальной эксплу¬
атации автопоездов ГОСТ 12105—66 нормализованы основные
присоединительные размеры. К ним относятся (рис. XVIII.5):
— радиус габарита передней части тягача г;
— радиус габарита т\ задней части седельного тягача;
—	расстояние г2 от шкворня до близлежащей части опор-
но-поддерживающего механизма;
—	радиус габарита г3 передней части полуприцепа;
—	расстояние / от задней оси тягача (центра тележки) до
отверстия под шкворень;
—	расстояние Я от крайней задней точки направляющих
склизов (салазок) нагруженного тягача до уровня дороги;
—	высота Я( верхней плоскости опорно-сцепного устрой¬
ства до поверхности дороги;
—	высота Яг опорного листа нагруженного полуприцепа
до поверхности дороги.
Значения перечисленных выше нормализованных пара¬
метров увязаны с типом седельного тягача, числом его ходо-
413

вых осей, нагрузкой, приходящейся на седло, и ра
автопоезда.	„
Опорно-сцепные устройства обычно вь^нос т ч ?ягача
200-500 мм от задней оси (или оси задней теле>^») ™ГаЧ_
Это позволяет более равномерно загрузить вс	тягячя
автопоезда и улучшить сцепление передних	,
с дорогой, что повышает устойчивость движени	^ Р
торможении тягача уменьшается возможность
тягача и прицепа). Кроме того, это повьш а р
автопоезда по мягким грунтам (равномерна	^
оси), а также увеличивает возможности п	'	„
крутых подъемов. Улучшается и управляемость по'	■
По статистическим данным, для седельных
распределение веса по осям характеризуете	У
данными.	nvvnpHfiro	тягача и одноосного
—	автопоезд в составе двухосного ™ld 0/	ЧЯлнюю
полуприцепа: на переднюю ось тягача	'°’
ось —40%, на ось полуприцепа — 40/о;
—	автопоезд в составе трехосного тягача и у р ц
с двухосной тележкой: на переднюю ось тягачаi —'	<ь. на те¬
лежку	тягача — 40—45%. на тележку	У P
43—38%.
Конструирование полуприцепов, так же как и прицеп в,
ведется на базе широкой унификации агрегатов и узлов при
цепов с основным производством. ^ак’ ®К0ЯСИ 0 J
прицепов ПАЗ-744Б, ММЗ-584, МАЗ-5215Б, МАЗ-5245 из ос¬
новного производства заимствованы элементы подвески (р с
соры и амортизаторы), колеса и шины, механизмы органов
управления (тормоза), приборы электрооборудования, амо-
стоятельными конструктивными узлами полуприцепов явля¬
ются кузов и опорно-стояночное устройство. Опорно с оя оч
ное устройство служит для удержания отцепленного полу
прицепа в горизонтальном положении. Устройство включает
две опоры с роликами (или башмаками) и механизм подъ¬
ема и опускания с механическим, гидравлическим или пнев
матическим приводом. Большинство опорно-стояночных уст¬
ройств снабжено механическим приводом, как наи олее про¬
стым и надежным в работе. Конструкция опорно-стояночного
устройства с механическим приводом показана на
рис: XVHI.6.
После сцепки полуприцепа с тягачом опорно-стояночное
устройство переводится в транспортное положение (на
рис. XVIII.6 показано пунктиром). Это достигается враще¬
нием рукоятки /, от которой через вал 2 и редуктор дви¬
жение передается на рейку 9 раскосов 4. Последние, воздей¬
ствуя на стойки 5, приподнимают опорные катки над до¬
рогой. Жесткость опорно-стояночного устройства обеспечи¬
вается введением раскоса б и оси 8*
414

4ZS
Рис. XV111.6. Конструкция опорно-стояиочного
устройства полуприцепа

В ряде зарубежных конструкций
полуприцепов подъем и опускание
опорно-стояночного устройства осу¬
ществляются автоматически при вы¬
полнении операций сцепки и рас¬
цепки.
Двухзвенные автопоезда боль¬
шой и особо большой грузоподъем¬
ности. Вес прицепных звеньев боль¬
шегрузных автопоездов Gn состав¬
ляет (l,5-*-3,5)GT. Большегрузные
прицепные звенья, называемые так¬
же трайлерами, выполняются часто
универсальными, т. е. они могут
быть использованы как в виде при-
3	цепов, так и полуприцепов. Это обес-
®	печивается наличием легко демон-
S	тируемых подкатных поворотных
*	тележек. У сверхтяжелых прицеп-
£ ных звеньев (ЧМЗ-5208, ЧМЗ-5212)/
£	применение демонтируемых подкат-
х	ных тележек затруднено. Проекти-
е	рование прицепных звеньев болыне-
g	грузных автопоездов трайлеров ве-
“	дется на собственной базе, кон-
s	струкция некоторых агрегатов и
ю	узлов (рама, подвеска) может су-
°	щественно отличаться от номенкла-
туры тех же агрегатов основного
^	производства.
х Прицепы-тяжеловозы конструи-
о	руются всегда с низким расположе-
нием платформы (Яп = 0,7-*-1,0 м)
для облегчения погрузочно-выгру¬
зочных работ (рис. XVIII.7). В пе¬
редней части делается выгиб рамы,
в котором устанавливается подкат-
ная тележка с управляемой осью;
разность уровней между полками
рамы составляет 350—550 мм.
В задней части прицепа на шар¬
нирах укреплены трапы (пандусы),
откидывающиеся назад. По этим
трапам своим ходом или с помощью
троса лебедки тягача осуществляет¬
ся погрузка техники на платформу.
Нередко прицепы-тяжеловозы снаб¬
жаются собственными лебедками с
416

ручным приводом. Угол подъема пандусов в рабочем поло¬
жении 18—26°.
Подкатная тележка снабжена опорно-сцепным устройст¬
вом стандартного типа, а прицепное звено — шкворнем.
Это позволяет использовать шасси прицепов в отдельных
случаях без передней подкатной тележки в варианте
полуприцепов. Рамы тяжеловозных прицепов и полу¬
прицепов выполняются сварными из сортового (реже —спе¬
циального) проката. Рама состоит обычно из двух внутрен¬
них и двух наружных продольных лонжеронов, связанных
цоперечинами. Так, например, у серийных прицепов рамы из¬
готовлены: у прицепа MA3-5203 внутренние лонжероны --
из двутавровых балок № 36, наружные — из швеллера №30;
у прицепа МАЗ-5212 — соответственно из двутавровых балок
№ 45 и № 33.
К нижним полкам лонжеронов в передней (гнутой) части
рамы приваривается стальная опорная плита, несущая сцеп¬
ной шкворень. Пол тяжеловозных прицепов (полуприцепов)
настилается из досок толщиной 60—100 мм или из стальных
листов толщиной 5—10 мм с деревянным подстилом.
Число осей тяжеловозных прицепов выбирается из расче¬
та, что нагрузка на одну ось не должна превосходить 10 т,
на двухосную тележку— 18 г, а на спаренную тележку — 30 т.
В зависимости от грузоподъемности число осей для выпол¬
ненных конструкций изменяется от 2 (МАЗ-5206) до 20. Ко¬
леса снабжаются шинами небольшого диаметра (Ь = 35-=-40//).
В связи с ограниченной грузоподъемностью таких шин при¬
ходится применять на осях двойные скаты.
Подвеска колес тяжеловозных прицепов выполняется рес¬
сорной, полужесткой и жесткой (балансирной). Рессорной
подвеской снабжаются двух- и трехосные прицепы грузо¬
подъемностью 10—20 т (MA3-5203, МАЗ-5206 и др.). При
этом рессоры обычно унифицированы с рессорами серийных
автомобилей.
Тяжеловозные прицепы грузоподъемностью от 20 до 40 г
(МАЗ-5208, ЗПТ-40-206) имеют полужесткую подвеску под-
катных тележек (рис. XVIII.8, а) и балансирную жесткую
подвеску остальных осей (рис. XVIII.8, б). Балансирные под¬
вески обеспечивают хорошую приспособляемость колес к не¬
ровностям дороги и равномерное распределение нагрузки по
осям и колесам.
Траверса 2 своей цапфой смонтирована в поворотной го¬
ловке 8, которая подвешена на пальце кронштейна 1 рамы
подкатной тележки. На оси 3 траверсы закреплены ступицы
колес. Задний конец траверсы опирается на две пружины 4,
работающие на сжатие. Пружины установлены в стакане 5,
который выполнен за одно целое с задней поворотной голов¬
кой 7. Болт 6 ограничивает ход траверсы вниз. При движе*
14-2961
417

нии прицепа по неровной дороге траверса может переме¬
щаться в вертикальной продольной плоскости, поворачиваясь
вокруг пальца 1 и сжимая пружину 4, а также в вертикаль¬
ной поперечной плоскости, поворачиваясь в передней о и
задней 7 головках.
Г
—■>
=*—
,
^ J
^	ё
"Г V
< ■
„
eL"C\
( ■ -
“5»
L-
—■)
С	,
)
с=
—■>
вид В
Рис. XVII 1.8. Конструкция подвески прицепов-тяжеловозов
Принцип работы жесткой балансирной подвески ясен из
схемы рис. XVIII.8,б. Балансир 9 подвески и балансир 10
колес установлены на подшипниках скольжения.	.
Прицепы грузоподъемностью более 40 т (МАэ-э212)
имеют балансирнуЮ подвеску всех колес, не отличающуюся
от подвески, показанной на рис. XVII1-8, б. В частности, под*
веска прицепа МАЗ-5212 унифицирована с подвесками зад¬
них осей прицепов МАЗ-5208 и ЗПТ-40-206.
418

В качестве перспективных для тяжеловозных прицепов
разрабатываются гидравлические подвески. Колеса и шины
прицепов-тяжеловозов, элементы тормозного оборудования и
некоторые другие механизмы и агрегаты частично унифици¬
рованы с соответствующей номенклатурой основного произ¬
водства.
Многозвенные большегрузные автопоезда. Они имеют ак¬
тивный привод на все звенья, вследствие чего потребная
мощность первичного двигателя составляет 1500—3000 л. с.
В качестве первичного двигателя предпочтение отдается га¬
зотурбинному (двигатели внутреннего сгорания транспортно¬
го типа на такую мощность не строят, поэтому для данной
силовой установки потребовалось бы несколько двигателей
внутреннего сгорания). Газотурбинный двигатель экономич¬
но работает только в узком диапазоне своих оборотов (фак¬
тически на одной точке характеристики). Поэтому потребо¬
валось совместно с газотурбинным двигателем использовать
непрерывную электрическую силовую передачу, которая об¬
ладает дистанционностью и гибкостью, что позволяет целе¬
сообразно применять ее именно как привод многозвенного
поезда. При этом электродвигатели устанавливаются в коле¬
сах (мотор-колесах) тягача и прицепов (размер колес дости¬
гает 3050x1220 мм).
Для повышения маневренности автопоезда иногда приме¬
няют два тягача—спереди и сзади автопоезда (рис. XVIII.2).
Многозвенные автопоезда оборудуются специальным ру¬
левым управлением, которое обеспечивает движение всех
звеньев поезда строго по одной колее. Широко применяются
в органах управления автопоездов средства автоматизации
и механизации.
По некоторым литературным данным, многозвенные авто¬
поезда обладают почти двойной грузоподъемностью по срав¬
нению с индивидуальным автотранспортом.
Рассмотрим конструктивные особенности одной из моде¬
лей многозвенного большегрузного автопоезда фирмы «Ле-
Турно» (рис. XVIII.2, табл. XVIII.1). Автопоезд состоит из
двух трехосных тягачей (лидера и замыкающего) и грузовых
двухосных прицепов. На обоих тягачах установлены индиви¬
дуальные двигатель-генераторные агрегаты. Все мотор-коле-
са, имеющие независимую подвеску, питаются постоянным
током. Головное звено (лидер) снабжено также вспомога¬
тельной дизель-генераторной установкой и первичным двига¬
телем. Это обеспечивает головному звену возможность само¬
стоятельного передвижения и буксировку одного груженого
прицепа при маневрировании и формировании автопоезда.
Лидер и замыкающий тягач имеют кабины с четырьмя спаль¬
ными местами. В каждой кабине размещен независимый
пульт управления.
14*
419

Наличие двух тягачей с самостоятельными двнгатель-
генераторными агрегатами и пультами управления по¬
зволяет при необходимости расчленять автопоезд на две
части.
Направление движения автопоезда, его скорость и мощ¬
ность регулируются полярностью и величиной напряжения
генератора постоянного тока. Управление автопоезда авто¬
матизировано и электрифицировано на переменном токе (ру¬
левое управление с серводействием, дисковые тормоза, упра¬
вление двигателем и пр.)- В системе управления предусмат¬
ривается автоматическое перераспределение по колесам кру¬
тящих моментов в зависимости от силы тяги по сцеплению,
которая в данный момент может быть использована на том
или ином колесе: если колесо начинает пробуксовывать, то
подводимый к нему крутящий момент автоматически умень¬
шается. Следовательно, сцепной вес поезда всегда исполь¬
зуется полностью.
Агрегаты многозвенных автопоездов большей частью яв¬
ляются уникальными и крайне дорогими. Негабаритность и
большой вес ограничивают использование многозвенных
большегрузных автопоездов на дорогах общего пользования.
Техническое обслуживание и ремонт агрегатов подобных ав¬
топоездов трудоемки (например, замена одного мотор-колеса
автопоезда фирмы «Jle-Турно» в полевых условиях требует
недельного срока).
К числу специфических конструктивных узлов автопоез¬
дов всех типов относятся сцепные устройства, поворотные
устройства и механизмы привода активных осей прицепных
звеньев. Эти узлы рассматриваются ниже.
3.	Сцепные устройства
автомобильных поездов
Передача тягового усилия от тягача к прицепным
звеньям, их силовое и кинематическое взаимодействие меж¬
ду собой осуществляются через сцепные устройства,
которые в зависимости от компоновки автопоезда выполня¬
ются в двух основных вариантах:
—	в виде тягово-сцепных устройств для прицепных авто¬
поездов;
—	в виде опорно-сцепных устройств для седельных авто¬
поездов.
К сцепным устройствам предъявляется ряд требовании:
—	полная гарантия от самопроизвольной расцепки,
—	быстрота и безопасность выполнения операций сцепки
и расцепки звеньев автопоезда;
—	надежная амортизация динамических нагрузок, возни¬
420

