Текст
МАШИНОСТРОЕНИЕ
ЭНЦИКЛОПЕДИЧЕСКИЙ СПРАВОЧНИК
РЕДАКЦИОННЫЙ СОВЕТ
Председатель Совета и главный редактор
акад. Е. А. ЧУДАКОВ
С. А. АКОПОВ, И. И. АРТОБОЛЕВСКИЙ, Н. С. АЧЕРКАН, И. М. БЕСПРОЗВАННЫЙ,
Н. Т. ГУДЦОВ, В. И. ДИКУШИН, А. И. ЕФРЕМОВ, В. К. ЗАПОРОЖЕЦ, А. И. ЗИМИН.
Н. С. КАЗАКОВ, М. В. КИРПИЧЕВ, В. М. КОВАН, Ю. П.ДОНЮШАЯ, А. А. ЛИПГАРТ,
В. А. МАЛЫШЕВ, Л. К. МАРТЕНС, Л. М. МАРИЕНБАХ, Г. А. НИКОЛАЕВ, И. А. ОДИНГ
(зам. председателя Редсовета), Е. О. ПАТОН, Л. К. РАМЗИН, Н. Н. РУБЦОВ, М. А. САВЕРИН
(зам. председателя Редсовета), И. И. СЕМЕНЧЕНКО, С. В. СЕРЕНСЕН, К. К. ХРЕНОВ.
М. М. ХРУЩОВ, Н. А. ШАМИН, А. Н. ШЕЛЕСТ, Л. Я. ШУХГАЛЬТЕР (зам. главного редактора),
А. С. ЯКОВЛЕВ
РАЗДЕЛ ЧЕТВЁРТЫЙ
КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШИН
ТОМ 11
Ответственный редактор
проф., д-р техн. наук Л. К. МАРТЕНС
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
МОСКВА — 1 948
ПРОИЗВОДСТВЕННАЯ ЧАСТЬ
Зам. начальника издательства Д. М. Польский. Начальник производствен-
ного отдела Машгиза С. А. Соловьев. Зав. производством .Справочника"
Б. С. Раецкий. Техн. редактор Б. И. Модель. Зав. корректорской
С. А. Третьяков. Корректоры О. И. Семенова, В. Г. Матисен. Худож-
ник А. Л. Вельский. Руководители графического бюро А. И. Эйфель и
А. А. Силаев. Графики Д. М. Тетерин, А. Ф. Иваницкая, Н.И. Корытцев'
Е. Г. Курочкин, Н. М. Владимирова, 3. И. Погудкина.
Полиграфические работы выполнены в 1-й типографии Машгиза. Директор
типографии Н. И. Панин. Гл. инженер О. Я. Васин. Зав. производством
Л. О.Машгиза Я-И.Лебедев. Зав. производством типографии Н.С.Кондрот.
Набор и вёрстка произведены под руководством С. А. Павлова и техно-
лога Э. Я' Потапенко. Печатью руководили М. Л. Седов и технолог
С. М. Сундаков. Брошировэчно-переплётные работы выполнялись под
руководством М. Ф. Семенова. Тиснением руководила Д. Г. Белова.
Матрицы и стереотипы изготовлены под руководством И. М. Беспалова.
Типографская корректура проведена под руководством Е. А. Беляпкина.
Бумага фабрики им. Володарского. Ледерин Щёлковской фабрики. Картон
Калининской фабрики. Шрифт изготовлен на 1-м и 2-м шрифтолитейных
заводах.
11-й том сдан в производство 5/Х1 1947 г. — 14/1 1948 г. Подписан к пе-
чати 23/V1 1948 г. АС5593. Заказ № 3165. Бумага 70xl08Vie- Уч.-изд. листов 62.
Печатных листов 29 + 2 вклейки. Тираж 50 000. A-й завод 1—25 000)
*
Адрес типографии: Ленинград, ул. Моисеенко, д. 10.
АВТОРЫ ТОМА
А. Д. АБРАМОВИЧ, инж., С. И. БЕРЕЗОВСКИЙ, инж., Н. Ф. ВЕРЖБИЦКИИ,
канд. техн. наук, К. И. ГЕНКИН, канд. техн. наук, Д. Б. ГИНЗБУРГ, проф.,
Б. В. ГОЛЬД, доц.,канд.техн.наук,Ю. А. ДОЛМАТОВСКИЙ, инж., А. А. ДУШКЕВИЧ,
ст. научн. сотр., Г. В. ЗИМЕЛЕВ, проф., д-р техн. наук, К. С. ИВАНОВ,
инж., М. И. КИШИНСКИЙ, канд. техн. наук, А. А. КРЕЙСЛЕР, канд. техн. наук,
С. А. ЛАПТЕВ, инж., Е. Д. ЛЬВОВ, проф., д-р техн. наук, А. Н. ОСТРОВЦРВ,
канд. техн. наук, А. И. СКЕРДЖЕВ, инж , Г. Г. ТОКАРЕВ, инж., А. Г. ЧЛЕНОВ,
инж., Д А. ЧУДАКОВ, канд. техн. наук.
НАУЧНЫЕ РЕДАКТОРЫ
ВЛИЗНЯНСКИЙ А. С. инж. (терминология и обозначения), ГИНЗБУРГ Д. Б., проф. (гл. IX),
ГОЛЬД Б. В., доц., канд. техн. наук (гл. I—V), КАРЕЛЬСКИХ Д. К., проф. (гл. VI-VJII),
КРИСТИ М. К., проф. (гл. VI—VIII), МАЛАХОВСКИЙ Я- Э., доц. (гл. I—V), МАРКУС М. Е.,
инж. (научный редактор тома), ЧУДАКОВ Е. А., академик (гл. 1—V), ШПРИНК Б. Э., проф.
(зам. отв. редактора тома)
Научные редакторы графических работ: инж. В. Г. КАРГАНОВ и инж. П. М. ИОНОВ
Редактор-организатор тома Р. А. БИБАНОВА
Зав. редакцией В. Н. МАЛЕЦКАЯ
Адрес редакции: Москва, Третьяковский пр., д. 1, Машгиз
Главная редакция энциклопедического справочника .Машиностроение'
СОДЕРЖАНИЕ
От редактора . . VI
АВТОМОБИЛИ
Глава I. ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ {проф., д-р
техн. наук Г. В. Зимелев) 1
Оценочные параметры ........... I
Тяговая механика автомобиля ....... 1
Торможение автомобиля 18
Тяговый расчёт автомобиля 20
Экономика автомобиля 23
Устойчивость автомобиля 25
Колебания автомобиля 27
Глава И. ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ 31
Компоновка автомобилей {доц.,
канд. техн. наук Б. В. Гольд) 31
Основные типы автомобилей 31
Компоновка грузовых автомобилей .... 31
Компоновка автобусов 33
Компоновка легковых автомобилей .... 36
Шасси (доц., канд. техн. наук R. В. Гольд
и канд. техн. наук А. Н. Островцев). . 39
Сцепление 39
Коробка передач 51
Карданный привоя 71
Ведущий мост 82
Передний мост 98
Подвеска 106
Колеса и шины 119
Тормозное управление 122
Рулевое управление 139
Автомобильные кузовы (инж:.
Ю. А. Долматовский) 1-17
Общие сведения 147
Основные этапы конструирования кузова . 147
Типы кузовов 147
Компоновка кузова 149
Основные узлы и детали кузова 153
Корпусы кузовов легковых и кабины гру-
зовых автомобилей 159
Корпусы автобусных кузовов 162
Автомобильные поезда (инж.
С. А. Лаптев) 167
Определение и классификация 167
Маневренные качества автомобильных
поездов 168
Грузоподъёмность автомобильного поезда 172
Конструктивные и эксплоатационные осо-
бенности седельных тягачей с полупри-
цепами 173
Основные конструктивные элементы при-
цепов 173
Основные конструктивные элементы при-
цепов - роспусков 175
Основные конструктивные элементы се-
дельных тягачей и полуприцепов .... 176
Кинематика опорно-сцепного устройства
седельного тягача и полуприцепа .... 178
Тормозные системы 179
Оси прицепов • . . 180
Прицепы тяжеловозы 18?
Прицепы малой грузоподъёмности .... 184
Глава III. АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРО-
ХОДИМОСТИ (ст. научн. сотрудник
А. А. Душкевич) '. . . . 187
Колёсные автомобили высокой проходи-
мости 18?
Полугусеничные автомобили 207
Автомобили-амфибии 217
Глава IV. АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ
ТОПЛИВЕ 236
Газогенераторные автомо-
били {канд. техн. наук М. И. Кишин-
ский, инж. А. И. Скерджев) 226
Назначение и типы газогенераторных авто-
мобилей 226
Расположение газогенераторной уста-
новки на автомобиле и весовая характе-
ристика 226
Динамическая характеристика газогенера-
торного автомобиля 231
Эксплоатационная характеристика газоге-
нераторного автомобиля 234
Стоимость эксплоатации газогенератор-
ного автомобиля 238
Долговечность газогенераторного автомо-
биля 238
Газобаллонные автомобили
{канд. техн. наук К. И. Генкин) .... 238
Общие сведения 238
Основные элементы автомобилей газовых
установок 24А
Глава V. ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИ-
СТИКИ АВТОМОБИЛЕЙ {инж. А. Д.
Абрамович) 25ft
ТРАКТОРЫ
Глава VI. ТЕОРИЯ ТРАКТОРА (проф., д-р
техн. наук Е. Д. Львов) 274
Устойчивость и экономичность работы
тракторного агрегата 274
Общая динамика колёсных тракторов . . . 274
Общая динамика гусеничных тракторов . . 280
Тяговый расчёт тракторов 288
Теория поворота колёсных и гусеничных
тракторов Э8§
СОДЕРЖАНИЕ
V
Глава VII. КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕ-
НИЕ ТРАКТОРОВ {доц., канд. техн. наук
Д. А. Чудаков) 297
Развитие конструкций сельскохозяйствен-
ных тракторов 297
Общая компоновка с.-х. тракторов .... 297
Основные параметры тракторов 305
Глава VIII. ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ
ТРАКТОРОВ 313
Силовая передача трактора
(доц., канд. техн. наук Д. А. Чудаков) . 313
Главные муфты сцепления 313
Коробки передач 318
Задние мосты 327
Детали силовых передач 336
Механизмы поворота и тормо-
жения трактора (доц., канд. техн.
наук Д. А. Чудаков) 340
Основные способы создания поворачиваю-
щего момента 340
Рулевые механизмы колесных тракторов . . 340
Тормозы 342
Приводы управления муфтами и тормозами
поворота гусеничных тракторов 347
Сервоприводы 349
Ходовая система тракторов
(канд. техн. наук А. А. Крейслер).... 352
Ходовые системы гусеничных тракторов . . 354
Основные размеры гусеничного хода . . . 359
Узлы и детали гусеничного хода 359
Гусеничные движители трак-
торов (канд. техн. наук Н. Ф. Верж-
бицкий) 368
Типовые конструкции гусениц 368
Трение в шарнирах гусениц 373
Выбор основных параметров гусениц . . 373
Расчёт на прочность пальца и втулки со-
ставных звеньев 373
Распределение нагрузки между проуши-
нами в неразборных звеньях 375
Зацепление звёздочки с гусеницей .... 375
Колёса тракторов (канд. техн.
наук И. Ф. Вержбицкий) 378
Рабочее оборудование трак-
т ора (доц., канд. техн. наук Д. А. Чуда-
ков) . . 387
Прицепное устройство ' . . 387
Валы отбора мощности 389
Приводные шкивы 391
Механизм управления навесным с.-х.
инвентарём 392
ГА 30 ГЕНЕ РА ТОРЫ
Глава IX. ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ 396
Основы процесса газифика-
ции и устройство газогене-
раторов (проф. Д. Б. Гинзбург). . . 396
Процесс газификации 396
Подвод дутья 400
Устройство шахт 400
Удаление золы и шлака 401
Загрузка топлива 401
Шуровка слоя 403
Непрерывный и периодический способы
получения генераторного газа . 403
Способы выделения и разложения смол . . 406
Газификация топлива во взвешенном со-
стоянии и в пылегазовом потоке 408
Способы повышения теплотворной способ-
ности газа 408
Показатели работы газогенераторов . . . 408
Определение количества и размеров газо-
генератора 410
Коэфициент полезного действия газогене-
раторов . . ¦ 410
Усовершенствование газогенераторов ... 411
Элементы конструкций ста-
ционарных газогенерато-
ров (инж. К. С. Иванов) 412
Колосниковые решётки 412
Загрузочные приспособления 414
Детали шахт 418
Дутьевые коробки 419
Шуровочные приспособления 421
Управление работой газогенераторов водя-
ного газа 42?
Оборудование и технологи-
ческие схемы газогенера-
торных станций (инж. С. И. Бе-
резовский) 423
Аппаратура для очистки газа ....... 425
Вспомогательное оборудование газогене-
раторных станций 430
Приёмка и испытание оборудования . . . . 431
Силовые газогенераторы
(инок. А. Г. Членов) .... 432
Стационарные газогенераторы ..:.... 432
Передвижные газогенераторы 439
Элементы конструкции газогенераторов . . 441
Автотракторные газогенера-
торы (инж. Г. Г. Токарев) 445
Газогенераторы для топлив, не выделяю-
щих смол . . 446
Газогенераторы для топлив, выделяющих
смолы . 448
Элементы конструкций газогенераторов. . 450
Охлаждение и очистка газа 452
ОТ РЕДАКТОРА
Настоящий—одиннадцатый — том энциклопедического справочника „Машино-
строение" посвящен конструированию и расчёту автомобилей, тракторов и газо-
генераторных установок.
Раздел „Автомобили" состоит из пяти глав .(I—V). Эти главы содержат све-
дения по конструированию и расчёту шасси автомобиля, а также по теории авто-
мобиля (тяговая механика, топливная экономичность, устойчивость, подвеска
и др.). Справочные данные по автомобильным двигателям читатель найдёт в т. 10
„Справочника" вместе со сведениями по прочим двигателям внутреннего сгора-
ния транспортного назначения.
На построении материалов данного раздела отражается наблюдающаяся сейчас
диференциация типов автомобилей в зависимости от условий эксплоатации.
В частности, автомобили высокой проходимости, предназначенные в основном
для движения по бездорожью, перестали представлять ссбой простое видоизме-
нение шасси обычных транспортных автомобилей с целью повышения их прохо-
димости; в большинстве случаев они имеют самостоятельную компоновку и ори-
гинальную конструкцию агрегатов. Это побудило выделить их в самостоятель-
ную главу. Как известно, производство автомобилей высокой проходимости
имеет для нашей страны не только народнохозяйственное, но и оборонное
значение.
Исходя из необходимости широкого применения автомобилей, работающих на
местных топливах, в частности на газовом — газобаллонным и газогенераторным
автомобилям посвящена специальная глава. Здесь собраны все необходимые све-
дения по компоновке, размещению на шасси отдельных специальных агрегатов,
по конструированию и расчёту последних.
Значительное место уделено также конструированию прицепов и полуприце-
пов. Это оправдывается большим перспективным значением автопоездов в нашем
транспортном хозяйстве.
В главах, посвященных конструированию автомобилей, даны классификации
¦основных принципиальных элементов конструкций и показаны рациональные
конструктивные варианты отдельных узлов, в первую очередь на примере луч-
ших отечественных автомобилей.
Несмотря на наличие специальных томов „Справочника", посвященных мате-
риаловедению (тт. 3 и 4), в главе II включены сведения о выборе и характеристике
материалов для тех или иных ответственных деталей шасси. В части расчёта
даны лишь специфические сведения применительно к расчёту отдельных агрега-
ОТ РЕДАКТОРА VII
тов автомобиля (разумеется, без повторения основных формул, приведённых
в главах, посвященных деталям машин и входящих в состав т. 2).
Справочные сведения по характеристикам отечественных автомобилей всех
находящихся в эксплоатации типов выделены в отдельную главу и представлены
в виде таблиц.
Раздел „Тракторы" содержит теорию сельскохозяйственного трактора, анализ
современных типов трактора, описание конструкции отдельных механизмов и ме-
тоды расчёта основных узлов.
В теории трактора рассматриваются процессы, сопровождающие работу
колёсного и гусеничного трактора в условиях сельского хозяйства, приводится
баланс мощности и метод тягового расчёта; кроме того, даётся теоретический
анализ тех из основных механизмов трактора, расчёт которых тесно связан с об-
щей динамикой трактора. Анализ современных типов тракторов содержит дан-
ные по общим показателям их качества, сопровождается подробной спесифика-
цией советских тракторов, а также результатами полевых испытаний (в виде тя-
говых характеристик) и результатами стендовых испытаний тракторных двига-
телей (в виде регуляторных характеристик).
Описание конструкции механизмов охватывает, кроме отечественных, наиболее
распространённые иностранные типы тракторов. Здесь даны конструктивные па-
раметры, полученные непосредственным замером, некоторые сведения технологи-
ческого порядка, а также результаты испытаний, обмера, микрометрирования и
исследования материала деталей.
Параллельно с освещением особенностей конструкции приводятся формулы
для определения расчётных усилий, действующих на узлы и детали, данные, ха-
рактеризующие работоспособность механизмов и деталей, а также допускаемые
напряжения.
Формулы для расчёта деталей на прочность, как правило, здесь не приведены,
поскольку читатель может найти их в т. 2 „Справочника".
В главе IX приведены теоретические основы процесса газификации то-
плив, виды и способы получения генераторных газов, классификационные при-
знаки газогенераторов. Основное внимание уделено конструкциям газогенерато-
ров, применяемых в СССР и производимых на отечественных заводах, а также
показателям их работы.
jOco6o рассматриваются большие стационарные газогенераторы, небольшие
стационарные силовые и автотракторные газогенераторы. Совместно с газогене-
раторами даны сведения по вспомогательному оборудованию газогенераторных
установок.
В данной главе приведены справочные сведения об основных типах и кон-
струкциях газогенераторов, применяемых для целей отопления печей и выработки
газа, необходимого в качестве химического сырья, для силовых нужд, для трак-
торов, автомобилей, мотовозов и судов. Рассмотрена зависимость конструкций
газогенераторов и вспомогательного оборудования от вида применяемого топлива,
требований, предъявляемых потребителем, и местных условий.
По всем видам газогенераторов и основному вспомогательному оборудованию
приводятся данные о размерах, расходе и свойствах материалов, показателях по
работе, а также сведения, необходимые для расчёта размеров, количества и по-
казателей работы газогенераторов и вспомогательного оборудования.
VIII ОТ РЕДАКТОРА
По подготовке материалов тома значительная помощь была оказана авторам
и редакции со стороны рецензентов, давших свои развёрнутые отзывы и указа-
ния по содержанию отдельных статей или целых глав. За оказанную помощь выра-
жаем глубокую признательность следующий лицам: инж. Е. Б. Арманду (гл. II).
проф., д-ру техн. наук В. Н. Болтинскому (гл. VI), доц., канд. техн. наук П. М. Вол-
кову (гл. VIII), доц., канд. техн. наук Б. В. Гольду (гл. IV), ст. научн. сотр.
А. А. Душкевичу (гл. II), проф., д-ру техн. наук Г. В. Зимелеву (гл. III), проф.
М. К. Кристи (гл. VIII), канд. техн. наук Р. В. Кугелю (гл. II), канд. техн. наук
А. Н. Островцеву (гл. I), инж. Г. П. Полубояринову (гл. IX), канд. техн. наук Г. И. Са-
молю (гл. IV), инж. В. Я. Слонимскому (гл. VII), инж. В. Г. Станкевичу (гл. VI
и VIII), инж. Г. Г. Токареву (гл. IV), доц., канд. техн. наук Б. С. Фалькевичу
(гл. I), канд. техн. наук Б. М. Фиттерману (гл. III), канд. техн. наук Н. А. Фу-
фрянскому (гл. IX).
С особой признательностью отмечаем большой и кропотливый труд, который
затратили научные редакторы: проф. Б. Э. Шпринк, проф. Д. Б. Гинзбург, канд.
техн. наук Б. В. Гольд, проф. М. К. Кристи и инж. М. Е. Маркус.
Критические замечания и пожелания по содержанию настоящего тома просим
направлять в адрес Главной редакции для использования в процессе дальнейшей
работы над материалами .Справочника".
Л. Мартене
Глава I
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
ОЦЕНОЧНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Теория автомобиля устанавливает основ-
ные законы движения автомобиля при различ-
ных условиях и исследует возникающие при
этом зависимости.
Такое исследование позволяет произвести
сравнительную оценку ряда эксплоатационных
качеств автомобиля и установить соответствие
автомобиля (существующего или проектируе-
мого) намечаемой области и условиям его
применения.
Из большого многообразия качеств, харак-
теризующих автомобиль {9], основными, под-
дающимися исследованию методами теории,
являются тяговые и экономические качества,
устойчивость и комфортабельность.
Тяговые качества (динамика)
определяют в конечном итоге среднюю в
заданных дорожных условиях скорость движе-
ния автомобиля, которая зависит от макси-
мальной скорости автомобиля, его _ способ-
ности преодолевать повышенные сопротивле-
ния (подъёмы) и приёмистости (способности
к быстрому разгону).
Экономические качества (эко-
номика) определяют расход топлива в зави-
симости от дорожных условий и обстоя-
тельств движения.
Устойчивость характеризует способ-
ность автомобиля; двигаться в разнообразных
дорожных условиях без опрокидывания или
бокового заноса.
Комфортабельность, связанная с
колебаниями автомобиля при его движении,
определяет воздействие указанных колебаний
на пассажиров и водителя.
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
Диференциальное уравнение движения
автомобиля
dv _ . _
dt~Ja~
dv
A)
S
где — = ja — ускорение
автомобиля в его
поступательном движении в м/секЦ Рк—полное
окружное усилие на ведущих колёсах (без учёта
влияния вращающихся масс) в кг', ?РС — сум-
1 Том И
марная сила сопротивления движению в кг;
Ga — полный вес автомобиля в кг: g — уско-
рение свободного падения в м/сек2} Jm — мо-
мент инерции маховика двигателя в кгм-сек2;
iK — передаточное число коробки передач
(включая демультипликатор); г0 — передаточ-
ное число главной передачи; гк — рабочий ра-
диус колеса (радиус качения) в м\ t\M — меха-
нический к. п. д. трансмиссии; ?7^ — суммар-
ный момент инерции колёс автомобиля
в кгм-сек^.
Знаменатель правой части уравнения A)
представляет собой приведённую массу авто-
мобиля. Отношение приведённой массы к по-
ступательно движущейся массе автомобиля
rl
называется коэфициентом учёта вращающихся
масс автомобиля (маховика и колёс; прочие
детали — шестерни, валы и т. п. — ввиду их
малого влияния на величину 8 не учиты-
ваются) [9].
При уменьшении полезной нагрузки 5 воз-
растает, достигая своего максимального зна-
чения при ненагруженном автомобиле; в этом
случае в формуле B) вместо полного веса
автомобиля Ga должен быть подставлен соб-
ственный вес автомобиля Go.
Значения 8 для некоторых моделей авто-
мобилей приведены в табл. 1.
Приближённое определение 8 может быть
произведено по эмпирической формуле [9]
C)
Для гружёных двухосных автомобилей о
колеблется в пределах 0,04-М),08.
Нижний предел указанных значений а
соответствует автомобилям с многоцилиндро-
выми двигателями, имеющими маховики с отно-
сительно малым значением Jm. Для трёхосных
автомобилей значения а обычно несколько
выше, чем для двухосных.
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
Таблица 1
Значения коэфициента учёта вращающихся масс для некоторых моделей автомобилей
Автомобиль
ГАЗ М-1 легковой
Виллис-МВ легковой
ГАЗ-АА грузовой 1,5 т
ЗИС-5 грузовой 3 т
ЗИС-6 грузовой трёхосный
2,5-4 т
Форд 2G8T грузовой 2 т
Студебекер US6X6 грузо-
вой, трёхосный 2,5 т
Jm
в кгм сек*
0,0673
0,0203
о,об73
о, 149
о, 149
0,0526
о,о735
'к
в кгм сек*
переднее
заднее
О,2ПЗ
O.2II3
o,i837
o,i837
_?.'33i_
о, бба
0,829
1,658
0,829
~T,6j8~
O.6745
i.28j5
о,7435
1,4345
8 -
I
передача
I.452
1.59°
1,258
1,322
з,98
4^8i
3.08
5.об5
5.492
9.7а
a,oi8
2.797
2,121
3,745
II
передача
1,171
1,223
1,121
I.I5I
^.49
1,95
I.7Q
2,375
2,483
3.89
1,271
L479
1,411
1638
с нагрузкой
без нагрузки
III
передача
]
,о39
,ii6
.079
,098
[.17
,33
,20
t.,40
t,4Q
1.77
1,112
[,200
1,149
1.231
IV
передача
i,o8
1155
1,09
1,18
hll
1,30
1,068
1,122
1,084
1.130
V
передача
i.°73
1,114
Решая совместно уравнения B) и (I), имеем:
dt Ja Gn 5 '
D)
Рабочий радиус колеса (радиус каче-
ния) гк — радиус условного недеформируе-
мого в процессе движения кольца, выделен-
ного в шине,
Г*==1^' E)
где s в м— путь, проходимый центром колеса
за один оборот последнего при заданных
увеличение гк тем большее, чем меньше вну-
треннее давление воздуха в шине.
На фиг. 1 показано изменение радиуса
шины 4г при вращении свободно подвешен-
ного колеса C2 X 6") по опытам доц. И. Н.
Чернышева в автомобильной лаборатории
МВТУ. В реальных условиях при качении на-
О 20 40
80 ЮО 120 КОМ „кем
*PW=3 кг/см'
600 пк фин
Фиг. 1. Изменение радиуса шины при
вращении свободно подвешенного колеса.
обстоятельствах движения (скорость, пере-
даваемый крутящий момент, нагрузка, вну-
треннее давление воздуха в шине).
Изменение указанных обстоятельств вызы-
вает изменение гК.
Повышение скорости вращения колеса вы-
зывает за счёт действия центробежных сил
Фиг. 2. Изменение радиуса качения колеса в зави-
симости от величины передаваемого крутящего
момента.
груженного колеса влияние скорости на изме-
нение гк будет несколько меньшим.
Увеличение передаваемого крутящего мо-
мента, связанное с увеличением тангенциаль-
ной деформации шины [6], вызывает умень-
шение гк. В этом же направлении влияют
увеличение вертикальной нагрузки на колесо
и уменьшение давления воздуха в шине.
Соответствующие зависимости по опытам,
проведённым в автомобильной лаборато-
рии Военной Академии им. И. В. Сталлна
приведены на фиг. 2 и 3.
Совместный учёт всех приведённых об-
стоятельств для реальных условий движения
весьма затруднителен; в то же время для дан-
ного типа шины, рассчитанной на определён-
ные условия эксплоатации, отклонения вели-
чины гк от некоторых средних значений не-
велики. В среднем отношение рабочего ра-
диуса колеса гк к радиусу шины в свободном
ГЛ.
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
состоянии г0 для определённого типа шин
почти постоянно и колеблется в пределах:
для баллонных шин — = 0,930ч-0,935; для
го
шин высокого давления — — 0,945-г-0,950.
Механический к. п. д. трансмиссии т\м
F)
где Nm — эффективная мощность на валу дви-
гателя в л. с; Nmp - мощность, затрачиваемая
на преодоление вредных сопротивлений в
'к
MM
Щ
Ш
Ш
к
Шина 6,00-21?
ХГДабление ШдуШ
>vj 6 шине |
Фиг. 3. Изменение радиуса качения
в зависимости от вертикальной
нагрузки на колесо.
трансмиссии автомобиля в л. с. К. п. д. транс-
миссии определяется как произведение к. п. д.
её последовательно соединённых агрегатов;
практическому учёту подлежат коробка пере-
дач, демультипликатор, раздаточная коробка
и главная передача автомобиля:
тт = 1* Ид rip То-
G)
Сопротивления в остальных агрегатах
(карданных передачах, подшипниках валов
и т. п.) в современном их выполнении на-
столько невелики, что на общий к. п. д. транс-
миссии оказывают весьма малое влияние.
Сопротивления в рассматриваемых агре-
гатах в основном таковы:
А) Трение рабочих поверх-
ностей зубьев шестерён, находя-
щихся в зацеплении. Это сопротивление зави-
сит главным образом от величины передавае-
мого усилия (момента). При возрастании
передаваемого момента при постоянном числе
оборотов момент сопротивления также растёт,
но медленнее, чем передаваемый момент; этим
объясняется повышение к. п. д. по мере воз-
растания передаваемого момента.
Б) Трение шестерён о масло,
залитое в картер механизма, и затрата мощ-
ности на его разбрызгивание (гидравлические
потери).
Характер влияния условий работы на
указанные виды сопротивлений в основном
одинаков для всех рассматриваемых агрега-
тов; однако соотношения могут быть различ-
ными в зависимости от типа, размерности и
конструкции агрегата.
На фиг. 4 показана зависимость к. п. д.
коробки передач от величины передаваемого
Мкгм
Фиг. 4. Зависимость к. п. д. коробки
передач от величины передаваемого
крутящего момента.
крутящего момента при различных числах
оборотов. Кривые даны для 3-й передачи
при t° масла 70° С.
Увеличение к. п. д. при возрастании пере-
даваемого крутящего момента имеет место и
в главной передаче автомобиля, что видно
на фиг. 5.
Гидравлические потери зависят от темпе-
ратуры и вязкости масла, его уровня в кар-
тере и числа оборотов, уменьшаясь при уве-
личении температуры и увеличиваясь по мере
возрастания вязкости и уровня масла в кар-
тере и числа оборотов.
Испытания коробки передач под нуле-
вой нагрузкой при различных температурах
¦
¦^
216кг*
Щ)
i I
щ
S.51H
— —
гм
/20,
— —
7кгм
•=:
¦——
-——
4,00
1800
2200 гШпоб/т
Фиг. 5. Зависимость к. п. д. главной передачи
от числа оборотов.
масла, проведённые М. М. Пицхелаури в авто-
мобильной лаборатории Военной Академии
им. И. В. Сталина, дали результаты, показан-
ные на фиг. 6.
0,250
0,200
0,150
0,100
0,050
^^
¦ ь^
¦— 60°
— 70°
—
500
1000
1500 п об/ниц}
Фиг. 6. Зависимость момента сопротивления,
обусловливаемого гидравлическими потерями
в коробке передач, от числа оборотов.
Зависимость моментов сопротивлений,
обусловливаемых обоими рассмотренными
видами потерь, от числа оборотов и ог вели-
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД.
чины /передаваемого крутящего момента при-
ведена на Фиг 7 (по тем же опытам).
При вкл ючении промежуточных передач
к. п. д коробки обычно снижается, но это
•компенсируется возрастанием к. п. д. главной
передачи за счёт повышения передаваемого
момента и уменьшения числа оборотов глав-
ной передачи. Указанное положение позволяет
принимать при практических расчётах постоян-
ным к. п. д. трансмиссии на всех передачах.
Средние значения механического к. п. д.
трансмиссий, принимаемые для предваритель-
ных расчётов: для автомобилей с одной веду-
щей осью — 0,9-0,95; с двумя и тремя веду-
щими осями 0,85—0,9.
Суммарная сила сопротивления движе-
нию автомобиля %РС складывается из от-
дельных видов сопротивлений:
где Р{ — сила сопротивления при движении на
подъём в кг (знак минус соответствует дви-
жению под гору); при движении на горизон-
0.075
!7,0Мкг*
25
Фиг. 7. Зависимость моментов сопротивлений в коробке
передач автомобиля М-1 от величины передаваемого
крутящегю момента и от числа- оборотов. Вторая пере-
дача: / масла — 30°С; А — момент сопротивления, обу-
словливаемый трением зубьев шестерён; В—момент сопро-
тивления, обусловливаемый гидравлическими потерями.
тальном участке Р{ = 0; Pf— сила сопроти-
вления качению колёс автомобиля в кг\
Pw — сила сопротивления воздуха движению
автомобиля в кг.
Наличие указанных сопротивлений вызы-
вает затрату энергии на их преодоление, кото-
рая покрывается: в общем случае равномер-
ного или ускоренного движения за счёт мощ-
ности двигателя; в случае затухания движе-
ния автомобиля — за счёт энергии, накоплен-
ной автомобилем в период разгона; в случае
замедленного движения при невыключенном
двигателе — за счёт обоих указанных выше
источников.
Сила сопротивления при движении на
подъём зависит от полного веса автомо-
биля Gp и угла подъёма дороги а (фиг. 8):
Pi=Ga-sma. (9)
При малых углах подъёма (до 10°) можно
принять sin a = tg a = i, где i - уклон дороги
в процентах или сотых, откуда
Pi-Ga-L A0)
При* значительных подъёмах (свыше 10°),
преодолеваемых современными автомобилями
Фиг. 8. Схема сил при движении автомо-
биля на подъём.
высокой проходимости, указанное допущение
может привести к существенным ошибкам.
В табл. 2 приведены значения i для раз-
личных углов а°, а также величины ошибок
I i — sin а \ л ПАП, I
100% . получаемых при замене в
L sin a
формуле (9) sin а уклоном /.
Таблица 2
Углы подъёма и уклоны дороги
а0
5
б
7
8
9
ю
15
2О
=5
Зо
35
4О
45 ¦
t
0,087
0,105
0,123
0,141
0,158
0,176
0,268
0,364
0,466
O.577
0,700
0,839
1,000
i — sin 0
1 ftlYI
sin а 1007°
0,3a
0,55
0,75 :
0,98
1.25
1.54
3.53
6,4a
io,34
15.47
22,O8
3O,54
40,65
Сила сопротивления качению обусловлена
необратимыми потерями энергии из-за дефор-
мации шин и дорожного полотна в процессе
качения колёс автомобиля.
При деформации шины и дороги под на-
грузкой происходят следующие явления.
Дуга окружности колеса, соприкасающаяся
с опорной плоскостью, сокращается (фиг. 9)
на величину аес — adc; отрезок опорной пло-
скости увеличивается на величину adc — abc.
Указанное явление при жёсткой в танген-
циальном направлении шине сопровожда-
лось бы относительным перемещением (сколь-
жением) элементов опорной поверхности шины
по дороге и затратой энергии на преодоление
возникающего трения.
ГЛ. I]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
Суммарное относительное перемещение
$щ = аес — abc и -д-
(П)
(аг — в радианах).
Выражая суммарное относительное пере-
мещение через радиальную деформацию
шины Иш, имеем:
*«,= -5-I/ — •
.8/2
A2)
(уравнение полукубической параболы в коор-
динатах sm — Иш).
Относительное перемещение какой-либо
точки шины, определяемой текущим углом а,
6
A3)
Указанные относительные перемещения
весьма малы и практически покрываются
почти на всей опорной поверхности, при усло-
вии достаточного сцепчения между шиной и
дорогой, тангенциальной деформацией опорных
элементов шины. В связи с этим трение между
шиной и дорогой мало отражается на затра-
тах энергии при качении колеса.
При снятии нагрузки работа, затрачиваемая
на деформацию шины (Лш), полностью не
возвращается; необратимые потери, связанные
с внутримолеку-
лярным трением в
резине, с трением
между отдельными
Фиг. 9. Упрощённая схема де-
формации колеса.
h мм
Фиг. 10. Петля гистере-
зиса при деформации
шины.
элементами покрышки и в некоторой степени
с трением между покрышкой и камерой,
характеризуются площадью петли гистерезиса
шины (фиг. 10).
Аналогичное явление имеет место и при
тангенциальной деформации шины под дей-
ствием момента, приложенного к колесу.
Соответствующие затраты энергии проис-
ходят и в деформируемом участке опорной-
поверхности (дороги), причём на мягком
дорожном полотне абсолютная величина петли
гистерезиса для опорной поверхности может
значительно превосходить таковую для шины.
При перекатывании колеса имеют место
многократная деформация отдельных участков
Шины и дорожного полотна и связанные с
этим необратимые потери энергии.
Для возможности количественной оценки
энергии, затрачиваемой на качение колеса,
вводится фиктивная сила сопротивления каче-
нию; эта сила равна по величине той силе,
которая должна быть приложена к оси колеса,
чтобы вызвать равномерное качение колеса
по заданной дороге в безвоздушном простран-
стве. Для преодоления сопротивления каче-
нию к оси колеса должна быть приложена
сила: [
Pf = GK-f, A4)
где GK—вертикальная нагрузка на колесо;
/—приведённый коэфициент качения (услов-
но — коэфициент качения).
Распространяя формулу A4) на весь авто-
мобиль, т. е. подставляя вместо GK ту дей-
ствительную нагрузку (нормальную дорож-
ному полотну), которая прижимает колёса к
дороге, имеем общую силу сопротивления
качению автомобиля:
= Qa COS а • /.
A5)
Величина коэфициента качения зависит в
основном от типа шины и дороги и от '¦• тех
деформаций, которые они будут иметь при
качении колеса.
Коэфициент качения будет тем больше,
чем больше нагрузка на колесо и чем меньше
давление воздуха в шине. Последнее справед-
ливо лишь при твёрдых дорожных покрытиях;
на мягком дорожном полотне (песок, глина,
снег и т. п.) основная доля потерь при каче-
нии обусловливается деформацией грунта; так
как деформация грунта тем меньше, чем
меньше давление воздуха в шине, то при
понижении давления коэфициент качения
может в данных условиях уменьшаться.
Крутящий момент, подводимый к шине ве-
дущего колеса, также влияет на величину коэ-
фициента качения; при возрастании момента
коэфициент качения несколько возрастает.
Влияние скорости на величину коэфициента
качения в пределах скоростей, не превышаю-
щих 80—10Q км/час, невелико; .при даль-
нейшем увеличении скорости коэфициент
качения для существующих типов шин резко
возрастает.
Результаты опытов по определению коэфи-
циентов качения при различных скоростях и
различных давлениях воздуха в шине приве-
дены на фиг. 11.
Известное влияние на величину коэфи-
циента качения оказывают также конструкция
0,12
0,10
0,08
ОМ
от
=:
S -
/
/
1
/
to
}В
с
в-
0 20 кО 60 80 100 Vc миль/час
Фиг. 11. Зивисимость коэфициента качения от скорости
автомобиля при различных давлениях воздуха в шине:
А — давление воздуха в шине 1,4 кг/см1; В — 2,1 kzjcm3;
С — 3,16 кг/см?; D - 4,22 кг\см\
и материал шины: так шестислойная покрышка
при скорости около 50 км\час имеет коэфи-
циент качения на 7% больше, чем соответ-
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
ствующая четырёхсложная; замена хлопчато-
бумажного корда кордом из искусственного
шёлка по лабораторным испытаниям снижает
коэфициент качения на 13%.
Влияние перечисленных факторов в пре-
делах их возможного изменения на действи-
тельную величину коэфициента качения незна-
чительно, а точный учёт их затруднителен. По-
этому при проведении практических расчётов
движения задаются следующими средними зна-
чениями коэфициента качения /:
Бетонное или асфальтово-бетонное
шо^се в хорошем состоянии . . ^0,012—0,015
То же с выбоинами 0,015—0,020
Асфальтовое шоссе 0,020—0,025
Грунтовое шоссе 0.025 0,030
Глина, песок в зависимости от глу-
бины И СОСТОЯНИЯ 0,02—0,05
Сила сопротивления воздуха движению
автомобиля обусловливается в основном тре-
нием в пограничном слое и вихреобразованием
в воздухе и, как следствием этого, различным
давлением на переднюю и заднюю части по-
верхности кузова.
Таким образом, общая энергия, расходуе-
мая при движении автомобиля в воздушной
среде, будет частично затрачиваться на трение
и переходить в тепловую форму, а частично
переходить в кинетическую энергию образую-
щихся вихрей.
Первый вид сопротивления — сопроти-
вление трения — зависит главным образом
от размеров тела и качества отделки (глад-
кости) его поверхности. Это сопротивление
для автомобиля незначительно.
Второй вид сопротивления — сопроти-
вление формы — зависит главным образом
от формы автомобиля и его элементов и их
сочетания.
Сила сопротивления воздуха движению ав-
томобиля, обусловливаемая наличием двух
указанных сопротивлений, определяется сле-
дующей формулой:
pw = с -Т- Fvn = cp Fvn, A6)
где 7 — удельный вес среды (воздуха) в кг/м3;
р — плотность среды (воздуха) в кгсек2/м*; g —
ускорение свободного падения (981 м/сек1*);
v — скорость движения автомобиля в воздуш-
ной среде (или скорость воздуха в обращен-
ном движении) в м\сек; F — площадь лобового
сопротивления (площадь миделевого сечения)
в м2', с — коэфициент сопротивления среды
(воздуха).
Плотность воздуха:
п ЛГ>Г ра 288
P« = ai25fo' 273+1 • A7)
где /^—давление в мм рт. ст.; t — темпера-
тура в °С.
При нормальных условиях (р^=760 мм;
t= 15° С) рв = 0,125 кгсекЦм*.
Площадь миделевого сечения F—наиболь-
шая площадь сечения тела в плоскости, пер-
пендикулярной направлению движения. Это
понятие, применяемое к симметричному телу
с контурами, очерченными по определённому
закону, в случае тела более сложной формы
(автомобиля) заменяется понятием площади
лобового сопротивления, т. е. площади проек-
ции автомобиля на плоскость, перпендикуляр-
ную направлению движения. Приближённо
площадь лобового сопротивления автомобиля
может быть определена как произведение ко-
леи автомобиля на его высоту F — B-H.
Показатель степени у скорости в формуле
A6) для скоростей от 1 до 300 м\сек может
быть принят п — 2, отсюда
Pw = с р Fv2.
A8)
Так как плотность воздуха на уровне земли
меняется сравнительно мало, то можно при-
нять ср = k, где k — приведённый коэфициент
сопротивления воздуха (коэфициент обтекае-
мости), откуда
Р„ = kFv\
A9)
Произведение (kF) носит название „фактор
обтекаемости" автомобиля.
Выражая скорость в км}час, получим окон-
чательно
kFvl kFv\
13
B0)
Вследствие квадратичной зависимости от
скорости сопротивление воздуха на высоких
скорэстях резко увеличивается, в связи с чем
для современных быстроходных автомобилей
стремятся снизить величину фактора обтекае-
мости. Это может быть достигнуто двумя ме-
роприятиями: уменьшением площади лобового
сопротивления и уменьшением коэфициента
обтекаемости.
Уменьшение площади лобового
сопротивления, в частности уменьшение
общей высоты автомобиля, не должно осу-
ществляться за счёт ухудшения комфортабель-
ности посадки водителя и пассажиров.
Величина площади лобового сопротивления
для современных автомобилей колеблется в
пределах: легковые автомобили ма-
лого литража 1,5ч-2,0 м2; среднего и большого
литража 1,7-4-2,2 м2; автобусы 4,0-5-5,5 м2;
грузовые автомобили малой и сред-
ней грузоподъёмности 2,8—3,5 м2; большой
грузоподъёмности 3,5—5,0 м2. При нали-
чии тента над платформой F увеличивается
примерно на 25—30и/0.
Уменьшение коэфициента обте-
каемости осуществляется приданием авто-
мобилю „обтекаемой" формы — сглаживанием
выступающих частей, плавными переходами
между отдельными элементами кузова, рацио-
нально выбранными соотношениями между
шириной, высотой и длиной кузова.
Влияние формы кузова легковых автомо-
билей на коэфициент обтекаемости k показано
на фиг. 12.
Для открытых кузовов легковых автомо-
билей k больше, чем для закрытых, и в сред-
нем равен 0,04—0,06. Эта же величина k ха-
рактерна и для современных автобусов. Для
грузовых автомобилей k = 0,06—0,07.
Полное окружное усилие на ведущих ко-
лёсах автомобиля Рк определяется по внеш-
ней характеристике двигателя, по стендовым
ГЛ. I]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
испытаниям целого автомобиля или испытанием
автомобиля в дорожных условиях.
Внешняя характеристика дви-
гателя получается при его стендовом испы-
тании и даёт зависимость крутящего момента
Форма кузова
Модель
автомобиля
ГАЗ-А
ГАЗ-М1
«Москвич"
ЗИС-1Ю
ГАЗ-М20
Идеально обте-
каемый
0,058—о, обо
0,038—0,040
0,035-0,037
о,ог8—0,030
.oio,
Фиг. 12. Влияние формы кузова легковых автомобилей
на коэфициент обтекаемости (по данным НАМИ).
Мт и эффективной мощности Nm от числа
оборотов двигателя пт (см. т. 10,. гл. I).
Тогда:
р _
Nm r\Min /q
• B1)
Скорость движения автомобиля и число
оборотов двигателя связаны следующим обра-
зом :
* = A^f «я " °'1046 А «я */'«*. B2)
или
va =
или
•«• " 0.376 -^-.пт км/час, B3)
vc =;0,006 т—-j- пт миль/час,
B4)
где гк — радиус качения в дюймах.
На основании B1) и B2), имея внешнюю
характеристику двигателя [Nm—f(nm) или
Мт = F (пт)], можно построить кривую Рк =
= «Р(»в)-
Максимумы тягового усилия и крутящего
момента соответствуют одинаковым числу обо-
ротов и скорости, которые определяются точ-
кой касания луча, проведённого из начала ко-
ординат к кривой мощности.
Стендовые испытания целого
автомобиля осуществляются в стационар-
ных условиях [8].
Испытание автомобиля в до-
рожных условиях осуществляется при
помощи динамометрической тележки [8].
Для приближённых подсчётов максималь-
ного значения крутящего момента в США
принята упрощённая эмпирическая формула
Мт [фн. фт] = 0,65 Vs куб. дюйм, B5)
где Vs — рабочий объём двигателя. При метри-
ческих размерностях получается следующая
формула
Мт[кгм\ =
B6)
Ограничение тягового усилия по сце-
плению ведущих колёс с дорогой. Макси-
мальная величина тягового усилия на веду-
щих колёсах автомобиля, ограничиваемая
буксованием колёс, определяется произведе-
нием нормальной нагрузки, действующей от
ведущих колёс на дорогу или равной ей по
абсолютной величине нормальной реак-
ции между ведущими колёсами и дорогой RH,
на коэфициент сцепления ср:
*к max —
B7)
Формула B7) отражает некоторое упроще-
ние процесса, происходящего в действитель-
ности, не учитывая имеющей место затраты
энергии на качение. При качении эластичного
колеса по жёсткой опорной плоскости правиль-
ней принять
Рк max = #к (?-
B8)
Однако, так как / обычно весьма мало по
сравнению с «р, указанное упрощение практи-
чески вполне допустимо.
Коэфициент сцепления между колёсами
и дорогой. Из формулы B7) имеем:
m т~
B9)
т. е. коэфициент сцепления представляет со-
бой отношение силы, могущей вызвать отно-
сительное движение по дороге точек опорной
поверхности шины колеса к нагрузке, дей-
ствующей на колесо нормально поверхности
дороги.
Величина коэфициента сцепления зависит
в основном от качества дорожного полотна и
типа шины; известное, но не исследованное
ещё до конца влияние на величину ср оказывают
также удельное давление на площадке кон-
такта шины с дорогой и скорость относитель-
ного скольжения колеса по дороге.
Уменьшение внутреннего давления воздуха
в шине, связанное с увеличением площади
контакта шины с дорогой и, как следствие, с
уменьшением удельного давления, вызывает на
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
дорогах с сухой поверхностью некоторое уве-
личение коэфициента сцепления.
На дорогах с твёрдым покрытием, но со
смоченной поверхностью, наблюдается обрат-
ное явление: чем больше удельное давление,
тем скорее происходит выдавливание водяной
плёнки с площадки контакта, и коэфициент
сцепления повышается.
Для того чтобы вызвать буксование или
скольжение неподвижно стоящего колеса, к
нему должно быть приложено усилие большее,
чем то, которое необходимо для поддержа-
ния буксования или скольжения колеса, уже
находящегося в состоянии буксования или
скольжения. .
В соответствии с этим различают статиче-
ский и динамический коэфициенты сцепления;
в практических условиях первый несколько
больше второго.
При увеличении скорости скольжения или
буксования коэфициент сцепления падает; ре-
зультаты опытов [13] для трёх типов дорож-
ных покрытий — сухого (сплошная линия) и
смоченного (пунктир) — показаны на фиг. 13.
Следует иметь в виду, что при испытаниях вы-
Листовой
асфальт
У>
0,8
0,6
ОА
0,2
О 10 20 30
ч
Гравийное
шоссе
Щебенчатое
ч
\
*•*
ч
—
10 2030
10 20 30
Фиг. 13. Зависимость коэфициента сцепления от скоро-
сти автомобиля при различных дорожных покрытиях.
бирались участки дороги с чистой и однород-
ной поверхностью, чем и объясняются относи-
тельно высокие значения ср.
При исследовании [14] в лабораторных
условиях влияния состояния поверхности до-
рожного покрытия на величину ср в про-
цессе испытания на исследуемую поверх-
ность наносился слой .уличной грязи", со-
Тернакадам Даманн- асфальт
d e f к a b с d е / к a b с d e f
Фиг. 14. Зависимость коэфициента сцепления от 'состоя-
ния поверхности дорожного покрытия: а — сухая
поверхность; b — мокрая; с — замасленная; d — 9 г
уличной грязи + 7 г воды; е — 9 г уличной грязи + 12 г
воды; /—9 г уличной грязи + 17 г воды; А — 9 г улич-
ной грязи + 22 г воды.
ставленной на основании химического анализа
поверхностного слоя, снятого непосредственно
с дороги. Результаты этих опытов, приведён-
ные на фиг. 14, показывают резкое влияние
состояния поверхностного слоя дорожного по-
крытия на величину у. Сплошные линии дают
статический коэфициент сцепления, а пунктир-
ные — динамический.
При проведении практических расчётов мо-
гут быть приняты средние значения <р. приве-
дённые в табл. 3.
Таблица 3
Средние значения коэфициентов сцепления <р
для пневматических шин
Гип дорожного покрытия
Асфальт, бетон ....
Кирпичная мостовая . .
Щебёнчатое шоссе . . .
Деревянные торцы . . .
Грунтовая дорога .
Трамбованный шлак . .
Глина
Песок
Обледенелая дорога . . ,
Дорога, покрытая снегом
Сухая по-
верхность
9
о,7—о,8
о,7—о,8
о,6—о,7
о,5—о,6
о,5—о,6
о,5—о,6
о,5-о,6
Мокрая
поверх-
•ность 9
О.З—О.4
о,4-о,5
о,3-о,4
о,3-о.4
о,3-°>4
о,3-о,4
о,4-о,5
о,2—о,з
0,2—0,4
Для массивных шин (грузоленты) вели-
чины <р ниже в среднем на 20—30%.
Нормальные
реакции между
колёсами и доро-
гой. Если автомо-
биль стоит не-
подвижно на го-
ризонтальной пло-
щадке (фиг. 15); то
нагрузки на колёса
передней и задней
осей, а следова-
тельно, и соответ-
ствующие нор-
Фиг. 15. Нормальные реакции
между колёсами и дорогой.
мальные реакции
на оси определяются следующими форму-
лами:
C0)
При этом G1 + G2=Ga; а и Ь — расстояния
от центра тяжести автомобиля соответственно
до передней и задней его осей; L = а -\- Ъу
где L — база автомобиля.
Отношение -=- колеблется в пределах: для
легковых автомобилей — 0,5ч-0,б; для грузо-
вых автомобилей с нагрузкой — 0,7-i-0,85; без
нагрузки — 0,55-^0,70.
При движении автомобиля нормальные
реакции изменяются в зависимости от угла
ГЛ. I]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
подъёма дороги а, сопротивлений движению и
тягового усилия.
Сумма нормальных реакций на передние и
задние колёса (фиг. 8 и 15):
RHi +/?rta = Ga-cosa. C1)
Нормальные реакции могут быть выра-
жены через веса, приходящиеся на колёса пе-
редней и задней осей:
или тх = ~
„
/? = m2G2, или т2 = тг
C2)
где mt и щ— коэфициенты измене-
ния реакции соответственно передней
и задней осей.
Предельные значения нормальные реакции
и соответственно коэфициенты изменения ре-
акций будут иметь при максимальном значении
тягового усилия, передаваемого ведущими ко-
лёсами (формула 27) и, следовательно, зави-
сят от расположения и числа ведущих колёс
автомобиля.
Пренебрегая влиянием сопротивлений воз-
духа и качения, получим предельные значе-
Величина и зависит от расположения веду-
щих колёс автомобиля и подсчитывается по
следующим формулам:
передние ведущие колёса: cos a
задние ведущие колеса — cos а ¦= —а»,
передние и задние ведущие колеса — cos а ср.
Зная и, получаем:
к шах ' *~*а' \^^)
Интегрирование и анализ диференциаль-
ного уравнения движения. В основном ди-
ференциальном уравнении движения A) сум-
марная сила сопротивления
= Ga sin а + GafCOS a
= Ga (Sin а + / COS a)
kFvj
3,62
kFvl
C5)
Принимая cosа ~ 1 и sin а «tg а = / и обо-
значая
= Ф. C6)
Таблица 4
Предельные значения нормальных реакций на колёсах и коэфициентов их изменения при передаче
тягового усилия
Ведущие колёса
Нормальные реакции на колёсах
передней оси RH
задней оси RH
Коэфициенты изменения реакций на колёсах
передней оси
задней оси т„
Передние
С +
а L+ ъНг
cos i L
L + срЛ„
cos a L {a + <?h )
a(L + <fhg)
Задние
G cos a : fL_
О COS a
п
cos a L (b — <рЛ )
b{L- <?hg)
COS a L
Передние и задние
b-
О_ COS a
cos a (b — <f/i )
¦ (a + <fhg)
ния нормальных реакций и коэфициентов их
изменения, приведённые в табл. 4.
Входящая в формулы (табл. 4) величина
hg— высота центра тяжести автомобиля—-
определяется экспериментально [8] для легко-
вых автомобилей—hg « 0,6 ~- 0,8 м\ для гру-
зовых автомобилей и автобусов — hp « 0,8ч-
-т-1,2 л*. 8
Для определения максимального по условию
буксования значения тягового усилия Рк тах
важны формулы, подчёркнутые в табл. 4.
Вводя понятие — удельная сила сце-
и, получим:
C3)
получим
kFvi
C7)
Величина ф носит название коэфициен-
та суммарного сопротивления до-
роги.
Если не делать указанных выше допуще-
ний, то точное значение коэфициента суммар-
ного сопротивления:
4/ = /cosa+.sin7. C8)
На фиг. 16 приведена зависимость ошибки
(в процентах), получающейся при замене точ-
ного значения ф' — приближённым ip. Подоб-
ная замена допустима при малых углах подъ-
ёма a (до 10°).
10
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
Тяговый баланс автомобиля.
Делая перестановку членов в уравнении A),
получим:
Рк = GafC0Sa + GaSin a ^ ^
Последний член этого уравнения предста-
вляет собой условное дополнительное сопро-
тивление движению, вызванное поступатель-
ным ускорением автомобиля, имеющего при-
ведённую массу -—. Это сопротивление обо-
значаем через Pj.
Формула C9), показывающая, что при дви-
жении автомобиля тяговое усилие Рк в ка-
Ф' 60
50
40
30
20
100 %
I
/
/
/
ю
20
30
Фиг. 16. Зависимость ошибки, получающейся при
зауене точного значения коэфициента суммар-
ного сопротивления дороги приближённым зна-
чением, от угла подъёма.
ждый данный момент равно сумме всех сил со-
противления, представляет собой так называе-
мый тяговый баланс автомобиля.
В общем виде формула C9) может быть
переписана следующим образом:
Рк = Р/ + pi + pw + pj- D0)
Графическая интерпретация тягового ба-
ланса — тяговая диаграмма автомобиля
приведена на фиг. 17. Отрезок а — Ь, заклю-
чённый между кривой Рк, соответствующей
полному открытию дросселя (или максималь-
ному ходу рейки топливного насоса^ и сум-
мирующей кривой (Pf + Pi + Pw), при какой-
либо скорости va представит собой избыточ-
ное тяговое усилие Pj, которое используется
для создания поступательного ускорения ав-
томобиля. В точке с пересечения кривых
Рк H(Pf-\-Pi+Pw) избыточное тяговое усилие
Pj = О, следовательно, автомобиль движется
равномерно с максимально возможной при
данных дорожных сопротивлениях скоростью
Если требуется обеспечить равномерное дви-
жение при меньшей скорости (например, v'X
то необходимо прикрыть дроссель и умень-
шить соответствующим образом тяговое уси-
лие, подводимое к ведущим колёсам (пунк-
тирная кривая на фиг. 17).
Если сопоставить кривые сопротивления
движению с кривыми Рк на различных пере-
дачах, то можно получить тяговую диа-
грамму автомобиляна передачах
(фиг. 18).
Ряд тяговых задач удобнее решать, пере-
группировав формулу тягового баланса таким
образом, чтобы в левой части стояли члены,
зависящие для данного автомобиля только от
скорости:
PK-^Pw = Pf + Pi + Pj. D1)
Разность (Рк - Pw) представляет избыточ-
ное тяговое усилие, которое может быть ис-
пользовано для преодоления дорожных сопро-
тивлений и создания поступательного ускоре-
ния автомобиля. Гра-
фическая интерпре- Рн
тация формулы D1)*?
представляет собой
в,
«аГ1
t>
Т YP-,
У
К
1/' I/ \1 КМ
va 'a max va<7ac
Фиг. 17. Тяговая диаграмма
автомобиля.
->
\1 передача
Л
и
\Р>
Vo км/час
Фиг. 18. Тяговая диаграмма
автомобиля на передачах.
второй, часто используемый вид тяговой диа-
граммы автомобиля (фиг. 19). Чем меньше
дорожные сопротивления, тем большее уско-
рение при данной скорости сможет развить
автомобиль и,обратно, чем меньше при дан-
ной скорости ускоре-
ние, тем большие до- р
рожные сопротивле- д*
ния сможет преодо-
леть автомобиль.
На каждой ско-
рости автомобиль мо-
жет преодолевать на-
ибольшие дорожные
сопротивления в том
случае, когда ускоре-
ние равно нулю, т. е.
когда автомобиль дви-
жется равномерно.
В этом случае всё из-
быточное тяговое усилие расходуется только
на преодоление дорожных сопротивлений:
Фиг. 19. Тяговая диаграмма
автомобиля.
Рн - pw = Pf
i = Gafcos x + Gasin a. D2)
Динамическая характеристика
автомобиля. Относя величину избыточ-
ного тягового усилия к полному весу автомо-
биля и обозначая это отношение буквой D,
имеем:
P*-Pv
D3)
Указанное отношение, введённое акад.