кающих в сцепных устройствах при неравномерном движе¬
нии автопоездов;
—	высокая прочность и износостойкость деталей разъем¬
но-сцепного узла.
Тягово-сцепные устройства. Основным типом тягово-сцеп¬
ных устройств является тяговый крюк. Применительно к оте¬
чественным автомобилям и прицепным тягачам (в том числе
и гусеничным) выпуск тяговых крюков стандартизован ГОСТ
2349—54. Им предусматривается пять типоразмеров крюков:
Т-3, Т-12, Т-20, Т-40 и Т-100. Здесь цифры после буквы Т
(тягач) обозначают максимальный вес буксируемого прице¬
па в тоннах.
На рис. XVIII.9 указаны габаритные и установочные раз¬
меры тяговых крюков отечественных автомобилей, регламен¬
тированные стандартом. Для всех типоразмеров тяговых крю¬
ков размер зева крюка одинаков и равен 44,5+1,5 мм (у тя¬
говых крюков прежних выпусков размер зева был равен
52 мм и 60 мм).
Углы установки тяговых крюков на раме автомобиля до¬
пускают безопасное отклонение дышла (повернутого на
±15° вокруг своей оси) от оси тягового крюка на ±60° в вер¬
тикальной плоскости и на ±55° в горизонтальной плоскости.
Для обеспечения независимого хода тягача и прицепа преду¬
сматривается свободное вращение тягового крюка вокруг
421

своей оси. Тяговые крюки наряду с передачей значительных
продольных усилий растяжения и сжатия рассчитываются на
восприятие от сцепной петли дышла вертикальных усилии.
Эти усилия в статическом состоянии не должны превышать
250 кГ.
Высота оси тяговых крюков над уровнем дороги с учетом
их типоразмеров установлена соответственно 0, ,	,	и , м.
Допуск на высоту расположения ±50 мм. Если рама тягача
по высоте расположения выходит за пределы норм, тяговые
крюки должны монтироваться на специальных подрамниках
(автомобили Урал-375, КрАЗ-214 и ДР-)*
Тяговый крюк монтируется на задней поперечине рамы.
На некоторых тягачах (КрАЗ-214, MA3-535) тяговые крюки
также монтируются и на передних бамперах рамы. Рас¬
смотрим конструкцию тягового крюка на примере автомо¬
биля ЗИЛ-131 (рис. XVIII. 10).
Разъемно-сцепной узел состоит из собственно крюка /2,
накидной защелки 11, предохранительного замка 9 с пружин¬
ной и запорного шплинта с цепочкой 10. Предохранительный
замок и шплинт предотвращают самопроизвольную расцепку
звеньев автопоезда на ходу. Тяговый стержень крюка уста¬
новлен во втулке 8, которая вместе с кожухом 6 крепится к
поперечине 7 рамы четырьмя болтами. На переднем конце
стержня навинчена тяговая гайка 3. Гайка вместе с втул¬
кой 8 обеспечивает правильное продольное перемещение
крюка.	„
Внутри кожуха вставлен резиновый упругии элемент 5,
обжимаемый шайбами 4 Элемент имеет форму гиперболоида.
При сжатии он выпучивается и превращается в цилиндр,
заполняя пространство в кожухе 6
Поверхности А и Б смазываются, от попадания грязи и
влаги они предохранены колпаком 2 и чехлом 13 Наличие
раскосов 1 повышает жесткость задней поперечины рамы.
Ход тяговых крюков при тяге и накате одинаков. Для
разных конструкций он изменяется обычно от 10 до 0 мм.
В тягово-сцепных устройствах в качестве упругих связей
могут использоваться также кольцевые пружины (см. рис
XVIII.12), винтовые цилиндрические или конические пружи¬
ны, упруго-фрикционные втулки, листовые поперечно распо¬
ложенные рессоры.
Некоторые конструкции тяговых крюров для компенса¬
ции износов в разъемно-сцепном узле и выбора зазоров снаб¬
жаются специальными регулировочными устройствами
(рис. XVI 11.11). Упор 2 вывинчивается из подвижного стака¬
на Зу прижимая сцепную петлю / к рогу крюка. Стопор 5
фиксирует положение упора после регулировки. Благодаря
дополнительной резиновой пластине 4 предотвращается за¬
клинивание сцепной петли при отклонениях дышла в сторону.
422

За последние годы были предложены сцепные устройства
с механизмом автоматического выбора зазоров в разъемно¬
сцепном узле. Однако все эти устройства из-за сложности и
ненадежности работы промышленного применения не полу¬
чили.
Тяговые крюки некоторых машин (и гусеничных тягачей
АТ-Т, АТ-С) снабжаются поворотно-выдвижным механизмом.
Механизм позволяет поворачивать тяговый крюк на .30	40
от нейтрального положения и несколько выдвигать его (на
150—200 мм) назад, что дает возможность без дополнитель¬
ных маневров тягача осуществлять сцепку его с прицепнои
системой.
Рис. XVIII.П. Конструкция тягового крюка с регулировочным устройством
в разъемно-сцепном узле
Крепление сцепной петли к дышлу прицепа должно допу¬
скать быструю ее замену при износах. Сцепная петля дела¬
ется невращающейся. Поскольку сменным элементом разъ¬
емно-сцепного узла является всегда	п.е^ля’ J° ее
твердость выбирается несколько меньшей (НКС 45	50),	чем
тягового крюка (HRC 52—54).
Срок службы серийных тяговых крюков при регулярной
буксировке прицепов не превышает 20 тыс. км.
На зарубежных автомобилях наряду с применением тяго¬
вых крюков устанавливаются стандартизованные тяговые
вилки (ФРГ, ЧССР, Италия и др.)- Из числа отечественных
явтомобнлей тяговую внлку имеет только автомобиль
КрАЗ-255Б. Конструкция варианта вилки показана на
рис. XVIII.12. Корпус вилки 3 отлит за одно целое с направ¬
ляющим раструбом 1 и тяговым стержнем 5. К верхней плос¬
кости корпуса болтами прикреплен кожух, внутри цилиндри¬
ческой части которого установлен шкворень 2. Последний
посередине имеет иногда бочкообразную форму, что исклю¬
чает заклинивание сцепной петли при перекосах дышла»
424

В верхнюю часть шкворня вставлен поводок 11, связанный с
приводной рукояткой. Конец поводка выполнен фигурным.
Внутри приводной рукоятки смонтирована цилиндрическая
пружина, работающая на кручение.
Тяговый стержень установлен в направляющей втулке 4
и цилиндрическом корпусе 8. Втулка и корпус четырьмя бол¬
тами посредством прямоугольных фланцев закреплены на
задней поперечине рамы. Внутри цилиндрического корпуса
вставлены цилиндрическая 7 и кольцевая пружины. Кольце¬
вая пружина собрана из набора профилированных наруж¬
ных 9 и внутренних 10 конусных колец. Угол конуса обычно
12—16° При тяге и накатывании первой начинает действо¬
вать цилиндрическая пружина за .счет передачи нагрузки на
шайбы 6. После выбора зазора (Л = 4 мм) вступает в работу
кольцевая пружина.
Рис. XVIII. 12. Конструкция тяговой вилки
Обе пружины установлены в корпусе с предваритель¬
ным сжатием, величина которого согласована с весом тягача
-н буксируемого прицепа.
Перед сцепкой тягача с прицепом с помощью рукоятки
шкворень приподнимается в верхнее крайнее положение и
сжимает пружину, при этом поводок своим фигурным выре¬
зом совмещается с закраиной верхней части шкворня. Пру¬
жина рукоятки закручена. При сцепке осаживанием тягача
назад сцепная петля дышла направляется в раструб и, сколь¬
зя, перемещается в его узкую часть. Воздействуя на шкво¬
рень, сцеппая петля приподнимает его и освобождает пово¬
док. Под действием закрученной пружины рукоятки шкво¬
рень направляется вниз и попадает в отверстие сцепной пет¬
ли и отверстие в нижней части вилки. Шплинт 12 служит
для удержания шкворня на месте и предотвращения само¬
произвольной расцепки.
425

служивающего персонала более безопасен.
Сопряжение пары шкворень — сцепная петля выполнено
с небольшим зазором, не превышающим 2 мм, ^что умень¬
шает величину динамической силы, действующей в сцепке.
Возможность замены втулок в сцепной петле и шкворней де¬
лает сцепку ремонтоспособной. Это является главным пре¬
имуществом вилок по сравнению с тяговыми крюками. Сле¬
дует, однако, учесть, что тяговые вилки более сложны по
конструкции и дороже, менее надежны, обладают худшей
гибкостью, требуют тщательного ухода и контроля.
При неравномерном движении автопоезда его звенья от¬
носительно друг друга перемещаются, при этом в сцепке воз¬
можны значительные динамические удары. Эти удары, пере¬
даваясь на ходовую часть тягача и прицепа, расшатывают
раму и крепления агрегатов. Установкой в тягово-сцепных
устройствах упругих связей достигается ограничение динами-
Расчет тягово-сцепного устройства. Если известна средняя
жесткость упругой связи с, массы тягача А1т и прицепа
то техническая частота свободных колебаний звеньев автопо¬
езда в общем виде выражается формулой
да имеют Я= 100-т- 130 КОЛ/миН. средняя расчетная; жест¬
кость упругой связи тягово-сцепного устройства ориентиро¬
вочно может быть определена из выражения
где Ь — коэффициент пропорциональности, имеющий размер-
Нагрузка на детали тягово-сцепных устройств и дышло
ческих ударов.
где ф — коэффициент трения.
(XVIII.2)
ность —; равен 0,08—0,12.
находится по формуле
Ркп —тф.
ко шах	1
кр шах
[l + « ф\/ '+/^(/^07 ~2т)_|. (XVIII.S
426

где т — коэффициент весовой характеристики автопоезда,
равный
f — коэффициент апериодичности, равный 0,2—0,4;
(з— угловая частота, 1/се/с;
х — время нарастания максимальной нагрузки;
$— величина зазора в сцепке.
VT—т* [ V (1 -4Л + 2г]
^arCtg 1сек]•
Когда в тягово-сцепных устройствах смонтированы упру¬
гие связи без демпфирующих сопротивлений, тогда y=0»
ф=0, а
я = -^;	(XVIII.4)
—	Кр - - «Чв, (l + Vl+^k) ■	(XVI1I.5)
Для беззазорных тягово-сцепных устройств 5 = 0 и
Р,р =	(XV1II.6)
При увеличении веса прицепа нагрузка в тягово-сгепном
устройстве возрастает, поскольку увеличивается т = —
1	+ £*
Предельное значение нагрузки в сцепке соответствует /г = 1,
когда Gn~>-co.
Тогда
^KPmax = 2<pGT.	(XVIII.7)
Наиболее нагруженным для тяговых крюков (см. рис.
XVIII.10) является сечение /—/, а опасные напряжения о£
действуют в точке А. Здесь напряжения растяжения от силы
^крmax суммируются с напряжениями растяжения от изги¬
бающего момента Л4и = Якртах#о, где R0—радиус кривизны
рога, отсчитываемый до линии центров тяжести сечений,
Учитывая, что поперечное сечение рога крюка
(рнс. XVIII.13) приближается к тавровому, можно записать:
(XVIII.8)
427

где S—площадь поперечного сечения рога;
Zq—расстояние от нейтрального слоя до линии центров
тяжести сечений;
Ra — расстояние от центра кривизны до точки А.
В свою очередь
5 = ab + tn\ Rq = г + -у {а + п) аЬ + tn ; z0 — R0 — r.
Тогда
	аЬ + tn
го~ Ко	/ а \ ТТ. " V *
Mn(1 + _7?7) + Mn( + Ra + o)
Для выполненных конструкций тягово-сцепных устройств,
надежно работающих в эксплуатации,^ = 3000 ч- 5000кГ1см2,
а запас по пределу прочности состав¬
ляет 2,5—3 (подсчитан для штатных
прицепов при Ркртах = ^т)- Тяговые
крюки отковываются обычно из сталей
40 и 45, имеющих предел прочности
ав — 6000-^7500 кГ1см2. Зев тяговых
крюков подвергается закалке ТВЧ, что
придает рабочим поверхностям необ¬
ходимую износостойкость.
Шкворни тяговых вилок рассчиты¬
ваются на срез и изгиб, проушины ви¬
лок— на разрыв. Для шкворней и ви¬
лок используются те же материалы,
что и для тяговых крюков.
Опорно-сцепные устройства. В за¬
висимости от способа сцепки седель¬
ных тягачей с полуприцепами н компоновочных особенностей
различают два основных типа опорно-сцепных устройств:
с фиксацией сцепки шкворнем и с фиксацией сцепки беговы¬
ми роликами.	,
Опорно-сцепные устройства с фиксацией
сцепки шкворнем получили преимущественное рас¬
пространение как у нас, так и за рубежом.^
В СССР основные размеры такого устройства, его уста¬
новка на раме и технические требования к конструкции опре¬
делены ГОСТ 12105—66 и ГОСТ 12017--66.
Конструкции опорно-сцепных устройств с фиксациеи сцеп¬
ки шкворнем для седельных тягачей однотипны. В зависимо¬
сти от нагрузки на седло предусматриваются четыре типо¬
размера со следующими регламентированными параметрами
(табл. XVIII.2).
Нагрузка на седло выбирается с учетом допускаемой на¬
грузки на ось тягача.
Па
А
Л*.
Рис. XVIII.13. Геометри¬
ческие характеристики
поперечного сечения рога
тягового крюка
428