Е. А. Чудаковым и названное и-i динами-
ческим фактором автомобиля, слу-
жит основным измерителем для сравнительной
оценки тяговых качеств автомобиля. Введе-
ние понятия о динамическом факторе одно-
временно упрощает решение ряда тяговых за-
дач. При малых скоростях, в частности при
ГЛ. I]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
11
движении на низких передачах, D приближён-
но можно подсчитать по формуле
D==Ua' Di)
Графически представленная зависимость D
на различных передачах от скорости движе-
ния автомобиля носит название динами-
ческая характеристика автомобиля
(фиг. 20).
Зная величину динамического фактора на
прямой передаче, можно найти его значе-
ние DK на любой промежуточной передаче
в коробке передач:
.2 / ;3 1 \
kFvi
D5)
где D и va — соответствующие друг другу
значения динамического фактора и скорости
на прямой переда-
че; новым значе-
ниям динамическо-
го фактора будут
соответствовать и
новые значения
скорости vK— va:iK.
у М
у "а час
Фиг. 20. Динамическая характеристика
автомобиля.
При малых скоростях движения и на низ-
ких передачах в коробйе передач
K*>D-iK. D6)
Нахождение динамического фактора на про-
межуточных передачах может производиться
и непосредственно подсчётом избыточного
тягового усилия на промежуточной передаче,
учитывая при этом, что тяговое усилие
kFv\
Pk^PK-iKnPw=-^-.
Сопоставляя (ЗЭ) и D3), имеем:
D = /COS a + Sin a
а
ja = ф' + А./а- D7)
О
При малых углах подъёма можно принять
?> = ф-г-— -fa- D8)
Если ускорение автомобиля ]а равно нулю,
то динамический фактор равен коэфициенту
суммарного дорожного сопротивления.
Соответственно с этим максимальная ско-
рость автомобиля определяется точкой пере-
сечения динамической характеристики с пря-
мой ф (или ф'), отложенной в том же мас-
штабе, что и Д а максимальные преодоле-
ваемые дорожные сопротивления опреде-
ляются непосредственно по значению D при
данной скорости:
/cos о + sin a = D.
D9)
При заданном значении / максимальный
преодолеваемый подъём
D
E0)
При малых углах подъёма
сделанных выше,
откуда
i=D-f.
и допущениях,
E1)
E2)
В действительных условиях движения ве-
личина максимальных преодолеваемых сопро-
тивлений ограничивается иногда буксованием
ведущих колёс автомобиля. Соответствующее
значение динамического фактора, ограничен-
ного по сцеплению (см. формулу 33),
ЬРт,2
E3)
или при малых скоростях движения
E4)
Откладывая значения D при различных
значениях коэфициента сцепления ср на дина-
мической характеристике (пунктирные кривые
на фиг. 20), можно выделить области практи-
ческого использования динамических качеств
автомобиля, определённых по двигателю.
Изменение полного веса автомо-
биля вызывает обратно пропорциональное из-
менение динамического фактора. Если при за-
данном весе Ga динамический фактор D, то при
изменённом весе Ga динамический фактор
Аз = §. E5)
где
В тех случаях, когда возникает необходи-
мость определения динамических качеств авто-
мобиля при различных степенях его нагрузки,
можно пользоваться графиком, приведённым
на фиг. 21. Здесь вспомогательные наклонные
прямые, соответствующие различным степе-
ням изменения веса автомобиля, проведены
из начала координат под углами tga = ——,
* ¦' а
а по оси абсцисс влево от начала координат
отложены значения Dq в том же масштабе,
что и D. При., ер пользования графиком: если
дана величина D при некоторой скорости v',
то, проводя из соответствующей точки А,
лежащей на кривой, горизонталь до пересе-
12
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД.Г IV
чения с прямой, отвечающей заданной сте-
пени изменения веса (например, а — 0,6),
и опуская перпендикуляр на ось абсцисс, най-
' дём точку Б, соответствующую новому значе-
нию Dq при изменённом весе. Если при за-
данном весе и коэфициенте суммарного со-
противления <\> максимальная скорость авто-
мобиля равна v", то проводим из точки В го-
ризонталь до прямой, соответствующей а — 1,
опускаем перпендикуляр до прямой, отвечаю-
щей заданной степени изменения веса (напри-
мер, а = 0,6), и, проводя через точку пере-
ча 081? V 1А 16
где с =
отношение изменённого пере-
числа к старому [ср. с формулой
даточного
D5)].
Новое значение динамического фактора
будет соответствовать новому значению ско-
рости Vyj = va:c. При малых изменениях пере-
даточного числа главной передачи и невысо-
ких скоростях движения
Ь(у-?>.с. E8)
Связь между D^ и D при различных
с можно представить графически; соот-
ветствующий график целесообразно
объединить с графиком динамической
j0 _ 0,8 0,9 W 1,1 1,2
>0
Фи1. 21. Диаграмма для определения динамических качеств автомобиля при изменении
его веса и передаточного числа главной передачи.
сечения горизонталь, находим на кривой исход-
ной динамической характеристики точку Г,
определяющую новое значение скорости v'".
Если у автомобиля, для которого известен
динамический фактор при заданном значении
фактора обтекаемости kF, последний будет из-
менён (например, за счёт установки другого
кузова), при неизменных прочих параметрах,
то новое значение динамического фактора
будет:
l
E6,
где b = -г-= отношение изменённого фак-
кг
тора обтекаемости к заданному.
При изменении передаточного числа глав-
ной передачи новое значение динамического
фактора:
3,62G,
—- 1
E7)
характеристики при переменном весе, что
даёт возможность совместно исследовать
влияние на динамические качества авто-
мобиля изменения его веса и передаточ-
ного числа главной передачи (фиг. 21).
Если требуется найти ноиое значение дина-
мического фактора при изменении только /0,
то горизонталь в верхней части графика про-
водится до пересечения с вспомогательной
прямой, соответствующей а = 1, после чего
проводится вертикаль до пересечения с пря-
'о ,
мои, отвечающей заданной величине-г- (на-
1о
пример, с = 0,9). Точка Д определит новое
значение динамического фактора. Способ на-
хождения новых значений динамическое фак-
тора при изменении веса и передаточного
числа ясен непосредственно из графика. Но-
вые значения скоростей при изменённом /0
находятся с помощью вспомогательных прямых
в правом нижнем квадранте графика. Углы A
определяются из соотношения: tg 3 = с.
ГЛ. 1]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
13
Величина динамического фактора автомо-
биля зависит от параметров двигателя и транс-
миссии, веса автомобиля и обтекаемости его
кузова. Максимальная величина динамического
фактора на прямой передаче Dmax для легко-
Значения D
шах
Таблица 5
на прямой передаче для
шал - .
некоторых моделей легковых автомобилей
Автомобиль
о oj
|U м
Двигатель
„Москвич" . .
М-20 (Победа)
ЗИС-110 . . .
М-1 •
ЗИС-101 . . .
Кадиллак eight
62 ........
Шевроле six . .
Форд eight 69A
Меркюри eight
69М .
Олдсмобиль six
Олдсмобиль
eight. . . . .
Понтиак six 25 .
Понтиак six 26 .
Понтиак eight 27
Понтиак eight 28
I35O
2425
1400
147°1
151°
б,о
1370 3.28
2550 5.76
3.54
3,92
1482 з,92
хбоо 3,9°
1650 4,20
3.9=
Мощ-
ность
в л. с —
об/мин.
23—34°°
50—3600
140 - з°°о
5О- а8оо
IIO-28OO
130—3200
83—3200
89—3600
89—3600
94-34°°
104—3600
87,5—3200
7,53
4,об 101,5—Зб°°
i6ooJ4,o6 101,5—36°°
' max B "*«*
на прямой
передаче
0,079
0,098
о, 14
°ilo7
0,112
o,i8
0,183
°, 145
о, 144
0,178
0,l8
0,189
0,18
о,179
щая максимуму динамической характеристики
на прямой передаче, колеблется в пределах
30-65 км/час.
Значения Dmax на прямой передаче, под-
считанные аналитически при максимальном
моменте двигателя, для некоторых моделей
легковых автомобилей приведены в табл. 5.
Соответствующие значения Dmax и скоро-
стей для некоторых моделей грузовых авто-
мобилей [1] приведены в табл. 6.
Время движения автомобиля на пере-
гоне. Зная способ нахождения по динамиче-
ской характеристике автомобиля установив-
шихся скоростей его движения при различ-
ных дорожных сопротивлениях, можно опре-
делить время движения автомобиля на задан-
ном перегоне.
Если на отдельных участках перегона, имею-
щих длины slf $2> 5з • • • км> известны скорости
движения vu vz, v3. .. (разбивка перегона на
участки производится, исходя из постоянства
дорожных сопротивлений в пределах каждого
участка), то время движения в минутах
60
на каждом участке определится: ^ — —s^,
60 60
h s t
Общее время движения на перегоне:
;=Е@ = 60
вых автомобилей колеблется в пределах
0,12—0,20; скорость автомобиля, соответствую-
E9)
Таблица 6
Значения ?>_„ на прямой передаче для некоторых моделей грузовых автомобилей
Автомобиль
ГАЗ-51
ЗИС-150 ....
ЯАЗ-200
ГАЗ-ММ ....
ЗИС-5
Автокар DH . .
Автокар N...
Броквей 160 . .
Броквей 170 . .
GMG T-43-C • . .
GMC T-46-G . .
GMC T-51-B . .
Уайт 618 . . . . ,
Уайт 621 ....
Уайт 704 . . . .
ACF 175-В
Броквей 160 ..
Броквей PC-22-SP
Додж F-61 . . .
GMC T-51 ....
GMC Т-61 • . . .
Грамм GF ...
Уайт 621-К . . .
Уайт 631 . . . . .
Уайт 641 . . . .
Броквей 195 . . .
Автокар Т . . . <
Уайт 642
GMC Т-84 . . . ,
GMC T-85-H . . .
GMC Т-110-С • • •
Мак ВХ
Грузоподъём-
ность ъ кг
2000—2500
3 5°°
5°оо— 7°°°
i 5°°
Зооо
3 боо
Збоо
3200—3600
3 боо
3200—4000
4 5°°
Збоо—5°°°
2700—3600
2700—3600
3 20О
6 ооо
52OO
5 боо-
5 54O
5 °°о
5 7°о
5850
5850
5 7°°
5250 •
б IOO
6 боо
7
8 7°°
ю боо
Полный вес
в кг
5 2IO
7 4°°
13670
ЗЗ'о
6 IOO
9 ооо
юооо
9 5°о
8850
82OO
8640
9 ооо
8 2OO
82OO
б 35°
и8оо
9 52O
9 9
9 обо
9 обо
10400
ю86о
ю8бо
ю86о
ю86о
и зб°
12 7ОО
12 7°°
13600
15 4°°
18 15°
14 ооо
Двигатель
Рабочий объём
в л
3,48
5 55
4,65
328
5-55
5,9
6,6
5,9
6,2
4,2
5,4
5>4
7,i6
4,2
и,6
5,9
6,25
5,°б
5,42
6,56
12,76
7>"
7,"
9,5
7>°
7,42
9,5
8,2
8,6
Ю,1
7,67
Мощность
в л. с—об/мин1
D max в кг'нг
на прямой пере-
даче
70—2800
90—2700
НО—2ООО
50-2900
73—2800
84—2500
94—25°°
90—2500
1об—2бОО
76—2500
94—25°о
94—2500
77—25°°
105—2300
79—2боо
150—2000
00—2500
Ю4—2400
96—300°
94—25°°
110—2300
164—2ооо
105—2300
105—2300
130—2300
и8—2400
95—i8oo
130—2300
135—2200
128—2100
149—2100
117—2400
0,06
0,062
0,0454
0,081
0.0575
0,0462
0,0395
0,0388
0,0438
0,0388
0,060
0,0464
0,053
°,О575
°,°5О5
0,069
О,О395
0,0428
0,040'
0,0446
0,0606
°, °452
0,0418
0,0538
0,0598
о, 0408
о,оз97
о.оббз
0,0482
0,0498
0,046
°,°353
14
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
1РАЗД. IV
Нахождение времени движения на пере-
гоне может быть произведено и графическим
способом [3].
Время и путь разгона автомо-
биля. Ускорение автомобиля определяется
непосредственно по основному диференциаль-
ному уравнению движения
откуда в заданном интервале скоростей от
до vn время разгона автомобиля
Т = ldt =
F1)
и путь разгона
с __
(D-ф)
F2)
Непосредственное интегрирование диферен-
циального уравнения движения автомобиля
возможно, если известна аналитическая связь
PK — f(v). Практически время и путь разгона
автомобиля Т и S определяются обычно графо-
аналитическими и графическими методами.
Следует иметь в виду, что величины уско-
рений, подсчитанные по уравнению F0), не
будут точно соответствовать действительным,
поскольку в процессе разгона мощность дви-
JL ли/
гона Т в масштабе: 1 мм2 = тгтг сек- гДе а и
о,о
Ь — масштабы соответственно по осям va и
-г- : по оси скоростей va — 1 мм = а км/час
Ja
(q-R- м/сек , по оси обратных ускорений
\О О /
1 мм = ft сек^/м.
Ja
Если на указанном графике разбить весь
интервал скоростей разгона va — v0 на отдель-
ные отрезки (vi — Vq), (v3 — fi)...(t'n—vn—\)
и затем определить время разгона ti,t%,..., 1п
в пределах каждого участка, то можно по-
строить кривую времени разгона (фиг. 24),
практически характеризующую приёмистость
данного автомобиля. В тех случаях, когда тре-
буется найти только общее время разгона
автомобиля, разбиваем на графике динамиче-
ской характеристики интервал скоростей раз-
гона на равные отрезки {vx — t/0) = (уг — fi) =
Время разгона согласно „правилу трапе-
ций"
F3)
где Do, Du ..., Da — значения динамического
фактора при скоростях v0. vъ ... , va. Чем
меньше выбранный отрезок скорости Ди, тем
точнее будет результат подсчёта.
Путь разгона автомобиля S определяется
площадью фигуры, ограниченной кривой вре-
Фиг. 22. Кривая обратных ускорений
автомобиля.
V, км/час
Фиг. 23. Кривые обратных ускоре
ннй автомобиля на передачах.
Фиг. 24. Кривая времени раз-
гона автомобиля.
гателя будет иной, чем мощность, замеренная
при испытании на установившихся режимах.
Графоаналитический метод. По
заданной динамической характеристике авто-
мобиля строят в зависимости от скорости кри-
вые величин = -г- на какой-либо
одной выбранлой передаче (фиг. 22) или на
всех передачах в коробке передач (фиг. 23).
Площадь фигуры, ограниченной указанными
кривыми обратных ускорений, ординатами,
соответствующими скоростям начала и конца
разгона и осью абсцисс, определит время раз-
мени разгона, горизонталями, соответствую-
щими начальной и конечной точкам интервала
времени разгона t0 и tn (или скорости раз-
гона 1>0 и t'n), и осью ординат.
В этом случае 1 мм?—am м, гдет—мас-
штаб по оси времени разгона: 1 мм — m сек.
Разбивая весь интервал времени разгона
на отрезки {tx —t0), (t2 — Ь) (tn - tn__x), что
соответствует интервалам скорости {vx —1>0),
(v2 — vj,..., (vn — vn_l), и, определяя затем
путь разгона в пределах каждого участка,
можно построить кривую пути разгона авто-
мобиля (фиг. 25).
Графический метод. Один из наи-
более простых методов графического построе-
ГЛ. I]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
15
ния кривой времени разгона на дороге
с заданным сопротивлением ^ непосредствен-
но по динамической характеристике состоит
в следующем. На прямой, характеризующей
дорожные сопротивления ty, отложенной в
том же масштабе, что и D (фиг. 26), отмечаем
полюс Р на расстоянии от оси ординат О'Р =
=-7Т? • гДе а, с и т — масштабы; по оси
6,bcmg
скоростей va: 1 мм — а км/час; по оси динами-
ческого фактора D: I мм — с кг/кг; по оси
времени разгона t: 1 мм — т сек.
Разбиваем весь интервал скоростей раз-
гона (t'e — t»o) на отдельные участки и сносим
средние значения динамического фактора на
каждом участке на ось ординат. Отрезки АБ,
БВ, ВГ,...,перпендикулярные соответственно
лучам Pdi, Pdb Pdb,..., образуют ломаную
кривую, представляющую собой приближённо
кривую времени разгона автомобиля. Чем
большее число участков взято в интервале
(vn — v0), тем ближе будет совпадать полу-
ченная ломаная с истинной кривой времени
разгона. Для графического построения кри-
вой пути раз-
гона (фиг. 27) от-
кладываем на задан-
ной динамической ха-
рактеристике прямую.
Вводя индексацию, аналогичную применён-
ной при рассмотрении тягового баланса, имеем:
~ ~?f7T' — мощность, подводимая к
ведущим колёсам,
— мощность, расходуемая
Gqf COS C( Vq
270
Ga Sin ava
270
kFvt
3500
^•270
на преодоление сопро-
тивления качению,
— мощность, расходуемая
на преодоление сопро-
тивления подъёма,
— мощность, расходуемая
на преодоление сопро-
тивления воздуха,
va — мощность, расходуемая
на преодоление услов-
ного сопротивления раз-
гону.
0 К,
Фиг. 25.
Кривая пути разгона
автомобиля.
Ice*
Фиг. 2tr. Графическое построение кривой
времени разгона автомобиля.
Фиг. 27. Графическое построение кри-
вой пути разгона автомобиля.
характеризующую дорожные сопротивления <\>,
и разбиваем интервал скоростей разгона
(va—vQ) на отдельные участки. Средние зна-
чения динамического фактора на каждом уча-
стке соединяем г точкой О': отрезки АБ,
БВ, ВГ,..., перпендикулярные соответственно
лучам O'DU O'D%, O'?)a,...» образуют лома-
ную кривую, представляющую приближённо
кривую пути разгона.
Масштаб кривой пути разгона: 1 мм — k м,
. 5 д2
где k=g— •'
Мощностной баланс автомо-
биля. При решении некоторых тяговых задач
удобно пользоваться не тяговым балансом ав-
томобиля, а мощностным балансом, т. е. выра-
жением, показывающим, что в каждый данный
момент мощность, подводимая от двигателя к
ведущим колёсам, равна сумме мощностей,
расходуемых на преодоление отдельных видов
сопротивления движению.
В общем виде соотношение между мощ-
Pv
ностью и тяговым усилием N =-^.
По аналогии с C9)
kFva
_ C7aSitl ava GafCOS o.Va . kFva ,
ОТП I O7fi . I ОСЛЛ "t~
270
3500
270
, 8 GJgVg
"T" g 270
При допущениях, сделанных выше, для
малых углов подъёма
F4)
Л, ....
27u + 270
3500
Обозначая, как и ранее,
+ /, получаем
270
, 5 GqiaVq „
"^ g 270 '{ }
= /cos a -j- sin а и
3500
WaJaVq F6)
#270 "
Графическая интерпретация мощностного
баланса — мощностная диаграмма автомо-
биля— приведена на фиг. 28. По оси ординат
16
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
отложен масштаб мощности N, а по оси абс-
цисс— масшаб скорости va; снизу под по-
следним может быть отложен второй масштаб
для числа оборотов двигателя пт. Разность
ординат кривых Nm и Nk представляет собой
мощность, расходуемую на трение в механиз-
мах трансмиссии Nmp = Nm (I — t]M).
Разность ординат между кривой Nk и сум-
мирующей кривой (Nf + Ni + Nw) (напри-
мер, отрезок а — Ь) определяет мощность,
, ; — об_
"/И piuh
Фиг. 28. Мощностная диаграмма автомобиля.
могущую быть израсходованной на создание
ускорения автомобиля при заданных дорож-
ных сопротивлениях и скорости va . Точка с,
в которой указанная разность равна нулю,
определяет максимальную скорость автомо-
биля "атах-
- Максимальное сопротивление на данной
скорости автомобиль сможет преодолеть при
установившемся движении. В этом случае F6)
Отношение избыточной мощности к пол-
ному весу автомобиля, выраженному в тоннах:
1000-—~—— (запас мощности на тонну веса)
использовался ранее в качестве измерителя
для оценки тяговых качеств автомобиля. В на-
стоящее время этот измеритель не приме-
няется; для приближённой оценки иногда ис-
пользуют удельную мощность автомобиля,
т. е. отношение максимальной мощности
двигателя к весу, выраженному в тоннах:
1000 —*"тах . Для современных автомобилей
этот измеритель в среднем равен: грузовые
автомобили — 15 — 25 л. c.jm\ легковые авто-
мобили 40 — 50 л. cjm.
Для сравнительной оценки тяговых качеств
грузовых автомобилей SAE (Общество авто-
мобильных инженеров в США) предложен
параметр, представляющий собой отношение.
полного веса (в фунт.) автомобиля или авто-
поезда (GKVF) к мощности двигателя (HP). При
рассмотрении мощности исходят из кривых:
а) п а р ад ной мощности (gross brake
horsepower); двигатель снабжён только теми
агрегатами, которые необходимы для его
работы на стенде (вентилятор, генератор, воз-
духоочиститель и пр. сняты); б) действи-
тельной мощности (net brake horsepo-
wer); двигатель снабжён всеми агрегатами,
нормально имеющимися при его установке на
шасси.
Соотношения между парадной (Nn) и дей-
ствительной (Nq) мощностями для группы аме-
риканских двигателей .Геркулес" и Вокеша
приведены в табл. 7.
Таблица 7
Соотношение между парадной и действительной
мощностями для некоторых моделей американских
двигателей
Карбюраторные двигатели
Модель
двигателя
Мощность
в л. с.
Двигатели тяжёлого
топлива *
Модель
двига-
теля
Мощ-
ность
в л. с.
Вокеша
ТСК
FC
XAN
130GS
130OL
VIM
VIK.
VRZG
6BZ
6MKR
6MZR
140GS
ШОК
6SRKR
145GS
14SOK
6WAL
6WAK
145GZ
18
32
43
5О
56
53
58
64
86
98
106
122
I43-
125
152
186
200
235
203
14
24
36
36
41
45
5о
56
65
58
69
«4
гЗЗ
I2O
143
177
хба
193
194
22,2
25,О
16,3
28,О
26,8
13,4
1б,О
12,5
24,4
40,8
35,°
6,55
6,35
4,00
5,93
4,84
19,0
17.85
4,44
130HS
130HL
VRZH
140HS
140НК
145НК
6WAKH
48
55
59
114
128
174
202
%
44
47
95
109
148
162
2О,8
2О,О
5 !б,7
14,8;
'4,9
19,8
„Гер к у л е с"
XF-3
ХА-3
ХК-3
ХВ-3
QXC-325
ХВ
JXG
JXD
WXLG
WXLC-3
RXC
RXLD
НХВ
НХС
HXD-325
НХЕ
33.5
4о
43
47
73
84
87
но
ш
12б
131
152
i6o
177
184
200
21
28,
34
37
40
62
71,4
74
93
94
107
ш
129
136
150
156
170
16,00
15,20
15,00
13,95
14,90
12,30
15,00
14,95
15,25
15,15
15,00
15,25
15,25
DIKD
DOOC
DOOD
DWXD
DRXB
DRXC
DFXD
DFXE
DEXH
27,6
7о
79
135
132
'47
226
238
255
23,5
6о
66
«5
II2
125
>92
2O2
ai7
14,85
14,30
16,45
|8
15,00
JS»10
14,90
* Приведённые в таблице двигатели тяжёлого топлива
Вокеша работают по циклу Гессельмана, а двигатели
„Геркулес" — по циклу Дизеля.
ГЛ. I]
ТЯГОВАЯ МЕХАНИКА АВТОМОБИЛЯ
17
Пренебрегая сопротивлением воздуха и при-
нимая сопротивление дороги равным 1,2 фунт.
на 100 фунт, полного веса автомобиля, а к. п. д.
трансмиссии равным 0,9, получаем при приня-
тых в США обозначениях:
2УЖ.
HP
33,75
S(G+ 1,2)
фунт./л. с,
где 5 — скорость в миль/час; G — подъём
Соответственно
_
GVW(G+1,2) '
33,75/УР
GVW
1,2.
о GVW
Значения -j.p для некоторых моделей аме-
риканских грузовых автомобилей, подсчитан-
ные по максимальному значению парадной
мощности Na, приведены в табл. 8.
Таблица 8
GVW
Значения параметра ¦ „р для некоторых моделей
американских грузовых автомобилей
мо-
о
ОС
м
одель
1ЛЯ
О
о
01
в
олный
фунт.
С я
н
Е
•&
С
i
а
Друхосные автомобили
Даймонт
2OI
Зоб
4O4
404Н .
4 об
5O9
5°9Н
612
6I2H
614
6I4H
702
8о5
8об
8O7
goo
9ю
8ооо
II ООО
12 20О
13 5°°
I3 5OO
I4 7OO
I6 2O0
1б20О
i8ooo
18 000
18800
22 000
22500
26 000
26000
30 000
36 000
по
15°
158
175
1б4
i8o
198
188
209
187
196
217
197
228
260
227
240
„Интернационал"
K-I
К-2
к-з
К-4
К-5
К-6
К-7
К-8
К-ю
KR-ii
А-8
4400
5200
6650
10000
13 500
14 500
16500
20 000
22500
27 000
40000
53.5
63,4
81
122
145
145
160
200
203
236
280
о
о
[-1
S
одель
1ЛЯ
О
0
0)
а
олный
фунт.
Ея
4
ё
¦&
0
h
0
а
Трёхосные автомобили
Даймонт
6I2SB
6I4SB
702SB
702SB
8o6SB
806S
900S
900S
910S
26 ООО
32 ООО
33 ооо
Збооо
Збооо
4о ооо
40 ооо
5оооо
5ОООО
303
334
334
316
-351
294
378
334
„Интернационал*
K-6F.
K-8F
K-iiF
22 ООО
27 ооо
37 °°°
220
270
324
Аналитический метод интегри-
рования и исследования диферен-
циального уравнения движения
автомобиля. Введение графических и гра-
фо-аналитических методов решения тяговых
задач обусловлено тем, что исходные кривые
N f() M () P ty) полу-
ченные экспериментальным путём, задаются
в виде табличных зависимостей или графиков.
Имеется ряд предложений по установле-
нию эмпирических зависимостей между мощ-
ностью двигателя и числом его оборотов; наи-
более известной является формула
N,
где Nm max и пн—мощность и число оборо-
тов при перегибе характеристики —должны
быть заданы.
При имеющемся многообразии факторов,
влияющих на работу двигателя, обобщающие
формулы, подобные приведённой выше, не
дают достаточно удовлетворительных резуль-
татов.
Значительно лучшие результаты могут быть
получены, если для экспериментально полу-
ченной для данного двигателя или данного
автомобиля кривой подобрать эмпирическое
уравнение, которое в дальнейшем может быть
использовано при интегрировании диферен-
циального уравнения движения автомобиля [4].
Анализ экспериментально полученных кри-
вых Рк= ty (va) показывает, что они доста-
точно точно удовлетворяют уравнению второй
степени
Рк = А + Bva + Cv\. F8)
Числовые коэфициенты А, В и С нахо-
дятся известными при математической обра-
ботке экспериментальных данных методами
[5] (см. ЭСМ т. 1, гл. I); наиболее удобен из них
для данной цели метод наименьшей средней
ошибки.
Диференциальное уравнение движения ав-
томобиля в этом случае
dv_
dt
g
F9)
= А—Ga<y; В =В; С =С—~-™.
Максимальная скорость автомобиля
-В'
— В'
+ у в'*
2С
-YB'
! —4Л
а-4Л
'С
'С
2С
G0)
Максимальное преодолеваемое сопротивле-
ние
оГ '
3,62
и соответствующая скорость
_ 1 В_
3,62
— С
G1)
G2)
Время разгона в интервале скоростей v0—vn
1
Т - Юа .
gC" Vl-
¦In-
2 Том 11
18
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
где V\ и 1'2 по формуле G0).
Путь разгона
gC vi — t/2
— vо
Если обозначить удельную силу сце-
пления при торможении — ит:
и, = -,#-. G9)
— 1>21п
t>2 —
G4)
то
ТОРМОЖЕНИЕ АВТОМОБИЛЯ
(80)
Торможение автомобиля представляет со-
бой процесс принудительного снижения ско-
рости автомобиля до произвольной величины
и в предельном случае до нуля.
Если отключить двигатель от ведущих ко-
лёс, то скорость автомобиля за счёт сопро-
тивлений движению начнёт постепенно сни-
жаться, однако интенсивность этого про-
цесса при нормальных дорожных сопротивле-
ниях весьма невелика, и путь, который прой-
дёт при этом автомобиль (путь свободного
затухания),
Величина ит зависит от расположения тор-
мозов и приближённо может подсчитываться
по следующим формулам: при расположении
тормозов
Ь
на передних колесах cos а — —«^,
/у
на задних колёсах cos a -
kFvi
2gkF
•3,62 In
3,62
kFv
G5)
на передних и задних колёсах cos a «p.
Подставляя в формулу G7) Рх из формулы
(89) при значениях их, соответствующих рас-
положению тормозов и считая, что торможе-
ние производится до полной остановки (va —.
— 0), имеем:
торможение передними колёсами
может быть при большом интер-
вале начальной и конечной ско-
ростей весьма значительным.
Для уменьшения указанного
пути до пределов, практически
обеспечивающих безопасность
движения, должно быть прило-
жено дополнительное сопро-
тивление — тормозное усилие
Pz, которое представляет собой
тангенциальную реакцию, воз-
никающую между дорогой и
заторможёнными колёсами и
направленную в сторону, про-
тивоположную движению.
Диференциальное уравнение
движения для случая торможе-
ния, считая, что сцепление вы-
ключено
д 3,62
Gn COS a-
In
3,62
(81)
Gn COS а
ч
торможение задними колёсами
а . ,
Ga cos a
_ G
UgkF
-In
3,62
Gn COS a
а
(82)
торможение задними и передними колёсами
kFv
cos a
2gkF
-Ш
Ga COS a cp +
(Од)
tf °а
g
dv
dt
G6)
где 8' — коэфициент, учитывающий инерцию
колёс автомобиля. Путь торможения находим,
интегрируя уравнение G6) в пределах
(f 1 -т- Vo), где Vi и v2 — соответственно началь-
ная и конечная скорость торможения
Если торможение происходит на горизон-
тальной дороге, имеющей малый коэфициент
качения, то приближённо 4"*0 и
kFVQ
3,62
2gkF
(84)
2gkF
3,62 Ш
kFvz
G7)
Величина В' близка к единице и практи-
чески может не учитываться. Предельная ве-
личина тормозного усилия
Р, = ЛТТ. G8)
где Rz — нормальная реакция между дорогой
и тормозными колёсами в процессе торможения.
Сопротивление воздуха оказывает суще-
ственное влияние на тормозной путь при вы-
соких начальных скоростях торможения по-
рядка 100 KMJnac и выше. При меньших ско-
ростях сопротивление воздуха можно не учи-
тывать; производя интегрирование уравнения
G6j, полагая Pw = 0, находим:
s =
(85)
ГЛ. 1]
ТОРМОЖЕНИЕ АВТОМОБИЛЯ
Подставляя значения Рх в соответствии с
условиями торможения и полагая, что тормо-
жение ведётся до полной остановки (va = 0),
и 8' и 1, имеем:
торможение передними колёсами
¦*>~2g-3& cosaby + (L — <?fig)ty '
торможение задними колёсами
; (87)
торможение передними и задними колёсами
„.2
S* —'
2^-3,62
(88)
На горизонтальной дороге с хорошим по-
крытием можно принять приближённо ^ v= 0.
При этом допущении:
2
J*±=&; (89)
2g-3&
ay
(90)
(91)
На фиг. 29 дано сопоставление тормозных
путей по формулам (89) — (91) при различном
расположении центра тяжести по длине авто-
0,2 0А 0,6 0,8
Фиг. 29. Зависимость тормозного пути от
расположения .центра тяжести авто-
мобиля.
мобиля для частного случая va =60 км]%ис
<р = 0,5, hg = 1 м и L — 4 м.
Значения тормозных путей для основного
применяющегося на практике случая тормо-
жения всех колёс автомобиля для различных:
значений va и <р приведены в табл. 9.
Влияние сопротивления воздуха на тормоз-
ной путь для условно выбранного автомо-
биля (Ga = 3000 кг; kF = 0,1) показано на
50
100 150 Va км/час
Фиг. 30. Влияние сопротивления воздуха
на тормозной путь автомобиля.
фиг. 30; пунктирная кривая на этом графике
даёт ошибку в процентах, которая получается
на различных скоростях движения, если не
учитывать сопротивления воздуха.
Таблица 9
Значения тормозного пути автомобиля в м
[по формуле (91)J
<р
О, ?
о.З
О.5
..,
10
3
1
О
о
93
з.
78
5б
30
35
и
7
5
,2
.7
,о
>°
50
98
32
19
Н
,i
,7
,6
,о
Vа в км/час
70
192,5
64.15
38,5
27,6
90
318,0
io6,o
45.5
110
475.°
154.3
95»°
68,o
150
882,о
294-О
164,0
12б,0
Приведённые выше уравнения относятся к
случаю торможения с выключенным сцепле-
нием. Практически торможение на некотором
интервале скоростей производят, не выключая
сцепления при сброшенном газе. Используемый
тормозящий эффект двигателя уменьшает тор-
мозной путь в среднем на 10—15%. Одновре-
менно при движении на скользкой дороге не-
сколько снижается возможность бокового за-
носа автомобиля.
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
ТЯГОВЫЙ РАСЧЁТ АВТОМОБИЛЯ
Задачей тягового расчёта автомобиля
является подбор в процессе проектирования
основных параметров силовой установки и
трансмиссии, обеспечивающих автомобилю
заданные тяговые качества.
Этими параметрами являются характери-
стика, рабочий объем и оборотность двига-
теля; передаточные числа главной передачи,
коробки передач и демультипликатора.
Требования к тяговым качествам проекти-
руемого автомобиля обычно включают: а) ма-
ксимальную скорость vamax на прямой пере-
даче на хорошей горизонтальной дороге (ф =
= f — 0,02); б) максимальное сопротивление,
преодолеваемое автомобилем на прямой пе-
редаче, ^тах (или соответственно Отлу) и со-
ответствующая скорость vak\ в) максимальное
сопротивление, преодолеваемое автомобилем
на первой передаче, <f i max (или соответ-
ственно ?imax).
Подбор характеристики двигателя. По
требованиям, приведённым в пунктах а) и б),
что даёт возможность на фиг. 32 нанести для
оси абсцисс второй масштаб — числа оборо-
тов пт.
Величина коэфициента многооборотности
колеблется на прямой передаче в следующих
пределах: для легковых автомобилей — ч\п ~
« 30—40; для грузовых автомобилей у\п « 40—50.
Коэфициент многооборотности может слу-
жить показателем степени форсировки двига-
теля по оборотам: чем выше t]n, тем больше
число оборотов в минуту двигателя при той же
скорости автомобиля *.
Зная характеристику двигателя, можно
приближённо определить его рабочий объём
в смг по формуле
cNn
Фиг. 31. Динамическая характера»
стика автомобиля.
об
Фиг. 32. Зависимость эффек-
тивной мощности двигателя
от скорости автомобиля.
(94)
где с = 900 для четырёхтактных двигателей;
с = 450 для двухтактных двигателей.
Максимальные значения среднего эффектив-
ного давления ре для современных автомо-
бильных двигателей см. .Двигатели
внутреннего сгорания".
В формулу (94) подставляется
число оборотов, соответствующее
максимальному крутящему моменту
(или, приближённо, максимальному
значению динамического фактора —
Dmax), и мощность при указанном
числе оборотов.
Определение передаточного
числа главной передачи. Прибли-
жённо передаточное число главной
передачи i0 определяется по приня-
тому коэфициенту многооборотности
в соответствии с B3) при iK = 1.
можно представить протекание динамической
характеристики проектируемого автомобиля
(точки А и В на фиг. 31). Для уточнения ха-
рактера протекания кривой обычно задаётся
ещё промежуточная точка С — значение дина-
мического фактора D'o (Dq*0,92— 0,95 ?>omax)
при некоторой промежуточной скорости va
= ¦ а"ах 1. Полученная кривая в точке В
касательна горизонтали, находящейся на рас-
стоянии ?>отах от оси va.
Подставляя в формулу
/0 = 0,376 rKrin.
(95)
DGava
3,62
270 Ъ
(92)
Уточнение найденного таким образом пе-
редаточного числа может быть произведено
путём анализа мощностной диаграммы авто-
мобиля при нескольких значениях /0, близких
к полученному по формуле (95). Графический
метод такого анализа показан на фиг. 33
в предположении, что i}>>tf}> i]}1 •.. ^ем боль-
ше /0, тем больше среднее значение запаса
мощности автомобиля; одновременно при изме-
нении /0 меняется и максимальная скорость
автомобиля. Наибольшего значения максималь-
ная скорость достигнет при таком передаточ-
ном числе главной передачи, при котором кри-
вая суммарной мощности сопротивлений пере-
сечёт кривую NK в её максимуме. В этом слу-
значения ?>0 при различных va, взятые по кри-
вой (фиг. 31), получаем возможность построить
кривую Nm = f (fo). Типичное протекание этой
кривой показано на фиг. 32. Для того чтобы
перейти к зависимости Nm = <?(nm), задаются
коэфициентом многооборотности,
представляющим отношение числа оборотов
двигателя к соответствующей скорости авто-
мобиля:
пт (93)
27U
a max
3500"
kFv1
+ и шал
Решая полученное кубическое уравнение
(по формуле Кардана-Тартальи или графиче-
* В США степень форсировки двигателя по оборотам
оценивается числом оборотов двигателя п% на одну
милю пройденного пути:
ГЛ. I]
ТЯГОВЫЙ РАСЧЁТ АВТОМОБИЛЯ
21
ским методом), можно непосредственно найти
наибольшее возможное значение #атах, а зная
одновременно и число оборотов п^, соответ-
ствующее перегибу характеристики, можно
определить /0, оптимальное с точки зрения
получения максимальной скорости:
= 0,376 rK
nN
(97)
Этим способом определяется /0 для гоноч-
ных автомобилей; для автомобилей, предна-
значенных для нормальной эксшюатации,
N
п. с.
Фиг. 33. Мощностная диаграмма автомобиля при различ-
ных значениях /„.
у которых важна не только высокая максималь-
ная скорость, но и достаточный запас мощ-
ности, /0 берётся в зависимости от типа и
назначения автомобиля обычно на 15—25%
больше:
/0 = A,15—1,25) 0,376 гж
nN
va max
(98)
т. е. максимальная скорость автомобиля дол-
жна быть на 15—25% больше скорости vN,
соответствующей перегибу кривой NK.
Подбор передаточных чисел коробки
передач. Подбор передаточного числа ко-
робки передач на первой передаче произво-
дится из условия преодоления заданного ма-
ксимального сопротивления 4>j max = D{ max.
Пренебрегая сопротивлением воздуха, что
при малых скоростях движения на первой пе-
редаче при преодолении высоких сопротивле-
ний безусловно допустимо, имеем:
откуда
(99)
A00)
Во избежание буксования ведущих колёс
-<u-Ga, A01)
откуда
A02)
Таким образом, передаточное число ко-
робки передач на первой передаче должно
лежать в пределах:
Мх
1к\
Mmax TlM
A03)
что возможно при условии
A04)
Передаточные числа на промежуточных
передачах подбираются по закону геометри-
ческой прогрессии. В общем виде передаточ-
ное число коробки передач на m-й передаче:
п — 1
ут—1
A05)
где п — выбранное число ступеней коробки
передач.
Соотношения между передаточными чис-
лами коробки передач в зависимости от числа
ступеней приведены в табл. 10.
Таблица 10
Соотношения между передаточными числами
коробки передач в зависимости от числа ступеней
Передача
m
Первая .
Вторая .
Третья .
Четвёр-
тая ....
Пятая . .
Коробка
трёхсту-
пенчатая
я=3
1
четырёхсту-
пенчатая л=4
Я / " '
урК1
1
пятиступен-
чатая п=5
1
В случае применения для повышения в
хороших дорожных условиях максимальной
скорости и уменьшения расхода топлива
коробок передач с повышающей переда-
чей, передаточное число которой меньше
единицы, „прямой" передачей будет не по-
следняя, а предпоследняя: /Жд_1 = 1. В этом
случае
я —2
tn-l
A06)
Передаточное число повышающей переда-
чи коробки передач с любым числом ступеней
где и — удельная сила сцепления.
"К ST-
22
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
Остальные передачи определяются так же,
как и для нормальной коробки передач, име-
ющей число ступеней на единицу меньше, чем
в рассматриваемой коробке. Например, для
пятиступенчатой коробки с повышающей пе-
редачей передаточные числа определяются для
последней (пятой) передачи по формуле A07),
для четвёртой передачи равно 1, а для третьей
и второй передач по формулам для четырёхсту-
пенчатой коробки передач.
гона легкового автомобиля в зависимости от
числа ступеней коробки передач:
Число ступеней ... г з 4 5
Время разгона
80 клцчас в 0,0
79
Оптимальные результаты в отношении по-
вышения тяговых качеств автомобиля даёт
применение прогрессивных коробок передач.
¦/*
4.0
3,5
3,0
2,5
2,0
1,5
in
~—-—
23
23 __
/2
^^
22 11
• \*-^
•16
'17
16
•19
,10
^*12
Ш
•В 12
'о
J
45
iis
J3
4
^Вторш
J3
¦% iu
° д
,11
5
1 передача
третья п
д
6
ередача
д* ^
2,5
3,5
5.5
6,5
Фиг. 34- Зависимость теоретических передаточных чисел на второй и третьей передачах от передаточного
числа на первой передаче для четырёхступенчатой коробки передач:
1 - ГАЗ-АА; 2 — ЗИС-5; 3 - Я-5; 4 - Додж-ШР-32; 5 - Бедфорд-OXD; 6 - Остин К-30; 7 — Остин К-3;
* — Студебекер US-6X6. ¦ Интернационал" М-5-6; 9 — Стандартные коробки передач ZF. К-30:
10 - К-35; II — К-40; /2 - К-45; 13 — К-60; 14 - G-25; 15 — G-35; 16 - AKS-15; 17 — AKS-20; 18 - AK.S-30;
19 — Адлер 1,5 л; 20 — Вандерер 2,5 л; 21 — Мерседес 4,5 л; 22 - Хорьх 5,0 л; 23 — Майбах 8 л;
24 — Бюссинг 1,5 и 2,0 т.
При конструировании коробок передач
обычно значения передаточных чисел на про-
межуточных передачах выбирают несколько
меньшими, чем по вышеприведённым форму-
лам. На фиг. 34 показана зависимость теоре-
тически получающихся передаточных чисел
на второй и третьей передачах от передаточ-
ного числа на первой передаче для четы-
рёхступенчатой коробки передач. Отдель-
ные точки на этом графике показывают
передаточные числа на указанных переда-
чах для некоторых моделей автомобилей, а
также для некоторых стандартных коробок
передач.
Определённое влияние на тяговые качества
автомобиля оказывают число ступеней коробки
передач, а также её конструкция и гип.
У нормальной ступенчатой коробки с подвиж-
ными каретками на приёмистость автомобиля
оказывает влияние наличие синхронизаторов,
уменьшающих время переключения, а также
способ переключения.
На фиг. 35 приведены опытные кривые
времени разгона грузового автомобиля при
отсутствии и при наличии синхронизаторов и
при нормальном и резком включении пере-
дач.
Увеличение числа ступеней в коробке по-
вышает тяговые качества автомобиля. Теоре-
тически подсчитанное изменение времени раз-
Сравнительные теоретические подсчёты при-
менительно к грузовому автомобилю ЗИС-5
[9] приведены в табл. 11 и 12.
г сек
0 2 ~ 4 S в Ю 12 И '? в% км/час
Фиг. 35. Кривые времени разгона грузового автомобилч
1 — нормальное включение
2 — резкое включение
3 — нормальное включение
4 — резкое включение
> без синхронизатора
\ с синхронизатором.
ГЛ. I]
ЭКОНОМИКА АВТОМОБИЛЯ
23
Необходимо отметить, что приведённые ре-
зультаты подсчётов отражают лишь предель-
ные теоретические возможности повышения
тяговых качеств автомобиля при применении
прогрессивных коробок передач. В действи-
тельных условиях за счёт отклонения режима
Таблица 11
Ускорение грузового автомобиля в м/сек*
с четырехступенчатой коробкой передач
и с прогрессивной передачей
Коробка передач
Четырёхступен-
чатая .'
Прогрессивная .
Скорость в км/час
10
i,i
2,5
20
о>75
i,i6
30
O.585
°,б75
40
О-334-
O.436
50
О,25
0,292
€0
0,125
0.167
Таблица 12
Время и путь разгона грузового автомобиля
с четырёхступенчатой коробкой передач
и с прогрессивной передачей
Разгон до скорости в км'час
Четырёхсту-
робка передач
Прогрессив-
ная коробка
передач
Время разгона
в сек
Путь разгона
в ,к
Время разгона
в сек
Путь разгона
20
6,5
31.8
2,25
8,35
40
I7.I
133
5,66
Зб.7
60
4°
325
15
IOO
работы двигателя от наивыгоднейшего и сни-
жения к. п. д. передачи (в частности при гидро-
передачах) указанного резкого повышения
тяговых качеств не наблюдается. По опытным
данным ускорение 36-местного автобуса
при установке гидравлической передачи вза-
мен нормальной ступенчатой возрастает на
скорости 30 миль/час всего на 3%.
ЭКОНОМИКА АВТОМОБИЛЯ
Измерителем, оценивающим экономичность
автомобильного двигателя, служит (см. ЭСМ
т. 10, гл. I) удельный расход топлива, т. е.
расход в г, отнесённый к I л. с. мощности,
развиваемой двигателем при данном режиме
его работы:
ge = 1000 • -jrl- г/л. с. ч., A08)
где Gj—часовой расход топлива в кг.
Автомобильный двигатель большую часть
времени работает при неполной нагрузке — при
частично прикрытой дроссельной заслонке.
При оценке тяговых качеств автомобиля,
когда подлежат определению максимальные
показатели, характеризующие эти качества, в
основном рассматриваются процессы, происхо-
дящие при полном открытии дросселя; при
оценке же экономических качеств авто-
мобиля, когда определяются текущие пока-
затели в различных условиях движения, необ-
ходимо рассматривать весь комплекс режимов
как при полном открытии дросселя, так и при
различных степенях его открытия.
Для оценки экономичности двигателя на
всём диапазоне его рабочих режимов поль-
зуются дроссельными или нагрузочными ха-
рактеристиками, представляющими графически
выраженную зависимость удельного расхода
топлива от нагрузки двигателя или от степени
открытия дроссельной заслонки (в о/о) ПрИ
данном числе оборотов.
Удельный расход топлива не даёт, однако,
наглядной характеристики экономичности авто-
мобиля в целом при различных обстоятель-
ствах движения (скорость, сопротивление дви-
жению и т. д.). Для этого применяется другой
измеритель — расход топлива в кг (или в л)
на 100 км пути Gioo /сг/100 км при заданной
скорости автомобиля va:
кг _гг
100*л* ~ T
\0va
(Ю9>
Сопоставляя, как это показано на фиг. 36,
кривую Nm с суммарной кривой мощностей
сопротивления движению, отнесённых к дви-
гателю, при различных значениях ф, получаем
N/u.
Фиг. 36. Кривая для определения процента
расходуемой мощности двигателя в зави-
симости от скорости движения автомо-
биля.
возможность определить процент мощности,
действительно развиваемой двигателем (на-
пример, при va и ф2 г-*100%)- Находя по
дроссельным характеристикам соответствую-
щие значения ge, имеем возможность для задан-
ного автомобиля подсчитать по формуле A09)
24
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
кг
u —f(va,<\>). Выражая эту связь графи-
1UU КА€
чески, получаем экономическую характери-
стику автомобиля (фиг. 37), предложенную
акад. Е. А. Чудаковым.
Экономическая характеристика автомобиля
может быть построена и непосредственно пу-
тём обработки результатов испытаний целого
автомобиля [8J.
При наличии у карбюратора экономайзера,
обеспечивающего при определённых степенях
ьюо W0 км
Фиг. 37. Экономическая характеристика авто-
мобиля.
открытия дроссельной заслонки подачу допол-
нительного количества топлива в цилиндры
двигателя, протекание экономической харак-
теристики в зависимости от типа экономайзера
несколько видоизменяется.
Приведённый график показывает, что рас-
ход топлива в значительной степени зависит
от обстоятельств движения — скорости авто-
мобиля и качества дороги. Для данной дороги
имеется оптимальная скорость, при которой
расход топлива будет минимальным.
Для практических целей часто удобней
бывает определять расход топлива не в кило-
граммах, а в литрах:
G
кг
100,
— uioo
100л
(ПО)
где у — удельный вес топлива.
Данные по расходу топлива для некоторых
типов и моделей автомобилей, эксплоатируе-
мых в СССР, см. гл. V.
В табл. 13 дополнительно приведены данные
по расходу топлива (при скорости 70 км/час)
некоторых моделей легковых автомобилей.
В США и Англии измерителем экономич-
ности служит число миль, которое проходит
автомобиль на одном галлоне топлива —
С миль/1 галлон A миля ~ 1,61 км).
В США 1 галлон (U. S. gallon) = 3,785 л,
следовательно,
G
юо=
л/Юикм.
A11)
В Англии 1 галлон (Imperial gallon) =
4,546 л, следовательно,
272
-(Imp)
Л/100 км.
A12)
В принятых у вас единицах измерения рас-
ход топлива по данной системе может оцени-
ваться числом километров, которое проходит
Таблица 13
Расход топлива (при v — 70 км/час) для некоторых
иностранных моделей легковых автомобилей
Автомобиль
ДКВ Reishsklasse .
Фиат 500
Адлер Trumpf-Junior
Фиат 1100
Штейер 55
Опель Kadett . . .
Форд Taunus . . . .
Ганомаг 1,3
Фиат 1500 ......
Опель Olympia . . .
Мерседес-Бенц 170 .
Вандерер W-24 . . .
Адлер 2
БМВ 2000
Боргвард 2000 . . .
Мерседес-Бенц 230 .
Штейер 220 . . . .
Адлер 2,5......
Опель КарЦЭп . . .
Вандерер W-23 . . .
Мерседес-Бенц 320 .
Опель Admiral . . .
Форд V-8
Рабочий
объём дви-
гателя в л
о,б
о,6
,о
,i
,2
, I
,2
.3
>5
• 5
,7
,8
2,0
2,0
2,0
3.3
2,3
2.5
2.5
2.7
3.4
3,6
3,6
Вес
автомо-
биля
в кг
100 км
72O
52O
830
870
8i5
755
835
995
i°95
92O
1125
I2IO
5
i°5°
I28O
1510
1270
13«>
I2IO
1480
1935
1625
1445
6,3
8,о
7.8
7.3
8,5
7,2
8,4
9,о
8,3
ю
9,5
2,5
2,7
a>7
6
14,5
автомобиль на одном литре топлива (экономи-
ческий фактор) — Э км 1л
а 10° /
Э = -^— км/л.
G
100
(ИЗ)
Экономическая характеристика автомобиля,
построенная по этой системе, приведена на
фиг. 38.
км
T
Фиг. 38. Зависимость экономического
фактора автомобиля от скорости.
Запас хода автомобиля при заданных обсто-
ятельствах движения
z = Э • V6m km.
A14)
где Vgm — объём топливных баков автомо-
биля в л.
ГЛ. 1]
УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
25
УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Устойчивость автомобиля может рассма-
триваться с точки зрения его опрокидывания
и бокового заноса.
Опрокидывание автомобиля может проис-
ходить в плоскости, совпадающей с продоль-
ной осью автомобиля (продольное опрокиды-
вание), и в плоскости, перпендикулярной
этой оси (поперечное опрокидывание).
Продольное опрокидывание автомобиля
практически возможно при его движении
с тяжёлым прицепом на крутой подъём (фиг. 39).
а) При движении автомобиля по
кривой под влиянием слагающей
инерционных сил, перпендикулярной
продольной оси автомобиля:
g
3,6 COS2 a
da_
dt
dv
A21)
Здесь в дополнение к ранее приведённым
обозначениям а — угол поворота передних
- da
управляемых колес автомобиля, —г,
вая скорость поворота
угло-
управляемых ко-
Фиг. 39. Движение автомобиля с прицепом на подъём.
Предельный подъём, который может быть
взят автомобилем без продольного опрокиды-
вания около задних колёс:
A15)
лёс, f - = о-, где R — радиус поворота, отне-
сённый к середине задней оси.
б) При движении автомобиля по
дороге, и ме ющей поперечный уклон*
определяемый углом р, под влиянием слага-
ющей веса параллельной плоскости дороги.
При движении по кривой на дороге с по-
перечным уклоном обе указанные силы взаимо-
действуют. Схема сил, действующих на авто-
мобиль в этом случае, приведена на фиг. 40.
где hc — высота сцепного устройства, Gn — вес
прицепа.
По условию отсутствия буксования веду-
щих, колёс автомобиля
Ш°«р =
On'
Ga
Если tga <tgo,
или
Gn
Ga
A16)
A17)
то явление буксования ведущих колёс огра-
ничит возможность продольного опрокидыва-
ния автомобиля с прицепом. Чем меньше hc,
тем меньше влияние прицепа на продольную
устойчивость автомобиля. Для автомобиля без
прицепа (Gn = 0) имеем соответственно:
Если
A18)
A19)
A20)
то буксование ведущих колёс ограничит воз-
можность продольного опрокидывания авто-
мобиля.
Поперечное опрокидывание автомобиля
может происходить около оси, проходящей
через точки соприкосновения с землёй перед-
него и заднего правых или левых колёс, в
следующих случаях.
Фиг. 40. Схема сил, действующих на
автомобиль при движении по дороге
с поперечным уклоном.
Сопоставляя силы, могущие вызвать попе-
речное опрокидывание автомобиля, после пре-
образования, получим:
Р" > V Ь da Ъ dv
L dt Rdt'K '
3,6 cos* a
Если в формуле A22) левая часть равна
правой, то никаких воздействий, могущих
вызвать опрокидывание автомобиля в попе-
речной плоскости, нет; левая часть больше
правой — автомобиль стремится опрокинуться
против часовой стрелки (применительно к
схеме фиг. 40); левая часть меньше правой,—
автомобиль стремится опрокинуться по часовой
стрелке.
Упрощая явление и рассматривая равно-
мерное движение f—- = 01 по кривой посто-
янного радиуса ("зт" —и1» находим из условия
равновесия следующие предельные соотноше-
ния:
26
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
Опрокидывание
вой стрелки
против часо-
в_
2
A23)
где В — колея.
При движении на участке дороги без по-
перечного уклона C = 0):
°min —
>а he
3,&g В''
A24)
Опрокидывание по часовой
стрел к е
A25)
при {J = 0 /?Шах получает отрицательное зна-
чение; при любом произвольно малом R опро-
кидывания по часовой стрелке произойти не
может.
Решая уравнение A23) относительно 3, на-
ходим минимальную величину поперечного
уклона, обеспечивающего отсутствие опроки-
дывания при заданных va и R
tgPmin =
В
A26)
Боковой занос автомобиля. Боковой за-
нос автомобиля [10] проявляется в скольжении
передней или задней осей автомобиля (редко
¦обеих одновременно) в направлении, перпен-
дикулярном продольной оси автомобиля, и
обычно происходит под влиянием инерционных
воздействий при повороте автомобиля.
При исследовании заноса большое значе-
ние имеет распределение тягового усилия
между левым и правым ведущими колёсами,
зависящее от конструкции диференциала.
При нормальной конструкции шестерёнча-
того диференциала тяговые усилия на веду-
щих колёсах могут быть в определённых усло-
виях движения неодинаковыми за счёт возни-
кающих в механизме сил трения. Например,
при повороте автомобиля большее тяговое
усилие передаётся на внутреннее колесо.
Искусственно увеличивая силы трения в ме-
ханизме (червячный диференциал) или вводя
механизмы специальной конструкции (кулач-
ковый диференциал и т. п.), можно менять в
значительных пределах распределение тяговых
усилий по ведущим колёсам.
Это распределение характеризуется коэфи-
циентом k
а) Занос колеса. На фиг. 41 приве-
дена схема колеса, на которое, помимо обыч-
но действующих при качении сил и моментов,
действует также поперечная сила YK.
Максимальное значение этой силы, кото-
рая может быть воспринята колесом без боко-
вого скольжения:
Y,<max=y ^Rl-P2K. A28)
Если колесо буксует (Рктлх = 9*#к) > то
произвольно малая поперечная сила вызывает
его боковое скольжение.
б) Занос передней оси. Из условия
равновесия определяется минимальный радиус
поворота, допустимый по буксованию колёс
передней оси.
При равномерном движении по кривой по-
стоянного радиуса и пренебрегая влиянием
сопротивления воздуха
3,62
. A29)
Занос задней (ведущей) оси автомобиля.
При движении на повороте происходит разгруз-
ка внутреннего ведущего колеса, обусловлива-
ющая возможность
его буксования.
Противодейство-
вать силам, стре-
мящимся вызвать
боковое скольже-
ние задней оси, мо-
жет только внеш-
нее не буксующее
колесо. Поэтому
буксование вну-
треннего ведущего
колеса может ха-
рактеризовать на-
чало заноса задней
оси автомобиля.
В этих условиях
минимальный ра-
диус поворота, допустимый по условию бук-
сования внутреннего колеса при тех же допу-
щениях, что и выше,
5
3,62
Фиг. 41. Схема сил. действую-
щих на колесо.
где
H' =
2kL -
gB gB /Я' 2k-\
2к„ 2 J\hg а
+ <pBfe-l)(Ag-Ar)^ з
Р'
A27)
j-де Рк — тяговое усилие на внешнем колесе;
Рк — тяговое усилие на внутреннем колесе;
Здесь hr—высота крепления рессоры задней
оси к раме.
Задняя ось может начать боковое сколь-
жение обоими колёсами без предваритель-
ного буксования внутреннего колеса.
Это явление требует более детального ис-
следования для каждого частного случая.
ГЛ. I]
КОЛЕБАНИЯ АВТОМОБИЛЯ
27
КОЛЕБАНИЯ АВТОМОБИЛЯ
Колебательные движения, воздействуя на
организмы пассажиров и водителя, в значи-
тельной мере определяют комфортабельность
автомобиля.
Непосредственная оценка комфортабельно-
сти данного автомобиле, связанная с физио-
логическими явлениями, вызывающими уста-
лость, головокружение и т. п., является субъ-
ективной и не даёт конкретных выводов для
оценки автомобиля с точки зрения колебатель-
ных процессов.