Таблица XVIII.2
Типоразмеры опорно-сцепных устройств
Вертикальная
нагрузка на
седло. кГ
Наибольший вес
буксируемого
полуприцепа с
грузом, кГ
Ширина седла
(по диаметру
вписанной
окружности), мм
Радиус от¬
верстий гу¬
бок под
шкворень, мм
Толщина s
губок, мм
До 2000
5 000
460
)
2000—6000
17000
620
25,4
6000—14 000
32 000
840
I
14 000—40 000
100 000
1000
44
Для четырех типоразмеров опорно-сцепных устройств
установлено всего два типоразмера шкворня (рис. XVIII.14):
шкворень с диаметром Di = 50,8 мм для первых трех, шкво¬
рень с диаметром Di = 88,9 мм для последнего, четвертого ти¬
поразмера. Толщина 5 губок замка для всех типоразмеров
одинаковая. Такая унификация разъемно-сцепного узла
обеспечивает для основной массы седельных автопоездов (за
исключением тяжелых) полную взаимосцепляемость подвиж¬
ного состава.
\
\\\
ш
Л\\\\УШ
D
ш\\\
\Ж
h
bZ
X,
ц
Ш
т
Щ.
L
^ (
Рис. XVIII.14. Геометрические харак¬
теристики шквория
Гибкость седельных автопоездов в продольной вертикаль¬
ной плоскости должна быть не менее ±8°, горизонтальная
гибкость устанавливается ±90°.
Конструкция опорно-сцепных устройств с фиксацией сцен¬
ки шкворнем зарубежных автомобилей, их установочные
размеры и регламентированные параметры в основном иден¬
тичны отечественным конструкциям и нормативам.
Конструкция опорно-сцепного устройства производства
МАЗ показана на рис. XVIII.15. На задней части рамы тяга¬
429

ча, над его ведущей осью, устанавливается опорная ^плита 2.
Плита к раме крепится болтами 1. Связь опорной плиты
с разъемно-сцепным механизмом осуществляется через м ха-
низм гибкости, который состоит из двух шарниров^. прили¬
вах плиты монтируется ось 5 шарнира поперечной ги кости,
а в траверсе 4 —ось 3 шарнира продольной гибкости. ^
Для повышения плавности поперечных колебании и
последующей стабилизации полуприцепа в нормальном по
ложении служат боковые пружины 6, нагружающие тра¬
версу снизу. Амплитуда поперечных колебании регулиру тся
клиньями 10.
Внутри опорного круга 7 (седла) размещен разъемно-
сцепной механизм, состоящий из двух захватов , поворачи¬
вающихся вокруг пальцев 8, и замка 12. В сцепленном поло¬
жении захваты плотно охватывают шкворень полуприцепа,
а замок 12, входя в специальные выемки на задней части
захватов, стопорит их от проворачивания и предотвращает
самопроизвольную расцепку автопоезда. Движение замка на¬
правляется штифтом 13 и ползуном, а поджатие к выемкам
захватов — пружиной 15. На оси 19 может поворачиваться
стопор 16 замка. В сцепленном положении стопор прижима¬
ется к боковой поверхности замка пружинои 18. Привод замка
осуществляется рукояткой 14, качающейся вокруг оси
Чтобы предотвратить выскакивание замка из захватов, в до¬
полнение к пружине 15 предусматривается предохранитель¬
ная защелка 11, которая после сцепки запирает отверстие под
ползун в опорном круге 7.
На торцовых поверхностях осей шарниров гибкости и
пальцев захватов имеются масленки для ^подвода смазки к
трущимся деталям опорно-сцепного устройства.
При расцепке замок 12 с помощью рукоятки 14 и откину¬
той в бок защелки 11 отводится в переднее положение. Сто¬
пор 16 под действием пружины 18 заходит за выступ замка
и удерживает его в отведенном положении. Захваты шквор¬
ня оказываются свободными. При отъезде тягача шкворень
полуприцепа свободно выходит наружу, раздвигая в сторо¬
ны захваты. Замок после расцепки возвращается в первона¬
чальное положение и блокирует захваты, так как при выхо¬
де шкворня левый захват, поворачиваясь вокруг пальца, на¬
жимает через штифт 20 на стопор 16 и освобождает за¬
мок 12. Замок под действием пружины 15 входит в выемки
захватов 9.
Перед расцепкой тягача с полуприцепом предварительно
опускаются поддерживающие катки и разъединяются возду¬
хопровод тормозной системы и электропроводка.
Стандартные опорно-сцепные устройства просты по конст¬
рукции и технологически хорошо отработаны. Однако, не¬
смотря на это, они имеют и недостатки.
430

Вследствие неблагоприятного, как правило, высокого по¬
ложения центра тяжести полуприцепа по отношению к цен¬
тру шарнира опорно-сцепного устройства и малой «поддер¬
живающей площади» устойчивость седельных автопоездов в
поперечной плоскости оказывается недостаточной. аличие
шарнира поперечной гибкости при движении по неровным
дорогам способствует опасной раскачке полуприцепа. Для
снижения раскачки угол поперечной гибкости по ГОСТ
9917—61 ограничивают ±3°. Но в этом случае в раме полу¬
прицепа при переездах дорожных неровностей возникают
значительные крутильные напряжения. Эти напряжения сле¬
дует учитывать при проектировании рам.
При поломках шкворня или деталей разъемно-сцепного
узла опорно-сцепного устройства автопоезда возможны ава¬
рии, так как вспомогательной дублирующеи связи между тя¬
гачом и полуприцепом нет.
Значительные силы трения днища полуприцепа по седлу
могут затруднять сцепку седельного автопоезда, особенно на
скользких дорогах. Для облегчения сцепки в этих условиях
необходимо весьма точно устанавливать по отношению к
седлу высоту шкворня, что не всегда возможно.
Сцепка седельного тягача с полуприцепом возможна
только при точном их взаимном расположении (совпадении
продольных осей).
Повышение поперечной устойчивости седельных автопо¬
ездов достигается применением опорно-сцепных устройств
с куполообразной опорой (рис. XVIII.16).
Основание 1 сферической опоры закреплено болтами на
дополнительной площадке 2. В средней части основания вы¬
полнено поперечное отверстие Л прямоугольной формы, а в
задней части — продольный паз Б. На основание устанавли¬
вается подвижная куполообразная опора 3. На нижнеи сфе¬
рической ее поверхности имеется продольное отверстие. Ос¬
нование / и подвижная куполообразная опора 3 соединяются
между собой стяжным болтом 7 посредством четырех¬
гранного сухаря 8. Размеры сухаря согласованы с величинои
продольного и поперечного отверстий основания и подвиж¬
ной опоры Под головку и гайку стяжного болта подложены
сферические шайбы. Отвинчивание гаики предотвращается
тарельчатой пружиной.
Гибкость автомобильного поезда достигается тем, что
верхняя куполообразная опора 3 по отношению к основа¬
нию 1 может свободно сдвигаться вдоль или поперек про¬
дольной оси тягача. Так как центр сферы купола располага¬
ется выше центра тяжести полуприцепа, то это обусловли¬
вает высокую устойчивость полуприцепа. Смещение центра
тяжести вбок вызывает появление стабилизирующего момен¬
та, противодействующего опрокидыванию и восстанавливаю¬
432

щего устойчивое положение. На вираже опасность опрокиды¬
вания также исключается: центробежная сила приложена
ниже центра вращения и стремится развернуть полуприцеп
в сторону, обратную опрокидыванию.
Рис. XVIII.16. Опорно-сцепное устройство
с куполообразной опорой
Разъемно-сцепной механизм во многом схож с тем, кото¬
рый был описан ранее. Он размещается в верхней части ку¬
полообразной опоры и снаружи закрывается крышкой. Для
сцепки с полуприцепом механизм снабжается стандартным
шкворнем 11.
В случае обрыва в описанной сцепке аварии не произой¬
дет. На днище полуприцепа помимо шкворня закреплены два
аварийных штифта 9 и скоба 10, окружающие куполообраз¬
ную опору 3. При поломках шкворня через эти детали будут
передаваться усилия тяги и торможения и ограничиваться
свобода относительного движения.
Для полуприцепов с высоким расположением центра тя¬
жести рекомендуются опорно-сцепные устройства с поперечной
433

амортизацией. В стенках основания монтируются толкатели 5,
нагруженные тарельчатыми пружинами 4. Наконечники тол-
кателей упираются в ползуны 6. Амплитуда поперечных коле¬
баний устанавливается предварительной затяжкой тарельча¬
тых пружин.
Несмотря на имеющиеся преимущества^ по сравнению
с обычными, сцепка с куполообразной опорой не может счи¬
таться в полной мере совершенной. Для исключения заеда¬
ния сферические поверхности требуют периодическом смазки
(желательно графитизированной). Производство сфериче¬
ских поверхностей и их обработка довольно сложны. I иб-
кость автопоезда может оказаться недостаточной, особенно
при колебаниях, имеющих направление, не совпадающее с
вырезами в сферической опоре. В этом случае неизбежны по¬
ломки деталей сцепного устройства.
Опорно-сцепные устройства с фиксациеи
сцепки беговыми роликами. По сравнению с пре¬
дыдущими опорно-сцепными устройствами данные устройст¬
ва полностью автоматизированы. Потери времени на сцепку
и расцепку сведены до минимума, и эти операции выполня¬
ются водителем из кабины. Сцепка тягача с полуприцепом
практически возможна под любым углом. Малые потери на
трение при взаимодействии беговых роликов с направляю¬
щими обусловливают легкость сцепки. Такими опорно-сцеп¬
ными устройствами оборудуется часть седельных тягачей
некоторых зарубежных стран (главным образом англии-
ских).
На тягаче монтируются запорные крюки, приводимые в
действие пружинным механизмом, направляющие полозья
для фиксирующих роликов и поддерживающий кронштейн
для опорных катков полуприцепа. На полуприцепе (рис.
XVIII.17) устанавливаются поворотный механизм 2, фикси¬
рующие ролики 1, опорные катки 3 и рамка катков.
При соединении тягача с полуприцепом фиксирующие ро¬
лики 1 перемещаются по направляющим полозьям, при этом
'Передняя часть полуприцепа поднимается. Как только роли¬
ки упрутся в пружинные ограничители, запорные крюки, об¬
хватывая ролики, зафиксируют сцепку. Блокировка кулач¬
ным приспособлением сцепных крюков предотвращает само¬
произвольную расцепку автопоезда. Одновременно рамка
опорных катков 3 освобождается от замков и отходит назад.
Опорные катки после сцепки автопоезда поддерживаются
специальным кронштейном тягача. В момент сцепки автома¬
тически подключаются тормозной привод к тормозам полу¬
прицепа и электропроводка к сигнальным приборам системы
электрооборудования тягача. Сцепка тягача с полуприцепом
может быть выполнена и тогда, когда сцепляемые звенья на¬
ходятся под углом. Расцепка осуществляется рычагом, нахо¬
434

дящимся в кабине водителя. Воздействуя на этот рычаг, во¬
дитель выключает кулачное блокирующее приспособление.
Если после этого тягач тронуть с места, то фиксирующие ро¬
лики перемещаются по направляющим, рамка выпрямляется,
а затем, когда опорные катки коснутся дороги, ролики сто¬
порятся замками.
Рис. XVIII.17. Общий вид опорно-сцепного устройства
с фиксацией сцепки беговыми роликами
Поворотный механизм 2 состоит из двух стальных плит
большого диаметра, между которыми устанавливаются гра-
фитизированная прокладка или ролики, уменьшающие тре¬
ние. В отцепленном положении опорные катки полуприцепа
вместе с рамкой могут поворачиваться на угол 90° в обе сто¬
роны от середины. Это облегчает сцепку и делает ненужным
сложные маневры тягача перед сцепкой.
Гибкость автомобильного поезда с описанной конструк¬
цией опорпо-сцепного устройства вполне удовлетворитель¬
ная: вертикальная гибкость достигается возможным враще¬
нием полуприцепа вокруг осей фиксирующих роликов; гори¬
зонтальная— вращением опорных плит по отношению друг
к другу.
Стабилизаторы продольной устойчивости
служат для предотвращения складывания звеньев седельного
автопоезда при торможении.
К числу наиболее оригинальных принадлежат стабилиза¬
торы типа «Адролик».
Стабилизатор «Адролик» представляет собой гидравличе¬
ский цилиндр 3 (рис. XVIII. 18,а), внутри которого перемеща¬
ется поршень. Поршень жестко связан со штоком 4. Конец
435

штока заканчивается сцепной петлей 6. С помощью шквор¬
ня 5 стабилизатор соединяется с полуприцепом. На переднем
конце цилиндра также имеются сцепная петля и шкворень,
обеспечивающие шарнирную связь стаоилизатора с тягачом.
Рис. XVH1.18. Стабилизатор продольной
устойчивости
<
Обе полости цилиндра через клапанный механизм / и пе¬
репускную трубку 2 могут в нужный момент сообщаться
между собой или разобщаться. Клапанный механизм 1 вы¬
полнен в виде самостоятельного узла и в таком виде уста¬
навливается на кронштейне цилиндра 3. ^ПУ'ГР1! клапанного
механизма размещается золотник 9 (рис. XVIII. 18, о). В сред¬
ней части его имеется кольцевая канавка, совпадающая
в первоначальном положении с местом крепления перепуск¬
ной трубки. Золотник нагружен пружинои о, затяжка кото¬
рой регулируется гайкой 7. С противоположной стороны ход
золотника ограничен гайкой 10. ЗолотникРприводится в Дви¬
жение толкателем 11, установленным в канале головки 12
клапанного механизма. Полость за головкой толкателя тру¬
бопроводом связана с главным тормозным гидравлическим
цилиндром тягача.
436

Во время движения, когда водитель не воздействует на
тормозную педаль, жидкость свободно перетекает из одной
полости цилиндра в другую. При этом кольцевая канавка зо¬
лотника совпадает с отверстием в корпусе, к которому под¬
ключена перепускная трубка 2. Горизонтальная гибкость ав¬
топоезда не нарушается, и его маневренные свойства сохра¬
няются.
При торможении под действием толкателя 11 переме¬
щается золотник 9. Своим перемещением он закрывает ка¬
нал в корпусе и разобщает полости цилиндров. Перетекание
жидкости становится невозможным. Между тягачом и полу¬
прицепом устанавливается жесткая связь. Поворот звеньев
автопоезда вокруг точки сцепки исключается.
Как только педаль тормоза будет "отпущена, детали кла¬
панного механизма возвращаются в первоначальное положе¬
ние и гибкость автопоезда восстанавливается.
Стабилизатор «Адролик» имеет несколько вариантов при¬
вода клапанного механизма. Седельные тягачи, оборудован¬
ные пневматическим тормозным приводом, снабжаются кла¬
панным механизмом с пневматическим действием. По требо¬
ванию заказчиков возможна установка клапанного механиз¬
ма и с электрическим приводом.
В зависимости от конструкции автопоезда и условий мон¬
тажа стабилизаторы «Адролик» выпускаются с различной
величиной межцентрового расстояния: 53,3; 68,6 и 88,9 см.
Помимо основной функции — обеспечение продольной устой¬
чивости— стабилизаторы выполняют и ряд вспомогательных
функций. При поломках деталей опорно-сцепного устройства
стабилизатор предотвращает разъединение тягача с полу¬
прицепом, т. е. служит дублирующей связью между сцеплен¬
ными звеньями автопоезда.
Свободное перекачивание жидкости из одной полости ци¬
линдра в другую во время прямолинейного движения обус¬
ловливает рассеивание энергии поперечных колебаний полу¬
прицепа и способствует спокойному ходу автопоезда. В -этом
отношении действие стабилизатора напоминает действие гид¬
равлического амортизатора подвески автомобиля.
Расчет опорно-сцепного устройства. Учитывая жесткую
связь между седельным тягачом и полуприцепом, нетрудно
показать, что продольное усилие, действующее на шкворень
и разъемно-сцепной узел, прн неравномерном прямолинейном
движении автопоезда в общем случае равно
ЯКР = тР7 - (1 - т) Рп,	(XVIII.9)
где т—коэффициент весовой характеристики автопоезда,
равный
437

Рт И Рп— тяговые (тормозные) силы на колесах седельного
тягача и полуприцепа.
Как видно, при Рп=0 продольное усилие в опорно-сцеп¬
ном устройстве наибольшее. Это усилие и принимается в ка¬
честве расчетного. Применительно к режиму торможения се¬
дельного автопоезда со значительным запаздыванием тормо¬
жения полуприцепа (Ра=0) получим
Р -«./о
*кр max	^	Т ■*	Ln — WI'F (hgn — ^кр)	)
где d и hea— координаты центра тяжести полуприцепа;
^кр — высота расположения шкворня над уровнем
дороги;
Ln — база полуприцепа.
Рис. XVIII.19. Схема к расчету опорного листа полуприцепа
На разгонных режимах расчетное выражение для опреде¬
ления Рцр max останется тем же, но в знаменателе член
mcp(/zgn — hxф) войдет со знаком «плюс».
Шкворень рассчитывается на изгиб и срез от силы кртах-
Для выполненных конструкций армейских седельных авто¬
поездов напряжения изгиба составляют о — оии . louu к /см,
напряжения среза т = 260-г-710 кГ(см . Шкворни изготовля¬
ются из сталей 40 и 45.
Шкворень с помощью фланца и заклепок крепится к опор¬
ному листу днища	полуприцепа.	Под	действием	изгибающего
момента	Мпаг	=	pja„l опорный	лист	деформируется
/рис..XVIII.19). Наибольшие радиальные напряжения возни¬
кают в листе по периметру фланца (в зоне расположения
заклепо-к):
_ С	(XVIII.11)
vr — ак W	Rfi	•	’
где а- — коэффициент концентрации напряжений, учитываю¬
щий ослабление опорного листа заклепками, рав*
ный 1,67—1,75;
438

Cr—геометрический коэффициент, учитывающий харак¬
тер нагружения и закрепления, равный 0,25—0,50;
R—радиус пластины (по заклепкам);
t — толщина опорного листа.
Рис. XVIII.20. Схема к расчету разъемно-сцепного узла
опорно-сцепного устройства
Опорные листы изготовляются из сталей Ст. 2 и Ст. 3 (или
20 и 30) толщиной 6—14 мм. Радиальные напряжения ог для
выполненных конструкций равны 1500—4500 кГ/см2.
Захваты разъемно-сцепного узла рассчитываются на смя¬
тие от силы R (рис. XVI11.20,а). Площадь под замок равна
S = tn, a R = N~.
В свою очередь

Захваты отковываются из сталей 40, 45 и 50. Для выпол¬
ненных конструкций оСм = 500-г-800 кГ/см .
Пальцы захватов рассчитываются на срез от силы
Т = VR2 + N2 + 2 RN siiTa.
После подстановки вместо R и N их значений получим
т	 Ркр тах^п
2	Ъ COS а ’
где ln — Vа2	b2 lab sin а.
Напряжения среза составят
т ^ Я*р .	(XVIII.13)
COS а
Для выполненных конструкций t=500-f*800 кГ/см?. На¬
чальный угол установки седла и направляющих склизов
(рис. XVIII.20,б) находится из условий обеспечения доста¬
точной продольной гибкости и возможности сцепки тягача
с полуприцепом.
(XVIII.14)
d (1 + и>) + <? (н^п — Лкр) 7^-
где ^ ■—коэффициент трения днища полуприцепа о седло
(в зависимости от состояния седла равен 0,10	0,15),
d — расстояние от центра тяжести полуприцепа до
шкворня.
Угол наклона а у седельных тягачей серииного производ¬
ства обычно равен 15—18°.
4.	Поворотные устройства
прицепных звеньев
Криволинейное движение автопоезда и его манев¬
ренность обеспечиваются совместной работой рулевого упра¬
вления тягача и поворотного устройства прицепного звена.
Поворотные устройства прицепов. Поворотные устройства
прицепов приводятся от дышла и бывают двух типов:
—	с управляемой осью (осями), жестко связанной с под-
катной тележкой (У2-АП-3, ИАПЗ-754 и др-Ь
440

—	с управляемыми колесами, снабженными рычажным
приводом (ГАЗ-710, ЗИЛ-810 н др ).
В большинстве случаев у прицепов общетранспортного на¬
значения в качестве управляемых выбирается передняя ось
или передняя пара колес.
Рис. XVIII.21. Конструкция поворотного устройства шкворне»
вого (а) и бесшкворневого (б) типов
Управляемые оси-тележки применяются в конструкциях
высокорамных прицепов. Тележка с рамой прицепа соеди¬
няется посредством пустотелого шкворня 3 (рис. XVIII.21,а),
вокруг которого поворачивается прицепное звено. Шкворень
441

закреплен в гнезде верхней 2 и нижнеи	/:	Пллпямни-
Плита 2 принадлежит раме 1 прицепа, плит	^Р
ку 7 подкатной тележки. Между плитами	Р	г
сколько (два-три) вспомогательных ст	•
Вспомогательные листы увеличивают прочность и и г “У
жесткость шкворневого узла. Гнезда 4 усил ва
ние шкворня и позволяют снизить в опорных ** Р
альные напряжения. Снизу шкворень затягив	,~ТПАй_
контргайкой. Для нормальной работы поворотного У Р
ства необходим зазор 1—2 мм между гайкой	и	нижн	а
стиной гнезда. Зазор регулируется толщиной	а	,	^
кладываемой под гайку. Недостатками такого повор
устройства являются сравнительно большое трени	у
листами, затрудняющее поворот, динамическая напряжен
ность шкворневого узла и необходимость тщате ь о
нического обслуживания.
Более перспективными считаются поворотные устройства
бесшкворневого типа (рис. XVIII-21,6). Ими о орудуются
прицепы ИАПЗ-754Е, МАЗ-5224 и др. Поворотные устройства
бесшкворневого типа имеют в 1,5 2,5 раза меньшее трение,
меньшую динамическую напряженность деталей по сравне
нию со шкворневым устройством; они весьма компактны и
удобны в обслуживании.
Бесшкворневое поворотное устройство (рис. ^	.	,	)
состоит из верхней опорной плиты 12, связанной о а и
с рамой прицепа, нижней плиты 8, закрепленной на подрам
нике поворотной тележки, и циркулирующих шариков
установленных в профильных желобах. Разъединение к лец
предотвращается проволочным кольцом 9. Шарики периоди¬
чески смазываются через масленку /0. Опорные плиты изго
товляются из специального проката. Диаметр шаР'	п
24 мм, число их выбирается в зависимости о д -Р
опорных плит и вертикальной нагрузки R и о ьч с в
70—100 шт. Вес поворотных устройств бесшкворневого типа
изменяется от 25 кГ (для 1,5-тонных прицепов) до	( л
прицепов грузоподъемностью 20 г).
Количество шариков, принимая величину контактных на¬
пряжений /(=10 000 кГ!см\ в поворотном круге должно
быть не менее (шт.)
„« 0,w4(-a~i)*. <XVI,U5)
где v — коэффициент, учитывающий кривизну тел в ме*
сте их взаимного касания;
ri и г2 — радиусы шарика и канавки желоба.
442

Коэффициент v определяется по дополнительному графи¬
ку в зависимости от 'величины вспомогательного угла в:
1
0	= arc cos 2 г-* ^ .
лГ
Нагрузка R на поворотный круг имеет наибольшее значе¬
ние при торможении автопоезда:
/? = o/+/A*n - Ощ,	(XVIII.16)
где d и hgn — координаты центра тяжести прицепа;
С/1п —вес подкатной тележки.
Заклепочные и болтовые соединения поворотного устрой¬
ства и детали шкворневого узла рассчитываются на силу
У = 2у(1 —т) 02п,	(XVIII.17)
где Огп — вес задней части прицепа.
Поворотные устройства с управляемой осью-тележкой при
маневрах автопоезда принципиально не в состоянии обеспе¬
чить совпадение колеи прицепа с колеей тягача. Они лишь
частично позволяют уменьшить ширину полосы движения ав¬
топоезда. Поэтому для улучшения маневренных свойств ав¬
топоездов применяются поворотные устройства с управляе¬
мыми колесами (МАЗ-5207В, СМЗ-810, СМЗ-710). Схемы
поворотных устройств основных моделей низкорамных при¬
цепов показаны на рис. XVI 11.22. При повороте автопоезда
усилие от дышла через передающие рычаги и тягу воздейст¬
вует на рулевую трапецию прицепа. Шарниры тяг унифици¬
рованы с шарнирами рулевого привода базовых тягачей. За
счет правильного выбора углового передаточного числа от
дышла к управляемым колесам прицепа можно добиться ча¬
стичного или полного совпадения колей ходовых осей звеньев
автопоезда. Угловое передаточное число поворотного устрой¬
ства выражается отношением
где X — угол поворота дышла;
у—средний угол повороту управляемых колес прицепа.
Для осуществления совпадения траекторий середины зад¬
них мостов тягача и прицепа и их колей угловое передаточ¬
ное число должно быть равно
<« = (1+Е)[(1 + -Цг)--|г]. (XVIII.18)
443

где £ = —с—отношение выноса шарнира дышла к кинема-
тическои его длине;
v= —-	отношение кинематическом длины дышла к
базе прицепа;
—) 	отношение выноса точки сцепки к базе при-
*-п
цепа.
о =
Рис. XVI 11.22. Схемы поворотных устройств прицепов с передними управ¬
ляемыми колесами
Применительно к приведенным схемам теоретически необ¬
ходимые значения углового передаточного числа 1п равны
444

2,5—3,5. Такие большие передаточные числа в поворотных
устройствах прицепов реализовать затруднительно из-за
сложности рычажного привода. Фактические значения угло¬
вых передаточных чисел для выполненных конструкций рав¬
ны 1,5—2,5. Поэтому совпадение колей у серийных образцов
автопоездов с управляемыми колесами прицепов все-таки не
обеспечивается, хотя ширина габаритного коридора меньше
на 30—50% по сравнению с прицепами, имеющими поворот¬
ные оси.
При проектировании прицепов с управляемыми колесами
следует насколько возможно стремиться к уменьшению /п,
увеличению /н и уменьшению /д. Для дальнейшего повыше¬
ния маневренности автопоездов при ограниченных значе¬
ниях 1п некоторая часть прицепов имеет в качестве управляе¬
мых не только переднюю пару колес, но и заднюю пару
(рис. XVI11.23). Конструкция поворотных устройств у таких
прицепов усложнена. К числу основных недостатков прице¬
пов с поворотными колесами относятся:
—	склонность прицепов к интенсивным влияниям, чему
способствуют шарнирные связи, люфты и упругость привода
поворотного устройства;
—■ необходимость периодического выполнения регулиро¬
вочных работ в приводе и увеличенный объем операций по
техническому обслуживанию.
Поворотные устройства седельных автопоездов. В боль¬
шинстве выполненных конструкций седельных автопоездов
поворот осуществляется в основном за счет маневров тягача.
Однако некоторая часть автопоездов, и в первую очередь
автопоездов с длиннобазиыми полуприцепами (£п= 15-^25л*),
оборудуется специальными поворотными устройствами. Для
поворота колес полуприцепа используется гидромеханиче¬
ский привод пассивного или активного действия.
На рис. XVIII.24 показана схема гидромеханического при¬
вода пассивного действия. Привод включает два гидроцилин¬
дра 6 и 7 (D=100 мм), шарнирно закрепленные на раме по¬
луприцепа, трубопроводы (магистраль 4) и рычажную си¬
стему 5, унифицированную с рулевым управлением тягача.
Шток поршня первого цилиндра связан с рычагом 2 (длина
100 мм), прикрепленным к шкворню /. Шкворень 1 приварен
не к днищу полуприцепа, а к седлу опорно-сцепного устрой¬
ства тягача. Разъемно-сцепной узел установлен на опорном
листе полуприцепа. Второй гидроцилиндр подсоединен к ру¬
левому приводу управляемых колес полуприцепа.
При повороте тягача (МАЗ-200В) шкворень через рычаг2
перемещает шток и поршень первого цилиндра, создавая в
нем давление жидкости. Давление передается через маги¬
страль 4 ко второму цилиндру, который и поворачивает ко¬
леса полуприцепа. Подбором привода можно достичь частич-
445