В силу этого рядом исследователей были
сделаны попытки установить на основе общих
соображений или эксперимента связь между
физиологическими ощущениями и параметрами
колебательного движения, вызывающего эти
ощущения.
Известны предложения оценки качества
подвески частотой собственных колебаний ав-
томобиля. Упрощённую количественную оцен-
ку этого параметра предложено базировать на
привычных ощущениях человека, организм ко-
торого приспособлен к частотам колебаний,
соответствующих средней скорости пешеход-
ного движения. Приняв шаг равным 0,75 м,
получаем:
Скорость пешехода в км/час . з»° Зо 4>° 4>5
Число шагов (толчков) в мин. . 67 7% 89 юо
5.°
Частота собственных колебаний современ-
ных легковых автомобилей близка к приве-
дённым цифрам, изменяясь от 60 до 80 в ми-
нуту.
Интенсивность колебаний [15] оценивать
величиной E=\Q\g32~4A2f3, где А—ампли-
туда свободных колебаний; /— частота коле-
баний.
Предельное значение величины Е не должно
превосходить определённой величины.
Влияние колебаний на организм предло-
жено [16] оценивать величину С = Afk, где
k — экспериментально определяемый коэфи-.
циент, отражающий ощущение объекта испы-
таний при различных колебаниях; при колеба-
ниях, вредных для организма, k = 2.
В качестве критерия комфортабельности
можно принимать [2] производную от верти-
кального ускорения по времени, т. е. третью
производную от вертикального перемещения
по времени.
Первый подход к решению поставленной
задачи может быть получен путём сопоста-
вления и анализа основных параметров коле-
бательного движения автомобиля.
Уравнение колебательного движения
автомобиля. Пренебрегая упругостью сиде-
ний и относя массу пассажиров к массе под-
рессоренной части автомобиля, можно пред-
ставить исходную схему автомобиля, как пока-
зано на >фиг. 42.
Здесь М — масса подрессоренной части (ку-
зова); nik — масса оси; Ср — жёсткость рес-
соры; Сш — жёсткость шины; k — коэфициент
сопротивления амортизатора.
Данная система теоретически обладает
18 степенями свободы. Имеющиеся связи прак-
тически накладывают ограничения на ряд воз-
можных перемещений.
С точки зрения поставленной задачи пред-
ставляют интерес:
1) поступательные колебания кузова вдоль
вертикальной оси (покачивание); 2) угловые
колебания кузова в продольной плоскости
автомобиля (галопирование).
В целях упрощения полагаем неподрес-
соренные массы (оси) малыми по сравнению
Фиг. 42. Исходная схема автомобиля для иссле-
дования колебательного движения.
с подрессоренными (кузов), что справедливо
для большинства легковых и многих грузовых
автомобилей [7]. Заменяя, кроме того, два
упругих элемента, включённых последователь-
но — рессору и шину,—одним элементом, имею-
С С
щим приведённую жёсткость С — г р т— ,
приходим к схеме фиг. 43.
Фиг. 43. Упрощённая схема автомобиля для иссле-
дования колебательного движения.
В табл. 14 приведены значения Ср, Сш и
С в кг/см для некоторых моделей легковых
и грузовых автомобилей.
Принимая в качестве обобщённых коорди-
нат, характеризующих колебательные движе-
ния автомобиля, перемещения точек кузова,
лежащих над передней и задней осями zx и
z2, получаем диференциальные уравнения дви-
жения автомобиля в следующем виде:
4- р2 //
М
аЪ
Z.2
. A32)
Здесь р — радиус инерции автомобиля; Qz =
— kq + cq, где g— функция, характеризующая
для данного автомобиля влияние профиля до-
роги и скорости движения.
28
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
[РАЗД. IV
Система уравнений A32) распадается на
два независимых уравнения при р2 = ab. При
конструировании современных автомобилей
стремятся путём соответствующего распреде-
ления масс возможно ближе подойти к со-
блюдению указанного условия.
В этом частном случае колебания, харак-
теризуемые координатами гх и z2, между со-
бой не связаны.
ab
грузовых автомобилей в пределах 0,65—1,20;
для легковых — 0,8—0,95.
В табл. 15 приведены значения Щ- для не-
др
которых моделей малолитражных автомоби-
лей по испытаниям НАМИ.
В случае свободных колебаний в уравне-
ниях A32) Qz — 0. Пренебрегая влиянием амор-
тизаторов (к = 0), можно принять решение
указанных уравнений в форме:
= ^i cos
г2 = А% cos (Ы + <р) J
где А — амплитуда колебаний;
колебаний; <р — фазовый угол.
Обозначая далее:
A33)
ш - частота
Z.2
/И3 =
можно найти отношение амплитуд:
Ах _ С2 — Af2ai8 ^ МВи>*
Аг ~ М$»* ~~ d — Мх
и частоты свободных колебаний:
низшую частоту
A34)
Таблица 14
Значения жёсткости рессор и шин и приведённой
жёсткости для некоторых моделей легковых
и грузовых автомобилей
Автомобиль
Передняя
ю
Легковые
ГАЗ-М-1 ....
Меркюри ....
Бюик Super 41-50
Шевроле Special
De Luxe
Паккард Super
eight
42,5
4°,2
'7,7
2б,8
TQ.8
Грузовые
ГАЗ-АА ....
ЗИС-5 . ...
ОМС Т-61-С . .
МАК 250-Х (ав-
тобус)
132
1
298
281
S!
с
з"
О
ось
(С
О
автомобили
185
229
198
184
205
34,6
34,1
16,3
23,5
12.0
автомобили
270
480
37O
554
89,о
и8
187
Задняя
а*
о
и
25,0
32,1
23,9
2О 5
19,7
2OI
194
560
ЗЗО
а
3
и
185
229
229
195
22O
540
фо
IIIO
IOIO
ось
I
ю
и
22,0
35,2
21,6
18,6
18,1
'47
161
373
349
Если /х > /2, то низшая частота относится
к точкам кузова, лежащим над передней осью,
а высшая—к точкам кузова, лежащим над зад-
ней осью.
A35)
высшую частоту
/¦ — —
~ 1- Г \
2 \M-lMz — /Из) L
Если р2 = ab, то в общем виде
где /—статический прогиб упругого элемента
в см.
Г С
1
A36)
Таблица 15
Значения $\ для некоторых моделей
ао
малолитражных автомобилей
Автомобиль
Форд-Префект ... • . . . .
Фиат 508С
Моррис ten •
Опель К-38
Воксхолл 10
База в мм
233O
242O
2390
2840
239°
р«
ад
0,858
о,8ю
о,897
о,859
о, 903
-н- A37) Вместо круговых частот вводят в рассмо-
h трение число колебаний в минуту (техниче-
ская частота):
A38)
п = ^60«^. A39)
ГЛ. I]
КОЛЕБАНИЯ АВТОМОБИЛЯ
29
При аЬ —
то
^
Для общего случая формулы A33) можно
переписать следующим образом:
+ Ав1 cos
Лg cos (
A40)
Таким образом, колебания точек кузова
являются сложными и представляют собой на-
ложение двух колебаний — низкой и высокой
частоты.
Если в формулу A34) подставить вместо
текущего значения частоты ш частные значе-
ния частот QH и Q,, то можно сделать вывод
о постоянстве отношения амплитуд свобод-
ных колебаний — соответственно низкой и вы-
сокой частот; следовательно, собственные ко-
лебания кузова могут быть представлены в
виде двух угловых гармонических колебаний,
происходящих каждое около одной неподвиж-
ной точки (центра колебаний).
Если ¦—- < 0, то центр колебаний лежит
А%
между осями автомобиля — внутри базы. Если
д
-?- > 0, то центр колебаний лежит вне базы.
Возможное сближение высокой и низкой
частот свободных колебаний является жела-
тельным; если разность Qe — QH = Д?2 по аб-
солютной величине мала, то будут иметь место
биения. При этом амплитуда результирующих
колебаний будет изменяться весьма плавно и
вертикальные ускорения точек кузова будут
незначительны.
Если не пренебрегать влиянием сопроти-
влений в системе (ft ф 0), то для случая р2 =
= ab и Qz = 0 решение уравнений A32) в
общем виде будет иметь следующий вид:
A41)
L
м
Индексы у букв,
где 'Ш = -,-г:
входящих в эти формулы,
должны соответствовать рассматриваемым точ-
кам кузова.
Вводя относительный коэфициент сопро-
h
тивления 7 = —» получаем окончательную
формулу для частоты свободных колебаний
при наличии сопротивлений в системе:
шо = «о |/^1 - 72. A42)
Если по экспериментально полученной кри-
вой свободных затухающих колебаний опре-
делено отношение двух последовательных
амплитуд
V Tirs ——
V'
A43)
Величина In ч\ носит название логарифмиче-
ский декремент колебания.
Энергия, теряемая системой за один
период, за счёт действия амортизаторов
Относительная величина энергии, теряемой
системой
Aw
044)
В табл. 16 приведены параметры, харак-
теризующие действие амортизаторов для не-
Таблица 16
Параметры, характеризующие действие амортизато-
ров для некоторых моделей легковых автомобилей
Автомобиль
ГАЗ М-1
Додж D-5 ....
Форд-Префект . .
Кадиллак V8-75 . .
Передняя под-
веска
6,9
9.5
5.о
13,5
0,392
о,358
0,256
0,386
I
<
),
4
97,9
98,9
96,0
99,4
Задняя под-
веска
7,7
3,°
4,2
4,о
Те
о,325
о, 175
0,228
О,22О
95,3
89,9
94.3
93-7
которых моделей легковых автомобилей, по-
лученные пересчётом экспериментальных дан-
ных НАМИ.
Исследование вынужденных колебаний авто-
мобиля в значительной мере усложнено труд-
ностью установления закона изменения воз-
мущающей силы Q2.
Задаваясь гармоническим законом измене-
ния возмущающей силы, что соответствует
наиболее неблагоприятному случаю периоди-
чески повторяющихся внешних воздействий,
раскачивающих автомобиль, и считая, что ко-
лебания передних и задних точек кузова не-
зависимы (р2 = ab), можно найти общие реше-
ния уравнений A32).
Практический интерес для анализа выну-
жденных колебаний автомобиля представляет
отношение амплитуд — динамической и стати-
ческой; под последней понимается перемеще-
ние рассматриваемых точек кузова под дей-
ствием постоянной силы, равной максималь-
ному (амплитудному) значению Qz. Это отно-
шение называется коэфициентом нарастания
колебаний
1
Z:
A45)
30
ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ
(РАЗД. IV
где ой — частота свободных колебаний рассма-
триваемых точек кузова; X — частота выну-
жденных колебаний рассматриваемых точек
кузова.
Исследование этой формулы показывает,
что наибольшие амплитуды вынужденных ко-
лебаний будут иметь место при — = 1, т. е.
при равенстве частот вынужденных и свобод-
ных колебаний; если при этом сопротивления
в системе отсутствуют, т. е. у = 0, то fi = оо
(резонанс).
Наиболее благоприятен случай, когда ча-
стота вынужденных колебаний значительно
превосходит частоту свободных колебаний;
при этом амплитуда вынужденных колебаний
стремится к нулю.
Если расстояние между равномерно чере-
дующимися на дороге препятствиями—5, то
частота вынужденных колебаний
1 2л va
Х
где va — скорость автомобиля в кмIчас.
Следовательно, критическая скорость дви-
жения автомобиля, соответствующая при от-
сутствии сопротивлений в системе резонанс-
ным явлениям:
3,6s
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Г о л ь д Б. В., Пути развития грузовиков и авто-
бусов, Наркомхоз, 1938.
2. Ден-Гартог Дж. П., Теория колебаний, Гостех-
издат, 1942.
3. 3 и м е л е в Г. В., Практические задачи теории ав-
томобиля, „Мотор" № 11, 1937.
4. 3 и м е л е в Г. В., Аналитический метод интегри-
рования и исследования диференциального уравнения
движения автомобиля, «Труды ВАММ", Юбилейный
сборник, М. 1940.
5. Коялович Б. М.. Математическая обработка
экспериментальных данных в таблицах ГПМВ, „Работы
ГПМВ», ГИЗ, 1929.
6. Л а н и н В. И., Качение автошины, ОНТИ, 1937.
7. Р о т е н б е р г Р. В., Влияние масс осей и упругости
шин на собственные колебания автомобиля, .Труды
Академии БТ и MB" № 2 B6), 1945.
8. Фалькевич Б. С, Динамические и экономиче-
ские испытания автомобилей, Машгиз, 1944.
9. Ч уд а к о в Е. А., Теория автомобиля, ГНТИ, 1940.
10. Чудаков Е, А., Теория автомобиля (Устойчивость
автомобиля против заноса), Издательство АН СССР,
1944.
11. Чудаков Е. А., «Труды Автомобильной лаборато-
рии", вып. 2—10, Издательство АН СССР.
12. Чудаков Е. А., Качение автомобильного колеса,
Машгиз, 1947.
13. М о у е г R. A., Skidding characteristics of automo-
tive tires. Bulletin 120, Tire engineering experiment
station,
14. S с h e n с k R., Fahrbahnrelbung und Schlupfrigkeit
der Strassen im Kraftwagenverkehr, Berlin 1930.
15. Z e 11 e r, Forschung auf dem Qebiet des Ingenieur-
wesens № 2, Bd. 5, 1У34.
Глава II
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЕЙ
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ
АВТОМОБИЛЕЙ
КОМПОНОВКА ГРУЗОВЫХ
АВТОМОБИЛЕЙ
Автомобили принято классифицировать по
назначению и по проходимости.
По назначению автомобили разде-
ляются на три категории: транспортные, спе-
циального назначения и гоночные [2].
Транспортные автомобили предназначены
для перевозки грузов или пассажиров. Авто-
мобили специального назначения оборудова-
ны для выполнения каких-либо специальных
производственных операций (автомобили-ма-
стерские, автомобили-краны, пожарные авто-
мобили). Гоночные автомобили специально
сконструированы с целью достижения рекорда
скорости для данного класса автомобилей или
для достижения абсолютного рекорда скоро-
сти, возможного в данное время по состоянию
техники.
По проходимости автомобили раз-
деляются на две категории: дорожные, пред-
назначенные в основном для движения по
дорогам с твёрдым покрытием, и высокой
проходимости, предназначенные для эксплоа-
тации в тяжёлых дорожных условиях и по
бездорожью.
Транспортные автомобили по роду пере-
возимого груза разделяются на грузовые,
предназначенные для перевозки грузов; пасса-
жирские, предназначенные для перевозки
пассажиров, и полугрузовые, предназначен-
ные для перевозки грузов и пассажиров (пи-
капы).
Грузовые автомобили несут весь
полезный груз на себе. Различают также
автомобили-тягачи, имеющие специальную
опорную площадку для передка полуприцепа,
который несёт полезный груз. Грузовой
автомобиль (или тягач) с одной или не-
сколькими прицепными повозками (полу-
прицепом и прицепами) называется авто-
поездом.
Пассажирские автомобили в за-
висимости от вместимости и конструкции раз-
деляются на автобусы и легковые автомо-
били.
Ниже разбираются основные принципы
компоновки только транспортных дорожных
автомобилей.
Грузовые автомобили принято классифи-
цировать по их грузоподъёмности, т. е. па
максимальной полезной нагрузке, на которую
рассчитан автомобиль для данных условий
эксплоатации. Максимальная полезная нагруз-
ка, устанавливаемая для автомобиля с учётом
его эксплоатации на хороших дорогах с твёр-
дым покрытием, называется номинальной гру-
зоподъёмностью [9], [36]. По номинальной
грузоподъёмности грузовые автомобили обыч-
но разделяют на следующие классы: 1) особо
малая грузоподъёмность — до 0,75 /я, 2) ма-
лая — от 0,75 до 2,5 /и, 3) средняя — от 2,5 до
5,0 т, 4) большая — от 5,0 до 7,0 т, 5) особо
большая — свыше 7,0 т.
Компоновка грузового автомобиля в основ-
ном характеризуется распределением его пол-
ного веса по осям. Под полным весом авто-
мобиля понимается вес полностью нагружён-
ного и снаряжённого автомобиля [2]. Можно
наметить следующие основные схемы компо-
новки грузовых автомобилей [10] (фиг. 1):
1) первоначальная, при которой на задний
ведущий мост приходится не менее 73% пол-
ного веса (фиг. 1, а);
2) с передним мостом, сдвинутым назад или
со сдвинутой вперёд кабиной, при которой
на задний ведущий мост приходится менее
73% полного веса (фиг. 1,6);
3) „кабина над двигателем", при которой
на задний ведущий мост приходится около 67%
полного веса (фиг. 1, в).
В развитии схем компоновки грузовых
автомобилей наблюдается тенденция к увели-
чению нагрузки, приходящейся на передний
мост (до 33% полного веса) за счёт разгрузки
заднего моста. В этом случае при двойных
колёсных скатах на заднем мосте нагрузка на
каждый скат получается одинаковой и все
шесть шин изнашиваются равномерно. Такого
идеального в отношении износа шин распре-
деления полного веса по осям можно добиться
при компоновке автомобиля по схеме „кабина
над двигателем". В этой схеме двигатель на-
ходится либо под полом кабины (при горизон-
тальном расположении цилиндров), либо внутри
кабины под герметически закрывающимся
32
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
кожухом (при вертикальном расположении
цилиндров). Такая компоновка позволяет
максимально уменьшить длину и мёртвый вес
автомобиля, а также добиться наилучшей
манёвренности его. Однако эта схема компо-
новки имеет два суще-
ственных недостатка:
1) уменьшает сцепной
вес автомобиля (т. е.
вес, приходящийся на
ведущий мост), что
увеличивает буксова-
ние колёс автомобиля
на скользких доро-
гах, и 2) затрудняет
доступ к двигателю.
Учитывая эти недо-
статки, не во всех
условиях эксплоата-
ции автомобиль, ском-
понованный по типу
.кабина над двигате-
лем", будет обладать
наилучшими свой-
ствами. Весьма часто
отдают предпочтение
промежуточной ком-
поновке — с передним
мостом, сдвинутым
назад (обычно при
одновременном сдви-
и увеличении длины
Фиг. 1. Основные схемы
компоновки грузовых авто-
мобилей: а — первоначаль-
ная; б—с передней осью,
сдвинутой назад; в — .ка-
бина над двигателем".
гании кабины вперёд
кузова). При такой компоновке сохраняется
лёгкий доступ к двигателю через капот и на
передний мост приходится не более 30%
полного веса автомобиля (фиг. 1, б).
Компоновку грузового автомобиля могут
также характеризовать помимо распределения
полного веса по осям: 1) отношение внутрен-
ней длины платформы к базе автомобиля,
2) отношение габаритной площади к тоннажу
и 3) отношение максимальной полезной на-
грузки к мёртвому весу автомобиля при за-
данной долговечности. Последнее отноше-
ние оценивает совершенство конструкции и
технологии изготовления автомобиля данного
класса; чем оно больше, тем совершеннее
конструкция. В табл. 1 приведены данные,
характеризующие компоновку последних мо-
делей отечественных автомобилей, выполнен-
ных по схеме фиг. 1, б, и некоторых моделей
американских грузовых автомобилей. Для
сравнения в этой же таблице приведены дан-
ные по автомобилям ГАЗ-АА, ЗИС-5 и ЯГ-6,
выполненным по схеме фиг. \,а. Заниженное
отношение максимальной полезной нагрузки
к мёртвому весу у американских автомобилей
малой грузоподъёмности по сравнению с авто-
мобилем ГАЗ-51 объясняется тем, что у них
более тяжёлый кузов.
На фиг. 2 (см. вклейку) показана компо-
новка современного грузового автомобиля с
передним мостом, сдвинутым назад, и со сдви-
нутой вперёд кабиной (ГАЗ-51).
Грузовые автомобили особо малой грузо-
подъёмности (пикапы) выполняются обычно
Таблица 1
Данные, характеризующие компоновку некоторых моделей грузовых автомобилей
Основные параметры
Максимальная полезная
нагрузка в кг
Мёртвый вес в кг ...
Полный вес в кг . . . .
База в мм
Внутренняя длина плат-
формы в мм
Габаритная площадь
в м*
Коэфи-
циенты
сравне-
ния
Часть полного
веса, приходяще-
гося на заднюю
ось, в %
Отношение вну-
тренней длины
платформы к базе
в °/0
Отношение га-
баритной площади
к тоннажу ....
Отношение ма-
ксимальной полез-
ной нагрузки к
мёртвому весу в °/0
Форд-
2G8T
20ОО
334O
Додж
WF-32
2000
2980
534O 1 498о
4ою
Збю
Н.З
72,О
89,5
7.1
бо.о
4O5O
364O
14,6
74.6
89,5
7.3
67,0
Шевроле
3116
2ООО
ЗИ5
5
359O
12,0
7о,о
89,5
6,0
64,0
ГАЗ-АА
15°°
ГАЗ-51
25°о
i8iol 2710
ЗЗ10 1 5210
334O
2450
II,О
77.5
73.5
7.3
8з,о
3300
2940
12,5
7о,о
89,0
5.о
92,о
ЗИС-5
Зооо
31оо
6ioo
ЗИС-150
4ооо
39°°
79О0
1
3810 [ 4°00
3085
13.5
76,5
8i,o
4.5
96,5
354O
1б,О
74.0
83,5
4,о
Ю2,5
ЯГ-б
5ооо
493°
993а
42О0
378о
16,2
74,о
9о,о
3.2
»1.5
ЯАЗ-200
7000
6170
13 17°
452O
45OO
2О,2
74.2
99.5
2,9
«3.5
GMC
Т-85
/25°
6245
13 475
4820
4200
-
75.о
87,з
—
иб,о
GMC
Т-110-С
I Г ООО
9250
20250
5180
4920
-
74,5
94,8
_
119, 0
Фиг. 2. Общий вид грузового автомобиля с передней осью, сявинутой назад, и со сдвинутой вперёд кабиной (ГАЗ-5Ц,
Том 11, гл. II.
1
1 ! 1 i
5525
ГЛ. II)
КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЕЙ
33
на шасси легковых автомобилей, и их компо-
новка поэтому подчиняется требованиям
основного (легкового) автомобиля, на базе
которого они проектируются.
Правильное размещение кузова на шасси
грузового автомобиля характеризуется разме-
ром СА (фиг. 3), т. е. расстоянием от задней
стенки кабины до средней линии заднего
Фиг. 3. Размещение кузова на шасси
грузового автомобиля
моста. SAE (Общество автомобильных инже-
неров в США) рекомендует выдерживать
допуск на этот размер в пределах плюс 25 мм,
минус 0. Центр тяжести кузова должен рас-
полагаться на шасси так, чтобы обеспечить
заданное распределение полного веса автомо-
биля по его осям в зависимости от выбран-
ной схемы компоновки. Обычно размер h
{фиг. 3) составляет 2—10% от базы L. Длина
кузова современных двухосных грузовых
автомобилей, скомпонованных по схеме
фиг. \, б, со стандартной базой обычно со-
ставляет 85—120% от базы. Для грузовых
автомобилей с компоновкой по схеме фиг. 1, в
длина кузова повышается до 150% от базы.
Для грузовых автомобилей с короткой базой
длина кузова снижается до 75% от базы.
При выборе кузова-самосвала для данного
шасси приближённо длина кузова определяется
по размеру СА (фиг. 3) плюс 1800 мм. Распо-
лагать поворотную опору кузова-самосвала
Фиг. 4. Продольный радиус проходимости и передний и
задний углы проходимости грузового автомобиля.
рекомендуется у заднего кронштейна задней
рессоры [10].
Компоновка автомобиля должна обеспечи-
вать заданную проходимость его по неровной
дороге; для этого необходимо установить
соответствующие клиренсы под мостами,
передний р и задний <х углы проходимости и
продольный радиус проходимости R (фиг. 4).
3 Том 11
В табл. 2 приведены рекомендуемые значения
указанных параметров [36] для автомобиля
с полной нагрузкой и при установленном
давлении в шинах. При расположении на
шасси автомобиля дополнительного оборудо-
вания (кронштейна запасного колеса, ящиков
для инструмента) необходимо, чтобы детали
Таблица 2
Рекомендуемые значения клиренсов, углов
проходимости и продольного радиуса проходимости
для грузовых автомобилей
Грузоподъёмность
автомобиля
Особо малая . .
Малая
Средняя, боль-
шая
Клиренс
в мм, не
менее
передняя
ось
22O
275
3°°
задняя
ось
200
225
275
Угол проходи-
мости в гра-
дусах
передний
35-45
задний
25-35
Продольный ра-
диус проходи-
мости в м не бо-
лее J
3.5
3.5
5,о—8,о
этого оборудования не опускались ниже за-
штрихованной поверхности (фиг. 4), ограни-
ченной продольным радиусом проходимости
и опорной плоскостью колёс автомобиля.
С целью приспособления грузового авто-
мобиля к различным условиям эксплоатации
заводы выпускают часто одно и то же шасси
с различными базами и длиной, устанавливая
на них различные
кузовы, предна-
значенные для пе-
ревозки разнооб-
разных грузов. На
фиг. 5 изображены
грузовые автомо-
били с самой ко-
роткой базой (ку-
зов-самосвал) и с
самой длинной ба-
зой (кузов с решёт-
чатыми бортами),
выполненные на
одном и том же
Фиг. 5. Самый короткобазный
и самый длиннобазный грузо-
вые автомобили на шасси
одной и той же модели
(Уайт-730).
модифицированном
шасси (Уайт-730).
Для того чтобы лучше приспособить гру-
зовой автомобиль к заданным условиям
эксплоатации, одно и то же шасси снабжается
шинами либо стандартного, либо повышенного
размера, с различным рисунком протектора,
а передаточное число главной передачи соот-
ветственно подбирается. Самое короткобазное
шасси данной модели используется не только
для установки кузова-самосвала, предназна-
ченного для перевозки компактных грузов,
но применяется также и под тягач для седель-
ного полуприцепа. Самое длиннобазное шасси
снабжается обычно кузовом с решётчатыми
бортами для перевозки ёмких грузов.
КОМПОНОВКА АВТОБУСОВ
Автобусы принято классифицировать по
числу мест — для сиденья и по назначению.
По числу мест для сиденья
автобусы разделяются на три класса: 1) с ма-
34
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
лым числом мест до 20, 2) со средним числом
мест—от 20 до 30, 3) с большим числом мест —
свыше 30.
В число мест для сиденья входят места
для кондуктора и для водителя.
По назначению различают автобусы
городские (и пригородные), междугородние
и специального назначения.
Городским (и пригородным) называется
автобус, предназначенный для эксплоатации
в черте города или в пригородах. Между-
городним называется автобус, предназна-
ченный для эксплоатации на междугородних
трассах. Специального назначения
называется автобус, предназначенный для
обслуживания специальной категории пасса-
жиров (школьников, туристов).
Компоновка автобуса в основном зависит
от выбранной схемы кузова: обычного типа
рулевое управление и сиденье водителя выно-
сятся вперёд, а двигатель и силовая передача
смещаются в сторону от продольной оси авто-
Фиг. 6. Схема автобуса с кузовом обычного типа
(с капотом).
(с капотом, фиг. 6) или вагонного типа (фиг. 7).
Тенденция развития схем компоновки автобу-
сов с капотом аналогична тенденции развития
схем компоновки грузовых автомобилей и
заключается в увеличении нагрузки на перед-
ний мост до 33% от полного веса за счёт
разгрузки заднего ведущего моста при нали-
чии на нём двухскатных колёс. Добиться
такого распределения веса по осям для авто-
бусов обычного типа (с капотом) не трудно,
путём отодвигания переднего моста несколько
назад. Для увеличения вместимости кузова
при данных его габаритах в Англии получили
Фиг. 7. Схема автобуса с кузовом вагонного типа:
а — двигатель расположен спереди; б — двигатель рас-
положен под полом; в — двигатель расположен сзади.
мобиля. Уменьшение сцепного веса до 67%
практически не сказывается на эксплоата-
распространение автобусные шасси с распо-
ложением сиденья водителя рядом с двигате-
лем (фиг. 8). При такой схеме компоновки
Фиг. 8. Шасси автобуса с расположением
сиденья водителя рядом с двигателем.
ционных качествах автобусов, поскольку они
в отличие от грузовых автомобилей работают
на определённых трассах, где обеспечивается
необходимый уход за дорогой.
Фиг. 9. Силовая передача вагонного автобуса: а —с продольным карданным валом (Мак); б — с карданным валом, расположенным
под углом (ИАТИ). ;
Том 11, гл. 11.
ГЛ. II]
КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЕЙ
35
Автобусы с вагонным кузовом выполня-
ются со следующими вариантами расположе-
ния двигателя: спереди и внутри кузова
(см. фиг. 7, а); между осями автомобиля и под
полом кузова (фиг. 7, б) (что возможно при
двигателе с горизонтальным расположением
цилиндров) и сзади (фиг. 7, в).
Для вагонных автобусов можно добиться
распределения полного веса по осям в отно-
шении 33 и 67% только при расположении
двигателя сзади; для схем, приведённых на
фиг. 7, а и б, распределение полного веса по
осям получается близким к 50°/0 и 50%. При
этом на переднем и на заднем мостах приме-
няют или односкатные колёса с шинами оди-
накового размера, или на заднем мосте уста-
навливают двухскатные колёса, но с шинами
меньшего размера, чем шины передних колёс.
обычного типа (с капотом) — лучшее исполь-
зование габаритной площади. Для автобуса
с капотом полезная площадь составляет 75—
85% от габаритной, для вагонного автобуса
она доходит до 95—98%. (Места, занимаемые
кондуктором и водителем, отнесены к полез-
ной площади.) Вагонные автобусы с двигате-
лем, расположенным сзади, позволяют макси-
мально снизить пол кузова; кроме того, шум
от двигателя, тепло и выхлопные газы не про-
никают в кузов и не уменьшают комфорта
пассажиров.
В вагонных автобусах необходимо дистан-
ционное управление двигателем, сцеплением и
коробкой передач. Наибольшие затруднения
в этом отношении представляет автобус
с задним расположением силового агрегата.
¦ Несколько ухудшаются при этом и условия
Фиг. 10. Схема вагонного автобуса с электрическим приводом (ЗИС-154).
Последний вариант более рационален, так как
меньший размер шин задних колёс позволяет
удобнее сконструировать кузов; вместе с тем
разный размер шин передних и задних колёс
для современных автобусов не является не-
достатком, так как автобусы на линии эксплоа-
тации не снабжаются запасными колёсами.
Уменьшение сцепного веса до 50% даже и
для автобусов сказывается на снижении их
проходимости по скользким дорогам. Поэтому
для вагонных автобусов наилучшей следует
признать схему компоновки с задним распо-
ложением двигателя, которая в настоящее
время и получила преимущественное распро-
странение.
Основное преимущество компоновки вагон-
ного автобуса перед компоновкой автобуса
охлаждения двигателя, что заставляет приме-
нять более мощный радиатор, который при
расположении силового агрегата поперёк авто-
буса помещается сбоку, вдоль стенки кузова.
При расположении двигателя под полом ра-
диатор остаётся спереди и передача к венти-
лятору от двигателя осуществляется кардан-
ным валом (фиг. 7, б).
При компоновке автобусов с силовым
агрегатом, расположенным сзади, преимуще-
ственное распространение получили две схемы
силовой передачи: с продольным карданным
валом и с карданным валом, расположенным
поп углом (фиг. 9, а и б— см. вклейку). В пер-
вой схеме передача усилия к коробке пере-
дач осуществляется, минуя главную передачу;
затем от коробки усилие подводится через
36
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
пару конических шестерён к карданному валу.
Во второй схеме передача усилия произво-
дится не под прямым углом, посредством ко-
нических пар, расположенных за коробкой
передач и в ведущем мосту.
В вагонных автобусах с расположением
силового агрегата сзади управление сцепле-
нием и коробкой передач осуществляется
либо механическим приводом, либо пневма-
тическим (см. „Коробка передач"). Приме-
няются также бесступенчатые автоматические
коробки передач (чаще всего гидравлические).
Получает распространение в этих автобусах
и электрический привод (автобус ЗИС-154).
(фиг. 10). В последнем случае силовой агре-
гат располагается сзади, а тяговый электро-
мотор — внутри базы.
Расположение мест в кузове и шаг между
сиденьями выбираются в зависимости от на-
значения автобуса (городской или междуго-
родний) (см. „Кузовы"). При подсчёте полного
веса для городского автобуса число стоящих
пассажиров определяется по свободной пло-
щади площадок и прохода из условия разме-
щения на I м2 свободной площади кузова
пяти человек.
При компоновке автобусов (независимо от
их вместимости) клиренс под передней осью
желательно иметь не менее 225 мм, а под
задним мостом — не менее 210 мм. В некото-
рых американских городских автобусах кли-
ренс под передней осью снижают до 180 мм.
Наибольшие значения продольного радиуса
проходимости рекомендуются следующие:
автобус с малым числом мест — 7,0 м, со сред-
ним числом мест — 12,0 м, с большим числом
мест — 15,0 м [36].
На некоторых американских автобусах
с большим числом мест продольный радиус
проходимости доводят до 19 м. Передний и
задний углы проходимости для автобусов
любой вместимости рекомендуется иметь не
менее 10°. У некоторых американских авто-
бусов эти углы составляют 6—7°, но такие
автобусы можно эксплоатировать только на
совершенно ровных дорогах. Современные
автобусы со средним и большим числом мест
обычно имеют несущий кузов (см. „Кузовы").
КОМПОНОВКА ЛЕГКОВЫХ
АВТОМОБИЛЕЙ
Легковые автомобили принято классифи-
цировать по рабочему объёму (литражу) дви-
гателя на три класса [36]: 1) малого литража
(малолитражный) — до 2 л, 2) среднего литража
(среднелитражный)—2 и до 4 л,3) большого
литража (многолитражный)—4 л и более.
Компоновка легкового автомобиля в основ-
ном зависит от выбранной схемы расположе-
ния силового агрегата и ведущего моста. Рас-
пространение получили следующие схемы
компоновки легковых автомобилей:
1) силовой агрегат расположен спереди,
ведущий мост — задний (фиг. 11); 2) силовой
агрегат расположен спереди, ведущий мост —
передний (фиг. 12); 3) силовой агрегат распо-
ложен сзади, ведущий мост—задний (фиг. 13).
Тенденция развития схем компоновки лег-
ковых автомобилей с силовым агрегатом,
расположенным спереди, и с задним ведущим
мостом аналогична тенденции развития схем
компоновки грузовых автомобилей и автобу-
сов с капотом и заключается в увеличении
нагрузки на передний мост за счёт разгрузки
заднего моста. Полный вес легкового автомо-
Фиг. 11. Схема компоновки легкового автомобиля
с силовым агрегатом, расположенным спереди,
и с задним ведущим мостом: а — первоначальная
компоновка; 6—современная компоновка.
биля стремятся распределить по осям поровну
с тем, чтобы равномерно нагрузить шины
передних и задних колёс. Однако при равном
распределении полного веса по осям E0 и 50%)
б)
Фиг. 12. Схема компоновки легкового автомобиля с сило-
вым агрегатом, расположенным спереди, и с передним
ведущим мостом: а —размещение всего силового агрегата
в середине базы (Адлер-Триумф); б— размещение дви-
гателя и сцепления в середине базы, а коробки пере-
дач — за передним мостом (Корд).
сказывается потеря сцепного веса, и прохо-
димость автомобиля по скользким дорогам
заметно снижается. Поэтому в настоящее
время для легковых автомобилей, выполнен-
ных по схеме фиг. 11, установилось рас-
пределение полного веса с несколько боль-
Фиг. 15. Общий вид безрамного легкового автомобиля (ГАЗ-М-20 „Победа-У
гл. II.
Фиг, 16. Общий вил рамного легкового автомобиля (ЗИС-110).
ГЛ. II]
КОМПОНОВКА АВТОМОБИЛЕЙ
37
шей нагрузкой, приходящейся на ведущий мост
(до 54о/0). На фиг. 14 приведена диаграмма
изменения (по годам) полного веса и полезной
нагрузки, приходящихся на переднюю ось в %
для такого типа легковых автомобилей [59].
Фиг. 13. Схема компоновки легкового автомобиля с си-
ловым агрегатом, расположенным сзади, и с задним
ведущим мостом: а — продольное размещение всего
силового агрегата за задним мостом; 6 — продольное
размещение двигателя и сцепления в середине базы,
а коробки передач — за задним мостом; в — поперечное
размещение силового агрегата у заднего ведущего моста.
Так как легковые автомобили редко работают
с полной нагрузкой, то на диаграмме приве-
дены кривые распределения полного веса по
осям: 1) для эксплоатационной нагрузки, и
2) для полной нагрузки (см. стр. 119). Кроме
того, приведена кривая распределения по осям
полезной нагрузки (вес пяти пассажиров).
Современные малолитражные и средне-
литражные автомобили часто выполняются
50
60
30
20
10 \~
30 32 34 36 38 60 42 год
Фиг. 14. Диаграмма изменения (по годам) полного веса и
полезной нагрузки, приходящихся на переднюю ось в °/0
для легкового автомобиля с силовым агрегатом, рас-
положенным спереди, и с задним ведущим мостом:
I — эксплоатационная нагрузка; 2 — полная нагрузка;
3— полезная нагрузка (вес пяти пассажиров).
безрамной конструкции с несущим кузовом
(см. „Кузовы"). На фиг. 15 (см. вклейку)
показана компоновка такого типа автомобиля
(ГАЗ-М-20 „Победа"). Автомобили большого
литража обычно выполняются рамной кон-
струкции. На фиг. 16 (см. вклейку) приведена
— —
.—-
- -1
1
3
-±
——
—-
i m
"
¦
компоновка такого типа автомобиля (ЗИС-ПО).
Перенос двигателя вперёд в современных
легковых автомобилях (см. фиг. 11, б, 15 и 16)
связан с введением независимой подвески пе-
редних колёс (см. „Передний мост"). Легковые
автомобили, выполненные по этой схеме, но
имеющие хребтовую раму, требуют независи-
мой подвески не только передних, но и задних
колёс (см. „Рама" и „Подвеска"). На фиг. 17
показана компоновка такого типа автомобиля
(Шкода). В этом случае независимая подвеска
передних и задних колёс выполнена на попе-
речных полуэллиптических рессорах, заще-
млённых в середине [33].
Автомобили с силовым агрегатом, распо-
ложенным спереди, и с передним ведущим
мостом (см. фиг. 12) по сравнению с автомо-
билями, выполненными по схеме фиг. 11Т
обладают большей устойчивостью на пово-
роте, так как в этих автомобилях соответ-
ственно повороту колеса изменяется напра-
вление тягового усилия [54]. Кроме того, при
такой компоновке отсутствует продольный
карданный привод, что позволяет максимально
снизить пол кузова и тем самым повысить
устойчивость автомобиля. В этих автомобилях
полный вес обычно распределяется поровну
на обе оси, а иногда на передний ведущий
мост допускается даже несколько большая
нагрузка E2—54% от полного веса). При дви-
жении автомобиля (в особенности на подъём)
передний мост под влиянием ведущего мо-
мента разгружается (см. „Теория автомобиля"),
и сцепной вес автомобиля уменьшается.
В итоге автомобили с передним ведущим
мостом обладают худшей проходимостью по
скользким до]»огам, чем автомобили с задним
ведущим мостом. Кроме того, конструкция
моста с ведущими и направляющими колёсами
получается более сложной и дорогой.
Автомобили с передним ведущим мостом
выполняются по двум схемам: с размещением
всего силового агрегата внутри базы (см.
фиг. 12, а) и с размещением двигателя и сце-
пления внутри базы, а коробки передач — за
передним мостом (см. фиг. 12, 6). В последнем
случае усилие от сцепления передаётся, минуя
главную передачу, к коробке передач, а затем
уже от неё подводится к ведущей шестерне
главной передачи (см. „Коробка передач").
Легковые автомобили с передним ведущим
мостом конструируются всех типов (по
литражу).
Автомобили с задним ведущим мостом и
силовым агрегатом, расположенным сзади
(см. фиг. 13), также не имеют продольного кар-
данного привода, что позволяет максимально
снизить пол кузова, и тем самым повысить
устойчивость автомобиля. Однако такие авто-
мобили на повороте уступают по устойчи-
вости автомобилям с передним ведущим
мостом, так как у них направляющие колёса
не являются одновременно ведущими. При
этой компоновке конструкция ведущего моста
не усложняется по сравнению со схемой
фиг. 11. Кроме того, при расположении
силового агрегата сзади выхлопные газы,
тепло и шум от двигателя не проникают
в кузов; имеется также возможность придать
кузову форму, создающую больше удобств
при размещении пассажиров, и лучшую обте-
каемость [13].
38
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Различают три основные схемы компо-
новки таких автомобилей: с продольным раз-
мещением всего силового агрегата за задним
ведущим мостом (см. фиг. 13, о), с продольным
При компоновке легковых автомобилей
(независимо от литража) просветы (под полной
нагрузкой) следует принимать не менее для
ведущего моста 200 мм, для неведущего —
210 мм. Наибольший продольный радиус про-
ходимости рекомендуется для автомобилей
м-алого и среднего литража 3,5 м, для авто-
Фиг. 17. Общий вид хребтового легкового автомобиля с передним расположением двигателя (Шкода).
размещением двигателя и сцепления перед
задним ведущим мостом, а коробки передач —
за задним мостом (см. фиг. 13, б) и с попереч-
ным размещением силового агрегата у заднего
ведущего моста (см. фиг. 13, в). Последняя схема
компоновки получила наибольшее распростра-
нение, так как она позволяет придать кузову
весьма рациональную форму, но она может
применяться лишь при ограниченных габари-
тах двигателя. В настоящее время легковые
автомобили с расположением силового агре-
гата сзади (главным образом по схеме 13, в)
конструируют двух типов: малого и среднего
литража. На фиг. 18 приведена компоновка
хребтового легкового автомобиля среднего
литража Татра-87 с V-образным двигателем
воздушного охлаждения, расположенным сзади.
Задний ведущий мост у этого автомобиля
разрезной с независимой подвеской на кан-
тилеверных рессорах, закреплённых на раз-
вилках хребтовой рамы. Распределение пол-
ного веса по осям при этой схеме принимают
таким же, как и при компоновке с двигате-
лем, расположенным спереди при заднем веду-
щем мосте. Полагают, что для легковых
автомобилей схема компоновки с расположе-
нием силового агрегата сзади является наи-
более прогрессивной.
мобилей большого литража — 4,5 м [36]. Пе-
редний и задний углы проходимости жела-
тельно иметь не менее 10°.
Фиг. 18. Общий вид хребтового легкового автомобиля
с задним расположением двигателя (Татра-87).
При подборе агрегатов автомобиля во
время его проектирования следует руковод-
ствоваться принципом их равнопрочности и
равнодолговечности. Целесообразно создавать
ГЛ. II]
ШАССИ
39
группы однотипных автомобилей („семейства") деталей, но и целых агрегатов. В качестве
на базе основной модели. Следует проводить примера в табл. 3 приведена унификация
унификацию не только нормалей и отдельных агрегатов серии автомобилей Опель.
Таблица 3
Агрегаты
Двигатель
Сцепление
Коробка передач ....
Ведущий мост
Тормоз
Руль
Унификация агрегатов серии
автомобилей Опель
Модели легковых автомобилей
Кадет
№ i
№ i
№ i
№ i
№ i
№ i
Пикап
№ i
№ i
№ 2
№ 2
№ i
№ i
Олим-
пия
№ 2
№ 2
№ 2
№ 2
№ i
№ i
2,5
№
№
№
№
№
№
Л
3
2
3
3
2
2
Адми-
рал
№ 4
№ з
№ з
№ 4
№ з
№ 2
Модели грузовых
автомобилей
1,0 т
№ 2
№ 2
№ 2
№ з
№ 2
№ i
1,5
№
№
№
№
№
№
m
3
2
4
4
3
2
3,0
№
№
№
№
№
от
4
3
5
5
4
3
Общее число
моде-
лей
8
8
8
8
8
8
типов
агре-
гатов
4
3
5
5
4
3
ШАССИ
СЦЕПЛЕНИЕ
Назначение сцепления — отъеди-
нять двигатель от силовой передачи и плавно
и безударно соединять их.
Классификация сцеплений
По принципу действия сцепления разде-
ляются на фрикционные (фиг. 20), гидродина-
мические муфты (фиг. 21), комбинированные
(фиг. 19). В фрикционных сцеплениях исполь-
зуется сила трения; в гидродинамической
муфте [40] передача усилия от колеса насоса
к колесу турбины осуществляется за счёт
кинетической энергии жидкости; при этом
можно получать значительное относительное
проскальзывание валов без вреда для меха-
низма. Это позволяет двигателю даже при
малой скорости движения автомобиля работать
на больших оборотах, чем достигается весьма
высокая плавность передачи усилия от дви-
гателя к ведущим колёсам автомобиля. Гидро-
динамические муфты, постоянно наполненные
жидкостью, не обеспечивают безударного пе-
реключения шестерён в обычных коробках
передач, так как статическое давление жидко- •
сти в системе обусловливает наличие неко-
торого крутящего момента на валу турбины
даже при малых оборотах насоса. Для устра-
нения этого недостатка гидродинамические
муфты комбинируют либо с планетарными
коробками передач, имеющими фрикционное
устройство, обеспечивающее безударный пе-
реход на новую ступень (фиг. 21), либо с фрик-
ционным сцеплением (фиг. 19). В последнем
случае гидравлическая часть служит
для обеспечения плавной передачи усилия, по-
глощения крутильных колебаний, повышения
динамических качеств автомобиля при раз-
гоне и снижения числа оборотов вала турбины
при данном числе оборотов вала насоса (до
100% проскальзывания), а фрикционная
часть служит для облегчения переключения
шестерён в коробке передач, не имеющей
фрикционного устройства. Новейшие конструк-
ции гидродинамических муфт с опоражнива-
нием при снижении числа оборотов полностью
взаимозаменяемы с фрикционными сцепле-
ниями и, следовательно, могут работать с ко-
робками передач обычного типа.
По типу управления различают сцепления
с принудительным управлением (приво-
димым в действие водителем) и с автома-
тическим.
Элементы конструкций сцеплений
Фрикционные сцепления состоят из
следующих частей, объединённых общностью
выполняемых ими функций: фрикционной пе-
редачи и управления сцеплением.
Фрикционные передачи (см. также
ЭСМ т. 2, гл. VII) по форме поверхностей тре-
ния разделяются на дисковые и конусные. Пре-
имущественное распространение имеют диско-
вые сцепления: однодисковые (фиг. 22, а)
40
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Фиг. 19. Комбинированное сцепление.
Фиг. 20. Фрикционное сцепление (ЗИС-5):
1 — шпилька для соединения рычажка
выключения с нажимным диском.
Фиг. 21. Гидродинамическая муфта.
ГЛ. II]
ШАССИ
41
дв} хдисковые (фиг. 22, б) и многодисковые
(фиг. 22, в). Конусные сцепления в современ-
кых автомобилях не применяются.
Однодисковые и двухдисковые
сцепления имеют следующие составные
части: нажимные пружины, рычажки сцепле-
включения сцепления, приспособления, по-
вышающие чистоту выключения сцепления,
корпус сцепления и муфту выключения сце-
пления.
Нажимные пружины располагаются
по периферии нажимного диска (см. фиг. 20)
б)
Фиг. 22. Дисковые сцепления: а — однодисковое;
(У —двухдисковое; в —многодисковое.
иия, нажимной и ведущий диски, ведомые
диски, приспособления, повышающие мягкость
либо в центре его (центральные пружины)
(фиг. 22, а и б).
Для сокращения габаритной длины цен-
тральные пружины делают коническими
(фиг. 23) или ставят две пружины, располагая
одну в другой (фиг. 22, б). При расположении
пружин в центре для увеличения силы нажа-
тия на нажимной диск между пружиной и на-
жимным диском вводятся рычажки, увеличи-
вающие нажатие на диск пропорционально-
отношению плеч (фиг. 22, а, б я 23). При
этом центральные пружины могут быть взяты
менее сильными, что облегчает выключение
сцепления, так как при выключении преодо-
левается лишь сила пружин, При располо-
жении пружин по периферии нажимного диска
они должны создать полное давление на диск;
в этом случае для облегчения выключения
вводятся рычажки выключения (фиг. 20).
При включении и выключении сцепления
работа буксования переходит в тепло, кото-
рое от нажимного диска может перейти к
термически обработанным пружинам. Для
предохранения пружин от нагревания между
ними и нажимным диском принято устанавли-
вать теплоизолирующие шайбы часто из того
же материала, что и обшивки сцепления
(фиг. 24).
Для лучшей центровки нажимных пружин
и предохранения их от действия центробеж-
ной силы на нажимном диске предусматривают
направляющие бобышки (фиг. 24) или буртики
(фиг. 27, а). Бобышки удобно использовать
для балансировки сцепления.
42
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Помимо витых, в качестве нажимных пру-
жин применяют также диафрагменные пру-
жины (фиг. 25). При включённом положе-
нии (фиг. 25, а) диафрагменная пружина,
опираясь на наружное кольцо 1, давит своим
¦Фиг. 23. Однодисковое сцепление с конической
тральной нажимной пружиной.
цен-
концом на нажимной диск 2. В выключенном
положении (фиг. 25, б) диафрагменная пружина,
опираясь на внутреннее кольцо 3, отводит за
счёт силы, приложенной к муфте выключе-
ния 4, нажимной
диск, упираясь в
его заплечики.
В некоторых
конструкциях сце-
плений сила нажа-
тия на нажимной
диск создаётся не
только нажимными
пружинами, но и
центробежной си-
лой грузиков, рас-
положенных по
концам рычагов
выключения. Та-
кие сцепления на-
зываются полу-
центробеж-
ными (см. стр. 44).
Рычажки выключения служат для
облегчения выключения сцепления и устана-
вливаются между муфтой выключения и на-
жимным диском (см. фиг. 20). Для предохра-
нения от износа конца рычажка выключения
и упорного подшипника муфты между концом
рычажка и подшипником при включённом
Фиг. 24. Установка нажим-
ных пружин по периферии
нажимного диска.
сцеплении должен быть зазор 1,5—2 мм. Этот
зазор устанавливается при регулировке сце-
пления.
Рычажки сцепления должны иметь правиль-
ную кинематику при их перемещении, так
как в случае фиксированной опоры концы
рычажков перемещаются по дуге окружности,
а нажимной диск может перемещаться только
¦f&iV Л
а) б)
Фиг. 25. Схема сцепления с диафрагменной пружиной:
а — включённое положение; / — наружное кольцо;
2—нажимной диск; б— выключенное положение;
3— внутреннее кольцо; 4 — муфта выключения.
параллельно самому себе. Для этого даётся
свобода перемещения или в опоре 7 (фиг. 26, а),
или в соединении 1 рычажка с нажимным
а) б)
Фиг. 26. Установка рычажков выключения сцепления со
свободой в опоре: а — самоустанавливающаяся опора;
б — опора с двойной осью.
диском (см. фиг. 20), либо в обоих местах
(фиг. 27). Опорой рычажка служит специаль-
ная ось (фиг. 26 и 27) или корпус сцепления
(см. фиг. 20).
ГЛ. II]
ШАССИ
43
В сцеплении, изображённом на фиг. 27,
для обеспечения правильной кинематики ме-
ханизма выключения наружный конец рычаж-
ков выключения опирается на качающуюся
пластину 2, а средняя опора 1 рычажков осу-
ществлена с известной свободой. Пружины 3,
зафиксированные на корпусе сцепления, дер-
жат рычажки выключения в определённом по-
ложении, обеспечивая в выключенном поло-
жении зазор ме-
жду их концами
и подшипником
муфты выключе-
ния.
Фиг. 27. Сцепление с рычажками выключения и с качаю-
щимися пластинами: а — общий вид сцепления;
1 — средняя опора рычажков; 2— качающаяся пластина;
3 — пружина; б — положение рычажков при включённом
сцеплении; в — положение рычажков при выключенном
сцеплении; г — общий вид нажимного диска.
Нажимные и ведущие диски вра-
щаются вместе с маховиком и могут быть
соединены с ним штифтами /, укреплёнными
на корпусе сцепления (фиг. 28, а), пальцами,
ввёрнутыми в маховик (фиг. 28, б), штифтами,
запрессованными в маховик (фиг. 28, в), при-
ливом на диске, входящим в корпус сцепле-
ния (фиг. 28, г), через рычажок и корпус
сцепления (фиг. 26, а).
Так как нажимной и ведущий диски вра-
щаются вместе с маховиком, то их следует
учитывать при определении момента инерции
маховика.
Нажимной и ведущий диски с целью хо-
рошего отвода тепла от рабочих поверхностей
выполняются по возможности массивными.
Ведомые диски и приспособле-
ния, повышающие мягкость вклю-
чения сцепления, часто объединяются
в одну общую конструкцию. Для этого диску
придают несколько коническую форму, чтобы
он начинал работать не сразу всей по-
в)
верхностью. С той же целью диск делают
разрезным и отдельные его секции отгибают
в разные стороны, приклёпывая фрикционную
обшивку с той или с другой стороны диска
к соответствующим его секциям. В некоторых
конструкциях диск сцепления 1 (фиг. 29, а)
выполняется плоским, но в этом случае между
ним и фрикционной обшивкой вводятся пло-
ские пружины 3, приклёпанные к нему за-
клёпками 2. К ним на заклёпках 4 укре-
пляют фрикционную обшивку 5, которая с дру-
гой стороны на заклёпках 6 приклёпывается
непосредственно к диску /. Аналогичная кон-
струкция с пружинящими накладками 3 пока-
зана на фиг. 29, бив.
Между ведомым диском и его ступицей
часто устанавливают демпфер (фиг. 29, б и в
и фиг. 30), который, помимо увеличения мяг-
кости включения сцепления, обеспечивает
также гашение крутильных колебаний и ви-
браций, возникающих в силовой передаче авто-
мобиля.
Демпфер, изображённый на фиг. 29, бив,
имеет шесть демпферных пружин 8, которые
устанавливаются между диском 1 и ступи-
цей 7. Пружины удерживаются кольцом 9
и тремя парами пластинок 10. Штифты 11,
соединяющие пластинки 10, проходят в наруж-
ные вырезы в ступице 7 и служат ограничи-
телями деформации демпферных пружин.
Показанный на фиг. 30 демпфер имеет для
предохранения от перегрузки упорный
44
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
штифт 12. Остальные детали обозначены теми
же цифрами, что на фиг. 29, бив.
В некоторых конструкциях демпферов при
передаче усилия от двигателя к силовой пе-
редаче работают все демпферные пружины,
а при передаче усилия от силовой передачи
к двигателю — только половина их.
Для повышения мягкости включения сце-
пления рычажки, передающие давление от
центральной пружины к нажимному диску,
в) г)
Фиг. 28. Способы соединения нажимного и ведущего
дисков с маховиком: а — штифтом, укреплённым на кор-
пусе сцепления (ГАЗ-А.А); б — пальцем, ввёрнутым в ма-
ховик (ЗИС-5); в — штифтом, запрессованным в маховик
(Браун-Лайп); г — поиливом на диске (Браун-Лайп).
выполняют в виде тонких, упругих пластин
(см. фиг. 22, а и б).
Ведомые диски обшиваются фрикционной
обшивкой двух типов: медноасбестовой пле-
тёнкой (феродо) и прессованной асбестовой
крошкой, растворённой в клеящем веществе
(латексе или бакелите). В последнем случае
обшивку прессуют в прессформах.
Приспособления, повышающие
чистоту выключения сцепления,
должны обеспечить зазор между дисками
в момент выключения сцепления. В одноди-
сковых сцеплениях при отсутствии рычажков
выключения, которые принудительно отводят
нажимной диск, для этой цели применяется
слабая пружинка, оттягивающая нажимной диск
от ведомого при выключении сцепления
(фиг. 31, а). В двухдисковых сцеплениях
средний ведущий диск в момент выключения
сцепления отталкивается от маховика слабой
пружинкой 1 витой или листовой (фиг. 31, б)
и упирается в упорный болт 2, ввёрнутый
в корпус сцепления. Зазор между упорным
болтом и средним ведущим диском должен
быть при включенном сцеплении порядка
0,8 мм. Этот зазор можно регулировать упор-
ным болтом.
Корпус сцепления закрепляется на
маховике и служит опорой для рабочих пру-
жин, рычажков и пр. Для обеспечения хоро-
шего охлаждения в корпусе сцепления преду-
сматривают окна (фиг. 32, а и б).
Муфта выключения снабжается упор-
ным шариковым подшипником (фиг. 33, а)
или радиально-упорным (фиг. 33, б и б). Зна-
чительно реже для этой цели применяется
радиальный подшипник (фиг. 33, d) [23J.
Смазка подшипников качения и скользя-
щих деталей муфты осуществляется маслён-
кой /, установленной не-
посредственно у подшип-
ника (фиг. 33, г) или вы-
несенной на люк картера
сцепления и снабжён-
ной гибким шлангом
(см. фиг. 22, в и 33, д),
либо ванной с опущен-
ным в неё войлочным
кольцом 1, работающим
как фитиль и обеспечи-
вающим смазку при лю-
бом количестве масла в
ванне (фиг. 33, б). В современных конструкциях
сцепления упорный подшипник выполняется
без подвода к нему смазки (фиг. 33, б). В этом
случае в конструкцию подшипника вво-
дятся кольца специальной конфигурации и
наружный кожух из листовой стали, который
делает подшипник неразъёмным и герметич-
ным, обеспечивая внутри подшипника доста-
точную полость для смазки. При этом запаса
смазки хватит до смены подшипника. В сце-
пления некоторых автомобилей (Опель, Мор-
рис) вместо подшипника качения введены
упорные пластины из графита, не требующие
вовсе смазки.
Муфта выключения снабжается оттяжной
пружиной для обеспечения зазора между
муфтой и рычажками (фиг. 34).
Полуцентробежные сцепления.
В сцеплениях полуцентробежного типа (фиг. 34
и 26, б) сила нажатия на нажимной диск со-
здаётся нажимными пружинами 1 и центро-
бежной силой грузиков 2, расположенных
по концам рычагов выключения. Это сце-
пление позволяет применять более слабые на-
жимные пружины, что облегчает выключение
сцепления.
При нарастании числа оборотов коленча-
того вала необходимое увеличение коэфици-
ента запаса сцепления получается за счёт
центробежной силы грузиков 2. Диаграмма на
фиг. 35 показывает суммарное давление на
нажимной диск (от нажимных пружин и от
центробежных грузиков). Преимуществом по-
луцентробежного сцепления является также и
то, что пробуксовка сцепления, едва начав-
шись, автоматически прекращается, так как
при резком увеличении числа оборотов двига-
теля возрастает центробежная сила грузиков,
которая блокирует сцепление. Это обстоятель-
ство не допускает преодоления подъёма за
счёт пробуксовки сцепления, предотвращая
повышенный износ его обшивки. Кроме того,
этот тип сцепления способствует лучшему
разгону двигателя [3].