О»
Рис. XVII(.23. Схема поворотного устройства прицепа со всеми управляемыми колесами

ного совпадения колеи тягача и полуприцепа. Для восполне¬
ния утечки жидкости из магистрали и ее прокачки служит
питательный бачок 3 с ручным насосом. Бачок к магистрали
подключается кранами.
Рис. XVI 11.24. Схема пассивного рулевого привода к управляемым
колесам полуприцепа
Гидропривод управляемых колес полуприцепа активного
действия применен на одном из вариантов седельного авто¬
поезда типа Урал-380 (рис. XVIII.25). В схему привода вхо¬
дят электромотор 2, периодически выключаемый датчиком
давления 10, два гидроаккумулятора 5, золотниковая систе¬
ма 8, два гидроусилителя 7, связанные рычажной системой
с управляемыми колесами полуприцепа (Ln = 6,5 м), бак /,
предохранительный клапан 4, фильтр 6', контрольный мано¬
метр 3. Корпус золотника 8 жестко закреплен на раме полу¬
прицепа, а золотник посредством механической связи соеди¬
нен с роликом 12 копира 11. Золотниковая система вы¬
полнена с закрытым центром. Копир размещен в седле тя¬
гача.
Поворотом тягача задается строго определенное переме¬
щение ролика по копиру. Это перемещение вызывает сраба¬
тывание золотникового устройства. Под действием давления
жидкости управляемые колеса полуприцепа поворачиваются
на заданные копиром углы. Кинематическое следящее дейст¬
вие золотниковой системы не отличается от следящего дей¬
ствия гидроусилителя рулевого управления тягача. Преиму¬
щества гидросистем с аккумуляторами давления были ука¬
заны выше. Насос периодического действия служит для под¬
зарядки гидроаккумуляторов. Компенсатор 9 предотвращает
включение гидроцилиндров в работу от толчков и ударов в
опорно-сцелном устройстве седельного тягача. Описанная
конструкция поворотного устройства обеспечивает полное со¬
впадение колей передней оси полуприцепа и задней тележки
тягача.
447

Рис. XVIII.25. Схема активного привода к управляемым колесам полуприцепа

5.	Механизмы привода активных
осей прицепных звеньев
По принципу работы приводы активных осей при¬
цепных звеньев различаются на механические, гидрообъем¬
ные й электрические. В зависимости от длительности включе¬
ния приводы бывают постоянно включенные (постоянного
действия) и периодически включаемые (или так называемые
приводы бустерного типа). По статистическим данным, про¬
должительность включения приводов бустерного типа в од¬
норазовом режиме не превышает 70—90 мин.
Применительно к двухзвенным автопоездам применяются
в основном механические и гидрообъемные приводы бустер¬
ного типа и реже электрические. Отбор мощности для при¬
цепных звеньев осуществляется от раздаточных коробок тя¬
гачей. Многозвенные автопоезда оборудуются исключительно
электрическими приводами.
Механический привод. Конструкция привода. Ме¬
ханический привод наиболее простой по конструкции, имеет
сравнительно небольшой вес, обеспечивает высокий к. п. д.
и допускает использование агрегатов и узлов, унифициро¬
ванных с агрегатами и узлами базовых тягачей (главные и
карданные передачи и др.). Однако этот тип привода менее
универсален: он совершенно непригоден для многозвенных
автопоездов (малая жесткость, вибрация, появление ударных
нагрузок из-за накапливающихся люфтов, снижение к. п. д.,
трудность обслуживания и др.). Мощность к прицепным
звеньям передается карданной передачей. Последняя может
быть закрытой и располагаться внутри дышлового устройст¬
ва или открытой и располагаться отдельно от дышлового
устройства.
Передача закрытого типа показана на рис. XVIII.26. Со¬
единение тягача и прицепа и их инерционное взаимодействие
осуществляются через дышловое устройство. Оно состоит из
двух узлов упругих связей (каждый из которых включает
корпус /, кольцевую пружину 2, тяговую вилку 3), смонтиро¬
ванных соответственно на рамах тягача и прицепа, двух уни¬
версальных шарниров (состоящих из вилок 5 и 10, соединен¬
ных пальцами 6 с кольцом 7) и дышловой трубы 12. Внутри
дышлового устройства проходит карданная передача, связы¬
вающая механизм отбора мощности тягача с механизмом
подвода мощности прицепа. Карданная передача включает
два сплошных вала 4, два универсальных двойных карда¬
на 8 и 9, средний трубчатый вал 13. Телескопическое соедине¬
ние 11 (у тягача и прицепа) позволяет изменять длину кар¬
данной передачи при поворотах автопоезда. Средний вал 13
установлен внутри дышловой трубы на двух шарикоподшип¬
никах 14.
15—2961
449

4^
Ol
О
Рис. XVIII.26. Карданная передача закрытого типа для активного прицепа

Привод к ведущей оси прицепа открытого типа, выпол¬
ненный отдельно от дышлового устройства, показан на
рис. XVIII.27. Через главную карданную передачу 3, вспомо¬
гательный редуктор 2 и передачу привода 1 мощность под¬
водится от тягача к прицепу. Дышло 5 прицепа сцеплено по¬
средством вилки 4.
	 Рис, XVI П.27. Карданная передача открытого
•	типа	для активного прицепа
Подвод мощности к активной оси (или тележке) полупри¬
цепа обычно осуществляется через опорно-сцепное устройст¬
во. Рассмотрим компоновку такого привода на примере авто¬
поезда (10X10). Привод состоит из нижнего 1 (рис. XVIII.28)
и верхнего 2 угловых редукторов, согласующего редуктора 4
и карданной передачи 5. Как видно, для полуприцепов
с большой базой длина карданной передачи может быть весь¬
ма значительной. Привод к оси полуприцепа от перегрузок
предохраняется ограничителем момента 3. Отбор мощности
к полуприцепу производится от раздаточной коробки тягача.
Конструкция опорно-сцепных устройств для автопоездов
с механическим приводом к осям полуприцепов существенно
отличается от конструкции обычных, предусмотренных
ГОСТ 12017—66. Эти отличия касаются внешних форм и кон¬
струкции механизма гибкости, обеспечивающего повышенные
углы продольной (до ±15°), поперечной (до ±10°) и гори¬
зонтальной (до ±100°) гибкости. В зависимости от особен¬
ностей конструкции механизма гибкости опорно-сцепные
устройства могут быть двухшарнирными, дугового и трапе¬
цеидального типа.
Конструкция опорно-сцепного устройства с встроенным
угловым редуктором и двухшарнирным механизмом гибко¬
сти показана на рис. XVIII.29,
15*
451

OSll
ef
х
CL.
с
>.
о
с
Ч
О
m
х
Cl
а
х
ю
о
к
о
с
я
о
На раме 5 тягача с помощью
стремянок 9 закреплен крон¬
штейн 10. К кронштейну 10 при¬
креплена кольцевой формы ниж¬
няя опорная плита 11 с нижним
редуктором 7. По нижней опор¬
ной плите 11 может поворачи¬
ваться верхняя плита 12 с верх¬
ним редуктором 2. На плите 12 в
опорах А установлена рамка 3, а
на ней, в опорах Б, — брусья 13.
На брусьях 13 лежит рама полу¬
прицепа 1. Шарниры опор А и
Б обеспечивают соответственно
поперечную и продольную гиб¬
кость звеньев автопоезда.
Цилиндрическая часть а ниж¬
ней опорной плиты представляет
собой полый шкворень 5. Он вхо¬
дит во втулку цилиндрической
горловины б верхней опорной
плиты. Вокруг этого шкворня по¬
ворачивается тягач относительно
прицепа в горизонтальной плос¬
кости. Разъединение плит предот¬
вращается болтами.
Каждый редуктор состоит из
пары конических шестерен гид,
горизонтального и вертикального
в валов, установленных в кони¬
ческих регулируемых подшипни¬
ках. Вертикальные валы соеди¬
няются втулкой 6. Нижний гори¬
зонтальный вал соединен кардан¬
ной передачей с раздаточной ко¬
робкой тягача, верхний горизон¬
тальный вал через карданную пе¬
редачу — с ведущей осью полу¬
прицепа.
Рабочие поверхности опорных
плит, цапфы и редукторы регу¬
лярно смазываются, для чего
имеются масленки и горловина 4
для подвода и заливки смазки.
Недостатками описанной кон¬
струкции являются сложность и
большая трудоемкость рассоеди¬
нения и особенно соединения тя-
452

гача с полуприцепом, а также склонность полуприцепов с
высоким расположением центра тяжести к опасным попереч¬
ным виляниям, которые иногда заканчиваются опрокидыва¬
нием автопоезда. От указанных недостатков свободны меха¬
нические приводы, встроенные в опорно-сцепные устройства
дугового типа (рис. XVIII.30). Такие устройства стали приме¬
няться за последнее время на автопоездах, предназначенных
для перевозки специальной техники на повышенных скоро¬
стях по неусовершенствованным дорогам.
Л	3	4
Рис. XVIП.29. Конструкция опорно-сцепного устройства с двухшарнирным
механизмом гибкости
На лонжеронах рамы тягача закреплены четыре крон¬
штейна 1, несущие цапфы 2 с опорными роликами 3. Ролики
снабжены ребордами. Два сектора 4 швеллерного профиля
могут перекатываться в поперечном направлении по опорным
роликам 3. Радиус R дуги секторов равен 0,85 м> а длина по
периметру рассчитана на отклонения полуприцепа от ней¬
трального положения вбок на угол ±15°. На поперечинах 11
предусмотрены две цапфы 5, на которых может поворачи-
453

ваться седло 6 с разъемно-сцепным механизмом. Этим обес¬
печивается продольная гибкость звеньев автопоезда.
Внизу к сектору 4 прикреплен коническим редуктор , пе¬
редающий вращение от горизонтального вала 8 к вертикаль-
Рис. XVIП.зо. Конструкция опорно-сцепного устройства дугового типа
ному валу 9. На вертикальном валу смонтирован универсаль¬
ный шарнир 10, ось качания которого совпадает с осью
цапф 5. Тэкое рзэимЧ9е положение ЦЗПф Шарнира допускает
454

вращение вертикального вала при продольных отклонениях
полуприцепа.
На опорном листе полуприцепа (на рисунке не показан)
жестко смонтирован такой же редуктор 7, как и на тягаче.
Он позволяет с помощью карданной передачи подводить
мощность от тягача к активной оси полуприцепа. Корпус
верхнего редуктора служит одновременно шкворнем полу¬
прицепа, который может поворачиваться в захватах разъем¬
но-сцепного механизма тягача, обеспечивая горизонтальную
гибкость поезда. Вертикальные редукторы 7 соединяются спе¬
циальной кулачковой муфтой.
Опорно-сцепные устройства дугового типа не полностью
отвечают требованиям эксплуатации (заклинивание роликов
в секторах из-за их загрязнения, повышенный износ пары ро¬
лик— сектор и др.). Поэтому наряду с ними на активных
автопоездах стали применять опорно-сцепные устройства
трапецеидального типа (рис. XVIII.31). На стойках /, уста¬
новленных на раме тягача, и опорах 2 подвешены на паль¬
цах 3 рычаги 4. В этих рычагах на осях 5 закреплена тра¬
верса 6.
В проушины траверсы вставлена ось 7 седла 8. Конструк¬
ция разъемно-сцепного узла аналогична стандартизованной
и отличается только размерами.
Как показали испытания, опорно-сцепные устройства тра¬
пецеидального типа отличаются высокими конструктивно¬
эксплуатационными показателями.
Расчет механического привода. Ввиду пол¬
ной унификации ведущих мостов автопоезда общее переда¬
точное число привода для прицепных звеньев должно быть
таким же, как и общее передаточное число привода для тя¬
гачей. В некоторых источниках рекомендуется передаточное
число прицепных звеньев выбирать на 1,5—2% большим, чем
для тягачей. Это делается для того, чтобы учитывать разли¬
чие траекторий звеньев автопоезда на повороте, а при прямо¬
линейном движении способствовать повышению продольной
устойчивости автопоезда за счет поддержания сцепки в не¬
сколько растянутом положении. Одпако следует иметь в ви¬
ду, что при крутом повороте автопоезда кинематическое не¬
соответствие привода в 1,5—2% явно недостаточно, а при
прямолинейном движении оно будет способствовать повышен¬
ному износу резины. Поэтому вопрос о кинематическом несо¬
ответствии блокированного привода к прицепу следует счи¬
тать пока открытым. Необходимое значение перодаточного
числа привода осей прицепных звеньев подбирается в согла¬
сующем редукторе. Передаточное число двойного конического
редуктора (рис. XVIII.29) обычно выбирается равным еди¬
нице. Оси прицепных звеньев автопоезда включаются только
при использовании низких передач в раздаточной коробке.
455

560
сл
о>
Рис. XVIK.3I. Конструкция опорио-сцепного устройства трапецеидального типа