Многодисковые сцепления (см.
фиг. 22, в) имеют следующие составные части:
нажимные пружины, ведущие и ведомые диски,
ведущий и ведомый барабаны, муфту выклю-
чения сцепления.
ГЛ. II]
ШАССИ
45
Нажимные пружины расположены цен-
трально; применяют либо одну пружину, либо
две, расположенные одна в другой. Ведомые
диски вращаются вместе с ведомым бараба-
ном, имеющим наружные шлицы, с которыми
зацепляются внутренние шлицы ведомых ди-
сков. Ведущие диски вращаются вместе с ве-
ло дъ
7
сцепления не. имеет принципиальных отличий
от муфты выключения однодисковых и двухди-
сковых сцеплений.
Управление сцеплением
Привод сцепления в современных автомо-
билях конструируется с таким расчётом, чтобы
Фиг. 29. Устройство ведомых дисков: а — с пружинящими накладками; 6— с пружинящими накладками и демпфе-
ром; в — детали. 1 — диск сцепления; 2, 4. 6, — заклёпки; 3 — плоские пружины; 5 — фрикционная обшивка;
7 — ступица; 8 — демпферные пружины; 9 — кольцо; 10 — пластинка; 11 — штифты.
дущим барабаном, имеющим внутренние
шлицы, с которыми зацепляются шлицы,
выполненные на наружной поверхности веду-
щих дисков. Одна группа дисков обшивается
фрикционной обшивкой. Пружины сжимают
диски, опираясь одним своим концом на стенку
ведомого барабана, а другим на фланец, ко-
торый при помощи болтов передаёт усилие
к нажимному диску ведущего барабана. В не-
которых конструкциях многодисковых сце-
плений предусматриваются приспособления,
повышающие чистоту выключения сцепления,
состоящие из листовых пружин, которые при-
нудительно разводят диски при выключении
сцепления. Муфта выключения многодискового
усилие на педаль, необходимое для выключе-
ния сцепления, не превосходило 10—12 кг.
Передаточное число привода сцепления должно
обеспечить плавное выключение сцепления;
„чувствительность" привода сцепления при
полном ходе педали не более 150 мм. Сво-
бодный ход педали составляет 20—25 мм.
Зазор между трущимися поверхностями
сцепления при его выключении колеблется
от 0,3 мм (для многодискового сцепления)
до 1,5 мм (для однодискового). В привод
сцепления иногда вводят пружину, которая
предназначается для облегчения выключения
сцепления. Эта пружина 1 (фиг. 36) при холо-
стом ходе препятствует перемещению педали,
46
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
а перейдя через нейтральное положение, помо-
гает выключать сцепление.
На автобусах с пневматическим оборудо-
ванием устанавливают приспособление, облег-
чающее управление сцеплением [43]. Это при-
способление состоит из цилиндра управления
сцеплением (фиг. 37, а) и клапана управления
(фиг. 37, б). Корпус цилиндра управления за-
крепляется на кронштейне, а шток поршня
цилиндра посред-
ством вилки со-
единяется с рыча-
гом отводки сце-
пления. Чтобы вы-
ключить сцепле-
ние, нужно впу-
стить сжатый воз-
дух в полость пе-
ред поршнем ци-
линдра. Воздух при
нажатии на педаль
сцепления прохо-
дит из резервуа-
ров через кла-
пан управления по
трубкам к сверле-
нию в крышке ци-
линдра и, нажимая
на поршень, пре-
одолевает давле-
ние двух пружин
и перемещает его.
Клапан упра-
вления должен
обеспечить плав-
ное включение
сцепления, для че-
го необходимо,
чтобы давление
воздуха, идущего
к цилиндру упра-
вления, нарастало
Фиг. 30. Демпфер сцепления.
Обозначения те же, что и на
фиг. 29; 12 — упорный штифт.
пропорционально ходу педали сцепления. Для
этой цели в клапан управления введены диа-
фрагма / (фиг. 37, б) и пружина 2. Клапан
управления работает следующим образом: при
нажатии на педаль сцепления 3 стакан 4
вместе с пружиной опускается вниз. Пружина 2
ления предварительной затяжки пружины,
диафрагма выпрямится и выпускной шарико-
вый клапан сядет в гнездо, прекращая доступ
сжатому воздуху из резервуаров. При отпу-
щенной педали сцепления стакан и пружина
вместе с седлом клапана поднимаются под
действием сжатого воздуха в камере 9, вслед-
ствие чего трубопровод, идущий к цилиндру
управления, сообщается с атмосферой через
полость 10 над диафрагмой.
Регулировка фрикционных сце-
плений имеет целью обеспечить, во-первых,
Фиг. 31. Приспособления, повышающие чистоту выключения сцепления:
а — для однодисковых сцеплений; б'.— для двухдисковых сцеплений; 1 —
пружинка; 2 — упорный болт.
имеет предварительную затяжку и при опуска-
нии не сжимается. Нижний шарик клапана
отходит от гнезда и сообщает между собой
полости 5 и 6. При этом воздух из резервуара
через фильтр 7 поступает в трубопровод,
идущий к цилиндру управления. Одновре-
менно сжатый воздух проходит через пробку 8
с калиброванным отверстием и заполняет
полость под диафрагмой. Когда давление под
диафрагмой станет достаточным для преодо-
а] С)
Фиг. 32. Корпусы сцепления: а — Лонг; б — Борг и Бек.
необходимый зазор между упорным подшип-
ником муфты выключения и концами рычаж-
ков (от 1,5 до 2,0 мм) во избежание износа
подшипника муфты и концов рычажков вы-
ключения при включённом сцеплении и, во-вто-
рых, одновременность нажатия на все ры-
чажки в момент выключения сцепления.
Регулировка зазора между концом рычажка
выключения и подшипником осуществляется
изменением длины тяг от педали сцепления
(ГАЗ-АА, М-1, ЗИС-5) с проверкой по сво-
бодному ходу педали (который должен быть
около 25 мм). Одновремен-
ность нажатия на все рычажки
устанавливается при сборке
сцепления. Регулировка зазора
между концом каждого ры-
чажка и муфтой выключения
производится гайками шпилек/,
ввёрнутых в наружные концы
рычажков выключения (см.
фиг. 19), или изменением поло-
жения средней опоры рычаж-
ков (см. фиг. 26, а) или регули-
ровочными болтами 2, ввёрну-
тыми во внутренние концы ры-
чажков (см. фиг. 26, б); при этом необходимо
проверять, чтобы концы всех рычажков вы-
ключения находились в одной плоскости.
В двухдисковых сцеплениях, кроме того,
предусматривается установка зазора (около
0,8 мм) между упорным болтом и средним
ведущим диском при включении сцепления
(фиг. 38 и 31, б). Эта регулировка осуще-
ствляется установочными болтами /, располо-
женными на корпусе сцепления, и производится
ГЛ. II]
ШАССИ
47
Фиг. 33. Муфты выключения: а — с упорным шариковым
подшипником; о*— с радиально-упорным шариковым под-
шипником и с внутренним запасом смазки; в — с ра-
диально-упорным шариковым подшипником и смазкой
через войлочное кольцо Г, г — с радиально-упорным ша-
риковым подшипником и с маслёнкой для смазки /;
д — с радиально-упорным шариковым подшипником и
вынесенной на крышку люка маслёнкой..
Вид по стрелке Л
2
Фиг. 34. Полуцентробежное сцепление (ГАЗ-20): / — рабочие пружины; 2 —грузики.
48
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
следующим образом: при неработающем двига-
теле три установочных болта завёртываются
до упора в средний ведущий диск, после чего
эти болты отвёртываются на 3/4—U/4 оборота.
дует назначать слишком большим (свыше 1,5—
2,0) для того, чтобы не подвергать механизмы
силовой передачи повышенным нагрузкам,
возникающим из-за инерционного момента
маховика во время торможения автомобиля до
„юза* при невыключенном сцеплении [55].
Основные размеры фрикционного сцепле-
ния определяются на основании следующего
выражения:
¦Фиг. 35. Диаграмма давления на нажимной диск полу-
центробежного сцепления (заштриховано давление от
грузов).
Эту регулировку проверяют так, чтобы при
работающем двигателе и выключенном сце-
плении последнее не ввело"; устранить буксо-
вание сцепления этими болтами нельзя.
В сцеплениях с центральной пружиной
можно при износе обшивки регулировать да-
вление пружины поворотом корпуса сцепле-
ния по стрелке (фиг. 39) с проверкой уста-
где / — число трущихся поверхностей; Р —
сила, сжимающая диски; ju — коэфициент тре-
ния (для сухих сцеплений 0,25—0,30); R — сред-
ний радиус обшивки сцепления.
Сила, сжимающая диски:
г> __
iy-R ipR
Для полуцентробежных сцеплений суммарная
сила Р, сжимающая диски (см. фиг. 35), может
быть получена по следующей формуле [55]:
= Р'-\-гт
¦имя
60
где Р' — сила, создаваемая пружинами; z —
число центробежных грузиков; т — масса
одного рычажка с грузиком; R\ — расстояние
центра тяжести этой массы от оси вращения
сцепления; пт — число оборотов двигателя;
а — расстояние от центра тяжести массы ры-
чажков до оси поворота рычажка; b — рас-
стояние от точки опоры рычажка в нажимном
диске до оси поворота рычажка.
Фиг. 36. Привод сцепления с пружиной 1, облегчающей выключение (ЗИС-110).
новленного заводом расстояния /, увеличение
которого против номинала допускается не
свыше чем на 6 мм.
Положение педали сцепления регулируется
упорными болтами 1 и 2 на кронштейне
педали и валике отводки сцепления (фиг. 40).
Определение основных размеров фрик-
ционных сцеплений и формулы для их
сравнительной оценки
Сила, развиваемая одной пружиной:
*
п п ~~~
пр
np
Коэфициент запаса сцепления р =
М,
max
где Мс — момент, передаваемый сцеплением,
Мт — максимальный крутящий момент дви-
'тах ¦
гателя. Коэфициент запаса сцепления не сле-
1пр 1 *пр У1^
число нажимных пружин.
Для сцепления с центральной пружиной
и при наличии рычажков между пружиной
и нажимным диском (см. фиг. 23) в знамена-
тель вводится коэфициент, представляющий
собой передаточное отношение рычажков.
Удельное давление на обшивку сцепления
_ IL
Ро — ~р~'
где F — поверхность соприкосновения одной
пары дисков.
ГЛ. И]
ШАССИ
49
где Ь — ширина обшивки;
сцепления возрастает от нуля до угловой ско-
рости маховика:
I = 140,7 G« ¦
Pq можно принимать от 1,5 до 2,5 кг/см% [55];
нижний предел относится к автомобилям со
; [кгм],
lO 1к
где rK — рабочий радиус колеса в м; /о — пе-
редаточное число главной передачи;
iK — передаточное число коробки пе-
редач; Ga — полный вес автомобиля
в кг.
Это уравнение выведено в пред-
положении, что две свободно враща-
Воэдух
ющиеся массы соединяются при по-
мощи трения, без учёта момента дви-
гателя и момента сопротивления.
По данным акад. Е. А. Чудакова [55] время
буксования t0 сцепления может быть произ-
вольно большим в зависимости от соотноше-
ния между моментом двигателя Мт, момен-
том сопротивления Ма на вторичном валу ко-
робки передач и моментом Мс, передаваемым
сцеплением. Кроме того, время буксования
сцепления зависит от коэфициента сопроти-
вления дороги ty (см. „Теория автомобиля").
Фиг. 38. Регулировка зазора в двухдисковом сцеплении
(ЗИС-5): / — установочный болт.
Можно предположить, что момент сцепле-
ния Мс изменяется пропорционально вре-
мени t, т. е. Mc — Kt, где К—коэфициент
пропорциональности. Между коэфициентоы К
и временем *0 имеется определённая зависи-
мость:
Фиг. 37. Пневматическое приспособление, облегчающее
управление сцеплением; а — цилиндр управления сце-
плением; б—клапан управления; 1 — диафрагма; 2— пру-
жина; 3 — педаль сцепления; 4 — стакан; 5 и 6 — поло-
сти; 7 — фильтр; 8 — пробка; 9 — камера; 10 — полость
над диафрагмой.
средними тяговыми свойствами (частое поль-
зование сцеплением), а высший — к автомо-
билям с хорошими тяговыми свойствами (ред-
кое пользование сцеплением). Удельное давле-
ние на обшивку сцепления рекомендуется до-
пускать не больше 3 кг/см2.
Работа буксования при трогании автомо-
биля с места, считая, что угловая скорость
маховика при трогании остаётся постоянной
(пт = 500 об/мин), а скорость ведомого диска
4 Том 11
4-
+
GarK
Задаваясь временем ^0 E—10 сек.), можно
определить коэфициент К, после чего может
быть определена работа буксования сцепле-
ния Lo:
2ппт G2A2
Gg т
g ' 7200
К
к g
60
50
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Повышение температуры деталей сцепле-
ния при данной работе буксования:
дачи в коробке передач колеблется от 0,2 до
0,35 кгм/см^; по удельному моменту двигателя:
427cGx
где с — теплоёмкость теплоотводящих деталей
в кал\кг°С\ GT — вес теплоотводящих деталей
в кг; 7 — доля тепла, идущая на теплоотводя-
щие детали.
Примечание. Для однодискового сце-
пления на нагревание просчитывается нажим-
ной диск (г = 0,5), для двухдискового — на-
жимной диск G = 0,25) и средний ведущий
диск (y = 0,5i; для многодискового сцепле-
ния — ведомые диски, не покрытые фрикцион-
ной обшивкой (f = 0,15-т-0,25, в зависимости
от конструкции).
В США работоспособность сцепления
иногда оценивается отношением полной рабо-
чей поверхности дисков (iF) к единице полного
веса автомобиля [10].
Сцепление в сборе подвергается статиче-
ской балансировке с точностью 35—70 гсм
в зависимости от принятых зазоров в соеди-
нениях нажимного диска сцепления с его ко-
жухом. Нажимной диск подвергается само-
стоятельной балансировке с точностью 15—
20 гсм. Ведомый диск сцепления в сборе со
ступицей балансируется с точностью до 35 гсм.
J
Фиг. 39. Регулировка давления центральной пружины.
Фиг. 40. Регулировка поло-
жения педали сцепления
(ЗИС-5); / и 2 —упорные
болты.
Оценка долговечности сцепления может
производиться по удельной работе буксова-
ния:
L
величина q, подсчитанная по упрощённой фор-
муле для работы буксования, для первой пере-
В табл. 4 приведены данные по материалам,
применяемым для ведомых дисков и нажим-
ных пружин сцеплений некоторых автомо-
билей [51].
В табл. 5 приведены данные по серии
сцеплений Лонг, чтобы дать представление об
изменении веса сцеплений с увеличением пе-
редаваемого крутящего момента [10].
Таблица 4
Марки сталей, применяемых для ведомых дисков и нажимных пружин сцеплений некоторых автомобилей
[
Параметры
Тип сцепления
Марка стали для ве-
домого диска
Для нажимной пру-
жины
Легк овые
КИМ-10
ГАЗ М-1
ГАЗ М-20
Однодисковое
85*
65Г*
85*
65Г*
85*
65Г*
ЗИС-101
Двух-
диско-
вое
5о*
85*
ЗИС-110
Паккард
2008
Грузовые
ГАЗ-ММ
Однодисковое
5о*
бзГ*
1050 **
1об5**
85*
65Г*
ЗИС-5
GMC
5-7 т
Браун-
Лайп-13
Двухдисковое
5о*
65Г*
1085 **
Xio65**
1050 **
Браун-
Лайп-554
Одно-
диско-
вое
кед**
* По ГОСТ.
** По SAE.
ГЛ. II]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
Таблица 5
Данные по серии сцеплений Лонг
Модель
8CF
9CF
10CF
11CF
12CB
13
15
31AD
34BD
no ведомых
:ов
я *
i
i
i
i
i
i
2
2
IIS
| в я
ill
17,5
23,0
31,0
38,0
4б,5
48,5
69,0
41,5
83,0
сцепления
картера) в кг
Вес
(без
5,7
6,8
9.5
ю,4
i8,i
28,1
Зб,2
23,1
38,5
1
сцепления,
сённый к еди-
: крутящего
:нта двигате-
3 KZJKZM
о-33°
0,298
о.3°5
о,274
0,389
0,580
°-525
о,55б
0,465
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
Назначение короб к и пере дач —
изменять на ходу автомобиля крутящий мо-
мент на ведущем валу главной передачи по
отношению к крутящему моменту на коленча-
том валу двигателя и обеспечивать автомобилю
задний ход.
Классификация коробок передач
По принципу действия коробки передач
разделяются на бесступенчатые и сту-
пенчатые. Бесступенчатые коробки пере-
дач позволяют реализовать в определённом
интервале бесконечное число передаточных
чисел; изменение крутящего момента в них
осуществляется непрерывно и автоматически
в зависимости от сопротивления пути и от
числа оборотов двигателя (гидравлические
мреобразователи, механические конвертеры).
В ступенчатых коробках передаточные числа
изменяются либо при помощи механического
яривода, либо от специального устройства
(электровакуумного, пневматического). Коли-
чество передач (ступеней) в этих коробках
ограничено; в зависимости от числа ступеней
различают 3-,4-,5- и многоступенчатые коробки
нередач.
Элементы конструкции коробок передач
Ступенчатые коробки передач
состоят из следующих частей, объединённых
общностью выполняемых функций: редуктор-
ной части, переключающего устройства и ди-
станционного управления.
Редукторная часть и переключающее
устройство имеются у всех ступенчатых ко-
робок передач, а дистанционное управление
имеется только у ступенчатых коробок пере-
дач с вынесенным постом управления (на руль,
на щиток или при расположении коробки
передач на известной дистанции от места
водителя). |
Редукторная часть служит для
передачи и изменения крутящего момента
в зависимости от включения той или иной
ступени (что меняет передаточное число) и для
изменения направления вращения. Ступенчатые
коробки передач по конструкции редукторной
части разделяются на коробки с внешним за-!
цеплением и планетарные. Существует боль-,
шое количество различных схем выполнения
редукторной части в зависимости от числа
ступеней, способа зацепления шестерён и пр.;
одни и те же схемы разными заводами кон-
структивно выполняются различно. В коробках
передач * грузовых автомобилей иногда все
ступени выполняют с расцепляющимися ше-
стернями (фиг. 41), в большинстве же случаев
в современных коробках передач часть сту-
пеней выполняют с расцепляющимися шестер-
нями, а часть — с шестернями, находящимися
в постоянном зацеплении (фиг. 42, а и б).
Иногда в коробку передач вводят допол-
нительную передачу для длительной работы
в определённых условиях эксплоатации (езда
по очень хорошей дороге с малой нагрузкой
или езда в тяжёлых дорожных условиях). Для
унификации коробок передач с различным
числом ступеней дополнительную передачу
(ускоряющую или замедляющую) устанавли-
вают в отдельном картере (фиг. 43, а); иногда
для увеличения числа ступеней в отдельном
картере устанавливают демультипликаторную
передачу (с одной или двумя ступенями), ко-
торая удваивает или учетверяет число ступе-
ней основной коробки передач (фиг. 43, б).
В легковых автомобилях ускоряющая передача
часто выполняется автоматически включаю-
щейся при достижении автомобилем опреде-
лённой скорости (фиг. 43, в). Ускоряющая
передача в данном случае [21] состоит из
планетарного комплекта, автоматически вклю-
чаемого центробежными грузиками, удержи-
ваемыми пружинками. При определённой ско-
рости вращения центробежные грузики пре-
одолевают действие пружинок и перемещаются
по радиусам в крайнее положение, обеспечивая
связь наружной шестерни планетарного ком-
плекта с чашкой, сидящей на шлицах на валу
ускоряющей передачи. На фиг. 43, в показан
сплошной линией путь передачи усилия при
прямой передаче в коробке, а пунктирной
линией — при ускоряющей передаче.
На фиг. 44, а показана трёхступенчатая
коробка передач с синхронизатором на выс-
ших ступенях, а на фиг. 44, б — коробка пе-
редач с синхронизатором на высших ступенях
и с расположением шестерён первой ступени
между второй и третьей [53], что несколько
увеличивает жесткость коробки передач.
Развитие коробок передач современных
легковых автомобилей характеризуется при-
менением комбинации планетарной коробки
передач и гидродинамического агрегата (гидро-
муфты или гидротрансформатора) [44,53]. Такая
конструкция показана на фиг. 45, а. Как видно
из схемы (фиг. 45, б), в этой коробке приме-
нены три планетарных комплекта: комплект 1 —
с понижающей передачей, комплект 2-е уско-
ряющей передачей и комплект 3 — для заднего
хода. Комбинированное включение этих трёх;
комплектов при помощи электромагнитов по-
no в ВС 0 г
Фиг. 41. Коробка передач грузового автомобиля (четырёхступенчатая) с расцепляющимися шестернями (ГАЗ-51).
ГЛ. И]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
53
зволяет получить четыре передачи вперёд и
одну назад (см. стр. 63).
Для автомобилей с передней ведущей осью
или с расположением силового агрегата в зад-
ней части шасси автомобиля схемы коробок
передач могут отличаться от распространённых
схем, изображённых на фиг. 41—44. На
фиг. 46, а приведена коробка передач легко-
агрегата с конической парой, подводящей
мощность к карданному валу, расположенному
под углом (см. „Компоновка автомобиля").
Редукторную часть коробок пере-
дач с внешним зацеплением целесообразно
разделить на следующие группы: первичного
вала, промежуточного вала, вторичного вала,
заднего хода и картера.
noMODEF
Фиг. 42. Коробка передач: а — легкового автомобиля
^трёхступенчатая) с шестернями второй ступени, находя-
щимися в постоянном зацеплении (М-1); б—грузового
автомобиля (четырёхступенчатая) с шестернями второй
и третьей ступени, находящимися в постоянном зацепле-
нии (Браун-Лайп).
вето автомобиля KdF с расположением главной
передачи между сцеплением и коробкой пере-
дач, а на фиг. 46, б — коробка передач авто-
буса НАТИ с задним расположением силового
Первичный вал изготовляется за одно
целое с шестерней. Передняя опора вала,
устанавливаемая в маховике (фиг. 47, и и б)
не воспринимает осевых усилий [23]. Фикса-
ция вала осуществляется задней опорой, вос-
принимающей осевые усилия. Передняя опора
вала выполняется на шариковых радиальных
однорядных подшипниках. В чегковых авто-
мобилях переднюю опору выполняют часто на
подшипнике скольжения; в редких случаях
применяется игольчатый подшипник. Подшип-
ник скольжения и игольчатый подшипник
дают возможность сконструировать опору
весьма малого диаметра. Смазка переднего
подшипника в большинстве случаев закла-
дывается на весь срок его службы, для чего
подшипник выполняется с вмонтированными
в него защитными шайбами или уплотнениями
(фиг. 47, а). Иногда смазка к этому подшип-
нику подводится от маслёнки, ввёрнутой в ма-
ховик, через сверления в маховике.
Для задней опоры первичного вала коробки
передач преимущественное распространение
получили шариковые радиальные подшипники
[23] (см. фиг. 41, 42, а и др.). При установке ко-
робки передач отдельно от двигателя первичный
вал обычно устанавливается на двух шарико-
вых подшипниках, смонтированных в боковой
крышке картера коробки передач (фиг. 47, в).
Задний подшипник первичного вала снабжается
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
защитной шайбой (фиг. 41), предохраняющей определяется как расчётом (см. ниже), так н
подшипник от попадания в него металлических конструктивными соображениями: через отвер-
частиц, которые могут находиться в смазке стие для этого подшипника иногда требуется
коробки передач от износа шестерён. Иногда вынуть весь первичный валик с шестерней,
назначение защитной шайбы выполняет торец
шестерни (см. фиг. 43, а).
Задняя опора первичного вала в случае
применения спиральных шестерён подвержена
Фиг. 43. Коробка передач грузового автомобиля: а —с дополнительной передачей, установленной в отдельном кар-
тере; 6— с демультипликаторной передачей (двухступенчатой), установленной в отдельном картере; в — лег.
кового автомобиля с автоматически включающейся ускоряющей передачей, установленной в отдельном картере.
действию весьма значительных радиальных и Шестерня первичного вала находится в по-
осевых нагрузок и работает при высоком стоянном зацеплении с шестерней промежу-
числе оборотов. Размер подшипника этой опоры точного вала также и в расцепляющихся ко-
ГЛ. П]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
55
Фиг. 44. Коробка передач легкового автомобиля (трёх-
ступенчатая) с синхронизатором: а — на высших ступе-
нях (ЗИС-110): 1, 2, 3 — шестерни; 4 — маслоналивное
отверстие; б — то же, но с расположением шестерён пер-
вой ступени между второй и третьей (Шевроле).
Фиг. 45.я- Планетарная коробка передач (Гризуолд—Пак-
кард) (четырёхступенчатая) с ускоряющей передачей
и с электромагнитным управлением в сочетании с гидро-
динамической муфтой; б — схема коробки передач Гри-
зуолд-Паккард: 1 — планетарный комплект с понижаю-
щей передачей; 2—то же с повышающей передачей;
3 — то же для заднего хода; 4, 5 и 6 — электромагниты;
7 — каретка; 8 — запорная муфта. i
ii?T
б)
56
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
1РАЗД. IV
робках передач, а потому всегда выполняется
со спиральными зубьями.
Промежуточный вал выполняется
двух типов; с шестернями в общем блоке, кото-
рый опирается на неподвижную ось, укреплён-
ную в картере (см. фиг. 41, 42, а и 44, а и б) и с
шестернями, закреплёнными на валу, который
монтируется в подшипниках, установленных
передач грузовых автомобилей средней и боль-
шей грузоподъёмности. Блок шестерён устана-
вливают на подшипниках с длинными сплош-
ными роликами (см. фиг. 41, 42, а и 44, а), на
подшипниках скольжения (см. фиг. 44, б) или
на игольчатых подшипниках [23]. Игольчатые
подшипники для блока шестерён чаще при-
меняются в коробках передач легковых авто-
Фиг. 46. Коробка передач: а — легкового автомобиля с расположением главной передачи между сцеплением
и коробкой передач (KdF); tf—автобуса с задним расположением силового агрегата, с конической парой, подво-
дящей мощность к карданному валу, расположенному под углом (НАТИ).
в картере (см. фиг. 42, б, 43, а и б). Конструкции
с блоком шестерён применяются главным об-
разом в коробках передач легковых автомо-
билей и грузовых автомобилей малой грузо-
подъёмности. Конструкции с шестернями, за-
креплёнными на валу, применяются в коробках
мобилей; подшипники с длинными сплошными
роликами — в коробках передач грузовых
автомобилей малой грузоподъёмности. Основ-
ное преимущество этих типов подшипников —
возможность применения их без наружного
и внутреннего колец, что позволяет получить
ГЛ. И]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
57
наиболее компактную конструкцию. При этом
внутреннее отверстие блока шестерён должно
иметь определённую твёрдость и качество по-
верхности. Осевая нагрузка от блока шестерён
воспринимается торцевыми шайбами (сталь-
ными или бронзовыми), снабжёнными усиком
для удерживания их от проворачивания
Фиг. 47. Передняя опора первичного вала: а — на шари-
ковом однорядном радиальном подшипнике; б — на под-
шипнике скольжения; в — монтаж первичного вала при
установке коробки передач отдельно от двигателя.
(си. фиг. 42, а и 44, а), реже—непосредственно
бобышкой стенки картера (см. фиг. 41), главным
образом при прямозубых шестернях. Ось блока
шестерён закреплена в картере шпилькой или
пластинкой (см. фиг. 41). В грузовых автомоби-
лях средней и большой грузоподъёмности про-
межуточный вал обычно монтируется на под-
шипниках качения. Существуют разные схемы
расположения и конструкции подшипников
качения [23] в зависимости от распределения
нагрузок на переднюю и заднюю опоры, от
выбранной конструкции вала, условий монтажа
и пр. В передней опоре получили распростра-
нение роликовые подшипники с короткими
цилиндрическими роликами, работающие без
внутреннего кольца (фиг. 48, а и б). При этом
удаётся максимально увеличить диаметр опор-
ной шейки вала, а следовательно, повысить
его жёсткость. При достаточном центровом
расстоянии между валами в эту опору иногда
устанавливают аналогичные подшипники, но
с обоими кольцами (см. фиг. 43, а и б) или
шариковые радиальные однорядные подшип-
ники (фиг. 48, в).
При отсутствии спиральных шестерён на
промежуточном валу и, следовательно, при
отсутствии осевых усилий промежуточный
вал иногда монтируют с обеих сторон на ро-
ликовых подшипниках с короткими цилиндри-
ческими роликами (фиг. 48, а). При наличии,
осевых услий в заднюю опору промежуточного-
вала устанавливают шариковый радиальный
однорядный подшипник (фиг. 48, б, 43, а и б).
С целью повышения грузоподъёмности и
жёсткости задней опоры промежуточного вала
вместо однорядного шарикового подшипника
иногда устанавливают двухрядный, в особен-
ности при наличии дополнительной передачи
(фиг. 48, г), или же устанавливают два роли-
ковых подшипника с коническими роликами
(фиг. 48, ё). Это даёт возможность повысить
долговечность опоры, не увеличивая наруж-
ного диаметра подшипника и, следовательно,
не ослабляя картера. Встречается также мон-
таж обоих концов промежуточного вала на
подшипниках с коническими роликами
(фиг. 48, д). Регулировка роликовых подшип-
ников в данном узле осуществляется подбором
регулировочных прокладок под крышку под-
шипника.
В коробках передач грузовых автомобилей
средней и большой грузоподъёмности шестерик
низких передач (малого диаметра) обычно вы-
полняют за одно целое с промежуточным
валом; шестерни высших передач (большого
диаметра) изготовляются отдельно и монти-
руются на валу на шпонках (фиг. 48, е).
Механизм отбора мощности в коробках пе-
редач грузовых автомобилей связывается
с шестернями промежуточного вала для того,
чтобы можно было осуществлять отбор мощ-
ности при нейтральном положении коробки
(на стоянке), причём шестерни для отбора
мощности на промежуточном валу либо уста-
навливаются специальные (фиг. 43, а), либо»
отбор мощности осуществляется от одной из
рабочих шестерён промежуточного вала.
Вторичный вал передним своим концом
опирается на первичный вал коробки передач,.
а задним концом через подшипник на картер.
Передняя опора вторичного вала в коробках
передач легковых автомобилей и грузовых
автомобилей малой грузоподъёмности чаще
всего выполняется на игольчатых или роли
ковых подшипниках (см. фиг. 41,42, а и 44, а) со
сплошными роликами, работающими без на-
ружного и внутреннего колец [23]. Это объ-
ясняется тем, что малый диаметр ведущей ше-
стерни не всегда позволяет применять шари-
ковые подшипники, обладающие сравнительно
большими габаритами. Если габариты позво-
ляют, то применяется роликовый подшипник с
внутренним кольцом (фиг.49,я). Широко приме-
нявшиеся ранее для передней опоры вторичного
вала роликовые подшипники свитыми роликами
вышли из употребления, так же как и под-
шипник скольжения.
Ввиду того что габариты ведущей ше-
стерни коробки передач у грузовых автомо-
билей средней и большой грузоподъёмности
значительно больше, чем у легковых, для
опоры переднего конца вторичного вала часто-
применяют радиальные шариковые подшип-
ники, однорядные, реже — двухрядные
(см. фиг. 42, б и 43, а), а иногда роликовые с ци-
58
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
•линдрическими роликами и с обоими кольцами
(фиг. 49, б).
Для задней опоры вторичного вала у гру-
зовиков массового и крупносерийного выпуска
применяются однорядные радиальные шарико-
вые подшипники (см. фиг. 41). Реже для
этой опоры применяют сдвоенные роликовые
конические подшипники (см. фиг. 42, б и 49, а).
Регулировка этих подшипников осуще-
ствляется регулировочными прокладками под
е)
«Фиг. 48. Монтаж: а — обоих концов промежуточного вала на роликовых подшипни-
ках с короткими цилиндрическими роликами без внутреннего кольца; б— проме-
жуточного вала на роликовом подии пнике с короткими цилиндрическими роликами
без внутреннего кольца и на шариковом однорядном радиальном подшипнике; в—обоих
концов промежуточного вала на шариковых однорядных радиальных подшипни-
ках; г — заднего конца промежуточного вала на двухрядном шариковом радиальном
подшипнике; д — обоих концов промежуточного вала на роликовых подшипниках с
коническими роликами; е — заднего конца промежуточного вала на двух роликовых
подшипниках с коническими роликами.
крышку. Фиксация вторичного вала и воспри-
ятие осевых нагрузок производятся задним
подшипником.
Вторичный вал выполняется с шлицами, по
которым скользят каретки расцепляющихся
шестерён или монтируются зубчатые муфты
для включения шестерён, находящихся в по-
стоянном зацеплении. В тех случаях, когда
расцепляющиеся шестерни выполнены со спи-
ральным зубом, шлицы делаются также спи-
ральными (фиг. 49, б). При этом шаг наклон-
ных шлиц должен соответствовать шагу спи-
рального зуба, для того чтобы, перемещаясь
по спиральным шлицам, зубцы одной шестерни
ввинчивались в зубцы сопряжённой с ней
шестерни.
Шестерни вторичного вала обычно вы-
полняются за одно целое со ступицей; в ред-
ких случаях они выполняются в виде зубчатого
венца, закреплённого на отдельной ступице
(фиг. 49, а).
Шестерни вторичного вала, находящиеся
в постоянном зацеплении с шестернями про-
межуточного вала, могут устанавливаться на
подшипниках сколь-
жения (см. фиг. 42, а)
и на подшипниках ка-
чения (шариковых,
игольчатых, с длин-
ными роликами и с ко-
ническими роликами).
В последнем слу-
чае наибольшая жё-
сткость достигается
при применении ша-
риковых радиально-
упорных (см.фиг.44,а)
или роликовых кони-
ческих подшипников.
Если габариты шесте-
рён невелики, то под-
шипники монтируются
без наружных колец
(см. фиг. 44, а). При
этом отверстие ше-
стерни выполняется с
желобами для шари-
ков или с коническими
дорожками качения
для роликов. Подшип-
ники подбираются и
регулируются так,
чтобы после сборки
шестерни на валу су-
ществовал некоторый
предварительный на-
тяг (сопротивление
вращению шестерни
после затяжки под-
шипников до упора
ориентировочно со-
ставляет 7—8 кгсм).
Для смазки шесте-
рён и их опор преду-
сматриваются сверле-
ния в теле шестерён
(см. фиг. 49, а).
Осевые нагрузки
от спиральных шесте-
рён вторичного вала
воспринимаются зад-
ним подшипником,
поэтому все смонтированные на валу де-
тали должны быть жёстко затянуты и пред-
ставлять собой замкнутую систему. Для
восприятия осевых усилий от спиральных
шестерён, установленных на роликовых ци-
линдрических или игольчатых подшипниках
качения, а также на подшипниках скольжения,
применяется комбинация ступенчатого вала и
торцевых шайб.
При отсутствии демультипликатора или
раздаточной коробки от вторичного вала ко-
ГЛ. II]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
59
робки передач осуществляется привод спидо-
метра, для чего на задний конец вторичного
вала напрессовывается червяк или шестерня.
Задний ход в коробке передач осуще-
ствляется введением в зацепление паразитной
а)
б)
Фиг. 49. Монтаж переднего конца вторичного вала на
роликовом подшипнике: а — с цилиндрическими роликами
и с внутренним кольцом; б—с цилиндрическими роли-
ками и с обоими кольцами.
шестерни. В трёхступенчатых коробках пе-
редач предусматривается одна паразитная ше-
стерня ) (см. фиг. 42, а и 44, а), которая уста-
навливается свободно на своей оси и нахо-
дится в постоянном зацеплении с шестерней-5.
При включении заднего хода шестерня 2 вто-
ричного вала перемещается назад и заце-
пляется с шестерней /. В том случае, когда
для заднего хода предусмотрена специальная
вилка (например, в четырёхступенчатых ко-
робках передач), для осуществления этого
хода вводят скользящий блок шестерён зад-
него хода (см. фиг. 41).
Картер коробки передач состоит из
собственно картера и крышек: верхней, пе-
редних, задних и боковых. Верхняя крышка
часто объединяется с картером механизма
управления коробкой передач (см. фиг. 41 и
43, б).
Для установки подшипников в отверстиях
картера иногда предусматриваются буртики
(см. фиг. 42, б). Однако для удешевления и
упрощения обработки картера предусматри-
вают возможность его сквозного растачива-
ния и отказываются от буртиков. В этом
случае пользуются подшипниками с устано-
вочным кольцом в их наружном кольце (см.
фиг. 42, а и 44, а) или в стенке картера (см.
фиг. 41). В коробках передач грузовых авто-
мобилей часто пользуются вставными гнёздами
(см. фиг. 49, а и о). Применение подшипников
с установочным кольцом даёт, помимо упро-
щения технологии изготовления картера, со-
кращение его длины на 12—16 мм. по сравне-
нию с длиной картера, снабжённого бурти-
ками.
Конструкция промежуточного вала с блоком
шестерён и с осью без подшипников качения
в картере (см. фиг. 41 и 42, а) позволяет свести
к минимуму расстояние между центрами валов,
сохранив в то же время д )статочную тол-
щину перемычек между отверстиями картера.
Такая конструкция картера получила ши-
рокое распространение в легковых автомо-
билях и в грузовых автомобилях малой грузо-
подъёмности.
Передние и задние крышки служат для
закрепления подшипников, а иногда ещё и
несут дополнительные функции: в них вы-
полняются маслоотгонные канавки (передняя
крышка на фиг. 41, 42, а и б) или устана-
вливаются сальники (задняя крышка на фиг. 41
и 44, а). Маслоотгонные канавки иногда вы-
полняют на валу (см. фиг. 44, а). В задней
крышке вторичного вала предусматривается
возможность установки передачи к спидометру
(см. фиг. 41, 42, а, 44, а). Передняя крышка
часто используется в качестве направляющей
для сцепления (см. фиг. 41, 42, а и 44, а). Бо-
ковые крышки служат для закрывания люков
отбора мощности. Люки отбора мощности
в коробках передач грузовых автомобилей
обычно предусматриваются с обеих сторон
картера. Для унификации механизмов отбора
мощности размеры люков и расположение их
шпилек стандартизированы. В легковых авто-
мобилях отбор мощности не предусматри-
вается.
Для смазки подшипников качения в картере
коробки передач предусматривают специаль-
ные лотки, в которые масло забрызгивается
вращающимися шестернями (см. фиг. 42, б,
43, б, и 49, а). В лотке имеется отверстие,
через которое масло подаётся к подшипникам.
Избыток масла, прошедший через подшипники,
направляется назад в картер через специ-
альные возвратные каналы (см. передние
стенки картеров на фиг. 41 и 44, а и задние
стенки — на фиг. 42, б и 43, а). Соответ-
ственные протоки для масла предусматри-
ваются и в крышках картера (передних и зад-
них).
Для того чтобы в картере коробки передач
давление не превышало атмосферного, что
может повести к выдавливанию масла наружу,
во всех коробках предусматривается связь
внутренней полости с атмосферой. Для этого
в верхней крышке картера коробки обычно
делают два отверстия под углом, для того
чтобы иметь связь с атмосферой и вместе с
тем предотвратить попадание грязи в коробку.
Иногда для этой же цели в картер или в одну
из его крышек ввёртывают сопун.
Для заполнения картера коробки передач
маслом предусматривается маслоналивное от-
верстие D на фиг. 44, а), которое обычно вы-
полняется на том уровне, на котором должно
поддерживаться масло. Таким образом, масло-
наливное отверстие одновременно служит и
контрольным. В редких случаях контрольное
отверстие предусматривается особо. Для
спуска масла при его смене в картере пре-
дусматривается спускное отверстие, которое
располагается в наинизшей точке картера для
60
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
|РАЗД. IV
возможности спуска всего масла без остатка.
Это отверстие располагается либо в нижней
стенке (см. фиг. 42, а и 48, в), либо в задней
стенке (см. фиг. 48, а), либо в передней стенке
картера (см. фиг. 48, б). В последнем случае
нижняя стенка картера делается с уклоном
вперёд. Маслоналивные и спускные отверстия
закрываются пробками, снабжёнными кони-
ческой резьбой, что избавляет от необходи-
мости ставить прокладки под пробку и пре-
дусматривать замковые приспособления.
При наличии в коробке передач дополни-
тельной передачи последнюю часто монтируют
в отдельном картере, который закрепляется
консольно к основному картеру, причем
верхняя крышка, несущая ползуны управле-
ния, делается общей для обоих картеров
(см. фиг. 43, а и б).
Маслоналивное отверстие предусматри-
вается одно общее для двух картеров, а спу-
скные отверстия предусматриваются само-
стоятельные в каждом картере.
Смазка шестерён и подшипников
осуществляется разбрызгиванием. В редких
случаях для большей надежности предусма-
тривают специальный насос. Для уменьшения
потери мощности на взбалтывание масла кар-
тер коробки передач иногда делают сухим,
а масло помещают в специальном бачке,
откуда оно подаётся к трущимся деталям на-
сосом.
Переключающее устройство расположено
в картере коробки передач или в его крышках
и служит для включения той или иной сту-
пени коробки.
Переключающие устройства коробок пе-
редач с внешним зацеплением шестерён по
общности выполняемых функций можно под-
разделить на следующие группы: переключа-
ющий механизм и переключающий привод.
Переключающий механизм обес-
печивает включение и выключение шестерён
путём перемещения вдоль вала их самих
(непосредственное включение шестерён) или
промежуточных деталей (муфт включения,
синхронизаторов). Для облегчения включения
шестерён зубцы их с торцов скашива-
ются.
Для уменьшения износа шестерён при
переключении передач шестерни делаются
постоянно зацепленными, а включение их осу-
ществляется зубчатыми муфтами (см. фиг. 42, а
к б — все ступени, кроме первой). Иногда
шестерни объединяются с элементами муфты
(см. фиг. 42, б и 43, а). Муфты включения вы-
полняются двух типов: с наружными зубцами
(фиг. 43, б — муфта включения последних двух
ступеней основной коробки передач) и с
внутренними зубцами (см. фиг. 43, б — муфта де-
мультипликаторной передачи). В последнем
случае центральная часть муфты закрепляется
на валу и по ней скользит втулка с внутрен-
ними зубцами, которая и производит необхо-
димое соединение; в первом случае централь-
ная часть муфты сама скользит по шлицам
вала, производя соответствующее соединение.
Для облегчения включения зубцы муфты
включения иногда через один укорачиваются
(так называемая муфта „лёгкого включения"
или „изишифт"). На фиг. 50 изображены три
положения этой муфты. Обычно централь-
ная часть муфты включения с наружными
Фиг. 50. Три положения
муфты лёгкого включения.
зубцами делается симметричной, с зубцами
одинакового диаметра; иногда из конструк-
тивных соображений (например при большой
разнице в диаметрах шестерён) на переднем
и на заднем концах муфты зубцы выпол-
няются разного диаметра и тогда муфта по-
лучается несимметричной. В коробках со
многими передачами,
выполненными с по-
стоянно зацепленны-
ми шестернями, зуб-
чатые муфты часто
делают односторон-
ними (см. фиг. 43, а—
муфта второй ступе-
ни). Зубчатые муфты
применяются и в ко-
робках передач с по-
движными каретками
для включения пря-
мой передачи (см.
фиг. 41).
Часто в муфту
включения монти-
руется синхрони-
затор, предназна-
ченный для уравни-
вания угловых ско-
ростей зубцов, под-
лежащих соединению (для безударного вклю-
чения). Для этой цели служат конические
поверхности 1 и 2 (фиг. 51, а), которые бла-
годаря силе трения производят подгон или
торможение того зубчатого элемента, ко-
торый связан с меньшими массами.
Синхронизаторы коробок передач выпол-
няются двух типов: предельного давления и с
блокировкой (инерционный). Синхронизатор
предельного давления (фиг. 51, а) при сильном
нажатии на рычаг управления, когда боковая
сила превзойдёт заклинивающее действие
фиксаторов, не предохраняет от ударного
соединения зубцов муфты, так как в этом
случае соединение зубцов произойдёт раньше,
чем сила трения, возникающая на конических
поверхностях 1 и 2, успеет уравнять окруж-
ные скорости сцепляющихся зубцов. Поэтому
при наличии синхронизатора предельного
давления от водителя требуется некоторая
сноровка, чтобы он при переключении пе-
редач не резко нажимал на рычаг управления
и, лишь выждав определённое время, необхо-
димое для выравнивания скоростей вращения
(положение // на фиг. 51, а), сильнее нажал
на рычаг для того, чтобы преодолеть закли-
нивающее действие фиксатора 3 и произвести
включение соответствующей передачи (поло-
жение III на фиг. 51, а).
Синхронизатор с блокировкой (инерцион-
ный) (фиг. 51, б) благодаря наличию блоки-
рующей поверхности на длинных зубцах 4,
выполненных на детали 5, полностью пред-
охраняет от ударного переключения передач.
При перемещении детали 6 вилкой переклю-
чения благодаря плоской пружине 3 будет
перемещаться и деталь 5, на которой преду-
смотрено несколько длинных зубцов 4, про-
ходящих через соответствующие пазы де-
тали 7. Как только соприкоснутся конические
поверхности деталей 7 и 8, между ними воз-
никнет сила трения, стремящаяся увлечь во
вращение деталь 7, которая и повернётся на
гл. Ш
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
61
угол у, т. е. до соприкосновения блокиру-
ющихся поверхностей длинных зубцов 4. При
этом рабочие (короткие) зубцы деталей 5 и 6
сместятся по отношению к рабочим зубцам
детали 7 и дальнейшее осевое перемещение
детали 6 станет невозможным. Если углы ко-
нусов деталей 7 и 8 и углы блокирующих
поверхностей длин-
ных зубцов 4 подо-
браны правильно, то
до тех пор, пока суще-
ствует сила трения на
конусах деталей 7 и
8, блокирующие по-
верхности будут пре-
пятствовать дальней-
шему перемещению
детали 6, какая бы
осевая сила ни при-
кладывалась к детали
6 от вилки переклю-
чения. Как только
скорости вращения
шестерён станут оди-
наковыми, сила тре-
ния на конических
поверхностях деталей
7 и 8 будет отсут-
ствовать, и неболь-
шого усилия будет
достаточно, чтобы по-
вернуть длинные зубцы 4 в нейтральное поло-
жение и тем самым совместить рабочие
зубцы деталей 5, 6 и 7. После этого деталь 6
получит возможность дальнейшего осевого
перемещения, сожмёт легкую плоскую пру-
жину 3 и, пройдя через деталь 7, свяжет
своими зубцами деталь 5 с деталью 8. Син-
хронизатор данного типа выполнен, например,
в коробке передач, изображённой на фиг. 44, а.
Блокирующие поверхности не обязательно
должны быть выполнены вместе с зубчатыми
элементами синхронизатора. В некоторых
синхронизаторах с блокировкой (например,
Фиг. 51. Синхронизатор:
а — предельного давления:
1 и 2 — конические поверх-
ности; 3 — фиксатор; б —
схема синхронизатора с
блокировкой.
ЗИС-101) [19] они предусмотрены на роликах,
связывающих синхронизирующие конусы.
Переключающий привод механи-
ческого типа (фиг. 52) состоит из рычага
управления 7, вилок 2, ползунов 3 и сто-
порных устройств. Картер рычага управления
часто объединяется с верхней крышкой ко-
робки передач.
Рычаг управления иногда вставляется в
картер сверху и прижимается к своей ша-
ровой опоре либо пружиной 1, непосред-
ственно действующей на рычаг сверху вниз
(фиг. 53, а), либо пружиной /, расположенной
снизу и действующей на рычаг через посред-
ство тарелки (фиг. 53, б). Иногда рычаг
управления вставляется в картер снизу и при-
жимается к своей шаровой опоре пружиной /,
упирающейся в приливы на картере и непо-
средственно нажимающей на рычаг вверх
(фиг. 53, в). Для правильной кинематики ры-
чага с шаровой опорой в ней необходимо
предусмотреть фиксаторный палец B на
фиг. 53, а и б). Шаровая опора рычага упра-
вления защищается от грязи специальным
чехлом. Для наиболее распространённых
трёх-, четырёх- и пятиступенчатых коробок
передач придерживаются схем перемещения
Фиг. 52. Схема переключающего привода механического
типа: 1 — рычаг управления; 2 — вилки; 3 — ползуны.
рычага, изображённых на фиг. 54, а и б. Сто-
порные устройства коробки передач состоят
из фиксаторов и замков.
Фиксаторы коробки передач предна-
значаются для удерживания шестерен в опре-
делённом положении, чтобы предотвратить
возможность их самопроизвольного выклю-
чения и включения. Фиксаторы выполняются
по типу шарика с пружинкой (см. фиг. 53, г\, по
типу шарика, на который пружинка действует
через посредство толкателя (см. фиг. 53, б) и
по типу плунжера с пружинкой (см. фиг. 53, а).
В двухходовых коробках передач фиксатор
объединяется в одну общую конструкцию с
замком. Иногда фиксаторы устанавливаются
и не на ползунах (см. фиг. 44, а).
Замки коробки передач служат для пред-
охранения от одновременного включения
двух передач или от случайного включения
передачи заднего хода. В двухходовых ко-
робках (при двух ползунах) для невозмож-
ности включения одновременно двух передач
между ползунами устанавливается замок, вы-
полненный в виде плунжера. В этом случае
обычно плунжер делается разрезным и кон-
структивно объединяется с фиксатором
62
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
б)
Фиг. 53. Конструкция переключающего при-
вода: а—с верхней прижимающей пружиной
и предохранителем заднего хода (М-1): / —
пружина; 2 — фиксаторный
¦ палец; 3 — грибок предохрани-
теля; 4 — пружина предохра-
нителя; б — с нижней оттяги-
вающей пружиной и тарел-
кой: 1 — пружина; 2 — фикса-
торный палец; в — с нижней
прижимающей пружиной; фи-
ксатор с шариком и толка-
телем, предохранитель заднего
хода и замки (ЗИС-5); г —
конструкция фиксаторов с
шариком и замков коробки
передач (ГАЗ-51).
ГЛ. II)
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
63
(см. фиг. 53, а). В многоходовых коробках пе-
редач, когда имеется больше двух ползунов,
внутренние ползуны имеют отверстия, в кото-
рые вставляются плунжеры, перемещающиеся
в теле средних ползунов и блокирующие все
ползуны, кроме одного. Между ползунами по-
мещаются как плунжеры (см. фиг. 53, г), так и
шарики (см. фиг. 53, б).
Для предохранения от случайного вклю-
чения заднего хода на рычаге управления
имеется предохранительный упор с пружинкой
и тягой, управляемой от скобы у рукоятки
рычага управления (см. фиг. 53, г). При вклю-
чении заднего хода с помощью скобы и тяги
поднимают упор, который при этом подни-
мается над выступом и даёт возможность
концу рычага переключения войти в вырез
вилки заднего хода. Иногда замок заднего
хода заменяется предохранителем. В трёхсту-
пенчатых коробках передач в этом случае
предохранитель выполняется в виде грибка 3 с
пружинкой 4 (см. фиг. 53, а). Грибок при про-
дольном перемещении рычага из положения
первой передачи (см. фиг. 54, о) толкает рычаг
0
Фиг. 54. ^Оемы перемещения рычага управления:
а — для трёхступенчатой коробки передач; б —для четы-
рёхступенчатой коробки передач.
в нейтральное положение. В четырёхступен-
чатых коробках передач предохранитель зад-
него хода часто выполняют в виде упора с
пружиной, усилие которой надо преодолеть,
чтобы включить задний ход (см. фиг. 53, в).
Тормозящее устройство приме-
няется для торможения того или иного пла-
нетарного комплекта в планетарной коробке
передач для включения какой-либо ступени.
Тормозящее устройство делают механическим
или электромагнитным. Во втором случае
(см. фиг. 45, а а б) для включения первой сту-
пени коробки передач необходимо включить
электромагнит 5, который затормозит венец
первого планетарного комплекта и тем самым
включит его в работу. При включении электро-
магнитов 5 и 6 будут заторможены венец
первого комплекта и солнечная шестерня зад-
него (ускоряющего) комплекта. Оба плане-
тарных комплекта обеспечат вторую ступень.
При включении электромагнита 4 все плане-
тарные комплекты заклиниваются и вра-
щаются как одно целое, осуществляя прямую
передачу. При включении электромагнитов
4 и 6 будет работать один только задний
комплект, осуществляя ускоряющую пере-
дачу. Для включения заднего хода каретка 7
среднего комплекта сцепляется с картером.и
включается магнит 5. Запорная муфта 8 бло-
кирует при этом задний комплект.
Дистанционное управление при-
меняется в коробках передач с вынесенным
постом управления. Оно выполняется либо
в виде механического привода, либо с исполь-
зованием какого-нибудь вида энергии (сжа-
того воздуха, разрежения во всасывающем
трубопроводе двигателя, электрического тока).
Большое распространение получили электро-
магнитные устройства, описанные выш'
(см. фиг. 45), а также пневматические, гидра-
влические и электровакуумные [19, 43, 53J
устройства для переключения передач. Ре-
дукторная часть коробки передач с дистанци-
онным управлением часто ничем не от-
личается от редукторной части обыч-
ной коробки с непосредственным управле-
нием.
В легковых автомобилях широкое распро-
странение получило дистанционное управление,
расположенное на руле (фиг. 55, а). Это де-
лает управление коробкой передач более
удобным, и одновременно позволяет увеличить
вместимость кузова за счёт переноса рычагов
управления, которые при непосредственном
управлении мешают расположению на перед-
нем сиденье трёх пассажиров. Управление
коробкой передач осуществляется рукояткой /
(фиг. 55, а), которая может перемещаться
вверх и вниз, качаясь относительно оси 2, и
поворачиваться вправо и влево вместе с тру-
бой 3. Пружина 4, упираясь в тягу 5, всегда
отжимает её в верхнее положение, а вместе
с ней и ползун 6, связанный с тягой и могу-
щий перемещаться по шлицам, выполнен-
ным на трубе 3.
Для включения первой передачи необхо-
димо сперва рукояткой / нажать на тягу 5,
что заставит ползун 6 переместиться вниз и
соединиться с рычагом 7. Затем при повороте
рукоятки 1 через трубу 3 повернётся рычаг 7,
который за тягу 8 повернёт рычаг 9 вокруг
его неподвижной оси, укреплённой в крон-
штейне 10. Рычаг 9 при этом воздействует
на тягу 11 и произведёт соответствующее
переключение в коробке передач посредством
рычагов управления (см. фиг. 44, а). Для вклю-
чения второй передачи надо рукоятку / пере-
вести в нейтральное положение, тогда пру-
жина 4 сама переместит рукоятку в положе-
ние 2-й и 3-й передач, что соответствует тому
положению ползуна 6, когда он связывает
трубу 3 с рычагом 12. Последний через тягу 13
и рычаг 14 при повороте рукоятки / воздей-
ствует на тягу 15 и на рычаги управления
коробки передач (см. фиг. 44, а).
Пружина 16 фиксирует положения ры-
чага 14 в момент включения передач. Для
правильной работы всего механизма необхо-
димо, чтобы центры отверстий в верхних
плечах рычагов 14 и 9, центры их качания и
точка крепления нижнего конца пружины 16
лежали на одной прямой при нейтральном
положении коробки передач. Это достигается
регулировкой длины тяг 15 и 11, а также
правильной установкой стойки 17 пружи-
ны 16 в продолговатом отверстии крон-
штейна 10.
На фиг. 55, б изображена схема дистанци-
онного управления коробкой передач при
относительно близком её расположении к
месту водителя, а на фиг. 55, в — при относи-
тельно отдалённом её расположении. На
фиг. 55, г приведена конструкция такого ди-
станционного управления.
64
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Фиг. 55. Схемы дистанционного управления коробкой передач: а—распо-
ложенного на руле (ЗИС-110): 1 — рычаг управления; 2 — ось; 3 — труба;
4 — пружина; 5, 8, 11, 13, 15 — тяги; 6 — ползун; 7, 9, 12, 14 — рычаги;
10 — кронштейн; 16 — пружина; 17 — стойка пружины;
ГЛ. II]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
65
Фиг. 55. (Продолжение)—Схемы дистанционного управления коробкой передач: б - при относительно близком
её расположении к месту водителя; в — при относительно отдалённом её расположении от места водителя;
г — конструкция дистанционного механического управления.
5 Том И
66
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
При весьма отдалённом расположении ко-
робки передач от места водителя (например,
и автобусах с задним расположением сило-
пого агрегата) дистанционное управление
иногда делают с пневматическим приводом
(фиг. 56). При этом в самой коробке передач
пместо рычага переключения предусмотрен
ключ, который перемещает муфты включения
посредством вилок 1, 2, 3. Для включения
той или иной ступени в коробке передач
и направляющего аппарата 3, который удер-
живается от вращения муфтой свободного
хода. Когда муфта свободного хода осво-
бождает направляющий аппарат, гидродина-
мическая коробка передач превращается в
гидродинамическую муфту. Многодисковое сце-
пление 4 позволяет по желанию водителя за-
тормозить направляющий аппарат 3, для того
чтобы иметь возможность производить тор-
можение двигателем.
Фиг. 56. Схема дистанционного пневматического управления коробкой передач: /— вилка включения 1-й пере-
дачи; 2—вилка включения 2-й передачи; 3 — вилка включения 3-й передачи; 4 — механизм установки; 5 — меха-
низм перемещения; 6" —ключ; 7 — клапан управления коробкой передач; 8 — цилиндр управления сцеплением;
9—клапан управления сцеплением; 10 — резервуар; //—регулятор давления; 12—клапан быстрого выпуска воз-
духа; 13 — клапан автоматического управления сцеплением.
ключ должен совершать два движения: по-
ворачиваться вокруг оси, расположенной
вдоль коробки передач, и передвигаться
вдоль этой оси. Соответственно этому ме-
ханизм переключения состоит из двух меха-
низмов: устанавливающего (селекторного),
который поворачивает ключ и тем самым
устанавливает его на ту или иную ступень, и
перемещающего, который передвигает ключ,
производя включение. Первый из механизмов
расположен поперёк коробки передач, а вто-
рой — вдоль [43].