Ограничители моментов в приводе к прицепным звеньям
рассчитываются на нагрузку, равную
м —М	I
/нпред /пдшах „ х*
где Мдтах —максимальный момент двигателя тягача;
Zxп — вес, приходящийся на ведущие оси прицепно¬
го звена;
Ga„—вес активного автопоезда;
ix — передаточное число силовой передачи между
узловыми точками двигатель — ограничитель
момента.
Для выполненных конструкций автопоездов с механиче-
Z
ским приводом отношение	составляет 0,40—0,50 (на¬
пример, для автопоезда Урал-380 равно 0,434).
Методика прочностных расчетов агрегатов и узлов меха¬
нического привода активных осей прицепных звеньев не
отличается от расчетов аналогичных агрегатов и узлов тя¬
гачей.
Гидрообъемиый привод. Конструкция привода.
Основные свойства гидрообъемных передач и конструкция
гидроагрегатов были рассмотрены в первой части. Здесь
излагаются сведения только по гидрообъемному приводу,
применяемому для активизации прицепных звеньев автопо¬
ездов.
По сравнению с механическим гидрообъемный привод бо¬
лее компактен, обладает дистанционностью и компоновочной
гибкостью. Он позволяет наиболее простым способом обеспе¬
чить передачу мощности от тягача к ведущим осям прицеп¬
ных звеньев. Но гидрообъемный привод более дорогой, тре¬
бует высокой культуры производства и обслуживания, имеет
меньший к. п. д. Гидрообъемный привод для прицепных
звеньев выполняется в основном в варианте «гидровала» или
его разновидности — «гидромотор-колеса». В таком варианте
он практически реализован на автопоезде ЗИЛ-137 (рис.
XVIII.32). От коробки отбора мощности 3, прикрепленной
к раздаточной коробке /, с помощью карданной передачи 2
приводится в действие нерегулируемый поршневой аксиаль¬
ный гидроагрегат 5 марки ИМ № 20, работающий в режиме
насоса. На полуприцепе установлен точно такой же гидроаг¬
регат 7, выполняющий функции гидродвигателя. Гидроагре¬
гаты соединены гибкими шлангами 6. Гидроагрегат 7 через
дополнительный редуктор 8 и карданный вал 9 приводит в
движение два ведущих моста (тележку) 10 полуприцепа. Ве¬
дущая тележка полуприцепа полностью унифицирована с те¬
лежкой базового тягача.
457

\о
rO
VO
О
О
О.
e(
s
Масляный бак 4 гидросистемы
установлен на тягаче за его каби¬
ной. Гидрообъемный привод полу¬
прицепа оборудован механизмами
автоматизированного управления.
Привод на полуприцеп автоматиче¬
ски включается каждый раз, когда
в раздаточной коробке устанавли¬
вается низшая передача, а в короб¬
ке передач включена I или II пере¬
дача. При переключении со II на
III передачу в коробке передач или
с низшей на высшую передачу в
раздаточной коробке передача мощ¬
ности на тележку полуприцепа пре¬
кращается. Привод на активную
тележку полуприцепа отключается,
когда угол складывания между
звеньями автопоезда становится бо¬
лее 30°.
Известно, что между оборотами
яд гидродвигателя и оборотами пн
гидронасоса существует соотноше¬
ние
пя ~ Лн *)о„г,од,
где Ап и Ад — удельные теоретиче¬
ские объемы соответственно насоса
и двигателя, смг/об.
Для рассматриваемого авто¬
поезда применяются гидроагрегаты
постоянной производительности, при
этом геометрические постоянные ма¬
шины Ац = Ая. Тогда Яд — я,, и ско¬
рости вращения карданного вала 9
привода ведущих мостов полупри¬
цепа и карданных валов привода
ведущих мостов тягача одина¬
ковы.
Отечественная промышленность
выпускает различные типы гидро¬
агрегатов, отличающихся способом
регулирования, величиной мощно¬
сти и принципом управления. Гидро¬
агрегаты 11М № 20 имеют следую¬
щие данные: /4=251 смг/об\ макси¬
мально допустимые обороты вала
459

ятах=1440 об/мин; максимальный расход жидкости Q =
= '4rtmax = 36I л/мин; момент Мд, развиваемый гидроагрегатом
при номинальном перепаде давления /?=100 кГ/см2, равен
37 кГ'М; максимальный момент Мдтах при допустимом 30-се¬
кундном давлении р= 160 кГ/см2 равен 55,6 кГ • ж, вес 83/79 кг
(в числителе с рабочей жидкостью, в знаменателе — без
жидкости); габариты 615x200x305 мм; рекомендуемые диа¬
метры трубопроводов: магистральные — 46 мм, дренажные —
13 мм.
Гидрообъемные передачи позволяют отказаться от зубча¬
тых механизмов и карданных валов при конструктивном вы¬
полнении их в виде гидромотор-колеса. В качестве гидродви¬
гателя (гидромотора) в этом случае чаще всего используют¬
ся радиально-поршневые машины. Поскольку от насоса до
гидромотор-колес дополнительного редуцирования нет, то
гидродвигатели должны быть обязательно высокомомент-
ными.
На рис. XVIII.33 показана конструкция гидромотор-коле¬
са. Здесь к фланцу 1 балки моста крепится болтами цилин¬
дрический опорный кронштейн 5. В него запрессован и за¬
стопорен от провертывания статор 6. Торцовые поверхности
уплотнены резиновыми кольцами 4. В статоре расточены в
два ряда цилиндры, в которых под напором жидкости могут
перемещаться в радиальном направлении поршни 9. Цилин¬
дры на примыкающих стенках имеют прорезы. Каждая пара
поршней посажена на осях 10, на средней части которых
имеется ролик. Ролик смонтирован на игольчатых подшипни¬
ках. Ролики взаимодействуют с фигурными кулаками рото¬
ра 16, состоящего из центральной части и двух крышек. Ча¬
сти ротора стянуты болтами 15. Ротор установлен на двух
подшипниках 8, опирающихся на статор. К наружной крыш¬
ке ротора крепится диск 14 колеса, а к внутренней — тормоз¬
ной барабан 7.
Под действием давления жидкости, подаваемой от гид¬
ронасоса, часть поршней, связанных с магистралью нагнета¬
ния, будет перемещаться от центра к периферии и вызывать
движение роликов по профилю кулаков ротора. Возни¬
кающие на кулаках окружные силы создают момент, приво¬
дящий во вращение колеса полуприцепа. Другая часть порш¬
ней в это время вытесняет жидкость из нерабочих цилиндров
во всасывающую магистраль системы. Гидродвигатели колес
магистралями 2 и 3 соединены с гидронасосом тягача. В за¬
висимости от направления движения одна из них поперемен¬
но служит нагнетательной, другая — отсасывающей магист¬
ралью. Подача рабочей жидкости в гидродвигатели из наг¬
нетательной магистрали и отсос жидкости из гидродвигателя
к гидронасосу осуществляются через гильзу 17 и распредели¬
тель 12, которые снабжены радиальными и осевыми канала-
459

ми. Гильза неподвижна: оиа застопорена на статоре штиф¬
том 13. Распределитель вращается вместе с колесом, так как
он связан поводком 11 с наружной крышкой ротора, орцы
распределителя около поводков уплотнены резиновыми коль¬
цами.
Рис. XVII 1.33. Конструкция гидромотор-колеса
Гидродвигатели ведущих колес серийных конструкций
рассчитаны на передачу момента до 200 оОО К1 -м при пе-
460

реп аде давления 150—200 кГ/см2. В одном гидродви¬
гателе пять — девять цилиндров при диаметре поршней 30—
50 мм.
Выбор параметров гидроагрегатов для
привода активных осей прицепных звеньев
автопоезда. Гидроагрегаты выбираются одновременно по
двум показателям: по максимальному давлению, которое дол¬
жно обеспечить требуемый момент гидродвигателя, и по про¬
изводительности, позволяющей реализовать требуемую рас¬
четную скорость автопоезда.
Привод к прицепным звеньям включается только при пре¬
одолении тяжелых участков дороги. В этих условиях необ¬
ходимо полностью использовать тяговые возможности авто¬
поезда по двигателю. При этом распределение общей тяго¬
вой силы должно быть пропорционально сцепным весам,
приходящимся на оси автопоезда. Из основного условия,
определяющего возможность движения автопоезда без бук¬
сования ведущих колес и заглохания двигателя (Оа п<|> <^<
^	п). можно найти расчетное значение коэффициента
сцепления <рПред. а через него и требуемый момент на колесах
прицепных звеньев.
Расчетное значение коэффициента сцепления будет
В этой формуле к. п. д. силовой передачи тягача и приво¬
да прицепного звена взяты одинаковыми. Тогда требуемый
момент на гидромотор-колесе одноосного полуприцепа со¬
ставит
Аналогичные выражения могут быть получены и для дру¬
гих вариантов прицепных звеньев (двухосных прицепов, по¬
луприцепов с двухосной задней тележкой и т. д.).
В свою очередь момент гидродвигателя равен
Приравняв выражения (XVIII.20) и (XVIII.21), а также
учитывая выражение (XVIII. 19), можно найти постоянную
гидродвигателя Лд:
Величина р и остальные параметры в этом выражении явля-
ются известными.
(XVIII. 19)
Мп.п = <Рпред^Го-
(XVIII.20)
Мд = 10-3- 1,59/>Лд \кГ-м\.	(XVIII.21)
А д тах 2-10~3/>Ga. „•
(XVIII.22)
461

Число оборотов гидромотор-колеса исходя из заданной
предельной скорости движения автопоезда, при которой еще
гидрообъемный привод включен, равно
„	^а-1!—	(XVIII.23)
ЛД — 0,377г0 '
Тогда требуемая производительность гидродвигателя дол¬
жна. быть
п - A	(XVIII.24)
Ча — д 0,377го •
Для гидрообъемного привода (ЗИЛ-137) в расчетных вы¬
ражениях следует учесть передаточное число главной переда¬
чи ведущих мостов. В последующем по каталожным данным
подбирается гидромотор с параметрами, близкими к расчет¬
ным.
Электрический привод. Электрический привод является
весьма совершенным, а по способу применения наиболее уни¬
версальным и перспективным. К числу преимуществ электри¬
ческого привода по сравнению с механическим и гидрообъ¬
емным относятся:
—	простота подвода мощности от источника энергии к тя¬
говым движителям (посредством кабеля), что позволяет соз¬
давать автопоезда практически с любым числом звеньев (лю¬
бой грузоподъемности и длины);
—	возможность перераспределения потока мощности пер¬
вичного двигателя между тяговыми движителями в зависи¬
мости от сопротивления движению и условии сцепления,
—	благоприятная (бесступенчатая) тяговая характеристи¬
ка, приближающаяся к идеальной;
—	про'стота реверсирования и идентичность тяговых ха¬
рактеристик на прямом и обратном ходу.
Основными недостатками электрического привода являют¬
ся: меньший к. п. д. в связи с двойным преобразованием энер¬
гии; более высокие удельный вес и стоимость по сравнению
с механическим; необходимость применения дефицитных
цветных металлов.
Практически используемые на автопоездах электрические
приводы проектируются двух разновидностей, на постоянном
токе и. на переменном токе.
Приводы на постоянном токе выполняются преимущест¬
венно как передачи постоянного действия и применяются на
многозвенных автомобильных поездах («Ле- урно», « вер-
ленд» и др.), так как любой другой тип привода на таких
автопоездах не в состоянии обеспечить требуемые технико-экс¬
плуатационные показатели. Приводы на переменном токе из¬
готовляются, как правило, бустерного типа и устанавливают¬
ся на двухзвенных автопоездах (М-437, «Гоуэр», ВА ). Сле¬
462

дует оговориться, однако, что имеются промышленные образ¬
цы приводов постоянного действия на переменном токе и при¬
водов бустерного типа на постоянном токе.
При использовании приводов постоянного действия вся
мощность первичного двигателя преобразуется в электриче¬
скую энергию, которая затем реализуется тяговыми двигате¬
лями для обеспечения движения автопоезда. Такие приводы
допускают силовое регулирование в диапазоне 15—20. Бус-
терный привод рассчитывается на нагрузку, которая не пре¬
вышает 40—50% общей нагрузки автопоезда, при этом при¬
вод тяговых движителей самого тягача осуществляется меха¬
ническим способом. Диапазон регулирования электропривода
бустерного типа значительно меньше, чем у приводов постоян¬
ного действия, и не превышает 3—5.
Установка электрических двигателей на прицепных звень¬
ях выполняется в двух вариантах: установка на прицепном
звене только одного электрического двигателя, от которого
через раздаточную коробку мощность распределяется по ве¬
дущим мостам; механизмы ведущих мостов унифицированы
с базовым тягачом (автопоезда фирмы «Мюллер»); установ¬
ка в каждом колесе индивидуального электрического двига¬
теля; этот вариант (вариант электромотор-колесо) наиболее
распространен и выгоден (фирма «JIe-Турно» на базе трех
типоразмербв мотор-колес выпускает свыше 20 наименований
сочлененных транспортно-тяговых машин).
По конструкции мотор-колеса со встроенными тяговыми
электродвигателями по принципу компоновки могут быть раз¬
делены на две группы. К первой группе относятся мотор-ко¬
леса, у которых понижающий редуктор и часть электродвига¬
теля размещены внутри колеса; выступающая за пределы ко¬
леса часть электродвигателя используется для крепления
колеса к раме машины. В мотор-колесах второй группы элек¬
тродвигатель размещен внутрн колеса, а понижающий редук¬
тор, имеющий малые аксиальные размеры, смонтирован в
специальном картере, который прикреплен к раме машины.
Понижающие редукторы мотор-колес проектируются односту¬
пенчатыми (чаще всего) и двухступенчатыми.
Одна из конструкций мотор-колеса первой группы отечест¬
венного производства показана на рис. XVI 11.34. Обод 1 ко¬
леса насажен на стакан 2. Стакан через два шариковых ра¬
диальных подшипника 8 опирается на несущий корпус 9.
Корпус 9 с помощью фланца и болтов 10 крепится к раме
машины (прицепа или полуприцепа). Внутрь стакана 2 и
корпуса 9 вмонтирован одноступенчатый понижающий редук¬
тор. Эпицикл 3 редуктора запрессован и застопорен в стака¬
не 2. Электродвигатель 11 в сборе вставлен в полость корпу¬
са 9 и жестко в нем закреплен.
Зал 7 электродвигателя посредством муфтьг вращает ве¬
463

дущую солнечную шестерню 4, а она через блок 6 и проме¬
жуточный блок (на рисунке не показан) приводит в движе¬
ние эпицикл и связанное с ним колесо. Механизм редуктора
снаружи прикрыт крышкой 5. Для охлаждения электродвига¬
теля служит вентилятор, который засасывает атмосферный
воздух через отверстия А и направляет его через кольцевую
щель Б к полости В. Воздух, поступив в полость В и пройдя
внутреннюю полость двигателя, выбрасывается со стороны
жалюзи 13. На валу электродвигателя с внутренней стороны
устанавливается электромагнитный тормоз /2.
Рис. XVI 11.34. Конструкция электромотор-колеса со пстроенным в колесо
планетарным редуктором
Конструкция мотор-колес второй группы (рис. XVIII.35)
более компактна в осевом направлении, других преимуществ
она не имеет.
Несущий корпус 13 мотор-колеса посредством фланца за¬
креплен на раме прицепного звена. На выступающей его ци¬
линдрической части установлена на двух роликоподшипни¬
ках 11 ступица 8 колеса. Внутри корпуса 13 смонтированы
статор 9 и ротор 10 электродвигателя. Ротор электродвигате¬
ля закреплен в двух подшипниках 3, стаканы 14 которых
464

с помощью болтов закреплены в перегородках корпуса. Вал 5
ротора приводит в движение редуктор колеса.
Редуктор состоит из бортовой передачи, куда входят зуб¬
чатое колесо 4 и сцепленные с ним три зубчатых колеса 7, и
колесной передачи в виде трех зубчатых колес 6, сцепленных
с эпициклом 2.
Рис. XVI[[.35. Конструкция электромотор-колеса со встроен¬
ным в колесо электромотором и редуктором
Эпицикл 2 запрессован в ступицу колеса и от проверты¬
вания застопорен. Охлаждается электродвигатель воздухом,
засасываемым через патрубок / и выбрасываемым через жа¬
люзи 12. Трудность доступа к внутренним механизмам дви¬
гателя и отсутствие электромагнитного тормоза являются
недостатками мотор-колес второй группы.
465

Конструкции мотор-колес обеих групп требуют подшипни¬
ков и сальниковых уплотнений больших габаритов, что услож¬
няет и удорожает их производство.
Схемы и расчет электрических приводов
постоянного действия. Эти приводы относятся к чис¬
лу дифференциальных. Для них справедливы следующие со¬
отношения:
Пх ф П2ф П^Ф ‘ • Ф nmi
Мх Ф М2 Ф М3 ф ... Ф Мт,
i=m
2я-2л.
/=1
т. е. в общем случае обороты мотор-колес и подводимые к ним
моменты неодинаковы, общая сила тяги автопоезда равна
сумме сил тяги, развиваемых каждым мотор-колесом в от¬
дельности.
Приводы постоянного действия оборудуются главным об¬
разом электродвигателями сериесного или компаундною ти¬
па, при этом последним отдается предпочтение. Компаундные
двигатели, имея смешанное возбуждение, при резком сниже¬
нии нагрузки (малый коэффициент сцепления, вывешивание
колес при преодолении канав, траншеи и пр.) не подвержены
разносу.
При проектировании электрических приводов прицепных
звеньев постоянного действия особое внимание обращается
на выбор схемы главной цепи электрических машин. Эта схе¬
ма должна быть гибкой и допускать в зависимости от до¬
рожных условий и режима движения наиболее рациональные
варианты включения электродвигателей в главную цепь Для
примера рассмотрим схему главной цепи (рис. Xvni..5b),
состоящую из генератора и четырех мотор-колес. Эта схема
позволит уяснить основные закономерности построения глав¬
ной цепи электрических машин. Будем считать, что во время
движения автопоезда мощность первичного двигателя Л/д и
генератора Nr остаются постоянными и равными номиналь¬
ным значениям. В этом случае, как это и требуется, обеспе¬
чивается наибольшая производительность. 1огда согласно
принятому
Nr — UrIr = const,
где Ur и /г — соответственйо напряжение и сила тока в глав¬
ной цепи генераторов.-
При трогании с места и разгоне, при преодолении тяже¬
лых участков дороги, когда скорости движения малы, к ве¬
дущим движителям автопоезда необходимо подводить боль¬
шие тяговые усилия (крутящие моменты). Все тяговые элек¬
тродвигатели мотор-колес на этих режимах е главную цепь

должны быть пключены последовательно (рис. XVIII.36, а, б;
контакторы 7/С, 4К и 5К замкнуты, все остальные разомкну¬
ты). Такое включение обеспечивает максимальную силу тока
в якорях и максимальное возбуждение в обмотках возбужде¬
ния всех электродвигателей, а стало быть, и наибольшие
крутящие моменты на колесах Мк = см/яФ. При этом напря¬
жение на зажимах одного двигателя будет равно Ua =	,
а сила тока в электродвигателях /д = /г, где т — число мо-
тор-колес. /д определяется электродвигателем того колеса,
которое в данный момент наиболее нагружено. По мере уве¬
личения скорости возрастает напряжение на зажимах элек¬
тродвигателя и генератора и уменьшается ток в главной
цепи.
Для расширения диапазона регулирования и последую¬
щего плавного увеличения скорости автопоезда при той же
отдаваемой мощности генератора следует повышать напряже¬
ние на зажимах электродвигателей и снижать в якорях вели¬
чину тока. Это можно достигнуть путем перехода с последо¬
вательного включения электродвигателей в главную цепь на
последовательно-параллельное (рис. XV111.36, а, в\ включены
контакторы 2К, ЗК, 4К и 5К, остальные контакторы разом¬
кнуты). Тогда
где q—число двигателей в одной параллельной ветви;
k —число параллельных ветвей.
Нетрудно показать, что kq — m.
Высших скоростей движения автопоезда при той же Nr
можно достигнуть путем дальнейшего увеличения напряже¬
ния на зажимах электродвигателей и снижения силы тока в
якорях. Для этого нужно осуществить переход с последова¬
тельно-параллельного на параллельное включение электро¬
двигателей и главную цепь (рис. XVIII.36,а, г\ контакторы
2К, ЗК, 6К, 7/С, 8К и 9К включены, остальные контакторы
выключены). Тогда
U' = Ut, а
Таким образом, главная цепь электрических машин каж¬
дый раз должна соответствовать режиму движения автопоез¬
да и дорожным условиям.
Рациональное использование мощности электрических ма¬
шин осуществляется регулированием. Оно достигается за
счет изменения мощности генератора (первичного двигате¬
ля) и в основном за счет регулирования мощности электро¬
двигателей. Частичное регулирование производится водите-
467

лем, основное — автоматически, путем применения специаль¬
ных самонастраивающихся систем. Рассмотрим работу элек¬
тродвигателей мотор-колес при последовательном соедине¬
нии. В случае недостаточности сцепления какого-нибудь ко¬
леса с дорогой оно начнет пробуксовывать: электромагнит¬
ный момент у этого колеса по сравнению с другими превос¬
ходит момент по сцеплению. Буксование колеса вызовет уве¬
личение противоэлектродвижущей силы на зажимах его элек¬
тродвигателя, а следовательно, и напряжения, подводимого
от генератора. Одновременно с этим ровно на столько же
уменьшится напряжение на зажимах электродвигателей не¬
буксующих колес, а стало быть, и снизится число их оборо¬
тов. При усилении буксования напряжение электродвигате¬
лей небуксующих колес может уменьшиться на столько, что
полностью прекратится их вращение. Автопоезд остановится.
Движение автопоезда может возобновиться двумя путя¬
ми: увеличением мощности генератора за счет подъема Ur\
за счет рационального перераспределения прежней мощности
генератора между тяговыми электродвигателями мотор-ко¬
лес. Путь увеличения мощности генератора крайне неэконо¬
мичен и непостоянен, поскольку он не устраняет причин бук¬
сования мотор-колес. Этот путь можно использовать лишь
в крайних случаях. Практически на серийных автопоездах
применяется второй способ регулирования. Специальные ав¬
томатические устройства управляют магнитными потоками в
обмотках возбуждения тяговых электродвигателей и каждый
раз приводят их в соответствие с внешней нагрузкой, прило¬
женной к колесам. Магнитные потоки (и напряжения) элек¬
тродвигателей буксующих мотор-колес принудительно умень¬
шаются, а потоки электродвигателей небуксующих мотор-ко¬
лес увеличиваются, при этом между магнитными потоками
Фэд и моментами нагрузки Мзд должно существовать соотно¬
шение
^1вД	^2вД 		Мт
Ф..Д	Ф/я ел
При параллельном включении электродвигателей по срав¬
нению с их последовательным включением возникает опас¬
ность появления генераторных режимов. Обращение работы
электродвигателей будет происходить у тех колес, которые
имеют наименьшие номинальные радиусы г0 или какое-то
время вынуждены проходить большие отрезки пути (при ра¬
венстве радиусов).
Тормозящее действие таких колес увеличивает сопротив¬
ление движению, снижает скорость и приводит к необходи¬
мости более интенсивной работы генератора. Автоматическим
снижением возбуждения (магнитного потока) электродвига-
469

телей у этих колес можно добиться устранения генератор ы
режимов.
Выбор электрических машин постоянного
тока для привода активных осей прицепных
звеньев. Свойства электрических машин следует выбирать
такими, чтобы при изменении режимов движения и нагрузок
автопоезда генератор и электродвигатели обладали автома¬
тичностью саморегулирования выходных параметров (для ге¬
нератора иг и /г, для элек¬
тродвигателей /д и Uд) и со¬
храняли заданный режим
работы первичного двигате¬
ля (полный отбор его мощ¬
ности). Требуемая характе¬
ристика совместной работы
генератора и двигателя вну¬
треннего сгорания (ДВС)
показана на рис. XVIII.37.
В диапазоне величин тока
нагрузок /гmin ^гшах гене¬
ратор должен иметь гипербо¬
лическую характеристику,
при которой UrIT = Nr = N %.
Участок O-cC/r^^rmin пуско¬
вой, участок справа от
/г max — ограничительный.
Если автопоезд имеет т
мотор-колес, каждый из которых потребляет А^д, то мощность
'тщ
Рис. XVI11.37. Требуемая характери¬
стика совместной работы генератора
и двигателя внутреннего сгорания
не
менее А/г ^ mNx
генератора должна быть
электромоторов (в л. с.) должна
максимальную скорость движения автопоезда.
обеспечивать
Мощность
расчетную
Fv
max v
13
270т%. „
(XVIII.25)
где фшш — расчетное сопротивление дороги, равное 0,02—
0,03;
А и F — коэффициент сопротивления и площадь лобово¬
го сопротивления автопоезда (см. «Теорию»);
5 — коэффициент, учитывающий влияние прицепных
звеньев на увеличение лобового сопротивления,
равный 1,1 —1,2;
^тах—максимальная скорость автопоезда; по опыту
промышленных образцов равна 30—40 км]ч\
^б. п—к. п. д. бортового редуктора, равный 0,92—0,95.
470

Для серийных электродвигателей, встраиваемых в колеса,
мощность Л/д изменяется в широких пределах (от 15 до
90 кет).
Внешняя характеристика генератора Ur = f(lr) решающим
образом зависит от системы возбуждения. Применительно
к тягово-транспортным машинам наилучшие показатели дает
независимое возбуждение от возбудителя с расщепленными
полюсами (рис. XVIII.38). Для питания обмотки возбужде¬
ния ОВГ генератора Г в схеме применен синхронный возбу-
U*Nr
Рис. XVII 1.38. Электрическая схема независимого
возбуждения генератора
дитель СВ, который подает ток на ОВГ через выпрямитель¬
ный мост и вентиль В. Вентиль В изменяет ток возбуждения,
а следовательно, и ток генератора. Управление вентилем В
осуществляется управляющим устройством УУ и преобразо¬
вателем П. В качестве преобразователя П используется де¬
литель Д, на входы которого подаются сигналы, пропорцио¬
нальные мощности генератора Nv (делимое) и току нагрузки
(делитель /г).
Сигнал по току нагрузки проходит через трансформа¬
тор постоянного тока ТПТ. Выходной сигнал, пропорцио¬
нальный напряжению, проходит на УУ и далее на В ге¬
нератора.
Пределы t/rmax и /Гшах регулируются ограничителями,
встроенными в делитель Д.
Параметры электродвигателей мотор-колес должны обес¬
печивать:
—	максимальный момент, который может быть реализо¬
ван в тяжелых дорожных условиях;
—	максимальную скорость движения автопоезда при экс¬
плуатации по усовершенствованным дорогам.
471

Передаточное число понижающего бортового редуктора
мотор-колес на высшей передаче выбирается по формуле
	Г) Q77	(XVIII.26)
где ядтах — максимально возможные обороты электромото¬
ра, обычно меньше 3000—4000 об1мин.
При более высоких ядтах возникают трудности по преодо¬
лению вредных явлений от коммутации в коллекторе и тре¬
буются подшипники повышенной работоспособности, что уве¬
личивает вес машин. В промышленных моделях мотор-колес
1ъ. п = 25 ч-60.
У многозвенных автопоездов все колеса выполняются ве¬
дущими. В тяжелых дорожных условиях электродвигатели
колес соединены последовательно. Расчетным коэффициент
сцепления ю выбирается 0,3—0,5.
Моменты электродвигателя и предельный расчетный мо¬
мент мотор-колеса по сцеплению связаны выражением
■ > k, (Фс + Ф„.) /, m„.	(XVUI27)
П%. п
где кя — посеянная по моменту, кГ * м/вб ■ а,
и Фш — магнитные потоки основной (сериеснои) и до¬
полнительной (шунтовои) обмоток, во,
/д тах —максимально допустимый ток в якоре, а.
Максимальное значение силы тока в якоре следует счи¬
тать известным; для выполненных конструкции мотор-колес
/дшах = 200^400 а. Известной является также и постоянная
электродвигателя &д (для некоторых серийных могор-колес
£д = 9,2• 10-8 кГ'м/вб-а). Тогда из неравенства (XVIII.27)
может быть найден требуемый магнитный поток \v — amin).
(ф , ф ^		•	(XVIII.28)
+ vn. ) ^ *д/д таЛ- П^. П
Если расчетная величина магнитного потока окажется
весьма значительной и возникнут трудности в его реализа¬
ции, магнитный поток следует снижать до приемлемых зна¬
чений (Ф^ 4- Фщ), но при этом в бортовом редукторе необ¬
ходимо ввести дополнительную передачу
,	^	(XVIII.29)
Максимальная скорость автопоезда достигается при наи¬
большем напряжении генератора (минимальном г) и парал¬
лельном соединении электродвигателей мотор-колес.
min