Бесступенчатые короб ки пере-
дач получили распространение главным об-
разом электрические и гидродинамического
типа, состоящие из насоса, турбины и напра-
вляющего аппарата, неподвижно закрепляемого
в картере [40, 44, 53, 57, 69). Когда жидкость
проходит по лопаткам направляющего аппа-
рата, направление и скорость её меняются,
что вызывает изменение момента количества
движения жидкости, и обусловленный этим
крутящий момент суммируется с крутящим
моментом, развиваемым насосом. При повы-
шении сопротивления движению автомобиля
скорость вращения вала турбины падает, и кру-
тящий момент автоматически увеличивается.
Этим обеспечивается автоматическое измене-
ние передаточного числа между ведущим и
ведомым валами гидродинамической коробки
передач.
На фиг. 57, а приведена бесступенчатая
гидродинамическая коробка передач в сочета-
нии с планетарным механизмом. Гидродинами-
ческая коробка состоит из насоса 1, турбины 2
При трогании с места включается главное
сцепление 5, а дисковый тормоз 6 освобо-
ждается. При этом планетарная передача 7
оказывается сблокированной муфтой свобод-
ного хода и сцеплением 5 и работает только
гидродинамическая коробка передач. Когда
автомобиль достигнет скорости 30 км/час и
скорость ведущего вала 8 упадёт ниже ско-
рости промежуточного вала 9, центробежная
муфта 10 сблокирует гидродинамическую ко-
робку передач и вся система будет работать
напрямую. Когда скорость движения автомо-
биля повысится до определённой величины,
давление жидкости в системе управления воз-
растёт настолько, что сможет автоматически
включить дисковый тормоз 6. При этом всё
усилие от двигателя будет передаваться через
ускоряющую планетарную передачу 7.
При движении на заднем ходу работает
планетарный комплект 11, который должен
быть включён от руки при помощи собачки 12.
В этом случае усилие от двигателя к плане-
тарному комплекту 11 передаётся через гидро-
динамическую коробку передач.
За последнее время начинает получать
распространение принцип разделения потока
мощности от двигателя на две части: один
поток направляется через гидродинамический
агрегат, а другой идёт непосредственно на-
прямую, затем оба потока соединяются и пре-
образуются в планетарной передаче. Это по-
зволяет повысить к. п. д. гидродинамического
агрегата [44].
Электрическая трансмиссия (фиг. 57,6)
обычно состоит из шунтового генератора
ГЛ. II]
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
постоянного тока, приводимого в действие
двигателем внутреннего сгорания, сериесного
тягового электромотора постоянного тока,
реверсора, регулирующей аппаратуры (вибра-
ционные реле силы тока и напряжения, до-
полнительные сопротивления и др.) и предо-
хранителей. Общий вид автобуса с электри-
ческим приводом показан на стр. 35 (см.
мом возбуждении отпадает, реле напряжения
отключает батарею, и генератор переходит на
самовозбуждение. При определённых величи-
нах силы тока в цепи электропередачи сраба-
тывают соответствующие контакторы, чем из-
меняется величина регулировочного сопроти-
вления, включённого в обмотку возбуждения
генератора и, следовательно, величина тока
возбуждения. Всё управление силовой пере-
дачей автобуса с электрическим приводом
осуществляется одной педалью акселера-
тора.
В автобусе ЗИС-154 генератор четырёх-
полюсный. Полезная его мощность (часовая)
5 11
L
I
Фиг. 57- Бесступенчатые коробки
передач:а—гидродинамическая ко-
робка передач в сочетании с пла-
нетарным механизмом (Борг-Вор-
нер): /—насос; 2 — турбина; 3—на-
правляющий аппарат; 4 — много-
дисковое сцепление; 6 — главное
сцепление; 6 — дисковый тормоз;
7 — планетарная передача; 8 — ве-
дущий вал; 9 — промежуточный
вал; 10 — центробежная муфта;
11 — планетарный комплект зад-
него хода; 12 — собачка; б — схе-
ма электрической трансмиссии
(ЗИС-154): / — генератор; 2 —тя-
говый электромотор; 3 — реверсор;
4 — контактор реле; 5—реле
напряжения; 6 — регулировочное
сопротивление; 7—реостат неза-
висимого возбуждения; 8 — акку-
муляторная батарея; 9 — пусковой
контакт (от педали акселератора);
10— контакт реверсора; 11 — кон-
тактор регулировочного сопроти-
вления; 12—плавкий предохрани-
тель .
фиг. 10). Реверсор служит для изменения на-
правления движения и имеет три положе-
ния: два рабочих и нейтральное. Привод ре-
версора осуществляется рукояткой, располо-
женной у сиденья водителя. Реверсор пере-
ключает обмотки возбуждения электромотора
и, следовательно, изменяет направление его
вращения.
При нажатии на педаль акселератора
включается цепь независимого возбуждения
от батареи аккумуляторов. Независимое воз-
буждение в начальный период способствует
быстрому повышению напряжения генера-
тора и, следовательно, быстрому разгону
автобуса. При дальнейшем увеличении числа
оборотов двигателя потребность в независи-
50 кет при напряжении 190 в. Максимальное
число оборотов—2500 в 1 мин. Тяговый элек-
тромотор сериесный, четырёхполюсный. Ча-
совая мощность электромотора 43 кет при
190 в. Максимальное число оборотов 3000 в
1 мин.
Определение основных размеров ступен-
чатых шестерёнчатых коробок передач
и формулы для их расчёта
Шестерни коробок передач выпол-
няются в системе модуля и в системе питча.
Коррекция шестерён в большинстве случаев
применяется по двухмодульной или двух-
68
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[pa ад. IV
питчевой системе. Рекомендуемые для ше-
стерён коробок передач двойные модули:
6,0 5,0 4,5 . 4,0 . 3,5 . 3,0 . 2,75
' J5' 1^5' ~ЗДГ ' 2,5 ' 2,25' 2,00" Для хода вперёд*-— -
-4,5
Рекомендуемые двойные питчи:
10 , 9 S ¦ _ 7. 6 . 5 ш 4,5
2 ' 71 ' 7'0 ' ~9~ ' ~8" ' Т ' "ь"
При расчёте шестерён коробок передач
по Британскому стандарту скоростной коэфи-
циент л принимается равным:
J'
Для некорригированных шестерён в каче-
стве стандартных модулей и питчей прини-
маю1* одни только верхние значения. Для вновь
¦по стируемых коробок передач следует при-
держиваться системы модуля.
В шестернях коробок передач европейских
автомобилей иногда применяется коррекция
Maag.
При проектировании коробок передач,
имеющих несколько ступеней, расположенных
на одной паре: валов, необходимо обеспечить
постоянство расстояния между центрами валов
на всех ступенях. Для частичного уравно-
вешивания осевой силы, возникающей на спи-
ральных шестернях промежуточного вала,
целесообразно на всех этих шестернях иметь
одно и то же направление спирали.
Для ориентировочных просчётов основных
размеров коробок передач иногда пользуются
упрощённой формулой ' о]. При этом можно
принимать следующие коэфициенты запаса по
пределу упругости [55]:
Тип автомобиля
3-я передача
1-я и шестерни по-
передача стоянного за-
цепления
Грузовой
Легковой ,
3 5
о,8—1 о
ЗЗо
1,4—1,8
В данном случае по этой формуле косвенно
производится оценка работы шестерён на
износ: на 3-й передаче коробка передач рабо-
тает чаще» чем на первой; для легковых авто-
мобилей полный крутящий момент двигателя
используется реже, чем для грузовых. Этим
объясняются различные рекомендуемые зна-
чения коэфициентов запаса по пределу упру-
гости.
При расчёте шестерён коробок передач
по формуле Льюиса [55] можно принимать
следующие (см. табл. 6) допускаемые напря-
жения (данные НАМИ):
Таблица б
Тип стали
Хромистая .....
Никелевая
Молибденовая ...
Никелевая
Хромоникелевая . .
Марка стали
no SAE
5*4°
2315
4615
2512
Допускаемое напря-
жение в кг/см3
макси-
мальное
бооо
7<х>о
8500
рекомен-
дуемое
4<эоо
47°°
57°°
для заднего хода х =
30
11 4- Су
20 '
где Мттй&х — максимальный крутящий момент
двигателя в кгсм; i0 — передаточное число
главной передачи; iK—передаточное число
соответствующей ступени коробки передач;
гк — рабочий радиус колеса в см; Ga — пол-
ный вес автомобиля в кг.
Скоростной коэфициент х учитывает число
повторных нагрузок и зависит от того, на-
сколько часто работает данная ступень в
коробке передач. Чем больше полный вес
автомобиля, тем чаще при прочих равных
условиях работает данная замедляющая пере-
дача, тем меньше „градиент" Gf, а вместе с
ним и скоростной коэфициент х и, следова-
тельно, тем выше расчётное напряжение. Чем
больше передаточное число /к, тем реже вклю-
чается данная ступень, тем больше «гра-
диент" Gf, а вместе с ним и скоростной коэфи-
циент х и, следовательно, тем меньше рас-
чётное напряжение.
При расчёте шестерён коробок передач
с учётом скоростного коэфициента можно
принимать следующие (см. табл. 7) допускаемые
напряжения:
Таблица 7
Тип стали
Хромистая .
Хромонике-
Хромонике-
левая
Никелевая .
Вид термо-
обработки
Закалка в ма-
сло
То же
Цементация
То же
¦К э" <^>
а о-й
л с -
16 ooo
IOOOO
7 ooo
О M
S s
О а **
2 4JO
2 IOO
ЗООО
ЗООО
2 80O
В данном случае допускаемое напряжение
в большой степени зависит от вида термо-
обработки.
Для оценки износостойкости шестерён
коробок передач часто пользуются упрощён-
ным расчётом по удельному давлению на зуб
(окружное усилие, делённое на ширину ше-
стерни). Согласно рекомендации НАМИ
окружное усилие следует подсчитывать не по
максимальному крутящему моменту двигателя,
а по моменту, соответствующему максималь-
ной мощности двигателя. При этом можно
принимать следующие удельные давления
в кг\см (данные НАМИ):
Тип шестерён:
постоянного зацепления 35°
3-й передачи 35°
2-й передачи 53°
1-й передачи 710
заднего хода дао
ГЛ. Hi
КОРОБКА ПЕРЕДАЧ
69
При расчёте шестерён коробок передач на
износ по формуле Герца [55] по напряжению
смятия в точке соприкосновения зубьев по
начальным окружностям можно принимать
(см. табл. 8) следующие допускаемые напря-
жения (данные НАМИ):
Таблица 8
Тип стали
Никелевая .
Никелевая и
хромистая . .
Хромонике-
левач
Хромонике-
левая
Вид термо-
обработки
Цементация
Закалка в ма-
сло
Цементация
Закалка в ма-
сло
Допускаемое напря-
жение
шестерни
постоян-
но, о заце-
пления
16 ООО
8 ооо
16500
8 ооо
в кг/сма
шестерни
1-й пере-
дачи
24 ООО
12 ООО
2,5 ооо
13 ооо
В данном случае допускаемое напряжение
в основном зависит от вида термообработки.
При расчёте шестерён по формуле Герца
окружное усилие на шестерне следует под-
считывать (согласно рекомендации НАМИ)
не по максимальному крутящему моменту
двигателя, а по моменту, соответствующему
максимальной мощности двигателя.
Приведённые выше методы расчёта шесте-
рён не дают возможности отыскивать профиль
зубьев, наиболее рациональный с точки зре-
ния прочности и износа шестерён.
Предложенный акад. Е. А. Чудаковым ме-
тод расчёта прямозубых шестерён [55] позво-
ляет при заданном передаточном числе и за-
данном крутящем моменте определить основ-
ные размеры шестерён и профиль зубьев, оце-
ниваемый высотной и угловой коррекцией.
В основу расчёта положены следующие три
положения.
1. Напряжение на изгиб в зубьях не
должно превосходить некоторой заданной ве-
личины в соответствии с принятым металлом.
2. Факторы, оценивающие работу шестерён
(удельное давление и секундная работа тре-
ния), должны быть равны между собой в на-
чале и конце зацепления.
3. Плавность зацепления должна быть
обеспечена соответствующей величиной коэ-
фициента, определяющего собой среднее
число зубьев в зацеплении (не ниже 1,2).
Валы коробок передач рассчиты-
ваются на прочность и на жёсткость. На проч-
ность валы рассчитываются на одновременное
действие изгибающего и крутящего моментов,
причём запас прочности по пределу упругости
принимается равным. 4,5-5,0, что даёт допу-
скаемое напряжение порядка 4000 кг/см2 (при
проверочных расчётах вторичных валов рас-
чётное напряжение колеблется от 1650 до
4500 кг/см2).
Валы коробок передач должны обладать
помимо прочности достаточной жёсткостью,
для того чтобы обеспечить долговечную и
бесшумную работу шестерён. При расчёте на
жёсткость следует проверять прогибы валов
под шестернями и повороты сечений в тех же
точках. Эти два параметра, оценивающие
жёсткость валов, имеют самостоятельное зна-
чение, так как чем ближе данная шестерня
будет располагаться к середине вала, тем
прогиб вала под ней будет больше, а поворот
сечения меньше.
При расчёте на жёсткость вала, имеющего
ступенчатую форму, его следует привести к
условному валу постоянного поперечного сече-
ния ; на этом условном валу располагают ше-
стерни, учитывая приведённые расстояния от
них до опоры, и определяют прогибы по
соответствующим формулам. Повороты сечений
определяются в тех же точках, что и про-
гибы, но поскольку они зависят от действи-
тельных расстояний, полученные величины
надо скорректировать по следующей формуле:
9действ _ _*л^
Чфиктивн *
где ^действ — действительный поворот сечения;
Уфиктивн — фиктивный поворот сечения, полу-
ченный на приведённом валу; /„ — приведён-
ное расстояние от опоры до шестерни на при-
ведённом валу; / — действительное расстояние
от опоры до шестерни на действительном валу.
При расчёте на жёсткость можно руко-
водствоваться следующими данными [55]: про-
гиб в плоскости валов (обычно вертикальный
прогиб) не должен превосходить 0,1 мм; пол-
ный прогиб вала (т. е. от вертикальных и
горизонтальных сил) не должен превосходить
0,2 мм; расхождение валов (т. е. сумма вер-
тикальных прогибов двух валов) не должно
превосходить 0,2 мм; полный поворот сечения
(т. е. от вертикальных и горизонтальных сил)
не должен превосходить 0,002 радиана.
Ниже приведены параметры жёсткости
вторичного вала коробок передач некоторых
легковых автомобилей.
Полный Полный погсо-
Модель автомобиля прогиб рот сечения в
вала в мм радианах
КИМ-10 о,гб7 0,00136
М-1 O.2IO O.OOI47
ЗИС-101 o,i87 о,оо197
Шевроле о,44° o.ooiai
Паккард 120 о.абб 0,00095
Подшипники коробок передач реко-
мендуется подбирать, задаваясь определённой
долговечностью, исходя из минимального срока
службы коробки между капитальными ремон-
тами. Этот срок службы (в километрах про-
бега) можно ориентировочно принимать [24]:
для легковых автомобилей малого
литража ioo 000 км
для легковых автомобилей сред-
него и большого литража . . 1бо ооо „
для грузовых автомобилей . . . хбоооо ,
для автобусов гооооо »
При этом следует считать, что к первич-
ному валу коробки передач грузовых автомо-
билей и автобусов подводится половина ма-
ксимального крутящего момента двигателя, а
для легковых автомобилей расчётная величина
70
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
крутящего момента определяется по кривой
в зависимости от отношения максимального
крутящего момента двигателя к полному весу
автомобиля (фиг. 72, а).
Выбор числа оборотов того или иного под-
шипника зависит от средней эксплоатационнои
скорости автомобиля, от радиуса качения колёс
и от соответствующих передаточных чисел
главной передачи и коробки передач. Для
обычный типов автомобилей можно принимать
следующие средние эксплоатационные ско-
рости:
для легковых автомобилей и
автобусов ...........50 км.час
для грузовых автомобилей . . 35 ,
Фактор, учитывающий характер нагрузки К б,
для коробок передач принимается равным 1.
Долговечность каждого подшипника коробки
передач подсчитывается для каждой передачи,
а затем подсчитывается суммарная долговеч-
ность подшипника. Для этого можно пользо-
ваться следующей формулой [24]
Нормальная сила на поверхности синхро-
низирующих конусов
j- "
В
Я '
Sin а'
где а — угол конуса (см. фиг. 5\,б).
Момент трения на синхронизирующих кону-
сах:
Мтр = 7>г,
где г — средний радиус синхронизирующих
конусов (см. фиг. 51,6); jj.— коэфициент тре-
ния (ориентировочно ца = 0,12).
Условие работы синхронизатора с блоки-
ровкой (фиг. 51, б):
Р > X или Р > -Цг,
tgo
где о — угол блокирующих поверхностей.
rx sin аг, '
где X, Y, Z и т. д. — длительность работы на
1-й, 2-й, 3-й и т. д. передачах в % от общего
срока службы коробки передач; А, В, С
и т. д. — долговечность, подсчитанная для
соответствующих передач; Н—суммарная
долговечность подшипника.
Длительность работы на разных передачах
зависит от условий эксплоатации автомобиля.
Длительность работы на разных передачах в %
для обычных условий эксплоатации дана в
табл. 9. '¦ На прямой передаче подшипники
Таблица 9
Передачи
1-Я
2-я
3-я
4-я
5-я (повыша-
ющая)
Тип коробки передач
трёхсту-
пенчатая
2
5
93
четырёх-
ступенча-
тая
2
3
5
9°
пятисту-
пенчатая
2
3
5
5°
4О
коробки передач не несут нагрузки, поэтому
долговечность подшипника на прямой пере-
даче может быть принята равной бесконеч-
ности и, следовательно, соответствующий член
в правой части приведённого выше уравнения
обращается в нуль.
Синхронизатор предельного давле-
ния (фиг. 51, а) обеспечивает предельную силу
нажатия на синхронизирующие конусы Ятах
[55]:
"щах —
z ¦ S
тде S — усилие пружины фиксатора; z — число
фиксаторов; (} — угол плунжера фиксатора.
При наличии фиксатора с шариком угол {3
можно принять равным 45°.
где гг — средний радиус блокирующих поверх-
ностей.
Объединяя оба уравнения, получим:
Р > —-—!—§— или tg о •< —— • — .
sin a tg 8 rj s ^ sin a rt
Практически выполняют: a — в пределах
7н-12о, 8 —в пределах 30-^35°.
Время синхронизации [55]:
1тр
где JK — момент инерции, приведённый к
конусу, связанному с ведомым диском сце-
пления; cuj — угловая скорость вращения этого
конуса в момент соприкосновения конусов;
о>2 — угловая скорость вращения конуса, свя-
занного с вторичным валом коробки передач.
Для шестерён коробок передач приме-
няются следующие стали: а) цементуемые с
малым и средним содержанием углерода;
б) закаливаемые в масло со средним содер-
жанием углерода.
Цементация шестерён из среднеуглеро-
дистой стали получила распространение за по-
следние годы в США. Содержание углерода
в этих сталях доходит до 0,35—0,45%.
Цементуемые стали применяются для на-
пряжённых шестерён, например для шестерён
коробок передач автобусов и грузовых авто-
мобилей. Шестерни из легированных цемен-
туемых сталей должны считаться по крайней
мере на 5О°/о прочнее шестерён из соответ-
ственных легированных среднеуглеродистых
сталей, закаливаемых в масло [511.
В табл. 10 приведены данные по серии
дополнительных коробок передач (демульти-
пликаторов) Браун-Лайп, чтобы дать пред-
ставление об изменении веса коробок с увели-
чением их размеров [10].
ГЛ. II]
КАРДАННЫЙ ПРИВОД
71
Таблица 10
Данные по серии дополнительных коробок передач
(демультипликаторов) Браун Лайп
Модель
321
222
3221
3222
5221
5222
2231
6О31
7°3
Число передач
2
2
2
а
2
2
3
3
3
Передаточные
числа
низшая
передача
-
1.52
-
2.15
-
2,34
1.5*
2,14
2,б2
высшая
передача
о.75
-
о. 79
-
0,72
-
о,77
0,69
о,74
Номинальный
крутящий мо-
мент в кгм
низшая
передача
-
77,5
-
но
-
145
77.5
145
220
высшая
передача
22,0
-
32,0
-
41,5
-
23,0
41.5
6а,5
Вес в кг
43.о
43.о
бо,5
бо,5
86,о
86,о
45,о
95.о
1б2,О
Карданный привод бывает открытым,
когда его вал не имеет оболочки — карданной
трубы (фиг. 59,а), и закрытым, когда его
вал заключён в оболочку — карданную трубу 2
(фиг. 59, б). Карданный привод, подводящий
Фиг. 58. Схема шлицевого соединения.
В табл. 11 приведены данные по шлицевым
соединениям коробок передач отечественных
автомобилей (фиг. 58).
КАРДАННЫЙ ПРИВОД
Назначение карданного при-
вода— передавать усилие между отдельными
агрегатами трансмиссии автомобиля или внутри
данного агрегата при переменном угле между
валами и без изменения передаточного отно-
шения.
Классификация карданных приводов
и карданов
Карданный привод состоит из вала
с шарнирами, называемыми карданами, а иногда
из двух валов с промежуточной опорой. Кар-
данный привод, вмонтированный в конструк-
цию агрегата (Hanpnviep разрезной ведущий
мост) имеет либо один кардан (синхронный),
либо два спаренных кардана (асинхронных).
б)
Фиг. 59. Схемы карданных приводов: а —открытого;
б — закрытого.
усилие к главной передаче автомобиля, назы-
вается главным; промежуточным на-
зывается карданный привод, соединяющий два
агрегата трансмиссии, укреплённые на раме
автомобиля (например карданный привод
между коробкой передач и демультипликато-
ром). Если карданный привод (фиг. 59, б), вклю-
чает в себя один кардан /, то его называют
одинарным; если он имеет (фиг. 59, а) два
кардана 1 и 2 по обоим своим концам, то его
называют двойным.
Карданом называется механизм, обеспе-
чивающий вращение двух валов под перемен-
ным углом путём использования кинемати-
ческих пар (жёсткий кардан) или упругих
свойств специальных элементов (упругий кар-
дан).
Простой кардан обеспечивает только
угловое смещение двух валов; универсаль-
ный кардан обеспечивает как угловое сме-
щение, так и осевое смещение одного вала
относительно другого.
Асинхронным называется кардан, ра-
бота которого характеризуется периодическим
неравенством угловых скоростей соединяемых
им валов в случае их взаимного расположения
под некоторым углом (см. стр. 79, фиг. 71}.
Синхронным (гомокинетическим, или кар-
даном с постоянной угловой скоростью) назы-
вается кардан, работа которого обеспечивает
равенство угловых скоростей соединяемых им
валов при любом их угловом смещении.
В промежуточных приводах 'автомобилей,
помимо карданов, применяются также полу-
карданы, т. е. механизмы, допускающие
вращение двух валов под небольшим перемен-
ным углом (до 3 — 4°) за счёт зазора между
двумя сопрягающимися деталями (зубцами), со-
единяющими валы.
Данные по шлицевым соединениям коробок передач отечественных автомобилей
Таблица 11 I ^
Автомобиль
ГАЗА
М-1
ГАЗ-11-73
М-1
ГАЗ-11-73
ГАЗ-11-73
М-1
ГАЗ-11-73
ЗИС-101
ЗИС-101
ГАЗ-АА
ЗИС-5
ЗИС-5
Шлицевое соединение
Скользящая шестерня 1-й и 2-й пе-
редачи — вторичный вал (в дюймах)
Скользящая шестерня 1-й переда-
чи — вторичный в?л (в дюймах) . . .
Шлицев я втулка шестерни 2-й пе-
редачи — вторичный вал (в дюймах) .
Зубчатое кольцо муфты лёгкого
переключения — вторичный вал
(в дюймах)
Скользящая муфта — зубчатое
кольцо (в мм) . . • . •
Зубчатая муфта синхронизатора —
вторичный вал (в мм)
Скользящая иестерня 1-й переда-
чи — вторичный вал (в мм)
Каретка 1-й и 2-й передач — вто-
ричный вал (в дюймах) .......
Каретка 1-й и 2-й передач — вто-
ричный рал в (мм)
Скользящая шгстерня 3-й и 4-й пе-
редач — вторичный вал (в мм) . . .
1,Об1
1,063
1,185
1,187
1,245
',2M
1,185
1,187
38+°,°25
1,269
1,271
40.оо
39,97
4о,оо
4°,°3
i,2495
'.373
«,375
«,373
«,374
«.374
',375
б2,2О
02,25
47L+o,i6
55,4+°''9
i,5oo5
46,7°
46,50
46,70
I
I
,045
,147
1,152
i,47
—0,007
8—0,040
,007
,040
1
I
39
39
,21О
.215
,975
•95°
39,975
39,95°
1,2490
г.3735
I.374O
L3735
I,
I,
I,
3740
3735
374O
59,70
59,80
47-o,«o
55-O,I2O
46,0O
45,80
46, ОЭ
45,8o
о,313
o,3445
O.3455
O.3435
o,344o
12+°.°43
о. 3755'
о,37°55
9
9
9
,оэ
,оо
.05
9,оо
Q.34Q5
о,34Q5
о,3425
о,34Q5
о,3425
—0,032
I2-O.O59
0,032
14-°>о59
о, 373
о, 375
8,95
8,92
8,95
8,92
max 0,0010
min 0,0005
max
min
max
min
0
0
0
0
max 0
,0015
,0000
,0005
,0000
,0015
min 0,0000
max 0,66
min 0,40
max 0,71
min o, 40
max 0,0015
min 0,0000
max 0,90
min 0,50
max 0,90
min 0,50
max
min
max
min
max
min
0,016
0,04.0
0,033
0,108
0,093
max 0,040
min 0,033
max
0,065
min 0,007
max
min
0,065
0,007
max 0,061
min
max
min
max
0,054
0,050
0,005
0,080
min 0,025
max
mm
max
min
0,005
0,003
0,005
0,002
max 0,0035
min
max
min
0,0010
0,005
0,002
max 0,0005
min
0,0007
max 0,102
min
max
min
max
min
0,032
0,102
0,032
0,003
0,0005
max 0,13
min
max
0,05
0,13
min 0,05
Продолжение табл. 11
Автомобиль
Шлицевое соединение
ГАЧ-61-73 и
ГАЗ-О7-Б
ГАЗ-51
ГА 3-63
ГАЗ-51
ГАЗ-63
КИМ-10
КИМ-10
КИМ-10
ГАЗ-А
М-1
I A3-11-73
ЗИС-101
ГАЗ-АА.
ГАЗ-ММ,
ГАЗ-410,
ГАЗ-ААА
Каретка 1-й и 2-й передач и сколь-
зящая шестерня 3-й и 4-й передач —
вторичный вал (в дюйу.ах)
Каретка 1-й и 2-й передач и сколь-
зящая шестерня 3-й и 4-й передач —
вторичный вал (в мм) •
Фланец крепления промежуточного
карданного вала— вторичный вал
(в мм)
Скользящая шестерня 1-й переда-
чи — вторичный вал и шлицев ая
втулка синхронизатора — вторичный
вал (в мм)
Шлицевая втулка шестерни заце-
пления 2-й передачи — вторичный вал
(в мм)
Рилка кардана — вторичный вал
коробки передач (в мм)
То же
i ,271
1,269
32,28
32,23
21,084
21
,ооо
2О,8б
2О,58
25
25
I
1
I
,О23
,ооо
,°6з
,обо
,об5
1,обо
3о,б+°>
1,233
1,22О
38,113
25,ооо
2j,OOP
24,977
31,084
21,000
,215
1,210
30,86
Зо,73
23,60
29,46
20,86
20,58
22,25
21,75
20,86
20,58
i,O45
1,040
I,
38
38
34
5ooo
.
,IOO
,975
34,95°
25,ооо
24,986
25,ооо
34,986
34,98
34,об
17Т8ОУ
1,1810
1,1805
35
—0,025
о,37°5
о-3755
9,5^3
9,538
6,о65
6
6
6
6
,025
,050
,025
,065
о,зо8
0,318
8+0,025
о,о37б
0,0375
9
9
37 э°
,525
.474
4.95°
6,000
5.952
6,000
5.953
б,ооо
5.952
о,3°9
0,308
-O.O25
8—o,o6i
Q.375
0,373
max 0,0015
min 0,0000
max 0,038
min 0,000
max 0,037
min 0,000
max 0,014
min 0,023
max 0,063
min 0,000
max 0,002
min 0,0005
max о ,0030
min 0,0005
max 0,050
min 0,000
max 0,003
min 0,001
max 0,061
min 0,054
max 1,55
min 1,37
max 0,504
min 0,140
max 1,67
min 0,89
max 0,504
min 0,140
max 0,023
min 0,015
max 0,025
m'n 0,015
max 0,83
m n 0,60
max 0,013
min 0,005
nux 0,0035
D1H 0,0005
max 0,089
min 0,013
max 0,113
xn.n 0,025
max 0,098
min 0,025
max 0,113
min о ,о2д
max о ,оо5
min 0,003
max 0,005
min 0,001
max 0,086
min 0,025
max 0,003
min 0,000
74
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Элементы конструкции карданных
приводов
В главном карданном приводе длина кар-
данного вала изменяется вследствие того, что
задний мост при движении автомобиля изменяет
свое положение относительно рамы; поэтому
в главный карданный привод вводится универ-
сальный кардан. Для того чтобы получить
равномерное вращение шестерён главной пере-
дачи при равномерном вращении вторичного
вала коробки передач, главные карданные при-
воды обычно делают двойными (с двумя кар-
данами на каждом конце вала). При этом
необходимо, чтобы углы -у смещения валов
были равны (фиг. 60) и вилки обоих карданов
Фиг. 60. Схемы двойных карданных приводов.
были расположены в одной плоскости. При
одинарном карданном приводе и при наличии
тонкого и длинного карданного вала неравно-
мерность вращения в значительной степени
поглощается упругостью вала.
Карданные приводы состоят из следующих
частей, объединённых общностью выполняе-
мых ими функций: а) карданов, б) валов, в) опор.
Жёсткие асинхронные карданы
выполняются преимущественно с игольчатыми
подшипниками на шипах крестовины (фиг. 62)
без наружных шаровых кожухов, которые при-
менялись в прежних конструкциях (фиг. 61).
Фиг. 61. Жёсткий асинхронный кардан с наружным
шаровым кож>хом (ЗИС-5).
Жёсткие карданы могут работать при угло-
вом смещении двух валов до 20—22°, а в не-
которых конструкциях и до 35°.
Жёсткие асинхронные карданы состоят из
следующих основных деталей (фиг. 63): вилок /,
крестовины 2 и стаканов с игольчатыми под-
шипниками 3.
Вилки карданов выполняются с ла-
пами, в которые вставляются стаканы иголь-
чатых подшипников (фиг. 64, с), с фланцем,
к которому привертывается фланец кардана
(фиг. 64, б и в), и со съёмными опорами для
стаканов игольчатых подшипников (фиг. 64, г
и д). Вилки карданов с фланцем и со съём-
ными опорами облегчают монтаж и демонтаж
карданов.
На фиг. 62 показаны способы закрепления
стакана игольчатого подшипника в вилке. За-
Фиг. 62. Жёсткий асинхронный кардан с игольчатыми
подшипниками: а—с креплением стакана замковым коль-
цом (ЗИС-101); б— с креплением стакана замковым
кольцом (ЗИС-110); в —с креплением стакана специаль-
ной крышкой
крепление замковыми кольцами (фиг. 62, а и б)
применяется для карданов, передающих сравни-
тельно небольшие усилия, а закрепление спе-
циальной крышкой (фиг. 62, в) применяется
для карданов, передающих большие усилия
(в грузовых автомобилях и автобусах).
Вилка простого кардана устанавливается на
валу либо на конусе со шпонкой, либо на
шлицах, либо соединяется с валом сваркой.
Вилка универсального кардана имеет удлинён-
ные шлицы (фиг. 62, а и в), в которых могут
скользить шлицы карданного вала при измене-
нии длины карданного привода. Вследствие
относительного движения вала и вилки необхо-
ГЛ. II]
КАРДАННЫЙ ПРИВОД
75
димо обеспечить смазку шлицев, для чего во
втулке вилки предусматривается либо маслёнка
для шприца, либо отверстие с пробкой. Выте-
кание смазки предотвращается (фиг. 65) уплот-
нением на конце вилки, состоящем из войлоч-
ного или пробкового кольца / и обоймы с резь-
бой 2. Со стороны кардана в вилку обычно
Фиг. 63. Основные детали жёстких асинхронных карданов.
вставляется заглушка 3 с отверстием, предо-
храняющим от образования воздушного бу-
фера при движении вала по направлению к кар-
дану, т. е. при уменьшении его длины.
В тех случаях, когда требуется получить
двойной кардан компактной конструкции, вилки
конструкциях карданов (см. фиг. 61) кресто-
вины выполнялись без резервуаров для смазки,
так как вся крестовина находилась в масле.
Крестовина служит также для центровки
кардана. При открытом карданном приводе
карданный вал через вилку опирается только
на шипы крестовины; поэтому при конструи-
ровании кардана и назначении допусков необхо-
димо установить центрирующие плоскости
крестовины. Центровка карданов с игольчатыми
подшипниками производится по торцам шипов
(фиг. 67, а), для чего при обработке крестовины
размер между торцами шипов выдерживается
в узких пределах (указано стрелкой). В преж-
них конструкциях карданов (см. фиг. 61) цен-
тровка производилась по заплечикам у основа-
ния шипов (фиг. 67, б), для чего в жёстких пре-
делах выдерживался размер между плоскостями
по заплечикам. Соответствующая опорная
центрирующая поверхность крестовины, вос-
принимающая нагрузки, действующие вдоль
шипа в плоскости, перпендикулярной оси вала,
принимается от 0,75 до 1,0 от боковой по-
верхности шипа.
Подшипники шипов (или втулки)
служат для уменьшения износа шипов и вилок
Фиг. 64. Вилки жёстких асинхронных карданов: а—с лапами для подшипников; 6 и в—с фланцем; г и д — со
съёмными опорами для подшипников.
спаренных карданов связываются непосред-
ственно между собой (фиг. 66).
Крестовины в карданах с игольчатыми
подшипниками выполняются с резервуаром для
смазки. Иногда этот резервуар делается общим
для всех шипов (фиг. 62), а иногда каждый
шип имеет индивидуальный резервуар (фиг. 65).
В первом случае в центральной части резер-
вуара предусматривается пробка или маслёнка
для пополнения смазки, а часто ещё и обрат-
ный клапан с шариком и пружинкой, служа-
щий для сообщения с атмосферой в случае,
если давление во внутренней полости кресто-
вины превзойдёт атмосферное, что может по-
вести к выбрасыванию смазки через уплотне-
ния. Во втором случае смазка вводится в ре-
зервуар лишь при сборке кардана. В прежних
во время вращения кардана при относитель-
ном смещении валов. В современных конструк-
циях карданов применяются игольчатые под-
шипники [23], которые помещаются в стаканах
(см. фиг. 62 и 63). Способы закрепления ста-
канов игольчатых подшипников в вилках ука-
заны на фиг. 62. При закреплении стакана по
способу, изображённому на фиг. 62, а, иголь-
чатый подшипник со своим стаканом соби-
рается с крестовиной методом подбора с таким
расчётом, чтобы зазор между днищем стакана
и замковым кольцом был в пределах от 0,000 до
0,035 мм. При наличии крышки (см. фиг. 62, в)
зазор между крышкой и днищем стакана мо-
жет регулироваться прокладками под крышку.
Для предохранения смазки от вытекания слу-
жат пробковые уплотнения, устанавливаемые
76
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
между стаканом подшипника и крестовиной
(см. фиг. 62). Стальные втулки (см. фиг. 61)
закрепляются в вилке замковым кольцом.
Жёсткие синхронные карданы
применяются в том случае, когда требуется
получить равенство угловых скоростей, соеди-
няемых ими коротких и жёстких валов при
любом их относительном смещении и при не-
возможности применить двойные асинхронные
Фиг. 65. Вилка универсального кардана.
жёсткие карданы, обеспечивающие равномер-
ное вращение. Синхронные карданы приме-
няются, например, в передних ведущих мостах
автомобилей, где при повороте колёс угол
смещения валов достигает 30° и больше, что
вызывает при применении асинхронного кар-
дана сильные инерционные нагпузки из-за не-
равномерности вращения валов. Применение
том, чтобы шарики, входящие в канавки обеих
вилок, при любом относительном смещении
вилок занимали положение по биссектрисе
их угла смещения. В карданах Рцеппа шарики
устанавливаются в необходимое положение
потому, что канавки деталей 1 и 2 имеют сме-
щённые центры I-, кроме того, делительный
палец 3 своей средней шаровой частью воз-
действует на обойму 4 шариков 5. В кардане
Рцеппа усилие от одного вала
к другому передаётся через все
шесть шариков независимо от
направления вращения. В кар-
дане Бендикс-Вейс (фиг. 6S, а
и б) усилие от чашки / к
чашке 2 передаётся лишь двумя
шариками 3 из имеющихся че-
тырёх. Чашки / и 2 должны
быть строго фиксированы по
отношению друг к другу; для
этого, кроме четырёх шари-
ков 3, расположенных в канав-
ках, между торцами вилок уста-
навливается специальный уста-
новочный шарик 4.
Кардан Бендикс-Вейс требует регулировки
осевого натяга. Для этого устанавливают ре-
гулировочные прокладки 6 под винты 5, ввёр-
нутые в концы полуосей (фиг. 68, б). Эти винты,
упираясь один в другой, осуществляют необ-
ходимый натяг правого и левого кардана.
Штифты 7 и 8 и выточка установочного ша-
рика 4 служат для сборки и разборки кардана.
Вынимая штифт 7 и освобождая центральный
шарик 4, фиксированный штифтом 8, можно,
вынув шарики, разобрать кардан, для чего
необходимо центральный шарик повернуть вы-
точкой к демонтируемому шарику.
Кардан Рцеппа регулировки не требует.
У него шарики служат лишь для передачи
крутящего момента и не воспринимают, как
в кардане Бендикс-Вейс, веса самого кардана
и полуоси.
В американской практике более дешёвые
карданы Бендикс-Вейс применяются главным
образом в передних ведущих мостах автомо-
билей легковых и грузовых малой грузоподъём-
ности. Начиная с грузоподъёмности 3 т, при-
меняют преимущественно карданы Рцеппа. Эти
оба типа карданов выпускаются с одинаковыми
Фиг. 66. Двойной кардан компактной конструкции
(Спайсер).
в данном случае двойных карданов или длин-
ных валов затруднено стеснёнными габаритами.
Действие синхронных карданов основано на
принципе деления угла, составляемого ва-
лами биссекторной плоскостью, в которой
расположены точки соприкосновения деталей,
передающих усилие от одного вала к дру-
гому [29].
Широкое распространение получили син-
хронные карданы Бендикс-Вейс (фиг. 68, а и б)
и Рцеппа (фиг. 68,в и г), обеспечивающие
равномерное вращение валов при их угловом
смещении до 35—37°. Равенство угловых ско-
ростей соединяемых валов при любом их отно-
сительном смещении в синхронных карданах
с шариками достигается специальным про-
филированием канавок в вилках с таким расчё-
Фиг. 67. Центровка кардана: а — с игольчатым подшип-
ником; б—с втулкой.
габаритными размерами и взаимозаменяемы;
однако долговечность карданов Бендикс-Вейс
в тех же условиях работы меньше.
На фиг. 68, д и е изображён синхронный
сдвоенный шаровой кардан Тракта. Вилки /
и 2 охватывают канавки двух промежуточных
деталей 3 и 4, которые соединяются между
собой при помощи шипа и паза. Плоскости
шипа и паза перпендикулярны плоскостям ка-
ГЛ. II)
КАРДАННЫЙ ПРИВОД
77
навок промежуточных деталей и вилкам ва-
лов [29].
Упругие карданы обычно устанавли-
ваются при небольших угловых смещениях валов
(до 3—5°), соединяющих, например, агрегаты
силовой передачи автомобиля, укреплённые на
раме; в этом случае угловое смещение валов
может получиться лишь за счёт деформации
рамы. В качестве упругого элемента приме-
няется либо набор дисков, либо один диск из
прорезиненной ткани (фиг. 69, а). Получили
также распространение упругие карданы
числа сайлентблоков в кардане). Преимущество
упругих карданов перед жёсткими — их
дешевизна в производстве и простота в
эксплоатации (они не требуют, в частности,
смазки).
Кардан н ы е валы различают двух ти-
пов: цельные и составные. Цельные валы
применяются обычно в закрытых карданных
приводах, а составные валы — в открытых.
Составной вал состоит из тонкостенной
трубы со вставленными в неё и приваренными
наконечниками. С целью повышения критиче-
г)
б)
д)
Фиг. 68. Жёсткие синхронные карданы: а — кардан Бендикс-Вейс; б— детали кардана Бендикс-Вейс; в— кардан
Рцеппа; г — детали кардана Рцеппа; д— кардан Тракта; е — детали кардана Тракта.
с сайлентблоками (фиг. 69, б), в которых угло-
вое смещение валов может достигать 12°. Кар-
даны с сайлентблоками применяются в главных
карданных приводах автобусов, где угловое
смещение валов меньше, чем в грузовых авто-
мобилях. В зависимости от величины переда-
ваемого крутящего момента применяют вилки
с различным числом сайлентблоков (от 4 до 8).
Упругий кардан с сайлентблоками может быть
применён в качестве универсального кардана,
так как упругость сайлентблоков позволяет
осуществлять не только угловое, но и осевое
смещение вилок (до 20—25 мм). Упругие кар-
даны обладают также демпфирующими свой-
ствами, смягчая ударную нагрузку при резком
увеличении крутящего момента и погашая
крутильные колебания, возникающие в сило-
вой передаче автомобиля. Так, например, в кар-
дане с сайлентблоками, изображённом на
фиг. 69, б, при передаче максимального кру-
тящего момента одна вилка смещается по отно-
шению к другой на 9—18° (в зависимости от
ского числа оборотов вала (см. ниже) наруж-
ный диаметр трубы делается большим; диа-
метр же шлицев наконечника выбирается из
условий прочности с тем, чтобы не увеличивать
без надобности размеров кардана. Этим объяс-
няется значительная разница между диаметра-
ми вала и наконечника.
Дисбаланс карданного вала допускается не
свыше 18—25 гсм. Проверку сбалансирован-
ности вала рекомендуется проводить сперва
на малых оборотах с устранением дисбаланса
путём добавки масс на жёстких частях вала
(у наконечников) симметрично с двух сторон.
Затем следует проверять балансировку на
больших оборотах по прогибу вала, устраняя
дисбаланс добавкой массы в середине вала;
для того чтобы при этом не нарушить первой
балансировки, следует одновременно с навар-
кой массы в середине вала добавлять соот-
ветствующие массы и по его концам, причём
каждая из этих масс должна быть равна поло-
вине массы, добавленной к валу в его середине-
78
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Опоры валов применяются в случае
открытого карданного привода, когда длина
карданного вала получается большой (свыше
1,5 м), в связи с чем приходится предусматри-
Фиг. 69. Упругие карданы: а —с диском (ЗИС-8);
б — с сайлентблоками (Лайраб).
вать два карданных вала. Ввиду того что
промежуточная опора при наличии одного
кардана на переднем валу не обеспечивает
необходимой жёсткости, приходится применять
(фиг. 70, б). Подшипники снабжаются сальни-
ками. Иногда к ним подводится смазка через
маслёнки (фиг 70, а). В случае закрытого кар-
данного привода карданный вал опирается на
карданную трубу в двух опорах. При установке
центрального тормоза у промежуточной опоры
для неё приходится предусматривать два под-
шипника (фиг. 70, в).
Конструкции шарнирного соединения конца
карданной трубы закрытого карданного при-
вода — см. „Ведущий мост" (фиг. 94).
Определение основных размеров
карданных приводов и формулы
для их расчёта
Карданный вал рассчитывается на кручение
и проверяется на критическое число оборотов.
При расчёте на кручение запас прочности по
пределу упругости принимается около 3,5, а для
валов, расположенных за демультипликатором,
при расчёте на максимальный крутящий момент
запас прочности снижают до 2,0 [10].
При расчёте одинарных карданных приво-
дов с асинхронным карданом (см. фиг. 59, б)
принимают, что неравномерность вращения
карданного вала, несущего на конце ведущую
шестерню главной передачи, поглощается скру-
чиванием вала; при этом вал получает допол-
нительное напряжение кручения, определяемое
по следующей формуле:
UAL
в)
Фиг. 70. Промежуточные опоры карданных приводов: а — со сфери-
ческим самоустанавливающимся подшипником (ЗИС-8); б— с упругой
втулкой (ЗИС-110); а—с двумя подшипниками (Яг-6).
для неё самоусганавливающийся подшипник
(фиг. 70, а), или же обычный подшипник уста-
навливать в резиновой упругой втулке 1
где а — угол поворота ведущей вилки кардана
(в градусах); р — угол поворота ведомой вилки
кардана (в градусах); D — диаметр карданного
ГЛ. II]
КАРДАННЫЙ ПРИВОД
79
вала (или наружный диаметр его трубы); G' —
модуль сдвига; L — длина карданного вала.
Связь между углами а и fi в зависимости
от угла перекоса кардана f (см. фиг. 60) опре-
деляется по следующей формуле:
*? а — tg P cos 7-
Величину разности (а — C) для различных
углов 1 можно определять по диаграмме, изо-
бражённой на фиг. 71 [55].
При проверке вала на критическое число
оборотов [55] различают два случая: открытый
среднее арифметическое из числа оборотов
для незащемлённого и защемлённого валов.
Следует также помнить, что приведённые
выше формулы выведены в предположении,
что карданный вал на всём своём протяжении
имеет одинаковое сечение. В действительности
же карданный вал в середине имеет сечение
значительно большего момента инерции, чем
по концам. Вследствие этого действительное
критическое число оборотов карданного вала
будет несколько ниже расчётного.
Запас по критическому числу оборотов дол-
жен быть не ниже
4>
3
Р
1
О
-2
-3
-4
-5
V
1
so
4-
V
1
\
s
60 W
=
У
j
10е
1
/
/
г
1
/
и
/
/
/
».—
12
(
—
О
\
150
\
it
0
а
= 1,5,
1кр
где птлх — максимальное число оборотов кар-
данного вала, соответствующее максимальной
скорости движения автомобиля.
Для быстроходных автомобилей из-за высо-
ких оборотов карданного вала, соответствую-
щих максимальной скорости движения, для
обеспечения указанного выше запаса прихо-
дится применять трубу с большим наружным
диаметром. Для того чтобы не утяжелять кон-
струкцию, применяют тонкостенную трубу
с вваренными по обоим концам наконечниками.
Шипы крестовины рассчитываются на из-
гиб, на срез и на смятие по силе, подсчитан-
ной по следующей формуле:
Фиг. 71. Неравномерность вращения
асинхронного кардана.
2R
карданный привод (см. фиг. 59, а), приводимый
к схеме вала, свободно лежащего на опорах,
и закрытый карданный привод (см. фиг. 59, б),
приводимый к схеме вала, защемлённого
в опорах. В первом случае пользуются форму-
лой для определения критического числа обо-
ротов вала, свободно лежащего на опорах:
для сплошного вала /2^=10 250 000
Z2
для трубчатого вала «^==10250000
где d — диаметр вала или внутренний диаметр
трубы в см; D — наружный диаметр трубы
в см\ L — расстояние между центрами карда-
нов в см.
Во втором случае пользуются формулой,
предложенной акад. Е. А. Чудаковым для вала,
защемлённого в опорах:
для сплошного вала пкр~23000000—^;
для трубчатого вала пкр=23 000 000
где d и D — то же, что и в вышеприведённой
формуле; Lx — расстояние между серединами
подшипников карданного вала в см.
В том случае, когда карданный вал заще-
млён в подшипниках лишь с одной стороны
(например конструкция ЯГ-6^, критическое
число оборотов может подсчитываться как
где Мттах — максимальный крутящий момент
двигателя; iK — максимальное передаточное
число в коробке передач; id - максимальное
передаточное число демультипликатора; 2/?
расстояние между серединами рабочих по-
верхностей двух шипов.
Упругий кардан с дисками рассчитывается
на растяжение по следующей формуле:
М
zriab '
где Мттах, iK1 id — io же, что и в вышепри-
ведённой формуле; z—число ведущих болтов
(обычно 3); г — радиус расположения ведущих
болтов; i— число упругих дисков; a X Ь — се-
чение одного диска (я — ширина кольца, b —
толщина диска).
Ослабление сечения отверстиями для бол-
тов не принимается во внимание, так как в дан-
ном месте обычно устанавливаются металли-
ческие накладки. Допускаемое напряжение при
растяжении принимается не более 140—
160 кг\см?.
Долговечность игольчатого подшипника
жёсткого кардана может быть оценена по
расчётному моменту, передаваемому через кар-
дан, при работе автомобиля в эксплоатацион-
ных условиях. Для установления этого расчёт-
ного момента можно воспользоваться мето-
дом, предложенным для определения долговеч-
80
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
ности подшипников. Этот метод основан на сле-
дующих соображениях: на прямой (или
ускоряющей) передаче автомобиль рабо-
тает свыше 90% всего времени, в течение ко-
торого он находится в движении, причём
обычно он работает на неполностью откры-
том дросселе. Процент открытия дросселя
в средних эксплоатационных условиях движе-
ния зависит от литража (или максимального кру-
тящего момента) двигателя и от полного веса
автомобиля. Чем больше полный вес автомо-
биля при данном двигателе, тем на большем
открытии дросселя приходится двигаться авто-
мобилю в данных эксплоатационных условиях.
На основе этих соображений были разрабо-
таны эмпирические диаграммы (фиг. 72, а
и б) для определения крутящего момента
двигателя при расчётах на долговечность под-
шипников силовой передачи (за коробкой
передач) для легковых * и грузовых авто-
а%
46
4?
?/?
?4
32
?б
у
0,5 0.6 0,7 0,8 0,9
Mm max е/Ыа
а)
1%
100
во
во
40
1.0
1.5
2,0
2.5
3,0 3,5
б)
Фиг. 72. Диаграмма использования крутящего момента
двигателя в зависимости от его соотношения с полным
весом автомобиля: а - для легковых автомобилей;
6— для грузовых автомобилей и автобусов.
мобилей. Воспользовавшись этими диаграм-
мами, можно определить удельное давление на
игольчатый подшипник по следующей формуле:
аМ
2Rdl
где а —коэфициент, определяемый по фиг. 72, а
или б; Мттах — максимальный крутящий мо-
мент двигателя; 2R — расстояние между сере-
динами рабочих поверхностей двух шипов;
d — диаметр шипа; / — активная длина иголки
подшипника.
Удельное давление не должно превышать
для грузовых автомобилей и автобусов 80 кг/см2,
для легковых автомобилей — 60 кг/см2. Эти
нормы справедливы для угла смещения валов
кардана 7 не больше 7°; при 7>7° к« п- Д-
кардана г\к сильно падает (фиг. 73), и значи-
0,994
0,992
0.990
0S88
0,986
к
у
Ч
ч.
s
Ч
Ч
ч
ч
Ч
\
\
Фиг. 73. Изменение к. п. д. кардана в зависимости от угла
смешения валов (y).
тельная часть мощности, передаваемой через
кардан, тратится на его нагрев и износ, по-
этому приведённые нормы удельного давления
на подшипники в этом случае следует пони-
зить.
В табл. 12 приведены данные по асинхрон-
ным игольчатым карданам Спайсер [10]. „Фа-
ктор нагрузки" представляет собой крутящий
момент (в кгм), который может быть передан
карданом при давлении от подшипника на шип
крестовины в 70 кг/см2. „Предельный момент"
указан на пределе упругости. Игольчатый под-
шипник кардана обычно может передавать
момент, равный моменту на пределе упругости
всего карданного сочленения в целом. «Фактор
подшипника" есть произведение 2Rd/, т. е.
расстояния между серединами рабочих по-
верхностей двух шипов 2R на активную длину /
иголки и на диаметр d шипа (в см).
В табл. 13 приведены данные по синхрон-
ным карданам Рцеппа (фиг. 74). Максимальный
по/VОР
' ¦¦• Диаграмма (фиг. 72, а) не распространяется на
легковые малолитражные автомобили.
Фиг. 74. Основные размеры синхронных карданов.
угол смещения валов кардана 37°. Величина
допускаемого крутящего момента при подборе
синхронных карданов для передних ведущих
мостов оценивается по сцепному весу, прихо-
дящемуся на этот мост (<у = 0,6-^0,7).
ГЛ. И]
КАРДАННЫЙ ПРИВОД
81
Таблица 12
Модель
IIOO
I2OO
1250
1300
1320
135°
1400
1500
. IOOO
1700
i8oo
Фактор нагрузки
4.о
4,5
6,о
7>°
12,0
12,5
15,°
24,о
37,5
бо,о
86,о
Предельный мо-
мент в кгм
92
140
175
2IO
2IO
25°
38о
575
92O
1325
Данные
Расстояние ме-
жду подшипни-
ками в мм
47.6
46,0
6о,з
59.5
7L4
69,6
83,8
91,8
1Ю.8
124,3
137-о
число иголок
1б
18
18
25
20
20
20
28
35
36
45
по асинхронным игольчатым
активная дли-
на иголки
в мм
8,71
8,71
8,71
9,42
13-49
14-55
14-55
14-55
14-55
20,90
20,00
П 0 Д Ш И П Н
полная длина
иголки в мм
9-5=
9-52
9-52
ю,зо
14,3°
17,40
17.4°
17,4°
17.4°
23,8о
23-8°
диаметр
иголки в мм
3.175
3.175
ЗД75
2,39°
3-175
3-175
3,175
3-Х75
3.175
3-175
3^75
И К
диаметр
шипа в мм
13.13
15.Ч
15-14
i6,74
17,27
17,27
17,27
25-35
32,54
33.53
42,70
карданам Спайсер
фактор под-
шипника
5-45
6,о7
8,О5
9.4°
i6,6o
17.45
21,00
33.8о
52,4°
87,00
122,00
ЧИСЛО
1б
1б
1б
1б
l6
1б
1б
1б
1б
IO
IO
Шли
диаметр (на-
ружный) мм
2б,97
3L75
Зх»75
34.92
З8,ю
34,92
З8.ю
44,45
5°.8о
63-5°
76,20
ц ы
длина в мм
44,45
5°,8о
5°,8о
51,5°
63,5°
63,5°
76,20
76,20
88,оо
101,6Ъ
,3°
Уголyв градусах
скользящая
вилка
15
15
15
15
15
15
22
22
22
22
22
нескользящая
вилка
2О
2О
2О
2О
2О
2О
22
22
22
22
22
Таблица 13
Обозначение
кардана
А
В
С
D
Е
G
L
Номинальный раз-
мер 5 в мм
25,4
28,6
31,8
34,9
38,1
44,4
57,2
5!
со
92,1
юо,о
1°9>2
I2O.7
132,0
152,5
197,°
*$
со
17,°
18,3
19,4
21,3
24.3
28,6
36,5
Данные
М в мм
31,8
34,9
38,1
41,3
44,5
54,°
69,9
по синхронным карданам Рцеппа
количество
шлицев
6
6
6
6
12
12
12
наружный
диаметр шли-
цев D в мм
31,8
34,9
38,1
41,3
42,8
47,6
63,5
Ш л
и ц ы
внутренний диаметр шлицев d в мм
тип А
Специальный
То же
•
39,°
43,3
57,8
тип В
27,0
29,7
32,4
35,1
Зб,8
41,2
54,6
тип С
Специальный
То же
•
•
34,7
38,6
51,4
ширина шли-
цев W в мм
7.92
8>71
9,5°
Ю,27
5,59
6,2О
8,26
<j
i;
ш
а>
6 460
9 но
И54О
15 7°°
2° 55°
33 4бо
27 7°°
6 Том И
82
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
В табл. 14, 15 и 16 приведены данные по
сталям, применяемым для деталей кардан-
ных приводов некоторых автомобилей [51].
Таблица 14
Таблица 16
Марки сталей, применяемых для крестовин
карданов некоторых автомобилей
Марки сталей, применяемых для карданных
некоторых автомобилей
Автомобили
Легковые
КИМ-10
КИМ Ю
ГАЗ М-1
ГАЗ М-1
ЗИС-101
ЗИС-101
Паккард 2008
Паккард 2008
Паккард 2008
Паккард 2208
Грузовые
ГАЗ АА
ЗИС-5
ЗИС-5
GMC автобус
GMC то же
GMC
GMC
GMC 5 — 7т
1 Броквей 195
Деталь вала
Трубчатая часть
Наконечники
Трубчатая часть
Наконечники
Трубчатая часть
Наконечники
Трубчатая часть
промежуточного
вала
Наконечник про-
межуточного вала
Трубчатая часть
заднего вала
Наконечник
заднего вала
Передний конец
Трубчатая часть
Наконечник
Трубчатая часть
промежуточного
вала
Наконечник про-
межуточного вала
Трубчатая часть
заднего вала
Нрконечник
заднего вала
Трубчатая часть
Наконечник
Марка
стали
по
ГОСТ
или
SAE
3°
35
4°
4О
15
4оХ
IO2O
i°45
IOIO
1050
40Х
45
40Х
IO2O
TI345
1040
Х1340
ГО45
IOJO
валов
Твёр-
дость
по Бри-
нелю
—
—
—
302-364
ЗбЗ -415
137
313 -329
143
279-295
418-444
2 to - 250
329—393
121—129
200 —210
201—207
333-4O4
220
372-472
Таблица 15
Марки сталей, применяемых для вилок карданов
некоторых автомобилей
Автомобили
Легкое ые
КИМ-10
ГАЗ М-1
ЗИС-101
ЗИС-101
Паккард 2008
Грузовые
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Броквей 195
Броквей 195
GMC T-fil
Мак-БХ
Деталь
Вилки *
То же *
Вилка и фланец *
Вилка сколь-
зящая *
Вилки *
Вилки *
То же **
**
Фланец *
Вилки *
Фланец *
Марка
стали
по
ГОСТ
или
SAE
35
35
35
45
i°5o
35
45
ЮЗ 5
1040
1040
5!4°
Твёр-
дость
по Бри-
нелю
207—255
217—241
217 24J
207—262
196-286
163-197
184-195
179
2IO—228
241 — 249
* Термическая обработка: закалка и отпуск.
** Нормализация.
ВЕДУЩИЙ МОСТ
Назначение ведущего моста —
во-первых, передавать крутящий момент от
карданного вала к колёсам автомобиля, уве-
личивая его в своём редукторе (главной пе-
редаче) и распределяя по колёсам посредством
диференциала и полуосей, и, во-вторых, пере-
давать через картер или систему картеров
вес и усилия (толкающее усилие, реактивный
Автомобили
Легковые
КИМ-10
ГАЗ М-1
ЗИС-101
Паккард 2008
Грузовые
ЗИС-5
GMC T-85-B
GMC T-85-B
Марка
стали
по
ГОСТ
или
SAE
2О
2О
3415
4I2O
2ОХЗ
4620
4620
Твёрдость
поверхно-
сти по
Роквеллу,
шкала С*
58-65
55 6а
64-65
5б-б2
61—64
б2-63
Глубина
твёрдого
слоя в мм
i,o-i,5
1,О —1,2
i>3
о,8-1,3
о,6— о,7
i,7-i.8
• Поверхностная обработка: цементация.
момент) от ведущих колёс к раме или остову
автомобиля посредством рессор или специаль-
ных штанг. В наиболее распространённых
конструктивных схемах автомобилей ведущим
мостом является задний.
Классификация ведущих мостов
Ведущие мосты по своей конструкции раз-
деляются на неразрезные, разрезные и ком-
бинированные. Неразрезной мост
(фиг. 75, а) представляет собой жёсткую кон-
б)
струкцию (цель-
ную или состав-
ную); разрез-
ной мост (фиг.
75, б) представляет
собой шарнирную
конструкцию, по-
зволяющую право-
му и левому колё-
сам качаться не-
зависимо одному
от другого; разрез-
ные ведущие мо-
сты применяются
совместно с неза-
висимой подвеской
колёс (см. ниже);
комбиниро-
ванный мост (фиг. 75, в) имеет жёсткую
балку, служащую опорой для ступиц колёс,
и закреплённый на раме картер главной пере-
дачи с шарнирными полуосями.
Колёса ведущих мостов могут быть либо
только ведущими, либо одновременно ведущими
и управляемыми (например в передних веду-
щих мостах).
Фиг. 75. Схемы ведущего
моста: а — неразрезного;
б— разрезного; в—комбиниро-
ванного.
гл.
ВЕДУЩИЙ МОСТ
83
Элементы конструкции ведущих мостов
Ведущие мосты состоят из следующих ча-
стей, объединённых общностью выполняемых
ими функций: редуктора, диференциала, при-
вода колёс, балки ведущего моста с приспо-
соблениями для передачи усилий от ведущих
колёс к раме или остову автомобиля.
Редуктор служит для передачи и из-
менения величины крутящего момента в со-
ответствии с требованиями динамики автомо-
биля, а также для изменения направления пе-
редачи усилия в зависимости от угла взаим-
ного расположения оси колёс и оси кардан-
ного вала. Редуктор состоит из главной пере-
дачи и картера.
Главная передача предназначена
для изменения величины крутящего момента
либо при постоянном передаточном числе (ве-
дущие мосты с постоянной передачей, фиг. 76),
а)
Фиг. 76. Схемы шестерёнчатой главной передачи:
а — одинарной; 6 — двойной (в блоке); в — двойной
(раздельной).
либо при переменном передаточном числе
в зависимости от включения одной из ступе-
ней (ведущие мосты со сменной передачей,
фиг. 79). По типу применяемой главной пере-
дачи ведущие мосты различают шестерён-
чатые и червячные. Шестерёнчатые
главные передачи разделяются на одинар-
ные (фиг. 76, а) и двойные (фиг. 76, б и в).
Одинарные шестерёнчатые глав-
ные передачи выполняются со спираль-
ными коническими шестернями (фиг. 77, а) и
с гипоидными коническими шестернями
(фиг. 77, б). В гипоидных передачах смещение
оси вала ведущей шестерни относительно
центра ведомой (коронной) шестерни (С на
фиг. 77,6) составляет 50-г-бО мм. Основное
преимущество гипоидных передач перед спи-
ральными коническими — увеличение проч-
ности передачи при тех же габаритах, так
как с увеличением смещения оси вала ведущей
шестерни её размеры увеличиваются и зуб
становится прочнее. Одновременно увеличи-
вается среднее число зубьев, находящихся
в зацеплении, и работа становится более
плавной. В легковых автомобилях снижение
оси ведущей шестерни при данном положении
а)
б)
Фиг. 77. Схемы одинарной главной передачи; а — со
спиральными коническими шестернями; б—с гипоид-
ными коническими шестернями.
ведомой (коронной) шестерни даёт, кроме
того, возможность понизить расположение
карданного вала и опустить пол кузова.
В гипоидных передачах применяются спе-
циальные сорта смазки, так как у них отно-
сительное скольжение зубьев при передаче
усилия больше, чем у спиральных конических
передач.
Двойные главные передачи при-
меняются в тех случаях, когда из-за больших
габаритов коронной шестерни невозможно
применить одинарную коническую передачу.
Двойные главные передачи выполняются в бло-
ке (см. фиг.76, б) и раздельно (см. фиг. 76, в); во
втором случае пару цилиндрических шестерён
обычно относят к колёсам. При выполнении
двойной главной передачи в блоке ось веду-
щей конической шестерни и ось большой ци-
линдрической шестерни могут либо совпадать
(фиг. 78, о), либо располагаться под углом
(фиг. 78, б). Пара цилиндрических шестерён
б)
Фиг. 78. Схемы двойной главной передачи (в блоке).
в двойных главных передачах выполняется
либо со спиральными зубьями, либо для раз-
грузки подшипников от осевых усилий —
с шевронными зубьями.
84
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
РАЗД. IV
В США для грузовых автомобилей нашли
некоторое применение ведущие мосты с двой-
ной сменной главной передачей (фиг. 79).
Пользуясь приводом с места водителя, можно
получать одно из двух передаточных чисел
в ведущем мосте в зависимости от того, ка-
кая из двух цилиндрических пар включена
муфтой 1. Ведущий мост со сменной главной
шестерня главной
либо консольно
Фиг. 79. Двойная сменная главная передача.
передачей заменяет повышающую передачу
в коробке передач, позволяя менять переда-
точное число главной передачи при езде с гру-
зом и без него.
Споры (подшипники) шестерён редук-
тора выбираются из условий обеспечения
заданной долговечности (см. ниже) и получе-
ния максимальной жёсткости конструкции,
Фиг. 80. Предельные допустимые
смещения шестерён главной пере-
дачи по нормам Глисон.
так как от жёсткости конструкции зависит
длительная и бесшумная работа шестерён.
На фиг. 80 приведены предельные допу-
стимые смещения шестерён главной передачи
под нагрузкой по нормам Глисон [23].
Ведущая коническая
передачи монтируется
(фиг. 81, а), либо в опорах, расположенных
по обе стороны шестерни (фиг. 81,6). Послед-
няя схема обеспечивает наибольшую жёсткость
конструкции, но усложняет обработку картера,
вследствие чего она применяется лишь в тех
случаях, когда через главную передачу пере-
даётся большой крутящий момент, вызыва-
ющий значительные деформации. Поэтому эта
схема получила распространение почти на
всех современных грузовых автомобилях, тогда
как на большинстве легковых автомобилей
I
а) б)
Фиг. 81. Схемы расположения опор ведущей конической
шестерни главной переоачи: а — консольно; б — по обе
стороны шестерни.
применяется консольная схема. Для увеличе-
ния жесткости при консольном расположении
опор подшипник у шестерни обычно уста-
навливают роликовый с цилиндрическими
(фиг. 82, а) или с коническими роликами
(фиг. 82, б). При расположении опор по обе
стороны ведущей конической шестерни при-
меня ются как роликовые подшипники (фиг. 83, а),
так и двухрядные радиально-упорные шари-
ковые подшипники (фиг. 83,6) [23]. Иногда
наружное кольцо двух конических подшипни-
ков делается общим (фиг. 83, в). Примене-
ние подшипников с цилиндрическими роликами
без внутреннего кольца (фиг. 82, а) позволяет
увеличить диаметр шейки валаведущей кониче-
ской шестерни, что способствует еще большему
повышению жёсткости конструкции. В неко-
торых конструкциях автомобилей для восприя-
тия осевых усилий предусматривают специ-
альные упорные подшипники (фиг. 82, в). Осе-
вое усилие от конической спиральной шестерни
при заднем ходе меняет направление.
Опоры ведомой конической шестерни глав-
ной передачи чаще всего монтируются на ко-
нических роликовых подшипниках (фиг. 84, а),
реже на шариковых радиально-упорных под-
шипниках (фиг. 84, б). Для этих опор получили
также распространение самоустанавливаю-
щиеся бзчкообразные подшипники (фиг. 84, в).
В некоторых конструкциях для восприятия
осевых усилий применяют специальные упор-
ные подшипники (фиг. 84, г) [23]. В этом слу-
чае ведомая коническая шестерня монтируется
на радиальных шариковых подшипниках. При
заднем ходе автомобиля правый подшипник без
ущерба для долговечности может восприни-
мать кратковременную осевую нагрузку.
О предварительном натяге радиально-упорных
подшипников см. ниже.
Картер редуктора состоит из соб-
ственно картера, служащего кожухом для ше-
стерён главной передачи и гнездом для опор
её валов, и чашки диференциала, а также из
крышек простых и фиксирующих подшипники.
Картер редуктора крепится на балке ведущего
моста (фиг. 85, а и б) или составляет часть
этой балки (фиг. 85, в). Основное требование,
которое должно быть выполнено при проек-
ГЛ. II]
ВЕДУЩИЙ МОСТ
85
а)
б)
Фиг. 82. Консольное расположение опор ведущей конической шестерни с применением: а-роликового подшипника
с цилиндрическими роликами; б — двух роликовых подшипников с коническими роликами; в — с применением упор-
ного подшипника.
в)
Фиг. 83. Расположение опор по обе стороны шестерни с применением: а — роликовых подшипников; б—ша-
риковых двухрядных радиально-упорных подшипников; в — сдвоенных роликовых подшипников с коническими
роликами.
6)
Фиг. 84. Опоры ведомой конической шестерни главной передачи, монтированные: а—на конических роликовых
подшипниках; б — на шариковых ралиальноупорных подшипниках: а — на самоустинаал,,кающихся бочкооб-
разных подшипниках: г — с применением упорного подшипника.
86
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
тировании картера ведущего моста—придание
ему максимальной жёсткости, что часто за-
ставляет снабжать картер рёбрами (фиг. 85, б).
С целью повышения жёсткости опор ведо-
мой шестерни (чашки диференциала) гнёзда
При наличии в ведущих мостах радиально-
упорных подшипников (например роликовых
конических) предусматривается т.*кже регули-
ровка их натяга. Предварительный натяг этих
подшипников имеет большое значение для
Фиг. 85. Картер редуктора: а — закреплённый на балке ведущего моста; б — закреплённый на балке ведущего
моста с гнёздами длл опор ведомой шестерни; в — составляющий часть балки ведущего моста; г — разрез-
ного ведущего моста.
для этих опор иногпа выполняют в корпусе
картера (фиг. 85, б). В случае разрезного ве-
дущего моста картер редуктора закрепляется
на раме или на остове автомобиля (фиг. 85, г),
а рукава ведущего моста крепятся к нему
шарнирно.
По данным Глисон, при проектировании
картера ведущего моста следует предусма-
тривать регулировку как ведущей, так и
ведомой шестерён в осевом направлении; ве-
личина ступеней регулировки не более 0,075ли/.
При диаметре ведомой (коронной) шестерни
до 700 мм оси шестерён должны пересекаться
с точностью до + 0,025 мм\ при диаметре ве-
домой шестерни свыше 700 мм оси шестерён
должны пересекаться с точностью до+0,063 мм.
При гипоидной передаче допуск на величину
смещения осей (см. на фиг. 77, б) устанавли-
вается при диаметре ведомой шестерни до
700 мм + 0,025 мм, при диаметре свыше
700 мм + 0,063 мм. Оси ведущей и ведомой
шестерён не должны отклоняться от заданного
направления более чем на 0,12 мм на длине
305 мм. Отклонение в сторону уменьшения
угла между шестернями не допускается.
повышения долговечности спиральных кониче-
ских шестерён главной передачи. Для грузовых
автомобилей рекомендуется иметь предвари-
тельный натяг подшипников ведущей кониче-
ской шестерни порядка 0,05 мм. Предваритель-
ный натяг контролируется динамометрическим
ключом по моменту, который необходимо при-
ложить к валу для его поворота после того,
как подшипники собрана с натягом. Предва-
рительный натяг радиально упорных подшип-
ников осуществляется при помощи регулиро-
вочных прокладок под крышку подшипников
или между распорной втулкой и внутренним
кольцом подшипника A на фиг. 82, б), и гайки
с мелкой резьбой G на фиг. 83, а и в). Регули-
ровка зацепления обычно осуществляется про-
кладками под стакан подшипников B на
фиг. 82, 6l и 83, а).
Во многих конструкциях ведущих мостов
не предусматриваются регулировки; в этом
случае требуемый зазор или натяг в подшип-
никах и необходимое взаимное расположение
шестерён обеспечиваются жёсткими допусками.
При проектировании картера ведущего
моста необходимо обеспечить правильный
ГЛ. II]
ВЕДУЩИЙ МОСТ
87
подвод смазки к подшипникам и отвод её от
крайнего подшипника в картер. При конических
роликовых подшипниках смазку следует под-
водигь к малому конусу и отводить её от
большого конуса.
Для соответствующего направления потока
смазки в картере и в его крышках предусма-
триваются лотки и сверления. Лотки иногда
объединяют с внутренними, усиливающими
картер рёбрами.
Диференциал служит для распределе-
ния усилия по полуосям и даёт возможность
ведущим колёсам проходить в единицу вре-
мени различный путь (например на поворотах).
Диференциалы по принципу работы могут
быть подразделены на простые и само-
блокирующиеся.
Простым диференциалом назы-
вается такой, который при отсутствии трения
распределяет усилие по полуосям в опреде-
лённом соотношении, не зависящем от абсо-
лютного значения этого усилия (при симме-
тричной конструкции поровну на каждую по-
луось).
С а моблокирующимся называется
такой диференциал, который автоматически
блокирует ведущее колесо, вращающееся мед-
леннее, одновременно освобождая от передачи
усилия колесо, вращающееся быстрее (см.
ниже).
Простые диференциалы подразделяются на
сателлитные, кулачковые и червяч-
ные. Сателлитные диференциалы по типу
в) " ™ ^" г)
Фиг. 86. Простой сателлитный конический диференциал: а—симметричный;
б— несимметричный; в >- цилиндрический симметричный; г — цилиндриче-
ский несимметричный.
шестерён разделяются на конические
(фиг. 86, а и б) и цилиндрические
(фиг. 85, в и г). Если полуосевые шестерни
имеют одинаковый диаметр (фиг. 86, а и в),
то при отсутствии трения усилие распре-
деляется поровну по полуосям; если же полу-
осевые шестерни имеют разный диаметр
(фиг. 86, б и г), то усилие по полуосям рас-
пределяется пропорционально радиусам полу-
осевых шестерён. Такой несимметричный ди-
ференциал применяется иногда в качестве
промежуточного диференциала, распределяю-
щего усилие между двумя ведущими мостами
пропорционально приходящимся на них сцеп-
ным весам.
В транспортных автомобилях преимуще-
ственное распространение получили кониче-
ские симметричные диференциалы. Они выпол-
няются в зависимости от передаваемого усилия
с двумя, тремя и четырьмя сателлитами. При
двух сателлитах последние устанавливаются на
оси, которая вставляется в чашку диферен-
циала и закрепляется в ней (см. фиг.84, в и 91, б).
При трёх и четырёх сателлитах они устана-
вливаются на крестовине, которая зажимается
между двумя половинами чашки диференциала
(см. фиг. 84, а). Для того чтобы дать сателлитам
возможность самоустанавливаться, их торцы
и соответствующие опорные поверхности
чашки диференциала иногда обрабатываются
по сфере (см. фиг. 84). Часто под опорную по-
верхность сателлитов и полуосевых шестерён
устанавливают бронзовые шайбы (см. фиг. 84, а
и б). Полуосевые шестерни центрируются
в чашке диференциала своим хвостовиком и
соединяются с полуосью при помощи шлицев
(см. фиг. 84); иногда полуосевые шестерни вы-
полняются за одно целое с полуосью (см.
фиг. 91, г).
Кулачковые диференциалы по
способу расположения сухарей подразделяются
на радиальные (фиг. 87, а) и осевые
(фиг. 87, б). На фиг. 87, в показаны детали
кулачкового диференциала с радиальным рас-
положением сухарей, а на фиг. 87, г — детали
диференциала с осевым расположением суха-
рей.
Схема действия кулачкового диференциала
приведена на фиг. 87, д. Рейки 1 и 2 с вы-
ступами заменяют в этой схеме кулачковые
шайбы полуосей. Если передвигать обойму 3,
то сухари 4, упираясь своими концами в со-
ответствующие выступы реек, начнут их пе-
ремещать. Если одна из реек будет испытывать
большее сопротивление, чем другая, то она
будет стремиться перемещать-
ся медленнее, чем обойма 3.
При этом она будет толкать
своим выступом сухарь 4 в
сторону второй рейки, и су-
харь, перемещаясь в прорези
обоймы 3, будет толкать вы-
ступ второй рейки, ускоряя её
движение.
Число выступов на обеих
рейках (а следовательно, и
число кулачков на шайбах по-
луосей) не должно быть оди-
наковым, так как при одинако-
вом числе выступов и опреде-
лённом их взаимном располо-
жении сухари начали бы пере-
мещаться вдоль прорезей обоймы 3, а рейки
оставались бы нгподвижными при перемещении
этой обоймы [22]. Кулачковые диференциалы
относятся к типу несимметричных диференциа-
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
лов. Ниже приведены данные по кулачковым
диференциалам некоторых автомобилей.
Модель
автомобиля
Штевер . .
KdF
№
фигур
87, а
87,6
Число кулачков
внеш- вну-
них тренних
13 11
9 8
Число
сухарей
8
17
Максимальное число сухарей в кулачковом
диференциале может быть не более суммы
кулачков внутренних и внешних. Обычно
число сухарей делают кратным сумме кулачков.
из ведущих колёс чашка диференциала остаётся
неподвижной:
где г' и г" — числа зубьев полуосевых шесте-
рён несимметричного диференциала (см.
фиг. 86, б) или число кулачков шайб полуосей
кулачкового диференциала (см. фиг. 87, а и б).
Знак минус означает, что при вращении одного
колеса по часовой стрелке
другое колесо при непо-
движной чашке диференци-
ала вращается в обратную
сторону. Для симметричного
диференциала (т. е. при
г' = z") id = 1.
Для плавной передачи
усилия через диференциал
(без динамических нагру-
зок) необходимо, чтобы пе-
редаточное число диферен-
циала было постоянным, что
достигается точной профи-
лировкой зубьев его ше-
стерён или соответствую-
щей профилировкой кулач-
ков (например по спирали
Архимеда). Кроме того, для
правильной работы сухарей
кулачков диференциала не-
обходимо, чтобы расстоя-
ние между поверхностями
кулачков (в радиальном или
осевом направлении) в ме-
стах расположения сухарей
оставалось постоянным (см.
фиг. 87, д).
Трение в диференциале
оказывает существенное
влияние на распределение
усилий по полуосям и тем
самым на проходимость
автомобиля по скользким
грунтам, определяя макси-
мальное тяговое усилие на
ведущих колёсах автомо-
биля при переменном для
правого и левого колёс зна-
чении коэфициента сцепле-
ния. Учитывая момент тре-
ния Мтр в диференциале,
максимальное тяговое уси-
лие Pkmax может быть опре-
делено по следующей фор-
муле [56]:
д)
Рктах —
.м
тр
Фиг. 87. Простой кулачковый диференциал: а — с радиальным расположением
сухарей: 6 - с осевым расположением сухарей; в — детали диференциала
с раднал! ным расположением сухарей; г- детали диференциала с осевым
расположением сухарей; д — схема действия кулачкового диференциала.
Червячные диференциал ы в со-
временных автомобилях почти не применя-
ются.
Передаточным числом диференцаала /^ на-
зывается отношение числа оборотов п' од-
ной полуоси к числу оборотов п" другой по-
луоси при условии, что при вращении одного
где cpmin —• минимальное
значение коэфициента сце-
пления для одного из веду-
щих колес; X—суммарная
реакция, действующая на оба колеса веду-
щей оси; гк—рабочий радиус колеса.
Прирост тягового усилия получается тем
большим, чем больше момент трения Мтр в ди-
ференциале. Этот прирост может увеличивать
тяговое усилие до тех пор, пока второе колесо,
находящееся на дороге с большим коэфициентом
гл.
ВЕДУЩИЙ МОСТ
89
сцепления, не начнёт буксовать. По данным
испытаний при шестерёнчатом диференциале
прирост тягового усилия за счёт трения в ди-
ференциале достигает приблизительно 10%, т. е.
1,1,
работать как при ходе автомобиля вперёд,
так и назад, освобождая колесо, которое
стремится вращаться быстрее, от передачи
усилия.
Максимальное тяговое усилие на ведущих
колёсах в случае применения самоблокирую-
щегося диференциала будет:
где Рк — тяговое усилие при отсутствии тре-
ния в диференциале. При кулачковом дифе-
ренциале прирост тягового усилия достигает
значительно большей величины:
3.
X
Повышения трения в ; шестерёнчатом ди-
ференциале можно достигнуть введением фрик-
ционных шайб между чашкой диференциала
и прижимающимися к ней шестернями.
На фиг. 88, а изображена схема,на фиг.88,E—
конструкция самоблокирующегося диферен-
циала.
Сепараторы роликов свободных ходов свя-
заны между собою так, что могут смещаться
один относительно другого лишь на угол, не-
где ср — максимальное значение коэфициента
сцепления для одного из ведущих колёс авто-
мобиля.
Для увеличения проходимости автомобиля
по скользким грунтам применяют иногда про-
стой диференциал, но с принудительной бло-
кировкой его с места водителя (фиг. 88, в).
При этом максимальное тяговое усилие полу-
Фиг. 88. Самоблокирующийся диференциал: а — схема; б — конструкция самоблокирующегося диференциала
(Бендикс); в — диференциал с принудительной блокировкой; г — схема и обозначения самоблокируюшегося
диференциала („Прометеус").
обходимый для выхода роликов одного ряда
из положения заклинивания, не позволяя при
этом освободившимся роликам заклиниваться
между противоположно направленными ско-
шенными поверхностями. Комбинация двух
свободных ходов с сепараторами и с двумя
противоположно направленными блокирую-
щими поверхностями позволяет диференциалу
чается несколько большим, чем для самобло-
кирующегося диференциала, а именно:
X.
Однако практически самоблокирующийся
диференциал больше увеличивает проходимость.
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
автомобиля по скользким грунтам, чем про-
стой диференциал с блокировкой, так как
действует автоматически, и при попадании од-
ного из колёс на грунг с низким коэфициентом
сцепления позволяет преодолевать этот уча-
сток, не теряя инерции движущегося автомо-
биля.
Самоблокирующиеся диференциалы со сво-
бодным ходом получают всё большее распро-
странение. В табл. 17 приведены основные
мой нагрузки, обусловливаемой конструкцией
внешней опоры, полуоси различают трёх ти-
пов: полуразгруженные, на три
четверти разгруженные и полностью
разгруженные (фиг. 89, а, б и в).
Внешний конец полуразгруженной полуоси
(фиг. 89, а) опирается непосредственно на под-
шипник, укреплённый на балке ведущего мо-
ста; при этом полуось работает на изгиб от
силы Т веса и от толкающей силы Рк, действу-
Основные размеры самоблокирующихся диференциалов „Прометеус"
Таблица 17
Тип
дифе-
ренци-
ала
SD6
SD8
SDio
Максимальный
допускаемый
крутящий мо-
мент на полу-
осях в кгм
22O
400
боо
Размеры в мм
а
68
7б
IOO
b
160
180
22O
С
128
I4o
155
d
50
55
60
е
47.5
47,5
62,5
/
i8
18
20
g
95
95
125
h
3°
3°
38
г
9
IO
10
k
1 По стандарту
I
45
155
185
m
8
8
10
размеры таких диференциалов .Прометеус".
Схема диференциала и обозначения даны на
фиг. 88, г.
Привод колёс служит для передачи
усилия от диференциала к ведущим колёсам.
ющих в двух взаимно перпендикулярных на-
правлениях, на изгиб от боковых сил R и на
кручение моментом Рк гк.
б)
-Фиг. 89. Схемы: а—полуразгруженной полуоси; б — на
три четверти разгруженной полуоси; в — полностью
разгруженной полуоси.
В неразрезных ведущих мостах для этой цели
служат полуоси. В зависимости от испытывае-
Внешний конец на три четверти разгружен-
ной полуоси (фиг. 89, б) закреплён на ступице
колеса и опирается на балку ведущего моста
через подшипник, установленный между сту-
пицей и балкой; при этом полуось работает
на кручение моментом Рк гк при передаче
через неё крутящего момента и частично при
наличии боковой силы R на изгиб; при этом
напряжение изгиба в полуоси будет зависеть
от соотношения жёсткостей полуоси и под-
шипника (при его перекосе).
Внешний конец полностью разгруженной
полуоси (фиг. 89, в) опирается на два подшип-
ника, установленные между ступицей колеса
и балкой ведущего моста; при этом боковая
сила И, приложенная к колесу, вызывает пару
сил, создающую радиальные нагрузки на под-
шипники, не вызывая их перекоса. Таким об-
разом, полностью разгруженная полуось будет
ГЛ. II]
ВЕДУЩИЙ МОСТ
91
работать только на кручение моментом Рк гк
при передаче через неё крутящего момента,
а подшипники ступицы будут работать в нор-
мальных условиях (без перекоса) при любом
случае приложения нагрузки.
Для автомобилей с небольшим полным ве-
сом (легковые и грузовые малой грузоподъём-
ности) обычно применяются полуразгруженные
полуоси, так как эта конструкция в данном
случае позволяет облегчить и удешевить ве-
дущий мост; для автомобилей с большим пол-
ным весом (грузовые средней и большой грузо-
подъёмности и автобусы) применяются пол-
ностью разгруженные полуоси.
Полуось соединяется со ступицей колеса
либо при помощи конуса и шпонки (фиг. 90, а —
полуось, разгруженная на три четверти, и
фиг. 91, а—полуразгруженная полуось), либо
б)
Фиг. 90. Соединение полуоси со ступицей ко-
леса: а — конусом и шпонкой; б— фланцем;
в — шлицами.
при помощи фланца, выполненного с ней за
одно целое (фиг. 90, б — полностью разгружен-
ная полуось), либо при помощи шлицев и
промежуточной детали (фиг. 90, в). Подшип-
ники для полуосей (ступиц) применяются ро-
ликовые конические (фиг. 90, б и 91, а и б),
шариковые (фиг. 91, в) и роликовые с длин-
ными цилиндрическими роликами (фиг. 90, а).
Конические роликовые подшипники иногда
монтируются в паре для восприятия осевых
нагрузок, действующих в обе стороны
(фиг. 91, а). Если на конце полуоси монти-
руется один роликовый конический подшипник
(фиг. 91, б), то он должен быть расположен так,
чтобы воспринимать осевые нагрузки, напра-
вленные от колеса наружу, а для восприятия осе-
вых нагрузок, направленных внутрь автомобиля,
надо, чтобы концы полуосей, упираясь своими
торцами в крестовину диференциала или друг
в друга, передавали соответствующие осевые
усилия подшипнику, расположенному с про-
тивоположной стороны. Если внешний под-
шипник полуоси (ступицы) по своей кон-
струкции не в состоянии воспринять осевых
нагрузок (фиг. 90, а), то осевая сила может быть
воспринята одним из подшипников коронной
шестерни главной передачи. Для этого необ-
ходимо, чтобы осевая сила от полуоси, дей-
ствующая в любую сторону, могла быть вос-
принята чашкой диференциала через торец
полуоси или полуосевой шестерни. С этой
целью полуось обычно выполняют за одно
целое с полуосевой шестерней и предусматри-
вают упор полуоси либо в противоположную
полуосевую шестерню, либо в крестовину ди-
ференциала (фиг. 91, г).
При проектировании полуоси следует избе-
гать резких переходов и подрезов, чтобы уве-
личить усталостную прочность.
Балка неразрезного ведущего
моста представляет собой ось, соединяющую
ведущие колёса, и служит опорой для под-
шипников полуосей или ступиц колёс. Балка
ведущего моста имеет подушки для опоры
упругого элемента подвески; эти подушки
или привариваются к ней, или закрепляются
на ней. На концах балки предусматриваются
фланцы для крепления к ним тормозных ди-
сков. Концы рукавов балки имеют форму, со-
ответствующую выбранному типу полуоси
(укороченную для полуразгруженных полуосей;
с наконечниками — для двух других типов
полуосей). Балка ведущего моста может быть
выполнена либо в виде цельной конструкции,
либо в виде составной.
Цельная балка может быть изготовлена
следующими способами: из сварной стальной
трубы с дальнейшим формообразованием
(фиг. 92, о); штамповкой двух половин с по
следующей их сваркой продольным швом или
встык (фиг. 92,6); литьём центрального кар
тера с последующей запрессовкой внутрь
него трубчатых деталей 1, служащих для уве-
личения жёсткости конструкции (фиг. 92, в/,
ковкой центральной балки с последующей
сверловкой отверстий под полуоси (фиг. 92, г).
Составная балка состоит из ряда картеров,
соединённых друг с другом болтами (фиг. 92, д)
92
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
На фиг. 93 приведены различные способы
закрепления рукавов на центральном картере
ведущего моста. Выбор той или иной кон-
струкции картера производится в зависимости
от масштаба производства и производственных
возможностей (производительность литейного,
сварочного и других цехов) [6]. Крышка цен-
трального картера ведущего моста часто де-
лается штампованной (см. фиг. 85, а и б) и
закрепляется на картере болтами, расположен-
ными близко один от другого для обеспече-
ния герметичности.
В случае применения закрытого карданного
привода (см. „Карданный привод") к картеру
ведущего моста крепится карданная труба.
При этом необходимо обеспечить шарнирное
соединение конца карданной трубы с попере-
чиной рамы. Для этого обычно применяются
шаровые сочленения (фиг. 94, а и б). Если
карданная труба передаёт только реактивный
момент, а толкающее усилие воспринимается
рессорой, то труба делается составной (теле-
скопической) (фиг. 94, в).
Ведущий мост с карданной трубой в
современных конструкциях применяется сра-
внительно редко (например при пружинной
подвеске ведущего моста или в некоторых
европейских конструкциях грузовых авто-
мобилей большой грузоподъёмности). При
небольшой нагрузке, приходящейся на веду-
щий мост (легковые автомобили и грузовые
малой и средней грузоподъёмности) приме-
няются преимущественно открытые кардан-
Фиг. 91. Полуоси: а — полурззгруженная, монтированная на двух спаренных конических роликовых под-
шипниках (ЗИС-1Ч1); б — полуразгруженная, монтированная на двух одинарных конических роликовых под-
шипниках (ЗИС-110); в—полноаью разгруженная, монтированная на шариковых радиально-упорных подшип-
никах; г—на три четверти разгруженная, монтированная на роликовых подшипниках с длинными роликами (ДМ).
ГЛ. II]
ВЕДУЩИЙ МОСТ
93
ные приводы с передачей толкающего усилия
и реактивного момента рессорами; при срав-
нительно большой нагрузке, приходящейся на
ведущий мост (грузовые автомобили большой
грузоподъёмности и многоместные автобусы)
применяются ведущие мосты с толкающими
';;;s!
а)
щей штанги, на которой 1 — поперечина рамы,
2—картер ведущего моста.
У разрезного ведущего моста балка де-
лается шарнирной для того, чтобы обеспечить
независимое перемещение каждого ведущего
колеса (см. фиг. 85, г и 96,6).
Ведущие мосты специальной
к он струкции применяются для переднего
ведущего моста в автомобилях высокой про-
ходимости со всеми ведущими колёсами (см.
„Автомобили высокой проходимости"), а также
в транспортных автомобилях при расположении
силового агрегата сзади.
На фиг. 96, а изображена конструкция ве-
дущего моста автобуса с задним расположе-
нием силового агрегата и с наклонным кардан-
ным валом (см. „Компоновка автомобилей").
На фиг. 96, б приведена конструкция ве-
дущего моста легкового автомобиля с задним
расположением силового агрегата (вид сверху).
Места сварки
L_ L
1 Г
1 1
Фиг. 92. Балка ведущего моста: о — сварная (Кларк);
в— то же (ЗИС-101); в — литая с запрессовкой труб-
чатых деталей (ЗИС-5); г — кованая (МАК); д — состав-
ная (GMC).
штангами, воспринимающими ударные на-
грузки, возникающие при наезде колеса на
препятствие. Эти нагрузки при большом весе
неподрессоренных частей автомобиля могут
вызвать поломку листов рессоры, передающих
толкающее усилие. Реактивный момент в со-
временных конструкциях автомобилей в боль-
шинстве случаев воспринимается рессорами.
На фиг. 95 изображена конструкция толкаю-
В этом ведущем мосте применены кулачковый
диференциал с осевым расположением сухарей
(см. фиг. 87, б) и двойная раздельная главная
передача. Усилие от двигателя, расположенного
Фиг. 93. Способы закрепления рукавов на центральном
картере ведущего моста.
за задним ведущим мостом, подводится к ко-
робке передач валом, проходящим над чашкой
диференциала ведущего моста (см. „Коробка
передач").
94
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Определение основных размеров ведущих
мостов и формулы для их расчёта
Шестерни ведущих мостов конические
и цилиндрические (в случае двойной главной
передачи) выполняются как в системе модуля,
так и в системе питча. Коррекция шестерён
применяется по двухмодульной или двухпит-
е)
Фиг. 94. Шаровое сочленение; а — цельной карданной
трубы (ГАЗ-АА); б — то же (ЯГ-0); в — телескопической
карданной трубы (М-1).
чевой системе, по системе Глисон и по системе
Клингенберг (см. также ЭСМ т. 2, гл. VII).
При расчёте конических шестерён ведущих
мостов (главной передачи и диференциала)
можно пользоваться формулой типа Люиса,
выведенной в предположении, что усилие рас-
пределяется по длине зуба пропорционально
его деформации [55]. Таким образом (фиг. 97):
где dP— доля усилия, приходящаяся на край-
нее сечение зуба.
Окончательно для конических шестерён
главной передачи со спиральным зубом имеем
следующее напряжение:
где iK — передаточное число в коробке пере-
дач; id—передаточное число в демультипли-
каторе \тн — нормальный модуль по большему
сечению зуба;
а = —j— (фиг. 97);
гх — радиус начальной окружности (по боль-
шему сечению зуба) для ведущей шестерни;
у — коэфициент формы зуба (см. также ЭСМ
т. 2, гл. VII).
При расчёте спиральных конических ше-
стерён с коррекцией по системе Глисона для
Фиг. 95. Толкаюшая штанга.
выбора коэфициента у можно пользоваться
табл. 18, учитывая, что коэфициент Глисона
У г =z "^У-
Для шестерён диференциала:
= 0,5
LmHH1 A — a3 i iiyz
где ? — коэфициент, учитывающий влияние
трения в диференциале. Этот коэфициент ра-
вен:
2МГ
Мо'
где Мг—момент трения в диференциале при
относительном движении долзосей; Мо — мо-
мент, подведённый к чашке диференциала.
Для нормальных конических диференциалов
? = 0,55 -г- 0,60; z — число сателлитов дифе-
ренциала; /?t— радиус начальной окружности
полуосевой шестерни по большему сечению
зуба; *'о ~ передаточное число главной пе-
редачи.
Ниже приводится метод расчёта конических
шестерён главной передачи по данным Гли-
сона.
Удельное давление
Ьтнгг0. —а3) «У *
где Mmmax — максимальный крутящий момент
двигателя; iK — передаточное число в коробке
передач; гх — радиус начальной окружности
малой конической шестерни по большому се-
чению; Ь — ширина шестерни.
Нормы удельного давления К\ по данным
Глисона в фунтах на дюйм:
Тип автомобиля 'яг=*1 ^к"*^
Легковой 4200 1СО0
Грузовой и автобус . . . 6000 1600
Ширина шестерни b должна составлять
около V? длины образующей начального ко-
нуса. Шестерни главной передачи легковых
автимобплей по данным Глисона рекомендуется
ГЛ. II]
ВЕДУЩИЙ МОСТ
95
ещё проверять по удельному давлению, под-
считанному по сцепному весу, по следующей
формуле:
где G2 — вес, приходящийся на ведущую ось;
гк—рабочий радиус колеса; ^ — радиус на-
чальной окружности ведомой конической ше-
В приведённой формуле все размеры вы-
ражены в дюймах, a i(| — в фунтах на дюйм.
Наибольшее допускаемое на-
пряжение с учётом фактора ско-
рости:
• 1200 + V
~°1 1200
где V — окружная скорость по начальной ок-
ружности шестерни (фт/мин), равная 0,262 D\ti\
п — число оборотов в минуту большой кони-
ческой шестерни; Dx — диаметр начальной
окружности большой конической шестерни
по большему сечению (в дюймах).
Допускаемые напряжения а} при iK = il
даны в табл. 19.
Цилиндрические шестерни двойной главной
передачи рассчитываются по тем же формулам,
что и цилиндрические шестерни коробок пе-
редач (см. „Коробка передач"). При проверке
этих шестерён на прочность момент на валу
ведущей цилиндрической шестерни подсчиты-
вается по максимальному моменту двигателя
с учётом максимального передаточного числа
в коробке передач и передаточного числа ко-
нической пары ведущего моста. При проверке
Фиг. 96. Конструкция ведущего моста: а — автобуса
с задним расположьнием силового агрегата (НАМИ);
б — легкового автомобиля с задним расположением
силового «грегата (KdF).
стерни (по большему сечению); <р — коэфициент
сцепления; Глисон предлагает принимать
<Р = 0,65.
Удельное давление К\ не должно превос-
ходить 3650 ф^нт/дюйм.
Статическое напряжение (в пред-
положении, что в зацеплении находится один
зуб)
¦i- (L-b)Vf '
где L — длина образующей начального конуса;
р — диаметральный питч; Yt—коэфициент
Глисона (табл. 18).
Фиг. 97. Обозначения для расчёта шестерён редукторе
ведущего моста.
этих шестерён на износ предполагается, что
коробка передач работает на прямой передаче
(iK—\), а момент двигателя выбирается со-
ответствующим максимальной его мощности
(см. „Коробка передач"). Передаточное число
конической пары ведущего моста, разумеется,
учитывается и в этом случае. Расчёт шеврон-
ных шестерён — см. также ЭСМ т. 2. Расчёт
гипоидных передач — см. там же и [11].
Валы главной передачи рассчиты-
ваются на прочность при одновременном дей-
ствии изгибающего и крутящего моментов
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
(см. т. 2). Допускаемое напряжение при этом
выбирается таким же, как и для валов ко-
робок передач (см. „Коробка передач").
Подшипники главной передачи
подбираются по расчётному моменту двига-
теля, равному М/лтат а, где а — коэфициент
использования крутящего момента, который
тюдбирается по диаграммам (см. фиг. 72, стр. 80):
Полуоси, полностью разгруженные и на
три четверти разгруженные, рассчитываются на
чистое кручение. Полуразгруженные полу-
оси проверяются для двух случаев нагрузки:
1) при полном тяговом усилии Рк и при от-
сутствии боковой силы (R = 0), 2) при макси-
мальной боковой силе /?max = G2<? и при от-
сутствии тягового усилия (Рк = 0) [55].
Таблица 18
Число зубьев
ведущей
шестерни
Значение коэфициента Ур при расчёте
шестерён по формуле
Глисона
Передаточные числа
2,25
до
2,50
2,50
до
2,75
2,75
ДО
3,00
3,00
ДО
3,25
3,25
до
3,50
3,50
До
3,75
3,75
ДО
4,00
4,00
ДО
4,50
4,50
ДО
5,00
5,00
и
более
Значение Ур
5
б
7
8
9
ю
и
12
0,388
0,398
0,384
о,366
0,352
о,345
о.ЗЗЗ
о,з57
0,398
о,4об
0,392
о,373
O.357
0,326
о,338
0,363
0,406
O.4I4
0,398
O.379
0,363
о, 342
о,344
о,з68
0,411
0,419
0,405
0,384
0,367
о.зэ1
о,35°
о,372
0,416
0,424
о,4ю
0,388
0,370
о,357
о,35б
о,377
ОД2О
0,428
0.415
°>392
о,373
0,363
0,361
O.379
о 424
o,43i
0,419
о,394
о,37б
0,367
0,367
0,381
о 431
0,436
0,426
о,397
о,з8о
O.371
о,375
0,384
0,438
O.443
о, 432
0,400
0,384
о,374
0,384
о,386
о,45а
о,439
O.4O5
о,388
о,377
о, 39°
о,388
а — для легковых автомобилей и б — для гру-
зовых автомобилей и автобусов [10, 24]. При
определении числа оборотов подшипников
главной передачи исходят из скоростей движе-
ния, указанных на стр. 70.
Таблица 19
В первом случае полуразгруженная полу-
ось рассчитывается на одновременное действие
изгибающего и крутящего моментов. Изги-
бающий момент определяется по следующей
формуле (см. фиг. 89, а):
Марка стали
по SAE
2315
2512
3312
4015
Допускаемое напряжение
в фунтах/кв
дюйм
85000
хоо ооо
I20 000
85000
В KZJCMfl
б ооо
7 ооо
8 4<х>
бооо
Мизг =
где Т = GK—gK; GK— реакция грунта на ко-
лесо; gK—вес колеса со ступицей.
Во втором случае, полуразгруженная по-
луось работает только на изгиб. Следует
проверять как правую, так и левую полуоси
по следующим формулам:
Коэфициент, учитывающий характер на-
грузки, принимают для ведущей конической
шестерни k^= 1,0; для ведомой конической
шестерни и для поперечного вала двойной
передачи kg= 1,5.
Подшипники ступицы подбираются
исходя из веса автомобиля, приходящегося на
колесо, за вычетом веса самого колеса со
ступицей, который передаётся непосредственно
на грунт (см. фиг. 89). При подборе подшип-
ников ступицы колеса следует иметь в виду,
что во многих конструкциях (например
фиг. 90, б) вращается не внутреннее, а наруж-
ное кольцо подшипника, вследствие чего
в этих случаях приходится, помимо коэфици-
ента, учитывающего характер нагрузки kg= 1,5,
принимать во внимание еще коэфициент,
учитывающий характер монтажа kx (см. ЭСМ
т. 2, гл. VIII).
При выборе подшипников главной пере-
дачи и ступиц колёс можно задаваться мини-
мальными сроками службы ведущих мостов
между капитальными ремонтами [24], указан-
ными на стр. 69.
Л 0,Ы3 а 0,1
В этом случае: GK = -— т2 A +
г" G2 /. 2/г^ср \ .
Q = —= m«l 1 ^-i- I :
В этих формулах h$ — высота расположения
центра тяжести автомобиля.
Коэфициент сцепления <р при расчёте полу-
осей принимают равным 0,7. Запас прочности
по пределу упругости для полуосей принимают
около 2,0. При расчёте полуосей следует ещё
проверять напряжения среза и смятия в шли-
цах. При наличии диференциала с блокиров-
кой или самоблокирующегося следует учи-
тывать, что в этом случае через каждую по-
ГЛ. Ill
ВЕДУЩИЙ МОСТ
97
луось будет передаваться больший момент,
чем при простом диференциале, поэтому до-
пускаемые напряжения следует понижать.
Картеры ведущего моста проверяются
на изгиб и на скручивание под действием
усилий, изображенных на фиг. 98.
•Sj и 52 обозначают усилия, действующие
на ось через рессоры от рамы автомобиля;
Таблица 20
Марки сталей, применяемых для шестерён ведущих
мостов некоторых автомобилей
Фиг. 98. Схема усилий, действующих на ведущий мост
автомобиля.
прочие обозначения те же, что и на фиг. 89.
Расчёт картера ведётся так же, как и для
полуразгруженной полуоси, т. е. для двух
случаев нагрузки: 1) при полном тяговом
усилии Рк и при отсутствии боковой силы
(R = 0); 2) при максимальной боковой силе
Rmax = С?2 <р и при отсутствии тягового уси-
лия (Рк = 0).
На скручивание работают различные части
картера в зависимости от условий работы и
конструкции. Если реактивный момент воспри-
нимается рессорами, то при наличии тягового
усилия на колесе на скручивание будет работать
средняя часть моста до рессор, а при тормо-
жении—боковые части моста от крепления
тормозных дисков до рессор. Если реактивный
момент воспринимается карданной трубой, то
при наличии тягового усилия на колесе кар-
тер ведущего моста работать на скручивание
не будет, а при торможении будет скручиваться
вся средняя часть моста между тормозными
дисками.
При переезде через неровности дороги
ведущий мост получит такие высокие уско-
рения, которые могут вызвать его поломку от
собственного веса. Для определения напряже-
ния в картерах ведущего моста в этом слу-
чае следует условно разделить ведущий мост
вертикальными плоскостями на отдельные
участки и определить вес, приходящийся на
каждый участок. После этого, задаваясь опре-
делённым ускорением (порядка 100 м/сек*),
можно построить эпюру моментов, получаю-
щихся под влиянием динамической нагрузки
от собственного веса моста [55].
Максимальное напряжение в выполненных
конструкциях картеров ведущих мостов при
всех случаях нагрузки достигает 1300 кг/см'2.
В табл. 20 приведены данные по материалам,
применяемым для шестерён ведущих мостов
некоторых автомобилей. При выборе стали
для шестерён главной передачи следует учи-
тывать, что они работают в более тяжёлых
условиях, чем шестерни диференциала, вслед-
ствие чего иногда для них назначают более
качественные стали, чем для шестерён дифе-
ренциала. Следует также иметь в виду, что
ведомая коническая (коронная) шестерня глав-
ной передачи вследствие своей формы имеет
склонность к короблению при термообработке,
что также должно учитываться при назначении
материала.
7 Том 11
Автомобили
Легковые
КИМ-10
КИМ-10
ГАЗ М-1
ГАЗ М-1
ЗИС-101
ЗИС-101
Крайслер —
Плимут
Грузовые
ГАЗ-АА
ГАЗ-АА
ЗИС-5
ЗИС-5
ЗИС-5
Форд 2G8T
GMC Т-85
GMC Т-85
GMC Т-85
GMC Т-85
GMC 5-7 т
Марка
стали
по
ГОСТ
или
SAE
15НМ
хаХНЗ
ГАЗ
6l2O
ЗэХ
i5HM
15НМ
би5
ГАЗ
6l2O
ЗэХ
аоХЗ
2ОХЗ
гоХЗ
5*35
4820
4820
4320
4620
4620
Шестерня
Ведомая и
ведущая *
Сателлит *
Ведущая *
Ведомая и
сателлит **
Ведущая и
ведомая*
Сателлит и
полуосевая*
Ведущая и
ведомая*
Ведущая и
ведомая*
Сателлит **
Ведущая и
ведомая
конические *
Сателлит и
полуосевая *
Ведущая
и ведомая ци-
линдрические *
Полуосе-
вая ***
Ведущая ко-
ническая *
Ведомая ко-
ническая *
Е едущая
шевронная ¦
Ведомая
шевронная *
Сателлит и
полуосевая*
Твёрдость
поверхности
по Роквеллу,
шкала С
-
58-65
48-55
55-6о
55-бо
58—64
58-65
По на-
пильни-
ку
55—6з
55-бг
54-62
51-54
61—63
59-61
57-59
б1-65
б2-65
Глубина твёр-
дого слоя
в мм
- •
—
—
—
1,2—1,5
i.a—1,5
—
-
—
о,8—1,з
о,8—1,з
i,o—1,5
-
1,6
1,25
1,1 — 1,25
1,2
1,2—1,8
Поверхностная обработка:
* Цементация.
** Цианирование.
*** Нитроцементация.
98
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 21
Марки сталей, применяемых для крестовин и осей
сателлитов диференциалов некоторых автомобилей
Таблица 22
Марки сталей, применяемых для полуосей
некоторых автомобилей
-
Автомобили
Легковые
КИМ-Ю
ГАЗ М-1
ЗИС-101
Тр\нпвые
ГАЗ-АА
Н14С.-5
GMC
Форд 2О8Т
Тимкен 7о733
Марка стали
по ГОС 1' или
SAE
35**
35**
5115**
35Х*
2ОХЗ**
4620**
5'35***
2320**
я Ь
ь ч
л о Ч
Нои,-,
О т tf W
§ * ? «
5 о. о 2
03 О О
Н с с а
—
40 —48
40—48
,6 - 62
59-6i
58-59
6i
—j ^
а.
S3
*- ts
а о
х ч
—
о,8-1,3
I .2
О,2
1,О
Автомобили
Легковые
КИМ-10 *.......
ГАЗ М-1*
ЗИС-101
Паккард-2008
Грузовые
ГАЗ-АА*
ЗИС-5
ярославский ЯГ-6 . .
Рисконзин **
GMC T-85-B
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
35
40
40Х
Т1350
40
40Х
40 К
3240
4340
Х4340
Твёрдость по,
Бринелю
350—285
341—3бз
ЗО2—341
241—2OQ
39O—4I5
415—444
388-429
* Полуось заодно с полуосевой шестерней.
** Задний mojt 1937 г.
•** Задний мост 5—7 т.
Поверхностнпя обработка:
* Цииннооклнпе.
** Цементлцля.
*** Нитроцементация.
Таблица 23
Химический состав сталей, применпемых дпя основных деталей бессателлитных диференциалов (Крупп)
Наименование
детали
Внутренняя кулачковая шайба *
Наружная кулачковая шайба **
Чашка диференциала с сепара-
Химический состав' в °/0
С
o,i8
1,03
0,17
1,08
Мп
о,5
о,45
-
°>3°
Si
0.37
0,24
-
0.15
Сг
о.9
I.I5
1,Ю
1,О
Ni
1.5
-
3.55
-
Мо
Следы
-
о,ю
-
Твёрдость по-
верхности по
Роквеллу,
шкала С
62
41
35
65
Глубина
твердого
слоя в мм
о.8
—
-
-
* Поверхностная обработка: цементация, закалка и отпуск.
** То же, закалка и отпуск.
В табл. 21 приведены данные по мате-
риалам, применяемым для крестовин и осей
сателлитов диференциалов некоторых автомо-
билей, а в табл. 22 — для основных деталей бес-
сателлитных диференциалов. В табл. 23 приве-
дены данные по материалам, применяемым для
полуосей некоторых автомобилей [51].
ПЕРЕДНИЙ МОСТ
Назначение переднего моста —
служить опорой для передней части автомо-
биля и обеспечивать поворот и стабилизацию
передних управляемых колёс. В некоторых
конструкциях автомобилей (с передними веду-
щими колёсами) передний мост выполняет,
кроме того, функции ведущего моста (см.
„Ведущий мост").
Примечание. Термин .передний мост" принят
вместо термина .передняя ось" как более общий, охва-
тывающий и иереднле ведущие мосты. Кроме того, в
современных констр\гкциях автомобилей при независимой
подвеске колёс передняя ось, как таковая, отсутствует,
а детали, определяющие кинематику передних колёс, так
тесно связаны г де алями подкески, чго разобщить и*
невозможно. Поэ'ому все эти Д1тали при ходит, я разби-
рать совместно, объединяя под общим термином .перед-
ний мост".
Классификация передних мостов
В зависимости от типа применяемой под-
вески передние мосты разделяются на не-
разрезные (при зависимой подвеске) и
разрезные (при независимой подвеске).
Элементы конструкции передних неведу-
щих мостов
Передние неведущче мосты состоят из
группы деталей, обеспечивающих вращение и
поворот колёс (ступицы, подшипники, поворот-
ные шкворни, поворотные цапфы, втулки,
ГЛ. 11}
ПЕРЕДНИЙ МОСТ
99
рычаги и пр.), и группы деталей, определяю-
щих кинематику передних колёс и обеспечи-
вающих передачу усилий от колёс к раме или
к остову автомобиля и обратно.
Детали, обеспечивающие вращение и по-
ворот колёс, выполняются по одинаковым кон-
структивным схемам как для нера зрезных, так
и для разрезныч передних ведущих мостов.
Функции деталей, определяющих кинематику
передних колёс, выполняют в неразрезных пе-
редних мостах передняя ось и элементы зави-
симой подвески (см. „Подвеска"); в разрезных
передних мостах — рычаги и упругие элементы
независимой подвески.
Детали, обеспечивающие вращение и
поворот колёс. Ступицы передних
колёс монтируются на подшипниках каче-
ния. В грузовых автомобилях — в большинстве
случаев на роликовых конических подшип-
никах (фиг. 99, а); в легковых автомобилях
б)
Фиг. 99. Монтаж ступицы переднего колеса: а — на ро-
ликовых конических подшипниках; б — на шариковых
радиально-упорных подшипниках.
применяются также шариковые радиально-
упорные подшипники [23] (фиг. 99, б).
Поворотные цапфы служат опорой
для подшипников ступиц передних колёс; через
цапфы передаются вес и толкающее усилие
от переднего моста или стойки C на фиг. 105)
рычагов к ступицам колёс, а также усилия
от колеса к переднему мосту или стойке. Кроме
того, поворотные цапфы обеспечивают пово-
рот передних колёс относительно переднего
моста или стойки при помощи поворотного
шкворня. Для передачи веса от балки перед-
него моста или стойки к поворотной цапфе
между ними устанавливается упорный под-
шипник — шариковый (фиг. 100, а и г) или роли-
ковый (фиг. 100,6) [23J; иногда вместо под-
ши шика качения между передним мостом или
стойкой и поворотной цапфой устанавливается
подшипник скольжения (фиг. 100, я), состоя-
щий из двух или трёх шайб. Упорные под-
шипники снабжаются защитными устройствами,
предохраняющими их от грязи.
Поворотный шкворень обычно за-
крепляется неподвижно в переднем мосту или
в стойке, а в вилку поворотной цапфы за-
Фиг. 100. Поворотная цапфа:
а — с шарик buvi упорным
подшипником; б— с , олико-
вым упорным подшипником;
в - с подшипником сколь-
жения; г - с игольчатыми под-
шипниками для шкворня.
г)
прессовываются (сверху и снизу) бронзовые
втулки, к которым необходимо подводить
смазку. В легковых автомобилях поворотный
шкворень устанавливается не только в брон-
зовых втулках, но и в игольчатых подшипни-.
ках (фиг. Ш0, г).
С поворотными цапфами соединяются ры-
чаги рулевого управления, причём цапфа,
расположенная со стороны рулевого управле^
ния, имеет два рычага: с од.шм из них соеди-
няется продольная рулевая штанга, а с дру-
гим— поперечная. Эти рычаги либо объеди-
100
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
няют в одну деталь (фиг. 101,а), либо выполняют
раздельно" A и 2 на фиг. 101, б). Шаровые
пальцы сочленений рулевых рычагов обычно
делаются вставными (фиг. 101, б), но иногда
выполняются за одно целое с рычагами
(фиг. 101, а).
Детали, определяющие кинематику пе-
редних колёс и обеспечивающие передачу
усилий от колёс к раме или к остову авто-
мобиля. Н е разр езной передний мост
состоит из балки, которая в большинстве кон-
струкций выполняется двутаврового сечения,
и скользящей опорой 6 поворотной цапфы
установлены ролики, показанные более крупно
в сечении ab (фиг. 104). Для гашения ко-
лебаний подвески параллельно с пружиной
включён гидравлический амортизатор 3. Для
предотвращения появления воздушного буфера
Фиг. 101. Рычаги рулевого управления: а — объединён-
ные в одну деталь и выполненные за одно целое с ша-
ровыми пальцами; б — выполненные раздельно и со
вставными шаровыми пальцами.
а иногда — трубчатого (на легковых автомо-
билях). Концы балки переднего моста выпол-
няются в виде кулаков, которые входят в вилки
поворотных цапф, что с точки зрения произ-
водства более рационально, чем старая кон-
струкция, в которой кулаки выполнялись на
поворотных цапфах, а мост заканчивался вил-
ками. Средняя часть балки переднего моста
понижается в соответствии с просветом под
балкой, принятым для данной модели авто-
мобиля.
На балке переднего моста предусматрива-
ются либо площадки для крепления рессор (в
случае продольных рессор, фиг. 102, а), либо
отверстия для крепления стоек / рессорных
серёжек (в случае поперечной рессоры,
фиг. 102, б). В кулаке переднего моста обычно
предусматривается болт, служащий ограничи-
телем поворота цапфы. Кинематику неразрез-
ного переднего моста см. стр. ПО.
Разрезной передний мост в от-
ношении кинематики передних колёс может
быть выполнен по следующим схемам [19]:
с перемещением колеса параллельно оси шквор-
ня (фиг. 103, а); с поперечным качанием колеса
(фиг. 103, б); с продольным качанием колеса
(фиг. 103, в).
На фиг. 104 приведён разрезной передний
мост с перемещением колеса па-
раллельно оси шкворня. Для предо-
хранения трущихся деталей подвески от за-
грязнения и преждевременного износа пружина
и нижняя часть шкворня 1 защищены чех-
лами 2 is. д. Между неподвижным шкворнем
Фиг. 102. Балка передней оси;
а — с площадкой для крепле-
ния продольной рессоры;
б — со стойками для крепле-
ния поперечной рессоры.
при деформации пружины подвеска снабжена
сапуном 4.
В качестве примера разрезного переднего
моста с поперечным качанием ко-
леса на фиг. 105 изображена передняя пру-
жинная подвеска, выполненная по наиболее
распространённой схеме. Рычаги подвески,
верхний 1 и нижний 2, выполняются разной
длины. Если бы они были одинаковой длины,
то плоскость вращения колеса при его
подъёме и опускании перемещалась бы парал-
лельно самой себе, и хотя при этом жироско-
пический момент, вызывающий „шимми", от-
сутствовал бы, однако передняя колея авто-
мобиля при подъёме колеса менялась бы в
больших пределах, что вызывало бы боковое
скольжение передних колёс и износ шин.
Разницу в длине рычагов / и 2 выбирают
такой, чтобы при максимально возможном
подъёме переднего колеса изменение колеи
не превосходило упругости шины B—3 мм).
ГЛ. II]
ПЕРЕДНИЙ МОСТ
101
а изменение угла наклона плоскости вращения
колеса не превосходило 5 — 6°, чтобы' не со-
здавать заметного жироскопического момента.