Максимальное напряжение Urmax выбирается по опыту
выполненных конструкций в пределах 400—800 в. Ограничи¬
вающими факторами являются опасность перегрева обмотки
возбуждения и прочность изоляции.
Поскольку Nr выбрано ранее, то по известной величине
£/г max можем найти значение тока в электродвигателях, при
котором достигается максимальная скорость
.		 A- mln
л mln	У г maxw	гп
В свою очередь скорость вращения электродвигателя
=	(XVII1.30)
связана с его электрическими параметрами формулой
Uг max	mln	-	/\z\mhoi\
>д(Фс+Ф^)-'	wvnui)
где + /?в) — сопротивление якоря и обмотки возбужде¬
ния;
kAv — постоянная электромотора по скорости,
в/вб\ &Дг, = Ад,
“Ь	—требуемый магнитный поток в	электродви¬
гателе При Ртах-
Значение сопротивления (Rh + Rв) выбирается по опыту
выполненных конструкций. Тогда, совместив	выражения
(XVIII.30) и (XVII 1.31), можно найти величину магнитного
потока, обеспечивающего получение оШах:
(*.. + Фш„) = iV,,m-/»^№ + '?-)|0'377г° . (XVIII.32)
Kxv^ шах'б. п
Схемы и расчет электрических приводов
бустер н ого действия. Как уже отмечалось выше, та¬
кие приводы применяются только на двухзвенных автопоез¬
дах. Особенностью силовой передачи рассматриваемых авто¬
поездов является существенное различие механических ха¬
рактеристик и свойств приводов тягача и прицепного звена.
Колеса тягача связаны с первичным двигателем непосредст¬
венно через комплекс шестеренчатых агрегатов (и нагруже¬
ны моментом Мд.пер), колеса прицепного звена — с помощью
электропривода. По статистическим данным, приводы электри¬
ческого бустерного типа работают в одноразовом включении
до 70—90 мин. Согласование параметров привода бустерного
типа представляет главную задачу проектирования.
473

В качестве тягового оборудования для прицепных звеньев
используются преимущественно электрические машины пере¬
менного тока: синхронный генератор (на тягаче) и асинхрон¬
ные электродвигатели (на прицепных звеньях). Достоинство
электрических машин переменного тока перед машинами по¬
стоянного тока заключается в простоте К0^ТРУ^ЦИ^} в ^ень‘
шем удельном весе (3,5—7,0 кГ/квт вместо 12	0	к	/кет) де¬
шевизне и надежности эксплуатации. Однако они более
сложны в регулировании режимов работы, саморегулирова¬
ние менее глубоко (I : 10), переменный ток для человека бо¬
лее опасен. Учитывая последнее, максимальное напряжение
f/rmax в электроприводе переменного тока в 1,5 раза вы¬
бирается меньшим, чем в электроприводе постоянного тока,
и ограничивается величиной 350—400 в.
Скорость вращения и величина крутящего момента асин¬
хронных (трехфазных короткозамкнутых) двигателеи регу¬
лируются изменением частоты и величины подводимого
напряжения или изменением числа пар полюсов ста¬
тора.	'	^
Первый способ наиболее доступен. Так, применительно
к автопоездному транспорту он может быть осуществлен ва¬
риацией скоростного и мощностного режимов первичного
двигателя (ДВС), а стало быть, и приводимо!о им генера¬
тора. Вариация по скорости (частоте) для Д^С вполне воз¬
можна в диапазоне 1 :2 (от Ядпип ДО Ядтах-)- Для эпизодиче¬
ской активизации прицепных звеньев такое регулирование
оказывается вполне достаточным. Поэтому преимущества
электропривода на переменном токе при минимуме отрица¬
тельных свойств закрепили его применение на двухзвенных
автопоездах. Тяговое электрооборудование на постоянном
токе в системах бустерного привода нерационально и встре¬
чается редко.
В случае необходимости более глубокого регулирования
электропривода на переменном токе в схему включаются
специальные преобразователи частоты (статические с пере¬
менными управляемыми вентилями или электромагнитные
преобразователи). Связь между напряжением, частотой и
моментом асинхронного электродвигателя устанавливается
отношением
иА _ X ^Мл
£/н.Д /н }/"Л1н. А
где	j	и	М„—соответственно напряжение на зажимах
электродвигателя, частота тока и момент
на валу; индекс «н» означает номиналь¬
ное значение этих параметров.
474

Кроме того, известно также, что
Фд
FSTT	(XVIII'34)
Ф
н. д
(XVIII.34, а)
где Фд — магнитный поток.
Исходя из условия, что для любого значения частоты
мощность асинхронного двигателя постоянная и равна Мд=
=Nu.д» то из равенства (XVIII.34, а) получим
/	/	фн.	д
Jh \ Фд
Из формул (XVII 1.33) и (XVIII.34) имеем
ин. д/	Фн. Д
(XVIII.35)
(XVIII .36)
U,J« Фд ‘
Совмещая формулы (XVIII.35) и (XVII 1.36), окончатель¬
но получим
1
^д/н
или
^н.д/
Ulfn
и	и
ин. д __ и д
/н	/
Тогда
VI
Это выражение показывает один из возможных путей ре¬
гулирования электропривода с асинхронными электродвига¬
телями. С увеличением сопротивления скорость движения ав¬
топоезда уменьшается, момент на колесах тягача ввиду при¬
способляемости двигателя внутреннего сгорания (ДВС) бу¬
дет возрастать. В соответствии с этим синхронно должна
уменьшаться и скорость вращения колес прицепного звена за
счет согласованного снижения f и Ua электродвигателя. Но
при этом тяговый момент на колесах прицепного звена по
величине увеличивается. Схему силовой передачи и ее пара¬
метры желательно выбирать такими, чтобы они обеспечивали
на колесах звеньев автопоезда распределение моментов про¬
порционально их весу, т. е.
Л/д. пер — тМ&	тМА
Or ~~ Gn ’
475

Электрический привод к мотор-колесам увязываете с и-
нематической характеристикой силовой передачи тягача, а*
риантов кинематической увязки может быть несколько, ас-
смотрим один из них.
Число оборотов колес прицепного звена со встр нн м
электродвигателем равно
п = ”ст 0 - S11	(XVIII.37)
*6. П
где пст — скорость вращения магнитного поля статора,
s — скольжение, равное 2—4% независимо от нагрузки.
При одинаковом размере шин обороты колес прицепного
звена устанавливаются такими же, как и у тягача.
Лд -	(XVIIL38)
Пк ~ — "7	«к.	п>
I то
где пк т —число оборотов колес тягача;
пА —число	оборотов первичного	двигателя	(ДВС),
iTр — общее	передаточное число	силовой	передачи тя-
После совмещения формул (XVIII.37) и (XVI11.38) мож¬
но найти требуемое значение /б. а-
=	(XVIU.39)
Лд
В этой формуле лст и пд согласованы, при этом пд извест¬
но из скоростей характеристики ДВС. Найдем пст.
Если генератор выбран, то передаточное число согласую¬
щего редуктора между ним и ДВС должно быть
/	== JhL	(XVIIL40)
*Р«Д Пт '
Частота магнитного поля генератора
ПгРг _ п*рЧ-
/ г =
60	60/ред
где ft — число пар полюсов генератора.
Тогда
60/г
Пг Т = '
р91
где рад — число пар полюсов электродвигателя,
или
476
п	(xvm.4i)
Р» д *ред

После подстановки в формулу (XVII 1.39) получим
i
Р« л ^ред
(XVIII.42)
На основании каталожных данных подбираются соответ¬
ствующие генератор и электродвигатели, которые обеспечи¬
вали бы равенство (XVIII.42). Для некоторых армейских се¬
рийных образцов электрических приводов бустерного типа
на переменном токе (автопоезд UET — RT) принимаются тя¬
говые электродвигатели со следующими данными: рг = 5 (де¬
сятиполюсный синхронный генератор), рэд = 4/2 (асинхронные
короткозамкнутые роторные электродвигатели с переключе¬
нием режимов).
Для случая когда рг = рЭц и *рсД=1, передаточное число
бортовой передачи мотор-колес равно *’б. п = *тр- Передаточное
число силовой передачи тягача на низших передачах может
достигать 100-т-150. Реализовать такое большое значе¬
ние /р. п в бортовом редукторе затруднительно. Поэтому ре¬
альными путями (/б.п = 25-^50) при конструировании мотор-
колес с уменьшенными габаритами и весом являются:
—	применение высокомоментных многополюсных низко¬
оборотных асинхронных электродвигателей (большое рэд);
—	использование в качестве источников питания двух- и
четырехполюсных низкооборотных синхронных генераторов
(малое рг и большое /ред).

ЛИТЕРАТУРА
Бидерман В. Л и др Автомобильные тины. М., Госхимиздат,
1963.
Б а л а б и н И. В., Путин В. А. Автомобильные и тракторные ко¬
леса. Челябинск, ЧКЙ, 1963
Гельфгат Д. В., Ошноков В. А. Рамы грузовых автомобилей.
М., Машгиз, 1959.
Долматовский Ю. А. Основы конструирования автомобильных
кузовов. М., Машгиз, 1962.
Бухарин Н. А. Тормозные системы. М.— Л., Машгиз. 1950.
Розанов В. Г. Торможение автомобиля и автопоезда. М., Изд-во
«Машиностроение». 1964.
Беленький Ю. Б. и др. Новое в расчете и конструкции тормозов
автомобилей. М., Изд-во «Машиностроение», 1965.
Л ы с о в М, И. Рулевые управления автомобилей. М., Изд-во «Ма¬
шиностроение», 1964.
Селиванов Н. Н., Серебряный М. И. Специализированные
автомобили и автопоезда М. Изд-во «Машиностроение», 1964.
Аксенов П. В, Кононович Ю. А. Плавающие колесные и гу¬
сеничные машины. Воениздат, 1963.
Акимов А. Г., Закс М. Н. и др. Саморазгружающиися автотранс¬
порт. М., Изд-во «Машиностроение», 1965.
Закин Я. X., Щукин М. М. Конструкции и расчет автомобильных
поездов. Л., Изд-во «Машиностроение», 1968.
Сорочан Ю. П., Марциновский Л. Я- Автомобильные поезда,
М., Изд-во «Машиностроение», 1965.

ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава XI. Колесный движитель
1.	Типы колесных движителей и требования, предъяв¬
ляемые к ннм
2.	Тороидные шины
3.	Специальные шины
4.	Подбор шин
5.	Конструкция ободьев и ступиц
6.	Колесные движители для особых условий эксплуатации
7.	Оборудование для регулирования давления воздуха
в шинах
Глава XII. Балки мостов
1.	Назначение, классификация н требования, предъяв¬
ляемые к конструкции мостов
2.	Балки ведущих мостов
3.	Ведомые управляемые мосты
4.	Ведущие управляемые мосты
Глава XIII. Подвески
1.	Классификация подвесок и требования, предъявляе¬
мые к ним
2.	Типовые схемы подвесок автомобилей и расчет
схемы
3.	Конструкция типовых узлов подвески
4.	Элементы конструкции подвесок
5.	Амортизаторы
6.	Пневматические и пневмогидравлические подвески
Глава XIV. Рамы, корпуса и кузова
1.	Рама
2.	Расчет рамы
3.	Корпуса
4.	Кузова автобусов и специальных автомобилей . . .
5.	Кабина и кузов грузовых автомобилей и многоос¬
ных шасси
Глава XV. Тормозные системы
1.	Назначение тормозных систем и требования, предъ¬
являемые к ним
2.	Тормозные механизмы (тормоза)
3.	Механический тормозной привод
4.	Гидравлический тормозной привод
5.	Пневматический тормозной привод
6.	Комбинированные типы тормозных приводов ....
Стр.
3
6
18
23
24
30
35
45
47
60
71
73
83
93
103
122
134
, 147
155
164
166
174
183
186
219
223
479

Стр.
Глава XVI. Рулевое управление . , . . 			288
1.	Назначение и требования, предъявляемые к рулево¬
му управлению		—
2. Классификация рулевых механизмов, приводов и
усилителей руля		291
3.	Оценочные параметры рулевых механизмов ....	292
4.	Типовые конструкции рулевых механизмов ....	295
5.	Рулевые приводы и их оценочные параметры , . .	310
6.	Расчет рулевых механизмов и приводов		323
7.	Усилители рулевого управл&ння		335
Глава XVII. Дополнительное оборудование армейских автомоби¬
лей 		371
1.	Коробка отбора мощности		372
2.	Лебедки		376
3.	Привод дополнительных колес (катков)		385
4.	Подъемное оборудование платформ, самосвальных
кузовов и колесодержателен запасных колес . . .	392
5.	Водоходные движители и водооткачивающее обору¬
дование плавающих автомобилей		398
Глава XVIII.	Автомобильные поезда		405
1.	Типы автомобильных поездов и требования, предъ¬
являемые к ним		—
2.	Общие конструктивные особенности автомобильных
поездов 	 		410
3.	Сцепные устройства автомобильных поездов . . .	420
4.	Поворотные устройства прицепных звеньев ....	440
5. Механизмы привода активных осей прицепных
звеньев		449
Литература		478
АРМЕЙСКИЕ АВТОМОБИЛИ. КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ. ЧАСТЬ II
Под наблюдением редактора Окунева Ю. К.
Переплет художника Мельникова Г. М.
Технический редактор Петухова С. В.	Корректор Квятковская В. В.
Г-72782.	Сдано	п	набор	30.10.69	г.	Подписано к печати 17.4.70 г.
Формат бумаги 50X90'/... Печ. л. 30. Уел. печ. л. 30. Уч.-нэд. л. 27.928
Изд. JV» 5/2333. «Для внутриведомственной продажи (цена 83 коп.)»	Зак.	2961.
Ордена Трудового Красного Знамени
Военное издательство Министерства обороны СССР
Москва. К-160
2-я типография Воениэдата, Ленинград, Д-65. Дворцовая пл., 10