Соблюдение этих условий проверяется постро-
ением кинематической схемы передней под-
'////Ж
служащей продолжением стержня, что позво-
ляет удвоить рабочую длину торсиона при
данной конструктивной длине. (Жёсткости
трубы и стержня обычно подбираются одина-
ковыми.) Второй упругий элемент — пружина
4 — связана с втулкой торсиона посредством
рычага 5 и фасонной шайбы 6. При качании
рычага 5 пружина может качаться относи-
тельно своего основания. При отклонении ры-
чага 5 от положения, изображённого на фиг. 107,
в одну сторону пружина будет работать со-
вместно с торсионом, а при отклонении рычага b
в другую сторону пружина будет работать
против торсиона; поэтому характеристика такой
а)
\
У/Ш////////'//////////////////////
У/////////////////////////////////////////
«)
Фиг. 103. Схема разрезного переднего моста: а — с пе-
ремещением колеса параллельно оси шкворня; б — с
поперечным качанием колеса; в — с продольным кача-
нием колеса.
вески [25]. На фиг. 106 изображена аналогич-
ная конструкция разрезного переднего моста
с двумя рычагами / и 2, но с поперечной
рессорой 3 вместо пружины.
На фиг. 107 приведён разрезной передний
мост с продольным качанием ко-
леса на рычаге 1, укреплённом во втулках,
связанных с остовом автомобиля. В этой кон-
струкции предусмотрены два упругих эле-
мента. Один упругий элемент — торсион —
состоит из двух частей: стержня 2 и трубы 3,
////////А////////}
Фиг. 104. Разрезной передний мост с перемещением ко-
леса параллельно оси шкворня (НЭШ;.
подвески будет криволинейной (см. „Под-
веска"). Пружины 7 служат для перемещения
поршней гидравлического амортизатора.
В разрезных передних мостах представляют
интерес шарнирные соединения рычагов под-
вески со стойкой передней оси и с остовом
автомобиля. На фиг. 108, а изображена кон-
струкция шарнирного соединения на резьбовом
пальце и резьбовой втулке Резьба в данном
случае предусмотрена для увеличения поверх-
ности трения и для уменьшения износа тру-
102
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
щихся < поверхностей, а также для лучшего
удержания смазки, подкодимой к трущейся
поверхности по внутреннему сверлению в
пальце. На фиг. 108, б приведена конструкция
шарнирного соединения рычагов подвески на
игольчатых подшипниках и с упорным под-
шипником. Иногда конструкцию шарнирного
соединения выполняют на сайлентблоках (на-
пример Бьюик).
Установка передних колёс (стабилизация)
Для обеспечения автомобилю хорошего
держания дороги, увеличения срока службы
вращаться в положение, соответствующее
прнмолинейному движению при отпущенном
руле.
Установка передних колёс характеризуется
следующими углами: угол наклона вертикаль-
ной оси колеса, угол схождения передних
колёс в плане, угол наклона по
ворогною шкворня вбок и угол
наклона нижне- конца поворот-
ного шкзошя вперёд.
Угол а наклона вер-
тикальной оси колеса
Фиг. 105. Разрезной передний мост с пружиной и с поперечным качанием колеса (ЗИС-110)
при наклонной оси качания (см. план).
нокрышек и стабилизации передних колёс по-
следние должны быть i равильно установлены
по отношению к опорной плоскости автомо-
биля как при его прямолинейном движении,
так и на повороте [55]. Стабилизацией
передних колёс называется их способ-
ность самостоятельно поддерживать прямо-
линейное движение и в случае поворота воз-
(развал или камбер, фиг. 109, а) делается для
того, чтобы с целью повышения надёжности
работы колесо п ижималось к автомобилю
под действием слагающей силы от реакции
дороги, направленной по оси шипа поворотной
цапфы.
Уiол 8 схождения передних
колёс в плане (фиг. 109, tf) делается для
ГЛ. И)
ПЕРЕДНИЙ МОСТ
103
того, чтобы парализовать вредное влияние
развала, заключающееся в том, что колесо
при наличии развала стремится откатиться от
автомобиля. Схождение колёс вызывает у них
стремление катиться внутрь автомобиля, чем
и парализуется вредное влияние развала. Схо-
ждение проверяется по разности расстояний А
и В, места замероз обычно указываются в
заводских инструкциях.
Угол р наклона поворотного
шкворня вбок A иг. 110, а) обеспечивает
стабилизацию переднего колеса, так как при
его повороте вызывает подъём передней части
автомобиля на небольшую высо-
ту, зависящую от угла поворота
колеса и угла наклона поворот-
стремясь вернуть его в первоначальное поло-
жение. Для легкового автомобиля эго стаби-
лизирующее действие достаточно и позволяет
отказаться от других углов стабилизации, вы-
зывающих утяжеление рулевого управления.
При достаточно жёсткой конструкции перед-
него моста угол развала колеса и угол схо-
ждения колёс в плане также доводят до ми-
нимальной величины.
Если переднее колесо является не только
направляющим, но и ведущим, то наличие
3 2
Фиг. 106 Разрезной передний мост с рессорой и с поперечным качанием колеса.
ного шкворня вбок. Большой наклон по-
воротного шкворня вбок вызывает заметное
утяжеление рулевого управления, так как в
этом случае при повороте затрачивается
большое усилие на подъём передлей части
автомобиля.
Угол наклона нижнего конца
поворотного шкворня вперёд (ка-
стер) (фиг. ПО, б) наряду с углом наклона
шкворня вбок обеспечивает стабилизацию
переднего колеса за счёт плеча К (фиг. 110,6
и в), благода я которому центростремитель-
ные силы Y\ и Y%, возникающие при пова-
роте автомобиля под влиянием центробежной
силы Рс, создают момент стабилизации (Мст ¦=
= УК), стремящийся повернуть колесо в по-
ложение прямолинейного движения. Наличие
угла наклона нижнего конца шкворня вперёд
также вызывает утяжеление рулевого упра-
вления.
Величина стабилизации передних колёс,
обусловленная данным углом наклона шкворня
вбок (фиг. 11,о), пропорциональна углу по-
ворота передних колёс. Величина стабилиза-
ции, обусловленная данным углом наклона
нижнего конца шкворня вперёд (фиг. 110, б),
пропорциональна скорости движения автомо-
биля. Для того чтобы не утяжелять рулевого
управления, углы стабилизации передних ко-
лёс в современных легковых автомобилях де-
лают очень малыми, а иногда даже отрица-
тельными. Стабилизирующее действие в таких
конструкциях достигается упругостью колеса
за счёт угла „увода". При повороте колеса
продольная ось следа покрышки (фиг. 110,2,
справа) отстаёт за счёт уп угости шины на
угол 'f (угол „увода") от поворота оси колеса
и тем самым препятствует повороту колеса,
тягового усилия на колесе способствует его
стабилизации; в этом случае углы стабилиза-
ции также уменьшаются по сравнению с
углами у неведущего колеса.
В табл. 74 приведены данные по установке
передних колёс некоторых автомобилей.
Таблица 24
Данные по установке передних колёс некоторых
автомобилей
Автомобили
ГАЗ-51 * . .
ГАЗ-ММ* .
ЗНС-150* .
ЗИС-5 * ...
ЯАЗ-200*. .
ГАЗ М-20**
ГАЗ М-1 * .
ЗИС-110** .
Угол накло-
на верти-
кально,]
оси колес,
(развал)
в градуса.
а
i
2
I
!,5
I
о
I
о
Схо-
жа! ние
колёс
{А-В)
в мм
1,5-3,°
1.5—3, о
6—8
6,5—11
3—5
1,5-3.°
Ь^-З.о
о-З
Угол наклона
шкворня в
градусах
вбок
р
8
8
7,5
8
б
8
2,5
вперёд
3
2,5
3,5
1.5
1,5
2,5
о
3
I
* Зависимая полвоска.
** Независимая подвеска.
В эксплоатации автомобиля правильность
установки передних колёс периодически про-
веряется при помощи специальных приспосо-
блений. В не разрезных передних мостах регу-
лируется лишь схождение колёс при помощи
изменения длины поперечной рулевой штанги.
В рчзрезных передних мостах, помимо схо-
ждения колёс, регулируется также развал ко-
104
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
лес и угол наклона шкворня вперёд (кастер).
Последние две регулировки иногда осуще-
ствляются одновременно эксцентриком, уста-
навливаемым в верхнем шарнире стойки по-
воротного шкворня (фиг. 111, а). При вращении
эксцентрикового резьбового пальца / конец
стойки перемещается одновременно к центру
или от центра автомобиля и вперёд или назад
по ходу автомобиля. Перемещение конца
Фиг. 108. Шарнирное соединение рычагов независимой
подвески: а — на резьбовом пальце (ГАЗМ-20 „По-
беда"); б— на игольчатых подшипниках (ЗИС-110).
стойки вперёд или назад изменяет кастер, а пе-
ремещение к центру или от центра автомобиля
изменяет развал колеса. Шаг резьбы на пальце
и величина эксцентриситета подбираются таким
образом, чтобы при повороте пальца на полный
оборот кастер и развал изменились приблизи-
тельно на 1,5°. Указанная регулировка произво-
дится поочерёдно для правого и левого колеса.
Схождение колёс регулируется тоже раздельно
для каждого колеса изменением длины штанг/
(фиг. 111,6), после того как штанга 2 сошек 3
установлена параллельно поперечной оси
автомобиля. В некоторых конструкциях для
регулировки развала колёс применяются спе-
циальные регулировочные прокладки 4 в верх-
ней опоре стойки поворотного шкворня (см.
фиг. 106). В некоторых разрезных передних
мостах для регулировки кастера применяются
специальные тяги с резьбовыми концами / и
2 (фиг. Ill, в). Поворот регулировочных гаек
на полоборота соответствует ориентировочно
изменению кастера на 1/4°.
Определение основных размеров перед-
них мостов и формулы для их расчёта
Определение основных размеров передних
мостов производится для случая торможения
передних колёс [55], при этом боковая сила
обычно не принимается во внимание. На
фиг. 112 показано расположение сил, действу-
ющих на балку переднего моста в случае тор-
можения передних колёс: 5 — вес, передава-
емый к переднему мосту от упругого элемента
подвески; Г—реакция на колесо от .опорной
плоскости, gK — вес колеса со ступицей, ко-
торый передаётся непосредственно на грунт
и не нагружает деталей переднего моста;
Рт— тормозная сила, которую можно при рас-
чёте принять равной Лр, где ср — коэфициент
сцепления шины с дорогой (при расчёте пе-
редних мостов ср принимают равным 0,6).
Балка переднего моста рассчиты-
вается на изгиб силами (Г — gK) и Рх, изгиба-
ющими её в двух взаимо перпендикулярных
плоскостях. Кроме того, передняя ось испыты-
вает кручение под воздействием тормозного
момента Рх гк на длине от поворотного шкворня
до площадки крепления рессоры или толкаю-
щей штанги. Для балок двутаврового сечения
эти напряжения подсчитываются порознь, а
для трубчатых мостов их складывают, определяя
сложное напряжение. В существующих кон-
струкциях напряжение изгиба обычно не прет
восходит 1500 k?jcm2.
Поворотный шкворень рассчиты-
вается на изгиб (без учёта углов наклона) и
на срез, исходя из следующих соображений
(фиг. 113): сила Рх стремится повернуть цапфу
вокруг оси шкворня, но цапфа удерживается
от поворота силой
U от поперечной
рулевой штанги.
Сила U опреде-
ляется в зависи-
мости от длины
плеч / и /]. Силы
(T~gK), Pz и U
вызывают реакции
в верхней и ниж-
ней опорах шквор-
ня. Сила (Т — gK)
о) создаёт в опорах
реакции Та и Ть,
равные между со-
бой и зависящие
от плеч / и (а + Ь);
сила Р_ вызывает
'V//////////////////////777'
- Л
Фиг. 109. Углы: а — наклона вертикальной оси колеса;
б — схождения передних колёс в плане.
реакции РтО и РхЬ, которые можно опреде-
лить, зная длину плеч а и Ь; сила U вызывает
реакции Ua и U&, которые также зависят от
плеч а и Ь. Тормозной момент, равный Рх гк,
вызывает в опорах шкворня равные и про-
тивоположно направленные силы Na и A/#,
величина которых зависит от плеча (а + Ь).
На основании указанных усилий шкворень
рассчитывается на изгиб и на срез. Напряже-
Фиг. 107. Разрезной передний мост с продольным качанием колеса (Воксхолл).
ГЛ. П]
ПЕРЕДНИЙ МОСТ
105-
Фиг. 112. Схема усилий, действующих на балку перед-
него моста во время торможения передних колёс.
Та
РТЬ»Ь
Фиг. 110. Углы наклона: а—поворотного шкворня вбок;
б —нижнего конца поворотного шкворня вперёд; в —
схема, поясняющая стабилизирующее действие угла
наклона шкворня вперед при повороте автомобиля;
г _ угол увода переднего колеса при повороте.
Фиг. 113. Схема усилий, действующих на новоротный
шкворень.
У//////////////////////////М
Фиг. ill. Регулировка: а — развала колёс и
угла наклона шкворня вперёд эксцентрико-
вым пальцем при независимой подвеске
(ГАЗ-М-1Ю .Победа"); б — схождения колёс
при независимой подвеске (ГАЗ-М-20 „По-
беда"); в — угла наклона шкьорня вперёд
(кастер) тягами (НЭШ).
Фиг. 114. Схема усилий, действующих
независимой подвески.
на рычаги
106
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. I V
нио на изгиб обычно не превосходит 3000 кг\сл&\
на срез — 3 кг/си2.
Шип поворотной цапфы прове-
ряется на изгиб в д»ух взаимно перпендику-
лярных плоскостях силами (Т — gK) и Рт.
Втулки в опорах поворотного шкворня
проверяются на смятие по силам, определя-
емым согласно фиг. 113.
Подшипники ступиц передних колёс
подбираются, исходя из тех же соображений,
что и при подборе подшипников ступиц ве-
дущих мостов (см. „Ведущий мост").
Рычаги разрезного переднего
моста рассчитываются на изгиб и на растя-
жение или на сжатие и на продольный изгиб
в соответствии с действующими на них уси-
лиями [4] (фиг. 114).
Таблица 25
Марки сталей, применяемых для балок передних
мосов нек торых авюмобил.й
Таблица 27
Марки сталей, применяемых для шкворней поворот-
ных кулаков* некоторых автомобилей
Автомобили
Легковые
КИМ-10
ГАЗ-М-1
ЗИС-101
Грузовые
ГАЗ-АА
ЗИС-5
GMC Т-61
Тимкен Ъ т
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
35
40
45
ЗОХ
45
1040
1040
Твёрдость по
Бринелю
269—321
230-255
387-418
163—197
217—229
258
Автомобили
Легковые
КИМ-10
ГАЗ-М-1
ЗИС-101
Паккард 2008
Грузовые
ГАЗ АА
ЗИС-5
GMC T-85-B
GMC автобус ....
Уайт 5—7 т
Марка стали
12ХН2
20 X
6115
4130
20Х
20X3
2512
2515
3U5
Твёрдость
поверхности
по Роквеллу,
шкала С
55-63
55-61
бз
55-63
55—61
62
59 6i,5
5°
* Поверхностная термообработка цементацией.
где Ь — расстояние от центра тяжести под-
вески до оси стойки.
Соотношения между длинами поперечных
рычагов и стойки ориентировочно принима-
ются (фиг. 114):
Ра = о,4-г-0,6; Н2 = 0>9ч_ 1,2.
Pi Рз
Сила, сжимающая пружину:
Таблица 26
Марки сталей, применяе^-ых для поворотных
к>лаков некоторых автомобилей
Автомобили
Легковые
КИМ-Ю
ГАЗ М-1
ЗИС 101
Паккард 2008
Грузовые
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Авюкар 2.5 т ....
У.Й1 5-7 т
GMC 5-7 т
Мар-а стали
по ГОСТ или
SAE
г ох
ЗОХ селект
-ОХ
ХШ5
ЗОХ
4-Х
3135
3140
3130
Твёрдость по
Бринелю
369-321
S4O - 270
239-241
269-321
269—302
25°
25O
Зоо
Сила Q определяется по следующей фор-
муле:
Q = GK — gK — gn,
где GK—реакция грунта на колесо; gK — вес
колеса со ступицей; gn — вес подвески.
Pa
В табл. 25 приведены данные по матери-
алам, применяемым для балок передних мо-
стов некоторых автомобилей; в табл. 26 и 27—
данные по материалам, применяемом для по-
воротных кулаков и шкворней некоторых
автомобилей [61].
ПОДВЕСКА
Назначение подвески — переда-
вать мёртвый вес и полезную наггузку от
рамы или остова автомобиля к его осям. Для
смягчения ударов при езде по неровной до-
роге в подвеске имеется упругий элемент. Во
многих конструкциях через подвеску пере-
даются усилия от ведущих колёс к раме или
к остову автомобиля (толкающее усилие, ре-
активный момент). В подвеску часто вводятся
приспособления для гашения колебаний упру-
гого элемента (.мортизатор) и для уменьше-
ния бокового крена автомобиля на повороте
(стабилизатор).
Классификация подвесок
По кинематике подкески разделяются
на зависимые и независимые. Зависимой
называется такая подвеска, при которой оба
колеса данного моаа сидят на одной жёсткой
оси и перемещение одного колеса (например
правого), вызванное неровностями дорош, не-
ГЛ. II]
ПОДВЕСКА
107
посредственно вызывает перемещение другого
колеса (левого). Независимой называется
такая подвеска, при которой каждое колесо
данного моста перемещается самостоятельно,
независимо от другого (см. «Передний мост*).
По типу упругого элемента под-
вески (зависимые и независимые) разделяются
на рессорные, пружинные, стерж-
невые (торсионные), резиновые и ком-
бинированные (с несколькими упругими
элементами).
По характеристике подвески (зави-
симые и независимые) различают с постоянной
жёсткостью и с переменной жёсткостью (при
Ркг
W00
?поо
1000
20
40 а) 60
80
Ркг
4000
3000
2000
WOO
>
/
У
у
У
У
о
Ркг
20 40 6) 60 80
•4; t\>
400
300
200
100
/,
¦г
>f
it
и
{
*ризк
S
/
а
?
?
*
оиЗ/
V
\v 25 50 75 WOfMM
Перемещение цапфы колеса
в)
Фиг. 115. Характеристика подвески: а — с постоянной
жёсткостью; б — с переменной жёсткостью (рессора
с подрессорниьом); в — с переменной жёсткостью.
нескольких упругих элементах). Подвеской с
постоянной жёсткостью называется
такая, у которой деформация (f мм) упругого
элемента пропорциональна вызывающей её
силе (А- кг) (фиг. 115, а) подвеской с пере-
менной жёсткостью называется такая,
у которой зависимость между деформацией и
вызывающей её силой выражается ломаной
(фиг. 115, G) или кривой линией (фиг. 115 в).
По расположению подвески разли-
чают переднюю и заднюю.
Элементы конструкции подвесок
Зависимая подвеска. Наибольшее
распространение получили зависимые под-
вески - рессорная и пружинная.
Рессорная зависимая подвеска
состоит из следующих частей, объединённых
общностью рыполннемых ими функций: упру-
гого элемента (рессоры) и узлов крепления.
Упругие элементы могут распола-
гаться вдоль автомобиля (продольная рессор-
ная подвеска) или поперёк его (поперечная
рессорная подвеска).
Продольные рессорные подвески бывают
на полуэллиптических и на кантилеверных
рессорах. Полуэллиптическая рессора
(фиг. 116, а) опирается в середине на непод-
рессоренную часть автомобиля, а по своим кон-
цам шарнирно связана с его подргесорен-
Фиг. 116. Продольная рессорная подвеска: а — на полу-
эллиптической рессоре; б—на кантилеверной
рессоре.
ной частью; кантилеверная рессора
(фиг. 1 i6, б") опирается одним своим концом
при помощи шарнира на нлюдрессоренную
часть автомобиля, а дпугим-концом через
серьгу и в середине через качающийся баш
мак соединена с его подрессоренной частью
У поперечной рессорной по тески (фиг. 117)
рессора опирается обоими концами при по-
мощи шарниров на неподр ссоренную часть
автомобиля, а в середине скреплена жёстко
или на балансире с его по рессоренной частью.
Поперечная рессора не облагает жёсткостью
в продольной плоскости автомобиля и поэтому
не в состоянии передавать на его раму или
остоз удары, возникающие при наезде колеса
на препятствие. Вследствие этого поперечная
рессора всегда работает совместно с толкаю-
щей штангой (фиг. 102, б).
Листы рессоры выполняются различной
кривизны для того, чтобы перед постанозкой
на автомобиль дать ей предьарительный на-
тяг, стягивая её при сборке центральные бол-
том (фиг. 118, о). Это уменьшает напряжение
108
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
|РАЗД. IV
в коренном листе рессоры при её нагружении,
так как напряжение от предварительного на-
тяга вычитается из рабочего напряжения [70j.
В некоторых конструкциях центральный болт
не применяется, а рессора стягивается стре-
мянками непосредственно при её креплении
к оси автомобиля. Для более рационального
распределения напряжений по сечению рес-
сорного листа во время его деформации ему
Фиг. 117. Поперечная рессорная подвеска-
при прокате придаётся специальная форма
(фиг. 118, <5 и б). Величина Л выдерживается в
пределах 0,06-^0,20 мм.
При проектировании рессоры следует обра-
щать особое внимание на конструкцию её уха,
испытывающего большие напряжения при пе-
редаче толкающих усилий. При сравнительно
б)
Фиг. 118. Рессора: а - с предварительным натягом; бив — сечения рессор-
ного листа.
небольших нагрузках на рессору (легковые
автомобили) её ухо образуется одним корен-
ным листом (фиг. 119, а), а следующий лист
для уменьшения жёсткости рессоры делается
короче коренного. При больших нагрузках
ухо рессоры часто усиливают вторым листом,
который в этом случае загибают почти до
вертикальной оси уха (фиг. 119,6) или даже
по всему уху, оставляя зазор между листами,
необходимый для свободной деформации рес-
соры (фиг. 119, в). Для увеличения прочности
уха коренной лист выполняют иногда из двух
половин с массивным ухом на каждой поло-
вине (фиг. 120, а). Коренной лист в этой кон-
струкции рессоры, предназначенной для гру-
зовых автомобилей, разгружается от изгиба и
передаёт только толкающее усилие [70]. В слу-
чае, когда концы рессоры делают с плоскими
опорными площадками (фиг. 120,6), она не
может передавать толкающего усилия.
Чем из большего числа листов состоит
рессора, тем она при данном напряжении по-
лучается мягче. Поэтому рессоры целесооб
разно выполнять из большого числа тонких
листоз. Однако> чтобы коренной лист, обра-
зующий ухо, был достаточно прочным, его
приходится делать толще остальных листов.
Чтобы избежать при этом резкой разницы в
толщине листов и предотвратить поломку бо-
лее напряжённых толстых листов, рессору
собирают из листов различной толщины. Для
повышения равнопрочности рессоры при раз-
личных условиях работы её иногда конструи-
руют несимметричной (т. е. с разными пле-
чами).
Для того чтобы рессорные листы не сдви-
гались вбок один относительно другого, при-
меняются U-образные хомутики (фиг. 121, а);
отогнутые закраины (фиг. 121,G); штифты,
вставленные в нижний лист и входящие в
овальное отверстие верхнего листа (фиг. 121, в);
катушки, заложенные в нижний лист и слу-
жащие опорой верхнему листу (фиг. 121, г);
специальный профиль рессорного листа
(фиг. 121, д).
Рессорные листы перед сборкой смазы-
ваются для уменьшения трения между ними и
для предотвращения скрипа во время движе-
ния автомобиля; иногда для лучшего удержа-
ния смазки рессоры заключаются в чехлы.
В грузовых автомобилях, у которых раз-
ница в нагрузке на рессору
(особенно заднюю) при езде с
грузом и без него велика, при-
меняют рессорную подвеску
с подрессорник-ом. При этом
подрессорник располагают ли-
бо сверху основной рессоры
(фиг. 122, а), либо снизу её
(фиг. 122, б). При увеличении
нагрузки основная рессора на-
чинает деформироваться, а
рама — опускаться; при опре-
делённой нагрузке, когда крон-
штейны / (фиг. 122, а) коснутся
подрессорника, начинают ра-
ботать рессора и подрессор-
ник, и жёсткость подвески
сразу увеличивается (см. фиг.
115, б). При расположении под-
рессорника снизу он при де-
формации основной рессоры
вступает в действие постепенно и жёсткость
подвески изменяется не резко, а плавно.
Применение подрессорника позволяет полу-
чить в грузовых автомобилях заднюю под-
веску, достаточно мягкую при езде без
а> 6} в)
Фиг. 119. Различные конструкции рессорного уха.
груза и достаточно прочную — при езде с
полной нагрузкой.
Конструкция узлов крепления
рессоры зависит от характера усилий, пере-
даваемых через рессору. Крепление полуэл-
липтической продольной рессоры к балке ве-
ГЛ. Ml
ПОДВЕСКА
109
дущего моста осуществляется по двум
вариантам: 1) рессорная подушка жёстко при-
креплена к балке (фиг. 123, а) и 2) рессорная
подушка свободно установлена на балке и
может поворачиваться относительно неё
(фиг. 123, б). Первый вариант применяется в
а)
-—!
б)
Фиг. 120 Рессора: я —с массивным ухом и разрезным
коренным листом; б— рессора с плоскими опорными
площадками.
том случае, когда рессора передаёт реактив-
ный и тормозной моменты; второй, — когда
рессора разгружена от передачи моментов,
сеч по ДД
Фиг. 121. Приспособления, предохраняющие листы
рессоры от сдвига вбок один относительно другого.
и они воспринимаются карданной трубой или
специальной штангой.
Полуэллиптическая продольная рессора
крепится к балке переднего моста
обычно жёстко при помощи подушек, преду-
смотренных непосредственно на балке
(фиг. 123,б).
Концы рессор крепятся к раме простыми
шарнирами и серёжками. Для того чтобы
рессора могла свободно деформироваться
при нагрузке, один конец её всегда со-
единяется с ракой через серёжку. Крепле-
ние второго конца зависит от способа пере-
дачи толкающего усилия от ведущих колёс;
если толкающее усилие передаётся рессорой,
то второй конец её крепится на раме или на
остове автомобиля простым шарниром
(фиг. 124, а); если же толкающее усилие пере-
даётся карданной трубой или штангой, то и вто-
рой конец рессоры необходимо соединить
б)
Фиг. 122. Подвеска с подрессорником: а — расположен-
ным сверху основной рессоры; б — расположенным снизу
основной рессоры.
Фиг. 123. Крепление продольной рессоры к балке веду-
щего моста: а — жёстксе; б - свободное; в— передний
мост с подушквми на балке для жёсткого крепления
к ним продольных рессор.
с подрессоренной частью автомобиля серёжкой
(фиг. 124, б). В зависимости от общей компо-
новки рессорной подвески серёжки можно
устанавливать либо сверху уха рессоры
(фиг. 124, а), либо снизу его (фиг. 124,6).
Угол наклона серёжки следует брать мини-
мальным, так как с его увеличением растёт
и горизонтальная слагающая веса, приходяще-
гося на данный конец рессоры, что вызывает
в ней дополнительные напряжения. Минималь-
ный угол наклона серёжки (около 5°) выби-
рается при негружёном- автомобиле таким,
чтобы не допустить перекидывания серёжки
через её вертикальное положение. При полной
нагрузке угол наклона серёжки увеличивается,
достигая иногда 45°. При передаче толкаю-
щего усилия от ведущих колёс рессорой про-
стой шарнир обычно устанавливается на её
переднем конце (фиг. 124, а).
но
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Шарнирные соединения как в простом
шарнире, так и в серёжке выполняются сле-
дующие: на скользящих втулках (фиг. 125, а,
слева показан простой шарнир, справа — се-
рёжка); на резьбовых втулках, у которых ра-
Фиг, 124. Крепление рессоры к раме: а — на простом
шарнире и на 'серёжке; б—на двух серёжках.
бочая поверхность больше и в которых лучше
удерживается смазка (фиг. 125, б); на сайлент-
блоках, т е. на резиновой втулке, зажатой
между внутренним и наружным кольцами
(фиг. 125, в). Иногда концы рессоры зажи-
маются в резиновые башмаки (фиг. 125, г). По-
да.
Фиг. 125. Крепление концов рессор: а — па скочьзчщих
втулках (ЗИС-5): б — на резьб вые втулках (ЗИС-101);
« — на сайлентблоках (М-1); г — в резиноьых башма-
ках (Мак).
следние две конструкции не нуждаются в
смазке.
b легковых автомобилях и грузовиках ма-
лой и средней грузоподъёмности наибольшее
применение получила конструкция рессорной
подвески ведущего моста с передачей всех
усилий через рессоры. В iрузовых автомоби-
лях большой грузоподъёмности и в авт.обусах
рессору обычно разгружают от передачи тол-
кающих усилий, передавая их при помощи
специальной толкающей штанги. Это делается
потому, что из-за большого веса неподрессо-
ренных частей ведущего моста при наезде
ведущего колеса на препятствие получается
сильный удар, который может вызвать поломку
коренного листа рессоры.
В передней продольной рессоре один конец
всегда закрепляется на простом шарнире,
для того чтобы через рессору передавалось
толкающее усилие от рамы или остова авто-
мобиля на неведущий передний мост и рессо-
рой же воспринимались толчки при наезде пе-
редних колёс на препятст. ие.
Место расположения i ростого шарнира в
передней рессоре и его конструкция опреде-
ляет кинематика передней подвески. При дви-
жении автомобиля по прямой и при прогибе
передней рессоры любая точка переднего
управляемого моста связана с двумя центрами
качания: с центром качания простого шарнира
передней рессоры и с центром качания шаро-
вого пальца рулевой сошки 1 (фиг.'126, а).
Фиг. 126. Зависимость кинематики передней подвески
от места расположения простого шарнира рессоры.
При этом любая точка переднего моста стре-
мится качаться по дугам NN и ММ, прове-
дённым из этих центров. Расхождение этих
дуг (заштриховано на фиг. 1.6, а) должно ком-
пенсироваться для того, чтобы не происходило
самопроизвольного поворота колёс при про-
гибе рессоры. Эта компенсация достигается
введением упругого элемента либо в конструк-
цию продольной рулевой штанги, либо в кон-
стр\ткцию передней подвески. Перенос се-
рёжки в передний конец рессоры, а простого
шарнира — в задний уменьшает расхождение
дуг, а следовательно, и стремление колёс пе-
реднего моста к самопроизвольному повороту
пги прогибе рессоры, так как центры обеих дуг
NN и ММ расположены в этом случае по
одну сторону от оси (фиг. 126, б). Однако при
переднем расположении серёжки несколько
ГЛ. II]
ПОДВЕСКА
111
увеличивается ударная нагрузка на раму или
остов азтомобиля, возникающая при наезде
переднего колеса на препятствие, так как про-
стой шарнир обладает большей жёсткостью.
В легковых автомобилях на переднем конце
передней рессоры, расположенной со стороны
рулевого управления, иногда применяют спе-
циальные серёжки, назначение которых — дать
возможность передней оси самоустанавли-
ваться и компенсировать расхождение дуг
NN и ММ. С этой целью в серёжки вводят
либо пружины (фиг. 127, а), либо упругие опоры,
например на сайлентблоках (фиг. 127, б).
Фиг. 127. Специальная серёжка передней рессоры:
а—с пружинами (ЗИС-101); б— с сайлентблоками (М-1).
Пружинная зависимая подвеска
применяется главным образом для задних ве-
дущих мостов легковых автомобилей. В её
конструкции предусмотрен амортизатор 1
(фиг. 12ь), так как при деформации пружины
отсутствует внешнее трение и её колебания
поэтому затухают весьма медленно. Пружин-
ные зависимые подвески ведущих мостов
Фиг. 128. Пружинная зависимая подвеска ведущего моста.
обычно сочетаются с карданной трубой, через
которую передаются толкающие усилия от ве-
дущих колёс на раму или остов автомобиля;
при отсутствии карданной трубы для этой
цели необходимо предусматривать специаль-
ные штанги.
Независимая подвеска имеет сле-
дующие преимущества перед зависимой: при-
споса ишваемость каждого колеса в отдельно-
сти к неровностям дороги (разрезной мост,
см. фиг. 103); увеличение мягкости передней
подвески и уменьшение склонности передних
управляемых колёс к шимми (т. е. к угловому
колебанию их около поворотных шкворней).
Приспосабливаемость каждого колеса в
отдельности к неровностям дороги обеспечи-
вает минимальные перекосы кузова при на-
езде колеса на препятствие; это улучшает ком-
фортабельность легкового автомобиле и повы-
шает пррходимость специального автомобиля
по пересечённой местности (см. „Автомобили
высокой проходимости").
При зависимой подвеске передних колёс
приходится ограничивать её мягкость для того,
чтобы избежать частых ударов балки моста
в буферы рессор при езде по неровной дороге;
увеличивать же динамический прогиб подвески
нельзя из-за возможности ударов балки моста
о картер двигателя. При незазисимой под-
веске передчих колёс балки м<>ста нет и по-
этому можно допустить необходимый дина-
мический прогиб подвески, а следовательно,
и увеличить её мягкость. Кроме того, незави-
симая подвеска передних колёс уменьшает
момент инерции переднего моста, а также
уменьшает (в некоторых конструкциях пол-
ностью устраняет) угол наклона плоскости
вращения переднею колеса при его подъёме
и опускании. Это сокращает склонность пе-
Фиг. 129. Независимая подвеска ведущего моста на тор-
сионах (Маттис).
реднего моста к колебанию его около про-
дольной оси автомобиля и уменьшает (или
полностью устраняет) жироскопический мо-
мент, вызывающий шимми. Применение не-
зависимой подвески передних управляемых
колёс автомобиля незначительно увеличивает
его стоимость; применение же* независимой
подвески задних ведущих колёс значительно
усложняет и удорожает конструкцию. Между
тем в первом случае получается значительно
больше преимуществ, чем во втором. Этим
объясняется, что современные конструкции
легковых автомобилей имеют независимую
подвеску передних колёс и зависимую под-
веску задних колёс. Независимая подвеска
передних колёс — см. „Передний мост*.
112
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗЛ. IV
Независимая подвеска заднего ведущего
моста показана на фиг. 129. Средняя часть
балки ведущего моста 1 закрепляется на раме
или остове автомобиля. Рукава балки 2 при
перемещении колёс могут качаться относи-
тельно шипов 3, в которых укреплены концы
торсионов 4, расположенных вдоль оси авто-
мобиля. Передние неподвижные концы тор-
сионов 4 укреплены во втулках, связанных с
рамой или остовом автомобиля посредством
рычажков 5 и стержней 6, которые служат
для предварительного натяжения всей упру-
гой системы. Полуоси снабжены карданами,
центр которых совпадает с осью шипов 3.
Применение торсионов в качестве упругих
элементов уменьшает вес неподрессоренных
масс автомобиля [47].
Определение основных размеров подвесок
и формулы для их расчёта
Основные размеры подвесок определяются
исходя из следующих заданных факторов: ком-
фортабельности подвески и прочности её.
Комфортабельность подвески
принято оценивать либо по числу её колеба-
ний z в минуту, либо по статической стреле
Jem прогиба (при неподвижном автомобиле).
Эти величины связаны между собой следую-
щей обратной зависимостью:
^ — <т~
cm *
Jem
Сол/мин),
>где fcm — в мм. Для того чтобы автомобиль
не был подвержен галопированию (т. е. киле-
вому раскачиванию при переезде через пре-
пятствие), необходимо, чтобы отношение ста-
тической стрелы прогиба передней подвески
к статической стреле прогиба задней подвески
было близким к единице и не менее 0,65.
Определение статического прогиба упру-
гого элемента подвески производится по форму-
лам сопротивления материалов. Для рессор
в формулу вводят поправочный коэфициент а,
который учитывает увеличение прогиба, вызы-
ваемое разной постепенно уменьшающейся
длиной листов (см. фиг. 118, а — нижний ри-
сунок) [10]. При этом формула принимает
следующий вид (для общего случая не-
симметричной полуэллиптической
рессоры с листами различной толщины):
ATl\l\
tern = a ~EW?W '
где Ь — ширина рессоры; Е—модуль упру-
гости B,Ы06 кг/см2); /j и /2 — расстояния
от середины рессорной подушки до центров
правого и левого уха (в нагружённом состоя-
нии); / = /, + /а; 2>8==Л1 + Л2 + Аз + -.-
(/*!, h2, h3 — толщина 1-го, 2-го, 3-го,... ли-
стов); Т — реакция от рессорной подушки на
рессору, равная GK — -^ » где GK — реакция
• от грунта на колесо; g0 ~ неподрессоренный
.вес моста (с колёсами).
Если ширина т среднего хомута больше
75 мм, то в формулу следует вводить вместо
/ величину / — т; вместо /а— величину 1г =-;
вместо l<i - величину /2 — -^ [70].
Коэфициент а принимают равным 1,5—1,35;
большее значение берут в том случае, когда
2-й лист рессоры значительно короче корен-
ного (см. фиг. 119, а), а меньшее значение —
когда 2-й лист заходит за ухо коренного листа
(фиг. 119,6). Для кантилевернон рес-
соры (см. фиг. 116, б и в):
АТ12Л
где Т — реакция от картера моста на конец
рессоры; ^ — расстояние от центра уха рес-
соры, связанного с мостом, до средней опо-
ры рессоры на раме; / — полная длина рес-
соры.
Зная статическую стрелу прогиба, вызы-
ваемого действием веса неподрессоренных
частей, можно подсчитать жёсткость рессоры,
т. е. ту нагрузку в к?, которую следует при-
ложить к её центральному сечению для того,
чтобы вызвать прогиб, равный 1 см. Жёст-
кость рессоры зависит от многих факторов, но
в основном—от длины отдельных рессорных
листов. Рессоры выполняются с различной
длиной листов (фиг. 119), что в приведённых
выше формулах учитывается ориентировочно
коэфициентом а. Поэтому в практике рессору
приходится доводить экспериментальным пу-
тём. Для уточнения расчёта рессор на жёст-
кость Горьковский автомобильный завод им.
Молотова пользуется формулами, учитываю-
Фиг. 130. Схема для уточненного расчёта жёсткости
рессоры.
щими особенности конструкции рессоры [41].
Рессора разделяется на участки I, II, ...
(фиг. 130); jb J2,..., Jk — моменты инерции
сечений рессоры в каждом из участков; У],
/>,..., Jk — величины, обратные моментам
, ' 1 i 1 т *
инерции, т. е. jj = -г-; J% = -.- .... Jk — -—
/i Jt Jk
В этом случае жёсткость симметрич-
ной рессоры подсчитывается по следующей
формуле:
кг/см,
где Е — модуль упругости, р —эксперименталь-
ный коэфициент, который можно принять рав-
ным 0,84 для рессор грузовых автомобилей и
0,87 для рессор легковых автомобилей.
ГЛ. II]
ПОДВЕСКА
113
При пользовании этой формулой для ка-
ждого участка подсчитывается величина ok+l
(фиг. 150) и разность величин G^ — /А+1)для
данного и предыдущего участков. Затем полу-
ченные для каждого участка выражения
+ (Jk — 4,+i)] суммируются.
Жёсткость несимметричной рессоры:
3?
le*+i
с* -
2°Ui (J* -
где
= lf- и
f = ^ (фиг. 131); а' и а —со-
ответствующие расстояния для правой и ле-
вой половин рессоры (см. фиг. 130).
Для пружин статический про-
гиб определяется по формуле сопротивления
материалов (см. ЭСМ т. 2). Нагрузка на пружину
определяется в зависимости от плеч рычага
и от статической нагрузки, приходящейся на
колесо, за вычетом веса соответствующих не-
подрессоренных частей (см. стр 106).
Для торсиона статический про-
гиб определяется по углу закрутки торсиона
под действием момента, равного произведению
4мг. 131. Схема для определения' усилий, вызывающих
напряжения в рессоре.
статической нагрузки, приходящейся на колесо,
за вычетом веса соответствующих неподрес-
соренных частей, на плечо рычага подвески.
Так как с перемещением колеса угол наклона
рычага подвески изменяется, то и плечо мо-
мента будет изменяться. Поэтому жёсткость
торсионной подвески является величиной пе-
ременной. Угол закрутки торсиона под дей-
ствием статической нагрузки в современных
подвесках принимают равным 20 -т- 25° на 1 -и
длины.
В существующих подвесках (зависимой и
независимой) статическая стрела прогиба
составляет 45-200 мм, что соответствует из-
менению числа колебаний в минуту от 160 до
65. Большее значение статической стрелы
прогиба A50—200 мм) относится к независи-
мой передней подвеске.
При подсчёте напряжений в полу-
эллиптической рессоре учитывают
конструкцию подвески и условия нагрузки, а
именно: действие одной лишь статической
нагрузки или нагрузок, возникающих при тор-
можении. При передаче через рессору всех
усилий напряжения в ней будут [55J (фиг. 131):
для левой половины рессоры
VI D
•Si *1 •* _
* i Т
Том 11
для правой половины рессоры:
ZL
Z^tq
В этих формулах силы X и Z определяются
из уравнений:
Т/2 - Р
и Z = Т — X,
V
где P* = G** *
пления; /zj— толщина коренного листа,
образующего ухо, в см;
Значение Т приведено выше.
Если рессора разгружена от передачи
реактивного момента, то
Tl2
прочие формулы остаются без изменения.
Если ргссора разгружена от передачи тол-
кающего усилия, то
у __
Т12 -
Xlx
'» + h
И а„„я =
Если рессора разгружена от передачи
толкающего усилия иреа'ктивного
м о м е н т а, то
Т12
Xtx
При данном методе расчёта напряжения в
рессоре при торможении не должны превосхо-
дить 10000 кг/см?; ПрИ расчёте рессоры с учё-
том только статического веса напряжения не
должны превосходить 5оО0—6000 кг/см2. При
детальном расчёте рессоры следует также опре-
делять напряжения, возникающие в отдель-
ных листах рессоры, учитывая при этом дей-
ствие предварительной затяжки [48, 49, 60J.
Напряжение в пружине при пру-
жинной подвеске определяется по формуле
сопротивления материалов. Напряжение
кручения в торсионе при торсионной
подвеске определяется также по формуле
сопротивления материалов. Напряжение в пру-
жине и в торсионе не должно превосходить
5000—6000 кг/см2. »
В табл. 28 приведены данные по материа-
лам, применяемым для пальцев рессор и
серёжек некоторых автомобилей; в табл. 29 —
данные по материалам, применяемым для рес-
сор некоторых автомобилей [51]. Пружины и
торсионы независимых подвесок изготовляют
из сталей, аналогичных тем, которые приме-
няются для изготовления автомобильных рес-
сор (обычно 50ХГ и 55С2 по ГОСТ). Для по-
вышения усталостной прочности рессорные
листы, пружины и торсионы подвесок подвер*
гаются обдувке стальной дробью.
114
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 28
Марки сталей, применяемых для пальцев рессор
и сережек некоторых автомобилей
Автомобили
Легковые
КИМ-10. . . .
ГАЗ-М-1 . . .
ЗИС-101 . . .
Паккард 2008 .
Грузовые
ГАЗ-АА . . .
ГАЗ-АА ...
ЗИС-5 ....
ЗИС-5 ....
GMC T-85B ,
GMC T-85-B ,
Марка
ста.'и по
ГОСТ
или SAE
20
30
15Х
1025
40*
ГАЗ
im**
20*
40Х**
Х1320*
Х1015***
Термообра-
ботка
-
Цианиро-
вание
То же
-
Цианирование
То же
Цементация
Закалка в
масло
Цементация
То же
Твёрдость
По напильнику
Ядс45-5О
^78-85
По напильнику
То же
HSh 75-85
HSh 30-40
HR ,50-58
Ядд 83-85
* Палец задней рессоры, задний.
** Палец сережки задней рессоры.
*** Палец передней рессоры, передний.
Таблица 29
Марки сталей, применяемых для рессор некоторых
автомобилей
Автомобили
Легковые
КИМ-10
ГАЗ-М-1
ЗИС-101
Грузовые
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
5эСа
5оХГ
9255
5оХГ
5iCa
Твёрдость по
Бринелю
387-418
Эбз—4'5
387-418
дбз-415
РАМА
Назначение рамы — служить осто-
вом для крепления основных частей автомо-
биля: двигатздл, силовой передачи, ходовой
части и кузова, а также агрегатов управления,
питания (топливный бак) и охлаждения (ра-
диатора). При несущем кузове (см. „Кузовы")
рама теряет самостоятельное значение и либо
объединяется с каркасом кузова, либо вовсе
отсутствует, и тогда функции рамы выполняет
кузов.
Классификация рам
Рамы по своей конструкции разделяются
на лонжеронные (фиг. 132, а, б, в), ц е н-
тральные (фиг. 133,а) и комбиннро-
Д. п
а)
б)
в)
Фиг. 132. Рама: а — с параллельными лонжеронами;
б—с суживающимися лонжеронами; в—с изогнутыми
лонжеронами.
ванные (фиг. 133,5). Центральные и комби-
нированные рамы образуют как бы хребет
автомобиля, поэтому они называются также
хребтовыми.
Элементы конструкции рам
Рамы состоят из следующих частей, объ-
единённых общностью выполняемых ими
функций: лонжеронов, поперечин, косынок и
кронштейнов. К раме также крепятся буксир-
ный прибор, передний и задний бамперы и
другие детали.
Лонжероны (продольные балки) служат
опорой для кузова, а также для креплении
кронштейнов кузова, рессор и других деталей.
Лонжероны штампуются из листового мате-
риала с переменным швеллерным профилем
сечения в соответствии с действующим в дан-
ном сечении усилием. Это даёт возможность
получить более лёгкую раму при- данной
прочности. Рамы, выполненные из прокатных
швеллеров, имеющих постоянное сечение, не
применяются из-за слишком большого веса.
Центральная рама и средняя часть комби-
нированной рамы выполняются либо трубча-
тыми, либо составными из двух сложенных
вместе штампованных швеллеров.
В зависимости от способа расположения
лонжеронов различают рамы с параллельными
ГЛ. II]
РАМА
115
лонжеронами (фиг. 132, а), с суживающимися
лонжеронами (фиг. 132, б) и с изогнутыми
лонжеронами (фиг. 132, в). Первые два спо-
соба расположения лонжеронов применяются
главным образом на грузовых автомобилях.
Лонжероны, соединённые между собою
поперечинами (фиг. 132, а и в), должны рас-
полагаться на максимально возможном рас-
стоянии один от другого, для того чтобы по-
лучить наибольшую жёсткость конструкции.
рессоры до упора её в буфер. Высота рас-
положения нижней кромки лонжерона над
опорной плоскостью автомобиля внутри его
базы определяется принятым просветом (кли-
ренсом). Для автомобилей, предна-
значенных для движения по хоро-
шим дорогам, удаётся значительно
снизить лонжероны в средней их ча-
б)
Фиг. 133. Рама: а — центральная (НАМИ-1); б— комби-
нированная (Австро-Даймлер).
Наибольшее расстояние между лонжеронами
по середине заднего моста определяется га-
баритной шириной автомобиля, шириной по-
крышек и рессор (в случае, когда рессоры
располагаются вне рамы). Наибольшее расстоя-
ние между лонжеронами по середине переднего
моста определяется, кроме того, свободным
пространством, необходимым для переднего
колеса при его повороте на максимальный
угол. Последнее обстоятельство требует боль-
шего сужения лонжеронов в передней части
рамы, чем в задней (фиг. 132, б и е).
Высота расположения нижней кромки лон-
жерона над опорной плоскостью автомобиля
по середине переднего или заднего мостов
определяется радиусом покрышки, высотой
сечения рукава заднего моста или балки
переднего моста и максимальным прогибом
сти и тем самым опустить пол кузова,
поэтому для таких автомобилей раму
обычно выполняют пониженной (фиг.
132, в).
Для того чтобы по возможности об-
легчить конструкцию рамы и не иметь
при этом резких переходов в высоте
профиля сечения, лонжероны иногда
выполняют с усилениями в наиболее
напряжённых их частях, т. е. на опре-
делённой длине. При выборе усилений
необходимо учитывать, что для макси-
мального увеличения момента сопротивления
сечения при минимальном увеличении веса доба-
вочные профили надо располагать как можно
дальше от нейтральной оси основного сече-
ния. Наиболее часто применяющееся усиле-
ние лонжеронов — вставка внутрь лонжерона
второго швеллера или наварка на полки лон-
жерона полос. Иногда на определённой длине,
требующей усиления, сечение лонжерона
делается коробчатым, что увеличивает сопро-
тивление рамы скручивающим усилиям [26].
Для лонжеронов, подвергающихся термообра-
ботке, применять сварку после термообра-
ботки нельзя. В некоторых легковых автомо-
билях лонжероны для облегчения перфори-
руют.
Поперечины соединяют лонжероны,
придают жёсткость раме и служат опорой
для двигателя, радиатора, топливного бака и
прочих агрегатов. Поперечинам придают кон-
116
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
(РАЗД. IV
фигурацию, наиболее удобную для крепления
яа них соответствующих агрегатов. При неза-
висимой подвеске передних колёс передняя
поперечина должна обеспечить жёсткость
передку автомобиля, не имеющему балки
переднего моста. Кроме того, эту поперечину
часто используют для крепления передней
части двигателя (фиг. 134). Крестообразные
Фиг. 134- Передняя штампованная поперечина рамы при
независимой подвеске передних колёс (ЗИС-110).
поперечины (/ на фиг. 132, в) значительно
увеличивают жёсткость рамы, когда на неё
действуют перекашивающие горизонтальные
усилия (фиг. 135, а). Применение крестообраз-
аых поперечин целесообразно в широких и
относительно коротких рамах (легковых авто-
мобилей); в узких и длинных рамах (грузовых
а)
Г.
<>иг. 135. Поперечины рамы: а — крестообразная,
S—трубчатая; в —способы закрепления трубчатых попе-
речин в лонжеронах рамы.
автомобилей) крестообразные поперечины
дают меньший эффект, а потому применяются
«шчительно реже. Но и в легковых автомо-
билях в связи с введением за последние годы
кузовов с металлическим полом применение
крестообразных поперечин уменьшилось, так
как металлический пол кузова сам придаёт
раме необходимую жёсткость.
Поперечины обычно выполняются из листо-
вого материала глубокой штамповки. Штам-
пованные поперечины соединяются с лонже-
Фиг. 136. Кронштейны крепления: а — передних рессор;
б - задних рессор.
ронами при помощи косынок и заклёпок.
В автомобильных рамах применяются также
трубчатые поперечины, которые увеличивают
жёсткость рамы, когда на неё действуют
вертикальные перекашивающие усилия
(фиг. 135, б), так как трубчатое сечение наи-
лучшим образом сопротивляется скручиванию.
На фиг. 135, в показаны различные способы
закрепления трубчатых поперечин в лонжеро-
нах рамы. Форма и число поперечин, их кон-
струкция и взаимное расположение выбира-
ются так, чтобы обеспечить наибольшую
жёсткость раме при её наименьшем весе. Этот
вопрос решается в основном экспериментально,
так как пока ещё не существует надёжных
методов расчёта рам на жёсткость [26).
Кронштейны предназначены для под-
держивания различных агрегатов и деталей
автомобиля: кузова A на фиг. 132, б), передних
рессор (фиг. 136, а и I на фиг. 137,6), задних
рессор A на фиг. 136, б), подножек, деталей
независимой подвески. Кронштейны крепятся
к раме в двух плоскостях и обычно склёпы-
ваются с ней; реже кронштейны крепятся
болтами или привариваются (при нетермооб-
работанных лонжеронах). Кронштейны, испы-
тывающие значительные нагрузки, иногда
соединяются между собой трубчатой попере-
чиной B на фиг. 136, б).
Буксирные при боры крепятся к раме
сзади для того, чтобы автомобиль мог букси
ровать прицеп, и спереди для того, чтобы
в случае необходимости автомобиль можно
было буксировать. Иногда передние буксир-;
ные приборы заменяются буксирными крю-
ками или петлями (без упругого элемента.
а)
Фиг. 137. Буксирный прибор со спиральной пружиной: а—задний (грузовой автомобиль ГАЗ-51); б — передний
со спиральной пружиной (автобус); в — задний буксирный прибор с рессорой (грузовой автомобиль ЗИС-5).
118
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
/ на фиг. 134). Рамы легковых автомобилей
часто не оборудуются ни буксирными прибо-
рами, ни крюками. Буксирные приборы вы-
полняются с упругим элементом либо в виде
спиральной пружины (фиг. 137, а а б), либо
в виде рессоры (фиг. 137, в).
Определение основных размеров рам
и формулы для их расчёта
Рама должна быть прочной и жёсткой,
так как во время движения автомобиля она
испытывает следующие напряжения: изгиб
(вызываемый весом подрессоренных частей
автомобиля, собственным весом рамы, силами
инерции при ускорении и торможении авто-
мобиля и вертикальными толчками при про-
гибе упругих элементов подвески); скручива-
ние (при падении одного колеса с препятствия);
сдвиг (при наезде одного колеса на препят-
ствие); вибрации.
Расчёт на последние три вида напряжений
обычно не производится; определение сопро-
тивления рамы этим напряжениям произво-
дится экспериментальным путём [26]. Рамы
легковых автомобилей обычно не рассчиты-
ваются даже и на изгиб. Оптимальная кон-
струкция рамы легкового автомобиля подби-
рается экспериментально, главным образом
с учётом обеспечения максимальной жёстко-
сти конструкции при минимальном весе. Рамы
грузовых автомобилей и автобусов проверяют
на прочность; для этого строят эпюру момен-
тов, изгибающих лонжерон, при статическом
действии сил и без учёта поперечин [55].
Длина лонжерона наносится в масштабе и на
ней устанавливаются положения центров
тяжести отдельных агрегатов, а также распо-
ложение опор лонжеронов (фиг. 138). Вес
кузова можно считать равномерно распреде-
лённым по его длине. Полезная нагрузка для
грузовых автомобилей при сравнительных
расчётах также принимается равномерно рас-
пределённой по длине кузова; для автобусов
полезная нагрузка принимается распределён-
ной согласно планировке кузова. Положения
центров тяжести агрегатов определяют от
заднего конца лонжерона. Размер а опреде-
ляет свес кузова за раму.
Сначала определяют реакции от мостов на
рессорные подушки, пользуясь уравнением
моментов относительно середины переднего
или заднего моста, затем, учитывая плечи
рессор, определяют реакции от рессорных
кронштейнов на раму, пренебрегая углом на-
клона серёжки, и строят эпюру изгибающих
моментов (фиг. 138). При торможении автомо-
биля появляется дополнительная вертикальная
нагрузка, действующая на лонжерон рамы [30].
После того как построена эпюра момен-
тов, можно подсчитать напряжение с в лон-
жероне, зная его модуль сопротивления IF
для данного сечения, по следующей формуле:
2УГ
В знаменатель введён коэфициент 2, так
как изгибающему моменту сопротивляются
два лонжерона. При неравномерном распреде-
лении нагрузки по лонжеронам или при лон-
жеронах с разным моментом сопротивления
сечения каждый лонжерон рассчитывается
самостоятельно.
При езде по неровным дорогам напряжение
в лонжеронах под действием динамических
нагрузок может возрастать в 2—2,5 раза,
вследствие чего в приведённом выше методе
Радиатор-
Передняя опора двигателя
——Задняя опора двигатепя
— Нуль ^_ Демультипликатор
Фиг. 138. Схема усилий, действующих на лонжерон,
и примерная эпюра изгибающих моментов.
расчёта запас прочности по пределу упругости
берут не ниже 3,5—4,0 [10].
Буксирные приборы рассчитываются на
полное тяговое усилие автомобиля, подсчи-
танное по двигателю.
В табл. 30 приведены данные по материа-
лам, применяемым для лонжеронов рам неко-
торых автомобилей [51].
Таблица 3Q
Марки сталей, применяемых для лонжеронов
некоторых автомобилей
рам
Автомобили
Легковые
КИМ-10
ГАЗ М-1
ЗИС-101
Паккард 2008
Грузовые
ЗИС-5
ГАЗ-АА
Додж WF-32
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
а5
=5
25
юза
13.?°*
25
IO25
Твёрдость по
Бринелю
Не менее 121
Не менее 121
Не менее 124
Il6—I2O
207-269
• С термообработкой.
Таблица 31
Механические свойства сталей для автомобильных
рам (по Хельдту)
Марка
стали
по SAE
IO2O*
IO25*
IO25**
323°**
Предел
упругости
в кг)мм*
28
32
42
DO
Поперечное
сужение в °/0
бо
55
64
65
Удлинение на
длине 50 мм
в»/.
3*
3°
24
за
• Без термообработки.
** Термически обработанная.
ГЛ. II)
КОЛЁСА И ШИНЫ
119
Штампованные поперечины изготовляются
из той же стали, что и лонжероны, или (при
глубокой штамповке) — из более мягкой стали
(например сталь 08 по ГОСТ). В США для
лонжеронов автомобильных рам иногда приме-
няют легированные стали с термообработкой.
В табл. 31 приведены механические свойства
сталей для автомобильных рам (по Хельдту).
КОЛЁСА И ШИНЫ
В автомобилях применяются главным обра>
зом штампованные дисковые ко-
ле с а с тремя типами ободов: с глубоким
цельным ободом (фиг. 139, а), с р а з-
резным съёмным бортом (фиг. 139, б)
и с цельным съёмным бортом и
замковым кольцом (фиг. 139,в). Первый
1200—1400 гсм. Перед постановкой колеса на
легковой автомобиль дисбаланс выводится до
нуля балансирными грузиками 2 (фиг. 140),
которые закрепляются на ободе колеса и могут
переставляться по нему в зависимости от тре-
бований балансировки. Балансировка про-
водится статическая и динамическая на спе-
циальных стендах. Часто на покрыш-
ках наносится красная метка, указывающая
наиболее лёгкую
точку покрышки,
которую следует
устанавливать про-
тив вентиля каме-
ры для совмест-
ного уравновеши-
вания. Колёса лег-
ковых автомоби-
лей следует про-
верять на балан-
сирных стендах не
реже чем через ка-
Фиг. 140. Крепление односкат-
ного колеса к ступице.
Фиг. 141. Крепление
двускатных колёс к
ступице.
в)
Ф1:г. 139. Ободы: а — глубокий цельный; б — с разрезным
съёмным бортом; в — с цельным съёмным бортом и
замковым кольцом.
тип обода применяется для колёс легковых
автомобилей; углубление в середине борта
делается для возможности монтажа покрышки
на цельный обод. Второй тип обода приме-
няется для колёс грузовых автомобилей малой
грузоподъёмности, а третий тип обода — для
колёс грузовых автомобилей средней и боль-
шой грузоподъёмности и автобусов.
Колесо центрируется на ступице сфериче-
ской опорной поверхностью гайки A на
фиг. 140); при двухскатном колесе сферическая
центрирующая поверхность предусматривается
на гайке, крепящей внутренний скат, и на гайке,
крепящей наружный скат (фиг. 141). Форма
внутренней поверхности обода согласовы-
вается с формой покрышки.
Колесо со ступицей и покрышкой балан-
сируется порознь и в сборе. Передние колёса
легковых автомобилей требуют во избежание
шимми и разработки шкворней весьма точ-
ной балансировки. Колесо со ступицей балан-
сируется с точностью до 400—500 гсм.
Переднее колесо балансируется вместе с тор-
мозным барабаном. Покрышка балансируется
с точностью до 800 -=- 1000 гсм. Колесо в сборе
с покрышкой балансируется с точностью до
ждые 50С0 км пробега и устранять появившийся
в эксплоатации дисбаланс.
Шины подбираются по нагрузке на колесо
согласно рекомендациям шинных заводов или
организаций резиновой промышленности. При
выборе шин необходимо учитывать, что пере-
грузка их на 2О°/о против нормы уменьшает
срок службы приблизительно на 30'/о [67].
Шины грузовых автомобилей рекомендуется
подбирать при максимальной полезной на-
грузке на них при условии равномерного рас-
пределения нагрузки по длине кузова и при
наличии полной нагрузки в кабине. Шины
автобусов подбираются при условии, что все
места для сиденья, включая места кондуктора
и водителя, заняты. Для городских автобусов,
кроме того, учитываются стоящие пассажиры,
исходя из расчёта 5 человек на 1 м3 свобод-
ной площади (площадок и проходов). Шины
легковых автомобилей подбираются, исходя
из следующей эксплоатационной нагрузки на
них [68]: для 2-, 3- и 4-местных автомо-
билей— 2 пассажира A—на передний мост,
1 - на задний мост); для 5-местных автомо-
билей— 3 пассажира A—на передний мост,
2 — на задний мост); для 7—8-местных авто-
мобилей — 4 пассажира (I — на передний мост,
3 —на задний мост). Вес одного пассажира
принимается равным 70 кг. Для междугород-
них автобусов вес пассажира с учётом багажа
принимается равным 85 кг. [73].
По конструкции борта по-
крышки шины разделяются на прямо-
бортные (фиг. 142, а) и клинчерные
120
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
(фиг. 142, б). По назначению шины раз-
деляются на грузовые, легковые и
мотоциклетные По внутреннему
давлению различают шины высокого давле-
ния и низкого давления. Шины высокого
давления условно обозначаются целыми
числами и знаком умножения ( X )> например
40 X 8. Первая цифра обозначает внешний
диаметр покрышки (в дюймах), а вторая—
ширину профиля покрышки (в дюймах).
Шины низкого давления (баллоны)
условно обозначаются десятичными числами
Таблица 32
Нормы внутреннего давления в шинах автомобилей
отечественного производства
Q) б)
Фиг. 142. Покрышка: а — прямобортная; б— клинчериая.
и знаком тире (—), например 7,50—17. Пер-
вая цифра обозначает ширину профиля по-
крышки (в дюймах), а вторая — посадочный
диаметр обода (в дюймах) [50].
Рисунок протектора покрышки
подбирается в зависимости от условий
эксплоатации автомобиля. По рисунку протек-
тора различают покрышки южно-автострадные,
вездеходные и др. Некоторые вездеходные
покрышки (с винтовыми глубокими канавками)
устанавливаются на колесо в зависимости от
направления канавки и от направления вра-
щения колеса при движении вперёд, и поэтому
нельзя переставлять колесо с правой стороны
на левую без смены покрышки. Вездеходные
покрышки значительно повышают проходи-
мость автомобиля по грунтовым дорогам,
однако при езде по асфальту они увеличивают
расход топлива из-за более высоких потерь
на перекатывание. Боковая устойчивость
а)
6)
Фиг. 143. Покрышка: а — перекаченная; б—слабо на-
каченная; в — правильно накаченная.
автомобиля с такими покрышками при езде
с высокими скоростями по хорошим дорогам
значительно ниже, чем у автомобиля со спе-
циальными покрышками, например типа
южно-автострадных.
Для того чтобы покрышка имела в
эксплоатации нормальный износ, необходимо
соблюдение внутреннего давления в шине
согласно специальным инструкциям. Перека-
ченная покрышка (фиг. 143, а), так же как и
слабо накаченная (фиг. 143, б), будет изнаши-
ваться ненормально вследствие того, что в
обоих случаях будет работать не вся поверх-
ность качения покрышки, как в случае пра-
вильно накаченной покрышки (фиг. 143, в).
Модель и тип авто-
мобиля
.Москвич"
„Москвич"
ГАЗА
ГАЗ-А пикап
ГАЗ М-1
ГАЗ-М-1 пикап
ГА3 67-Б
ГАЗ-67-Б
ГАЗ-М-20 .Победа"
ЗИС-101
ЗИС-110
ГАЗ-АА
ГА 3-51
ЗИС-5,ЗИС-8,ЗИС-П
ЗиС-5, ЗИС-8
ЗИС-16
ЗИС-150
ЯАЗ-200
ЯГ-4, ЯГ-6
Троллейбус ЯТК-Г
ЯТБ-2
МТБ-82
Размер
шин в дюй-
мах
4,50-16
5,оо—16
5,50-19
5.50—19
7,00—16
7,00—16
б,.50—16
7>оо—16
6,00—16
7,50—17
7,50—16
6,50—20
7,50—20
34X7
9,00—20
9,00—20
9,00—20
12,00—20
40X8
11,00—20
11,00—20
11,00—30
0,
Я я
_ я
№ 3
§ °"
о с
is
4
4
4
6
4
6
4-6
4-6
4
6
6
6
8
10
to
10
10
14
13
12
12
12
Внутреннее
давление в ши-
нах в am
перед-
них
2,ОО
*.75
1,75
з,оо
1,5о
1,5°
i,5o
з.оо
2,25
.2.25
З.оо
5,°о
3,85
3-5O
3,5о
4,25
5-оо
5,оо
4,5°
5,25
задних
2,3О
2,О0
2,25
2,5°
Э,ОО
я.25
з,оо
1>75
2,ОО
2,75
2,5О
3.25
3.5°
5,75
4,оо
4,5°
4,25
5,5О
6,5°
4,75
4,75
5,25
Примечание. Указанные нормы должны при-
меняться при любых климатических и дорожных усло-
виях и соблюдаться с точностью: ±0,1 am для легковы»
автомобилей и ±0,2 am для грузовых автомобилей.
Таблица 33
Нормы внутреннего давления в шинах импортных
автомобилей
Модель и тип авто-
мобиля
Виллис-МВ 1
Бантам-BRC |
Виллис-МВ \
Бантам-BRC /
Виллис-МВ 1
Бантам-BRC /
Форд-Мармон
НН-600Ё-4
Студебекер US-6
Форд 6 BС-8Т)
„Интернационал"
М-56
Лжиемси CCKW-352
ДжиемсиАСКШХ-353
Додж \VT-32
Додж Т-203 В
Шевроле 3116 D409)
Шевроле G-71O7
Остин К-3
Остин К-30
Бедфорд OXD
Бедфорд О YD
Форд WOT-8
МАК грузоподъём-
ностью 10 т
МАК грузоподъём-
ностью 8 т
Размер
шин в
дюймах
б,оо—16
6,50—16
7,00—16
32X6
7,50—20
7,50-20
7,50—20
7>5°—2э
7,50-20
7,50—20
7,50-20
7,5°—2о
7,5о—-о
9,00—2О
10,50—16
10,50—16
10,50—16
10,50—20
11,00—24
14,00—20
Q.
03 —
X X
а Э
«и 2
go.
2g
ос
2«
тЗ
4-6
4-6
4-6
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
ю
ю
8
12
12
14
18
Внутреннее
давление в
шинах в am
перед-,
них
э,оо
I.5O
I.5O
5,5о
3.75
3.75
3,75
3,75
3.75
3,75
3,75
2,75
3,75
3>75
2'75
2,25
3,5о
3.5O
4>оо
задних
2,ОО
Loo
I.5O
5,5о
3,75
3,75
3>75
3,75
3,75
3,75
3,75
3,75
3,75
3,75
3-75
3,оо
4,25
3.5O
4,оо
5,оо
Примечание. Указанные нормы должны при-
меняться при любых климатических и дорожных усло-
виях и соблюдаться с точностью: ±0,1 am для легко-
вых автомобилей и ±0,2 am для грузовых автомобилей.
ГЛ. II]
КОЛЁСА И ШИНЫ
121
Проект ГОСТ на шины автомобильные грузовые пневматические
Таблица 34
О. о «
" о s,-.
Я о >,«
*! SB
? а ? &
13,00—20
II ,ОО— 30
9.75—18
9,00—30
9,оо—2о
34 X 7
34Х 7
7.5O—2O
34 X 7
7,5о—го
7,5О—го
6,50—20
б,5О—ао
жаса
Я
в
4U
е
о
Числ
14
13
13
IO
10
ю
ю
10
8
8
б
б
Рисунок протек-
тора покрышки
Универсальный
Универсальный
Повышенной
проходимости
Повышенной
проходимости
Универсальный
Универсальный
Повышенной
проходи мочи
Повышенной
проходи1- ости
Повышенной
проходимости
Универсальный
Повышенной
проходимости
Универсальный
Характеристика обода колеса
тип и
марка
обода
8,37 V
7.38 V
7.33 V
б.ооТ
б.ооТ
5,ooS
5,00 S
5.00 s
5.ooS
5.00 S
3.75 Р
3.75 Р
посадоч-
ный диа-
метр в мм
5О8±О,38
5о8±°.38
457,2±о.38
5о8±о.38
5о8±о>38
5о8±°>38
5о8±°>38
5о8±°'38
5о8±°.38
5О8±О>38
5о8±о>38
5о8±°'38
ширина
обода в мм
212,б±2.4
i86,2±a>4
i86,3±a.4
I5a>4-*-a>4
15з,4±а>4
127±з,4
I27±2.4
I2rj±a,4
Ia7±s,4
I27±a.4
95B5±a>4
Нормы эксплоатационных режимов
максимальная допу-
скаемая нагрузка на
колесо и давление
в шине, соответству-
ющее этой нагрузке
нагрузка
в кг
22О0
1700
157°
I57O
1270
1270
1270
. IO2O
IO30
770
770
давление
в кг см*
4,бо
5.5O
5,оо
4.5O
4.5о
б,оо
6,оо
б,оо
3,8о
3.8о
3.5°
3.5O
минимальное допу-
скаемое давление
в шине для нагрузок
на колесо
давление
в кг см*
4,2О
3.5O
3.5O
дJо
3.2O
5.оо
5.оо
glOo
э,8о
з,8о
2,8о
2,8о
нагрузка
(не более)
в кг
2IOO
i68o
14 ю
I2OO
Х2бЪ
io8o
хо8о
io8o
850
850
68о
68о
Примечания. 1. Не дочускается совместный монтаж на одну ось автомобиля покрышек разных номинальны»
размеров, а также совместный монтаж автошин с универсальным протектором и протектороу
повышенной проходимости.
2. Шины размера li,OJ—20 допускается монтировать на ободе 6,00 Т только на машины
действующего троллейбусного парка.
3. Шины размера 12,00—2U допускается монтировать на ободы 7.33 V.
Материалы ступиц колёс некоторых автомобилей (по ГОСТ или SAE)
Таблица
Наименование
детали
Ступица колеса;
заднего
переднего . . .
Материал ступиц автомобилей
легковых
КИМ-10
Сталь 35*
Сталь 40»
ГАЗ-М-1
40 селект*
Ковкий чу-
гун ***
ГАЗ-А
1008**
грузовых
ГАЗ-АА
40 селект*
Ковкий
чугун ***
ЗИС-5
Ковкий
чугун ***
То же***
GMC Т-85
Ковкий
чугун ***
Сталь 1035*
GMC5-7/7I
Сталь 1235***
Тимкен
5—7 т
Ковкий
чугун ***
j
• Механическая обработка.
*• Штамповка.
•*• Литьё.
В табл. 32 и 33 приведены нормы для шин
легковых автомобилей, грузовых и автобусов
отечественного производства и импортных,
имеющих распространение в СССР.
В табл. 34 приведён проект ГОСТ на
шины автомобильные грузовые пневматиче-
ские.
В табл. 35 приведены данные по материа-
лам, применяемым для ступиц колёс некото-
рых автомобилей.
В табл. 36 — данные по материалам, приме-
няемым для дисков и ободов колёс некоторых
автомобилей [51].
Таблица
Материалы, применяемые для дисков и ободов
колёс некоторых автомобилей
Автомобиль
КИМ-10
ЗИС-lul
ГАЗ-АА
ЗИС-5
ГАЗ-М-1
GMC T-85-B
L
Марка стали по ГОСТ или SAI?
диска
о8
о8
3
3
IO2O
обода
о8
о8
15
15
о8
122
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Назначение тормозного упра-
вления — замедлять скорость движения
автомобиля до полной его остановки или до
необходимой величины с любой интенсив-
ностью в пределах данного сцепного веса.
Классификация тормозного управления
Тормозное управление состоит из тор-
мозного механизма, воздействующего
непосредственно на вращающуюся часть шасси
автомобиля, производя его торможение, и
тормозного привода, служащего для
приведения в действие тормозного механизма
при помощи педали (ножной тормоз) или
рукоятки (ручной тормоз).
В зависимости от места распо-
ложения тормозного механизма на шасси
автомобиля различают колёсные тормозы
и трансмиссионные. В первом случае
тормозной механизм при торможении воз-
действует непосредственно на ступицу колеса
(обычно через соединённый с ней тормозной
барабан); во втором случае тормозной меха-
низм при торможении воздействует на один
из валов силовой передачи автомобиля (через
посредство соединённого с ним барабана или
диска), а к колёсам автомобиля тормозной
момент подводится через органы силовой пере-
дачи, расположенные за тормозным меха-
низмом; при этом тормозной момент увеличи-
вается пропорционально передаточному числу
главной передачи автомобиля.
Взависимости от конструкции
тормозные приводы подразделяются на меха-
нические (фиг. 144), гидравлические
(фиг. 145) и пневматические (фиг. 165).
В отношении энергии, затрачиваемой на
торможение, тормозные приводы могут быть
разделены на простые, с усилителем
и с серводействием. В простых тормоз-
ных приводах (фиг. 144, а, б, в я 145) всю
энергию, необходимую для торможения, раз-
вивает водитель; в тормозных приводах с
усилителем (фиг. 146 и 161) часть энергии,
необходимой для торможения, развивается
водителем, а часть — двигателем (для чего
•обычно используется разрежение в его всасы-
вающем трубопроводе); в тормозных приво-
дах с серводейсгвием вся энергия, необходи-
мая для торможения, заимствуется от какого-
либо контрагента (сжатого воздуха или жид-
кости, электричества). В этом случае в тор-
мозной привод включается механизм, разви-
вающий энергию (компрессор, вакуумнасос,
гидравлический насос), который приводится в
действие от двигателя, а водитель при тор-
можении лишь регулирует подачу энергии к
тормозам.
Требования, предъявляемые к
тормозному управлению, следую-
щие: невысокое давление на педаль при
•ограниченном её ходе; торможение без вреда
для трансмиссии; правильное распределение
тормозного усилия по колёсам; отсутствие
влияния неровностей дороги и поворота на
работу тормозов; возможность регулировки
тормозов; возможность оставления автомобиля
заторможенным; соблюдение пропорцио-
нальности между нажатием на педаль и силой
торможения.
Невысокое давление на педаль
при ограниченном её ходе обеспечи-
вается применением тормозных механизмов,
позволяющих при данных габаритных разме-
рах тормоза получить более эффективное тор^
можение (простой уравновешенный тормозной
механизм или тормозной механизм с самоза-
тормаживанием см. ниже), а также примене-
нием тормозных приводов с усилителем или
с серводействием.
Максимальное давление на тормозную пе-
даль при торможении до юза (при <р = 0,6)
в легковых автомобилях не превосходит
12—15 кг, а в грузовых автомобилях и авто-
бусах — 25 кг. Полный ход тормозной пе-
дали обычно не превосходит 150 мм; сво-
бодный ход — 25 мм.
Торможение без вреда для
трансмиссии осуществляется ко-
лёсным тормозом. Частое пользование
трансмиссионным тормозом вредно для транс-
миссии, так как вызывает в её деталях, рас-
положенных за тормозным механизмом (до
колёс), большие усилия, направленные обратно
усилиям, действующим при ходе автомобиля
вперёд.
Трансмиссионный тормоз устанавливается
обычно на грузовых автомобилях и на авто-
бусах, где затормозить автомобиль колесным
тормозом от руки не представляется возмож-
ным; трансмиссионный тормоз используется
лишь при экстренном торможении или для
затормаживания автомобиля на стоянках.
Правильное распределение тор-
мозного усилия по передним и задним
колёсам должно быть пропорционально рас-
пределению веса автомобиля на передний и зад-
ний мосты с учётом коэфициента перераспре-
деления веса при торможении (см. „Теория
автомобиля"). Во избежание заноса автомо-
биля распределение тормозного усилия на пра-
вые и левые колёса одной и той же оси
должно быть одинаковым.
Отсутствие влияния неровно-
стей дороги иповоротана работу
тормозов необходимо для того, чтобы тор-
мозы не затягивались сами ни при каких усло-
виях движения.
Возможность регулировки тор-
мозов предусматривается для уменьшения
свободного хода педали, который увеличи-
вается по мере износа тормозных обшивок.
Способы регулировки тормозов см. ниже.
Иозможность оставления авто-
мобиля заторможенным обычно осу-
ществляется введением в привод ручного тор-
моза механизма секторной рейки и собачки
(фиг. 144, в).
Соблюдение пропорциональности
м ежду с и л ой н а жатия на педаль и
силойторможения необходимо для того,
чтобы водитель мог по желанию регулировать
интенсивность торможения.
Элементы конструкции тормозного
управления
Тормозное управление при расположении
тормозного механизма в колёсах автомобиля
можно разделить на следующие грунпы,
ГЛ. II]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
123
Фиг. 144. Схема тормозного управления: а — с двумя са-
мостоятельными тормозными механизмами и двумя тор-
мозными приводами (^ЗИС-5); б—с двумя самостоятель-
ными тормозными приводами, действующими на один и
тот же тормозной механизм (M-J); в — при трансмис-
сионном тормозе (Студебекер).
124
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
объединённые общностью выполняемых ими
функций: тормозной механизм, привод к
тормозному механизму и усилители.
Тормозной механизм. В простом не-
уравновешенном тормозном меха-
механизм более эффективен, чем неуравно
вешенный механизм, не создаёт дополнитель-
ных усилий ни на ось, ни на подшипники
колеса и тормозные колодки изнашиваются
равномерно {У\ = К2).
Фиг. 145. Схема тормозного управления с гидравлическим приводом (ЗИС-110).
а и з м е (фиг. 147, а) колодки при торможении
прижимаются к тормозному барабану под дей-
ствием сил Р, упираясь нижними своими кон-
цами в неподвижную опору. Как видно из схемы
|фиг. 147, а), левая тормозная колодка рабо-
тает по направлению вращения тормозного
В тормозном механизме с само-
затормаживанием (фиг. 147, в) привод
воздействует с силой Р лишь на колодку,
работающую по направлению вращения бара-
бана. Колодки в этом тормозном механизме
Фиг. 146. Схема тормозного управления с гидравлическим приводом и вакуумным
усилителем: / — тормозная педаль; 2 — главный гидрквличесньй тормозной ци-
линдр; 3 — кран управления; 4 — рабочий цилиндр усилителя.
барабана (отмеченному стрелкой), а правая
тормозная колодка работает против его вра-
щения. Таким образом, при данном направле-
нии вращения барабана левая колодка рабо-
тает значительно более эффективно, чем пра-
вая. При таком тормозном механизме силы
Y\ и К2, с которыми колодки прижимаются к
тормозному барабану, имеют различную вели-
чину, вследствие чего, во-первых, создаётся
дополнительное усилие на ось или на под-
шипники колеса и, во-вторых, колодки изна-
шиваются неравномерно.
Впростом уравновешенном тор-
мозном механизме обе колодки рабо-
тают по направлению вращения барабана
(например, при двух самостоятельных при-
водах, фиг. 147, б). Поэтому такой тормозной
соединяются между собой шарнирно, а непо-
движная опора переносится в верхний^ конец
той колодки, на которую не воздействует
сила Р. При этом первая колодка, увлекаема?
во вращение тормозным барабаном, нажимает
через шарнир на вторую колодку и прижи-
мает её к неподвижной опоре. Как видно на
фиг. 147, в, обе колодки работают при этом
по направлению вращения барабана. Тормоз
ной механизм с самозатормаживанием является
неуравновешенным {У%^> Ул), однако он более
эффективен, чем простой уравновешенный
механизм при одинаковых с ним размерах, 3ji
счёт того, что обе колодки работают по наг
правлению вращения барабана и вследствие
использования на второй колодке силы реак
ции от первой колодки.
ГЛ. II]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
125
Если при одинаковых размерах тормозных
механизмов и при одинаковом тормозном при-
воде к ним принять усилие на педали, необхо-
димое для торможения с определённой интен-
сивностью, для простого неуравновешенного
тормозного механизма за 100"/о, то для урав-
Фиг. 147. Тормозной механизм: а — простой неуравнове-
шенный; б — простой уравновешенный; в — с самозатор-
маживанием.
автомобиля (вращение тормозного барабана
против часовой стрелки) обе колодки рабо-
тают по направлению вращения барабана,
упираясь в опоры 3 и 4; при заднем ходе
автомобиля (вращение тормозного барабана
по часовой стрелке) левая колодка, увлекаемая
во вращение барабаном, отходит от опоры 3
и прижимается к опоре 5. Верхний (горизон-
тальный) поршень колёсного цилиндра не
сумеет при этом преодолеть усилия на верх-
нем конце левой колодки и будет бездейство-
вать.
На фиг. 148, б приведена другая конструк-
ция тормозного механизма с самозатормажи-
ванием и с разными точками опоры при пе-
реднем и заднем ходе автомобиля. Пружина 1
выполнена более сильной, чем пружина 2\
поэтому при торможении к барабану сперва
прижимается передняя (левая) колодка. При
вращении барабана против часовой стрелки
(передний ход автомобиля) эта колодка, увле-
каемая во вращение барабаном, несколько
отходит от опоры 3 и давит на заднюю (пра-
вую) колодку, которая своим концом прижи-
мается к опоре 3. При заднем ходе автомо-
биля (вращение барабана по часовой стрелке)
к барабану сперва прижимается опять пе-
редняя (левая) колодка, которая в этом слу-
чае уже работает против направления вра-
щения барабана и не создаёт поэтому давле-
ния на заднюю (правую) колодку, которая
при увеличении давления жидкости в колёс-
ном гидравлическом тормозном цилиндре при-
жимается к барабану и, работая но направле-
нию его вращения, отходит от опоры 3, давит
на переднюю {левую) колодку и прижимает
её к опоре 3. Таким образом, в этом тормоз-
ном механизме эффект самозатормаживания
имеется как при переднем, так и при заднем
ходе автомобиля.
Тормозные механизмы простой (уравно-
вешенный и неуравновешенный) и с самоза-
вовешенного механизма оно будет ориенти-
ровочно 75°/о, а для тормозного механизма с
самозатормаживанием 5О°/о [61].
Недостатком тормозных механизмов, вы-
полненных по схемам, изображённым на
фиг. 147, бив, является то, что на заднем
ходу автомобиля при изменении направлении
вращения барабана торможение получается
мало эффективным. Для устранения этого не-
достатка предусматривают разные точки опоры
колодок при переднем и заднем ходе автомо-
биля.
На фиг. 148, а приведена схема одного из
таких тормозных механизмов. Колёсному
гидравлическому тормозному цилиндру при-
дана несимметричная форма и к обоим цилин-
драм подводится один общий гидравлический
привод. Один поршень цилиндра давит при
торможении непосредственно на переднюю
(левую) колодку, а другой поршень меньшего
диаметра давит на заднюю (правую) колодку
через шарнир рычага 1, нижний конец кото-
рого упирается через шарнир и распорку 2
в отросток передней колодки. Передаточное
число рычага ) компенсирует разницу в диа-
метрах цилиндров, поэтому на колодки дей-
ствует одинаковое усилие. При переднем ходе
Фиг. 148. Тормозной механизм с самозатормаживание»
и с разными точками опоры при переднем и заднем ходе
автомобиля: а —типа Вагнер; б —типа ЗИС-110.
тормаживанием можно разделить по общности
выполняемых функций на следующие под-
группы деталей: колодки или ленты с фрик-
ционными накладками и с пружинами; детали,
регулирующие колодки, детали, управляющие
колодками, детали, воспринимающие тормоз-
ной и реактивный моменты.
Колодки по способу производства раз-
деляются на сварные, штампованные и литые
(из чугуна, реже из алюминия). Рабочая по-
126
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
верхность колодки покрывается фрикционной
накладкой, закрепляемой на колодке заклёп-
ками из мягкого материала (медь, латунь) для
того, чтобы при износе накладки заклёпки не
поцарапали рабочей поверхности тормозного
барабана. Фрикционные накладки тормозов
обычно выполняются из материала, аналогич-
ного материалу фрикционных обшивок дисков
сцепления. Для обеспечения хорошего приле-
гания тормозной колодки к барабану фрик-
ционные накладки следует обрабатывать после
их приклёпки к колодкам. Конец тормозной
колодки, воспринимающий усилие от привода
(кулачка привода или поршня гидравлического
колёсного тормозного цилиндра), имеет форму,
соответствующую деталям, с ним сопрягаю-
щимся.
Если тормозная колодка воспринимает
усилие непосредственно от кулачка, то соот-
ветствующий её конец имеет опорную пло-
щадку. Для уменьшения износа опорных пло-
щадок их снабжают часто специальными
стальными пластинами. В сварных колодках,
выполненных из листовой стали, между колод-
кой и кулачком предусматривается ролик.
Если тормозная колодка воспринимает усилие
от поршня колёсного гидравлического тормоз-
ного цилиндра, то на её конце предусматри-
вают выступ, упирающийся в днище поршня
(фиг. 148, а). Иногда между поршнем и тор-
мозной колодкой вводится шток (фиг. 148,6).
Конец тормозной колодки, связанный с не-
подвижной опорой или с шарниром, имеет
форму в зависимости от конструкции этой
опоры или шарнира, соединяющего обе ко-
лодки между собой. Если обе колодки упи-
раются своими симметричными концами в
одну неподвижную опору, то в них преду-
сматриваются внутренние полуцилиндриче-
ские выточки; если же каждая колодка упи-
рается в свою неподвижную опору, то соот-
ветствующему её концу придаётся форма уха
с отверстием. Такая же форма придаётся
иногда концам колодок и при одной общей
опоре, но в этом случае концы колодок от-
гибаются в разные стороны. Если колодка со-
единяется со своей опорой или со второй ко-
лодкой при помощи шарнирного пальца, то
для его крепления на соответствующем конце
колодки предусматривается отверстие или ухо
с отверстием. В тормозном механизме с само-
затормаживанием колодки иногда делаются
несимметричными.
Для удержания колодки на месте преду-
сматриваются специальные опоры, закреплён-
ные на неподвижном тормозном диске
(фиг. 149, а и б). Для удержания колодок в
отторможенном состоянии они либо соеди-
няются между собой пружинами, либо отжи-
маются пружинами к неподвижной части тор-
моза. Для крепления пружин в колодках пред-
усматриваются отверстия или отростки. Пру-
жины иногда делаются разной силы; в этом
случае они окрашиваются в разные цвета.
На фиг. 150 показана конструкция
ленточного тормоза, в котором лента
расположена внутри тормозного барабана.
Лента оттягивается от барабана пружинами
1, 2 и 3. При торможении поворачивается
вал 4, при этом рычаг 5 разжимает серёжки 6,
которые прижимают ленту к тормозному бара-
бану.
Детали, регулирующие колодки,
предусматриваются для возможности сохране-
ния определённого зазора между фрикцион-
ной накладкой колодки и тормозным бараба-
ном, независимо от износа накладки при ра-
боте тормоза. Это необходимо для того, чтобы
свободный ход тормозной педали слишком не
увеличивался. Так как при торможении колодка
перемещается не концентрично по отношению
к тормозному барабану, зазор между колод-
кой и барабаном уста-
навливается разным
Фиг. 149. Опора, удерживающая колодку на месте:
а — типа Форд G8T; б —типа ЗИС-110: / — ребро колодки:
2 — неподвижный тормозной диск.
в различных частях колодки: у тормозного
кулака или поршня колёсного гидравличе-
ского тормозного цилиндра — 0,15—0,30 мм,
у неподвижной опоры или шарнира тормоз-
ного механизма с самозатормаживанием —
0,30—0,45 мм. Зазор проверяется щупом через
отверстие в тормозном барабане. Для регу-
лировки зазора иногда предусматриваются
специальные эксцентриковые пальцы /
(фиг. 151, а), позволяющие регулировать поло-
жение каждой колодки в отдельности пово-
Фиг. 150. Конструкция ленточного тормоза (ГАЗ-АЛ).
ротом стержня пальца, ввёрнутого в непо-
движный тормозной диск. Иногда для этой
цели предусматриваются эксцентриковые
шайбы 2 на опорных пальцах колодок
(фиг. 151. о). На некоторых автомобилях
(Додж WF-32, Студебекер) предусматриваются
оба зтих вида регулировок одновременно,
причём эксцентриковыми пальцами У произг
водится периодическая (малая) регулировка
ГЛ.,11}
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
127
при износе фрикционных накладок колодок, а
эксцентриковыми шайбами 2 опорных пальцев
производится „большая" регулировка после
смены тормозных накладок или после шли-
фовки тормозных барабанов. На некоторых
автомобилях вместо эксцентриковых шайб
предусмотрен конус 1 с продольной насечкой
(фиг. 151,6), служащий опорой стержням 2
колодок. Для регулировки зазора, появляю-
а) 2
Фиг. 151. Схема регулировки зазора колодок: а — эксцен-
триковыми пальцами; б — конусом с продольной насеч-
кой (ГАЗ-АА, М-1); в — стержнем со звёздочкой в тор-
мозном механизме с самозатормаживанием (ЗИС-Ш1);
г — звёздочкой поршня гидравлическою колесного тор-
мозного цилиндра (Остин).
щегося при износе накладок, поворачивают
резьбовую ось конуса 1, ввёрнутую в непо-
движный тормозной диск; при этом конус рас-
пирает стержни колодок и разводит их, умень-
шая зазор. В тормозных механизмах с са-
мозатормаживанием регулирующие детали
обычно объединяются с шарниром, связы-
вающим тормозные колодки (фиг. 151, в).
Стержень 1 со звёздочкой 2 снабжается на
одном своём конце правой, а на другом —
левой резьбой. Повёртывая звёздочку 2, осу-
ществляют регулировку зазора между тормоз-
ной накладкой и барабаном. Пружина 3 слу-
жит стопором звёздочки. Иногда регулирую-
щие детали предусматриваются на колёс-.
ном гидравлическом тормозном цилиндре
(фиг. 151, г). В тормозных механизмах с само-
затормаживанием звёздочка / с резьбовым
стержнем 2 предусматривается на одном из
поршней, как показано на фиг. 151, г. В про-
стом тормозном механизме регулировочное
звёздочки предусматриваются на обоих порш-
нях колёсного гидравлического тормозного
цилиндра. Цифрой 3 на фиг. 151, г обозначена
крышка корпуса колёсного гидравлического
тормозного цилиндра со стопором звёздочки.
Поворот звёздочки осуществляется отвёрткой
через отверстие в тормозном барабане, закры-
ваемое специальной крышкой.
Детали, управляющие колод-
ками, при механическом тормозном приводе
выполняются в виде раздвижного кулака или
клина. При гидравлическом тормозном приводе
управление колодками производится при по-
мощи гидравлического цилиндра с поршнями.
Кулаки, раздвигающие колодки при механи-
ческом тормозном приводе, делаются трёх
типов: простой (фиг. 152, а), с ползу-
ном-уравнителем (фиг. 152, б) и с по-
стоянным плечом приложения силы
(фиг. 152, б). При кулаке с ползуном-уравни-
телем усилия Р на переднюю и заднюю ко-
лодки получаются одинаковыми; при кулаке
без уравнителя эти усилия получаются раз-
ными. Кулак с ползуном-уравнителем обеспе-
чивает при данных размерах тормоза более
высокий тормозной момент, чем кулак без
уравнителя, но удельные давления для перед-
ней и задней колодок при одинаковых их раз-
мерах получаются при этом разными. Кулаку
с постоянным плечом приложения силы при-
даётся такая форма, чтобы независимо от
угла его поворота плечи, на которых дей-
ствуют силы по колодкам, оставались постоян-
ными. Для построения профиля такого кулака
пользуются методом касательных [55]. На
фиг. 152,г показана схема клина 1, раздвигаю-
щего колодки, снабжённые по концам роли-
ками 2 (передний тормоз ГАЗ-АА).
При гидравлическом тормозном приводе
система управления колодками состоит из
Фиг. 152. Схемы: а — простого кулака для управления
колодками; б— кулака с ползуном-уравнителем; в — ку-
лака с постоянным плечом приложения силы; г — клина,
раздвигающего тормозные колодки.
колёсного тормозного цилиндра, поршни кото-
рого при повышении давления жидкости рас-
ходятся и разжимают колодки. Схемы гидра-
влических колёсных тормозных цилиндров по-
казаны на фиг. 147 и 148. ;
На фиг. 153 показана конструкция двух-
стороннего симметричного гидравлического
128
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
колёсного тормозного цилиндра. Поршни
цилиндра для уплотнения снабжаются резино-
выми манжетами /; пружина 2, расположен-
ная между поршнями, держит весь механизм
тормозного управления под натягом, предот-
вращая дребезжание даже при отсутствии
жидкости в тормозном приводе. Корпус ци-
линдра, закреплённый на неподвижном тормоз-
ном диске, оборудуется нипелем для прокачки
тормозной системы при попадании в не2
пузырьков воздуха. При прокачке тормозной
Фиг. 153. Двухсторонний симметричный гидравлический
колёсный тормозной цилиндр (ЗИС-llJj.
системы следует вместо запорного винта 3
перепускного клапана ввернуть наконе<ник
резинового шланга и опустить снободный
конец его в банку с тормозной жидкостью;
лосле этого надо отвернуть на несколько
оборотов перепускной клапан 4, чтобы обес-
лечить соединение шланга с внутренней по-
Фиг. 154. Схема привода к одним и тем же колодкам
от гидравлич1Ского колёсного тормо'Н>>го цилиндра и от
механического привода ручного тормоза (ЗИС-ilO).
лостью цилиндра. Прокачку тормозной системы
осуществляют повторным нажатием на тормоз-
яую педаль.
В современных легковых автомобилях
предусматривают две системы привода к
одним и дем же тормозным колодкам: от ноги
(через гидравлический привод) и от руки (при
помощи механического привода). Схема такого
привода приведена на фиг. 1о4. Трос 1, при-
водимый в действие от рукоятки ручного
тормоза, раздвигает колодки при помощи
рычажною механизма 2 и 3, действующего
независимо от гидравлического привода.
При пневматическом тормозном приводе
управление колодками осуществляется при
помощи кулаков (см. фиг. 152). Усилие от диа-
фрагмы или цилиндра пневматического при-
вода Подводится к валику кулака (см. ниже).
Детали, воспринимающие тор-
мозной и реактивный моменты,
состоят из тормозного барабана, вращающе-
гося вместе с колесом автомобиля, и из не-
подвижного опорного диска, закреплённого
на балке оси автомобиля или на поворотной
цапфе. Тормозные барабаны для грузовых
автомобилей обычно делают литыми из про-
стого или легированного чугуна (фиг. 155, а);
для легковых автомобилей тормозные бара-
баны делают штампованными из листовой
стали с последующей заливкой их внутренней
рабочей поверхности легированным чугуном
(фиг. 155, б). Заливку обычно производят цен-
тробежным способом. Для малолитражных
з 1
Фиг. 155. Тормозной барабан: излитой; б— штампо-
ванный с рабочей поверхностью, залитой легированным
чугуном.
автомобилей иногда применяют тормозные
барабаны, штампованные из стали без заливки
чугуном.
Обработку рабочей поверхности тормоз-
ного барабана производят после его сборки
вместе со ступицей для того, чтобы достиг-
нуть минимального биения (не более 0,08 мм).
Особо качественная отделка рабочей поверх-
ности тормозного барабана достигается супер-
финишем. Барабан вместе со ступицей балан-
сируется с точностью до 300—450 гсм (для
грузовых автомобилей и автобусов) и 150—
250 гсм (для легковых автомобилей), что
достигается приваркой к ободу балансирных
грузиков. Во время торможения барабан
иногда начинает вибрировать, следствием
Чего является „писк" тормозов. В легковых
автомобилях для предотвращения вибрации
тормозной барабан часто стягивается пружин-
ным кольцом G на фиг. 155,6). Для' того
чтобы уменьшить возможность попадания
грязи на тормозные колодки, щель между тор-
мозным барабаном и опорным диском обычно
располагают в вертикальной плоскости
(фиг. 155, а). Иногда эту щель закрывают
кольцевым защитным кожухом Bна фиг. 155,0).
Стык кожуха располагают снизу, чтобы через
него могли стекать грязь и вода, попавшие
в кожух.
ГЛ. II]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
129
Привод к тормозному меха-
низму и усилители. Для обеспечения
безопасности движения автомобили снаб-
жаются двумя системами тормозов (см. фиг.
144, а): с приводом от рукоятки (ручной
тормоз) и с приводом от педали (ножной тор-
моз). В легковых автомобилях обе эти си-
стемы имеют часто самостоятельные приводы,
действующие на один и тот же тормозной
механизм (см. фиг. 144, б" и 145).
Ножной тормоз используется во всех
типах автомобилей как рабочий; ручной
тормоз используется в грузовых автомо-
билях и в автобусах в качестве рабочего тор-
моза (при экстренном торможении) и в каче-
стве стояночного тормоза (для оставления
автомобиля в заторможенном состоянии на
продолжительное время); в легковых автомо-
билях ручной тормоз используется лишь как
стояночный.
Механический тормозной при-
вод выходит из употребления, вытесняясь
гидравлическим приводом в легковых автомо-
билях и в грузовых малой и средней грузо-
подъёмности и пневматическим приводом — в
грузовых автомобилях большой грузоподъём-
ности и в автобусах.
Для правильного распределения тормозного
усилия по передним и задним колёсам при
механическом приводе на конце тяги 1
(фиг. 156), идущей от педали тормоза, преду-
сматривается рычаг-коромысло 2. Верхний
12 4
Фиг. 156. Рычаг коромысло, рас-
пределяющий тормозное усилие
на передние и задние колёса про-
порционально своим плечам
(ЗИС-5).
конец этого рычага шарнирно соединяется с
рычагом, закреплённым на поперечном валике 3
передних тормозов, а нижний конец соеди-
няется с тягой 4, идущей к поперечному валику
задних тормозоз.
Для одинакового распределения тормоз-
ного усилия по правым и левым колёсам
предусматривается самостоятельная регули-
ровка длины правых и левых тормозных тяг
(фиг. 157, а и б). Для того чтобы избежать
влияния неровностей дороги на работу тор-
мозов при механическом приводе, необходимо
тщательно проверять кинематику привода при
перекосах осей.
Для того чтобы избежать влияния пово-
рота на работу тормозов, в механический тор-
мозной привод обычно вводят трос. Для пере-
хода от тяги 1 к тросу 2 можно использовать
маятник 3 (фиг. 158). Оболочка троса 2 закре-
пляется на кронштейне рамы. На фиг. 159, а
показан тросовой привод к тормозу перед-
него управляемого колеса. На тормозном не-
подвижном диске закреплена коробка /, в
которой перемещается ползун 2. К ползуну
прикреплены конец троса 3 и стержень 4,
9 Том 11
связанный с рычагом 5. Когда трос 3 натяги-
вается, ползун перемещается и через стер-
жень 4 давит на рычаг 5, который поворачи-
вает вал тормозного кулака. Длину троса 3
следует подбирать с таким расчётом, чтобы
он не натягивался даже при максимальных
углах поворота колеса.
На фиг. 159, б показан привод к перед-
нему тормозу со стержнем 1, расположенным
5)
Фиг. 157. Регулировка длины тормоз-
ных тяг: а — при помощи барашковой
гайки с пружиной; б— простой гайкой.
по оси поворота колеса (т. е. но оси поворот-
ного шкворня). При торможении тяга через
рычаг 2 поворачивает вал 3, который толкает
отростком стержень 7, упирающийся в клин 4,
раздвигающий тормозные колодки.
Пропорциональность между силой нажатия
на педаль и силой торможения при механи-
ческом приводе без усилителя соблюдается
сама собой.
Гидравлический тормозной при-
вод состоит из следующих основных частей:
главного тормозного цилиндра, создающего
Фиг. 158. Соединение тормозной тяги
с тросом посредством маятника (ЗИС-5).
давление жидкости при нажатии на тормозную
педаль, колёсных тормозных цилиндров, раз-
двигающих колодки при торможении, и системы
трубопроводов от главного цилиндра к колёс-
ным цилиндрам.
Главный тормозной цилиндр /
(см. фиг. 145) состоит из резервуара для тор-
мозной жидкости и из поршневого механизма
(фиг. 160). Основные функции главного тор-
мозного цилиндра следующие: нагнетать при
торможении жидкость в колёсные тормозные
цилиндры в количестве, пропорциональном
ходу поршней колёсных тормозных цилиндров,
130
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
поддерживать постоянное предварительное
избыточное давление в гидравлической си-
стеме @,4-0,6 кг/см2) при отпущенной тор-
мозной педали для предотвращения возмож-
ности попадания воздуха в тормозную систему,
пополнять небольшие потери жидкости в
гидравлической системе в случае её подтека-
ния через неплотности и сохранять уста-
новленный объём
жидкости в гидра-
влической системе
независимо от тем-
пературных изме-
нений.
Работа глав-
ного тормозного
цилиндра заклю-
чается в следую-
щем: когда води-
тель нажимает тор-
мозную педаль, по-
следняя через шток
1 (фиг. 160) тол-
кает поршень 2 с
резиновой манже-
той 3. Поршень
перекрывает кали-
брованное отвер-
стие 4 и сжимает
Фиг. 159. Тросовый привод: а — к переднему тормозу
(М-1); б — привод к переднему тормозу со стержнем,
расположенным по оси поворотного шкворня (ГАЗ-А).
находящуюся перед ним жидкость. Жидкость
отжимает края резиновой манжеты клапанами
через отверстия в его корпусе поступает в
тормозную систему. При оттормаживании жид-
кость под действием пружин, сжимающих ко-
лодки, стремится возвратиться под поршень 2,
который под действием пружины в быстро
возвращается в исходное положение. Жид-
кость запаздывает, и под поршнем образуется
разрежение, вследствие чего манжета кла-
пана 5 закрывает его отверстия, и жидкость
может войти под поршень, только преодолевая
давление пружины 6 и поднимая клапан с его
резинового опорного кольца 7. Этим обеспе-
чивается постоянное предварительное давле-
ние жидкости в гидравлической системе.
Для того чтобы обеспечить пополнение
жидкости из резервуара, расположенного на а.
поршнем, необходимо, чтобы при отпущенной
тормозной педали поршень открыл калибро-
ванное отверстие 4, для чего поршень под дей-
ствием пружины 6 должен переместиться до
упора 8. Для этой цели между штоком 1 и
внутренней полостью поршня предусматри-
вается зазор, который может регулироваться
гайкой и величина которого проверяется па
Фиг. 160. Главный тормозной цилиндр гидравлического
тормозного привода (ЗИС-110).
свободному ходу тормозной педали. В резер-
вуаре для жидкости необходимо поддержи-
вать атмосферное давление, для чего в налив-
ной пробке 9 предусматриваются отверстия.
Отражатель пробки 10 не допускает выплё-
скивания жидкости через эти отверстия. Не-
обходимо периодически контролировать уро-
вень жидкости в резервуаре и в случае нужды
доливать её через наливную пробку 9. Если
жидкости в резервуаре будет недостаточно,
то через калиброванное отверстие 4 в тор-
мозную систему может попасть пузырёк воз-
духа, который в противоположность жид-
кости может под давлением сильно сжиматься
и вследствие этого не обеспечит в тормозной
системе давления, необходимого для эффек-
тивного торможения. Для того чтобы и в этом
случае дать возможность эффективно затор-
мозить автомобиль с подкачкой жидкости в
тормозную систему путём нескольких нажатий
на тормозную педаль, предусмотрено отвер-
стие 11, через которое жидкость поступает в
переднюю полость поршня. При возвращении
штока 1 в первоначальное положение перед
ним образуется разрежение. Вследствие этого
жидкость, находящаяся в передней полости
поршня, будет поступать через отверстие //
в заднюю полость под поршнем, отжимая ман-
жету 3. Эта жидкость может быть использо-
вана для нагнетания в тормозную систему при
повторном нажатии на тормозную педаль даже
с середины хода, когда поршень ещё не дой-
дёт до калиброванного отверстия 4. При пра-
вильно работающей тормозной системе жид-
кость, проникшая под поршень через отвер-
стие 11, снова выйдет в резервуар через ка-
либрованное отверстие 4, когда поршень дой-
дёт до упора 8.
Правильное распределение тормозного
усилия по передним и задним колёсам при
гидравлическом тормозном приводе обеспечи-
вается подбором соответствующих диаметров
поршней колёсных цилиндров для передних и
задних тормозов. Одинаковое распределение
ГЛ. И]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
1-3-1
тормозного усилия для правых и левых тор-
мозов при гидравлическом тормозном приводе
обеспечивается автоматически благодаря
основному свойству жидкости — иметь одина-
ковое давление в любой точке сообщаю-
щейся системы.
При гидравлическом приводе неровности
дороги и поворот колеса не оказывают влия-
ния на работу тормозов. Следует только
предусмотреть трубки, подводящие жидкость
к тормозам, достаточной длины, чтобы они
не натягивались ни при каких перекосах.
Пропорциональность между силой нажатия на
педаль и силой торможения при гидравли-
ческом приводе без усилителя соблюдается
сама собой.
При попадании воздуха в тормозную си-
стему её необходимо прокачать, для чего в
конструкции колёсного тормозного цилиндра
предусматривается специальный нипель (см.
выше).
В гидравлическую тормозную систему
заливают специальные жидкости, обладающие
особыми свойствами (например, не разрушать
резиновых деталей гидравлической системы,
иметь строго определённую вязкость и пр.).
Смешивать тормозные жидкости разных сор-
тов не рекомендуется. Примерные составы
тормозной жидкости:
состав № 1: спирт (этиловый) — 55%;
глицерин — 33%; ацетон — 12%;
состав № 2: спирт (этиловый) — 50%;
касторовое масло — 50%;
состав № 3: ацетон — 50%; касторовое
масло — 500/0 [52].
Усилители вводятся в тормозной при-
вод (механический и гидравлический)с целью
уменьшения необходимой силы нажатия на
педаль при торможении. Усилителями обычно
оборудуются тормозные приводы легковых
автомобилей высшего класса и грузовых
автомобилей средней грузоподъёмности, на
которых не предусмотрено пневматического
тормозного управления. Наибольшее распро-
странение получили усилители, работающие с
использованием разрежения во всасывающем
трубопроводе двигателя [5, 34]. В систему
такого вакуумного усилителя входят
(фиг. 161): 1 — рабочий цилиндр усилителя,
2— кран управления (со „следящим" меха-
низмом) и 3 — запорный клапан.
Рабочий цилиндр усилителя (фиг. 161 и 162)
имеет поршень с резиновой манжетой, шток
которого шарнирно соединяется с концом ры-
чага 4 (фиг. 161). Этот рычаг связан со што-
ком главного гидравлического тормозного ци-
линдра 5. При механическом приводе с рыча-
гом 4 соединяется непосредственно тормозная
тяга так, чтобы она работала не на сжатие,
а на растяжение. При отпущенной тормозной
педали обе полости рабочего цилиндра усили-
теля через кран управления 2 и запорный
клапан 3 соединяются со всасывающим тру-
бопроводом двигателя, к которому присоеди-
нена трубка 6. При нажатии на тормозную
педаль кран управления соединяет переднюю
полость рабочего цилиндра У с атмосферным
давлением, которое давит на поршень, двигая
его назад и создавая некоторое усилие на ниж-
нем конце рычага 4. Это усилие добавляется
к тому усилию, которое прикладывается к
верхнему концу рычага 4 непосредственно от
тяги, идущей от тормозной педали.
В конструкцию крана управления 2 вво-
дится „следящий" механизм, который следит
за тем, чтобы давление в рабочем цилиндре 1
нарастало пропорционально силе нажатия на
тормозную педаль. Три положения крана упра-
вления 2 со „следящим" механизмом типа
диафрагмы изображены на фиг. 163. На
фиг. 163, а показан кран управления при от-
пущенной тормозной педали. Клапан 1 под
действием пружин 2 соединяет полость ни-
Фиг. 161. Схема расположения механизмов вакуумного
усилителя гидравлического тормозного привода.
пеля 3, к которому подходит трубка от вса-
сывающего трубопровода двигателя, с по-
лостью нипеля 4, от которого отходит трубка
к передней полости рабочего цилиндра. В этом
положении крана управления (см. фиг. 161)
обе полости рабочего цилиндра 1 находятся под
одинаковым вакуумом. Обе полости „следя-
щего" механизма крана управления (фиг. 163, а)
при этом также находятся под вакуумом бла-
Фиг. 162. Конструкция рабочего цилиндра вакуумного
усилителя.
годаря сверлению внутри штока 5 и отвер-
стию 6 в перегородке корпуса крана управле-
ния.
На фиг. 163, б показан кран управления
при нажатии на тормозную педаль. В этом
случае тяга 7 (фиг. 161 и 163), идущая от
тормозной педали, перемещает вилку 8 в пре-
делах прорези 9 и через рычаг 10 толкает
назад шток крана управления с силой, про-
порциональной силе нажатия на педаль. При
этом пружина 2 (фиг. 163, а) сожмётся, кла-
пан 1 крана управления закроет полость ни-
пеля, к которому подводится разрежение, а
клапан 11 (фиг. 163, б) откроет доступ к
атмосфере через воздушный фильтр 13 крана
управления. Давление в передней полости ра-
бочего цилиндра, а одновременно и в задней
полости „следящего" механизма за диафраг-
132
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
мой начнёт нарастать, причём оно будет стре-
миться передвинуть шток крана управления
вперёд. Так как корпус крана управления
укреплён на рамке 12, двигающейся вперёд
при рабочем ходе поршня цилиндра усили-
теля 1 (см. фиг. 161), то в случае прекращения
дальнейшего перемещения педали тормоза
(т. е. в случае постояннО1 о давления на пе-
даль) рамка 12 надвинется на вилку 8 на ве-
личину прорези 9, и шток получит возмож-
ность перемещаться вперёд под влиянием да-
вления на диафрагму „следящего" механизма.
Кран управления при этом передвинется в
положение, изображённое на фиг. 163, в. Пру-
жина 14, помещённая между клапанами 1 и
//, раздвинет их, и они изолируют полость
нипеля 4, от которого отходит трубка к пе-
в) п щ
Фиг. 163. Кран управления: а — при отпущенной тормоз-
ной педали; б — при нажатии на тормозную педаль;
в — при постоянном давлении на тормозную педаль.
редней полости рабочего цилиндра, в резуль-
тате чего прекратится дальнейшее изменение
давления в рабочем цилиндре. Чтобы увеличить
давление на рычаг 4 (см. фиг. 161) от штока
поршня рабочего цилиндра 1, надо увеличить
давление воздуха в задней полости этого ци-
линдра, для чего надо сильнее нажать на тор-
мозную педаль, что вызовет перемещение кра-
на управления вновь в положение, изображён-
ное на фиг. 1ЬЗ. б. Таким образом, „следящий"
механизм крана управления постоянно следит
за тем, чтобы давление в рабочем цилиндре 1
(см. фиг. 161) нарастало пропорционально силе
нажатия на тормозную педаль. Так как система
усилителя всегда находится под разрежением, то
Фиг. 164. Устройство
запорного клапана ва-
куумного усилителя.
в неё вводится запорный клапан 3 (см. фиг. 161),
который удерживает в ней разрежение в слу-
чае, если заглохнет двигатель. Это обеспечи-
вает одно эффективное торможение при нера-
ботающем двигателе. Устройство такого за-
порного клапана показано на фиг. 164. Он со-
стоит из лёгкой тарелки /, свободно переме-
щающейся на направляющем стержне. При
работающем двигателе
разрежение в его всасы-
вающем трубопроводе
поднимает тарелку 1, что
обеспечивает создание
вакуума в системе уси-
лителя. Когда двигатель
заглохнет, атмосферное
давление, которое при
этом vстановится во вса-
сывающем трубопроводе,
прижмёт тарелку к гнез-
ду и тем самым удержит
разрежение в системе
усилителя.
Инэгда систему вакуумного усилителя кон-
структивно объединяют с системой гидравли-
ческого привода („Гидроаак") [5, 19].
Пневматич еский тормозной при-
вод применяется обычно на грузовых авто-
мобилях большой грузоподъёмности и на
автобусах. На грузовых автомобилях средней
грузоподъёмности пневматический тормозной
привод применяется главным образом при на-
личии дизеля, который не позволяет приме-
нять вакуумных тормозных усилителей, а
также на автомобилях, которые предпола-
гается использовать в качестве тягачей для
автопоездов.
На фиг. 165, а изображена схема пневма-
тического тормозного привода системы Кнорр
[45], а на фиг. 165,5—системы Вестингауз
[35]. На обеих схемах приняты следующие
обозначения: 1 — компрессор; 2 — регулятор
давления; 3 — тормозные резервуары; 4 — кран
управления; 5 — манометр; 6—соединитель-
ное устройство для прицепа; 7 на схеме
165, а — тормозные цилиндры, а на схеме
165, б — тормозные камеры.
Компрессор 1 приводится в действие от
двигателя либо посредством ремня, либо че-
рез шестерни от распределительного валика.
В последнем случае компрессор вмонтируется
в конструкцию двигателя и не может быть
отделён от него. Воздух нагнетается компрес-
сором в тормозные резервуары 3. Так как
компрессор работает всё время, пока работает
двигатель, в пневматическую систему необхо-
димо ввести регулятор давления 2, который
в системе Кнорр "при повышении давления до
5 к?1сл& закрывает отверстие в трубку, иду-
щую к резервуару 3, и открывает отверстие,
сообщающееся с атмосферой. При этом ком-
прессор начинает работать вхолостую до тех
пор, пока давление в резервуаре 3 не упадёт
до 4,5 kzjcm^, после чего регулятор снова
автоматически соединит компрессор с резер-
вуаром. В системе Вестингауз регулятор да-
вления 2 работает по принципу манометра;
как только давление в резервуаре дойдёт до
нормы, он выключает всасывающий клапан
компрессора, вследствие чего компрессор
начинает работать вхолостую. Иногда вместо
регулятора давления в пневматическую си-
ГЛ. II]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
135
стему вводят регулирующий клапан, который
при избытке давления автоматически выпу-
скает излишек воздуха в атмосферу [5]. Для
большей надёжности в пневматическую систему
вводится ещё предохранительный клапан, от-
регулированный на давление 7 — 8 кг/см2.
В системе Кнорр этот клапан конструктивно
объединяется с регулятором 2, а в системе
Вестингауз устанавливается на тормозном ре-
зервуаре (8 на фиг, 165, б). Кран управления 4
Фиг. 165. Схемы тормозного управления с пневматиче-
ским приводом: а — типа Кнорр; б — типа Вестингауз.
служит для подачи сжатого воздуха из резер-
вуаров Зк тормозным цилиндрам 7 (фиг. 165, а)
или к тормозным камерам 7 (фиг. 165, б) при
нажатии на тормозную педаль. Кран управле-
ния снабжается .следящим" механизмом, обес-
печивающим пропорциональность между си-
лой нажатия на тормозную педаль и давле-
нием воздуха в тормозных цилиндрах или ка-
мерах. Схема устройства крана управления
показана на фиг. 166. Внутренняя полость
крана под диафрагмой 1 связана с трубками,
идущими к тормозным цилиндрам или каме-
рам. Когда тормозная педаль не нажата, кла-
пан 2 своей пружиной прижат к седлу и пре-
кращает доступ сжатого воздуха во внутрен-
нюю полость крана управления; в это же
время клапан 3 открыт и через него внутрен-
няя полость крана управления, а следова-
тельно, и полость тормозных цилиндров или
камер соединена с атмосферой. При нажатии
на тормозную педаль с некоторой силой ры-
чаг 4 с соответствующей силой сожмёт пру-
жину 5 и через неё надавит на диафрагму 1.
Коромысло в под давлением пружины 5 опу-
стится вниз, закроет клапан 3 и, опираясь на
него, откроет клапан 2. Во внутренней поло-
сти крана управления давление воздуха при
этом начнёт нарастать до тех пор, пока сила
нажатия на диафрагму 1 не уравновесит силу
пружины 5, после чего диафрагма начнёт
прогибаться вверх и коромысло закроет оба
клапана. Для повышения давления в тормоз-
ных цилиндрах или камерах, т. е. для увели-
чения интенсивности торможения, необходимо
увеличить давление на тормозную педаль.
Конструкция
тормозного цилин-
дра показана на
фиг. 167, а тор-
мозной камеры —
на фиг. 168. Циф-
рой / на фиг. 168
обозначена рези-
новая диафрагма.
Воздух в рабочую
полость тормозных
цилиндров и камер
поступает через
нипели 2 (фиг. 167
и 168). Шток 3
поршня или диа-
фрагмы механиче-
ски связывается с рычагом, сидящим на валу
тормозного кулака. Тормозные цилиндры
или камеры передних тормозов обычно уста-
навливаются непосредственно на неподвиж-
ном тормозном диске, а гибкая трубка, под-
водящая к ним сжатый воздух, делается до-
статочной длины, обеспечивающей поворот
колеса.
Помимо описанных обязательных механиз-
мов пневматического тормозного привода,
иногда применяются дополнительные меха-
низмы: на фиг. 165, а обозначены: 9 — кран
Фиг. 166. Схема устройства
крана управления.
3 2
Фиг. 167. Устройство тормозного цилиндра.
для накачивания шин, 10— специальный тор-
мозной кран для управления тормозами при-
цепа, 11 — тормозной клапан прицепа. На
фиг. 165, б обозначены: 12— клапан быстрого
оттормаживания, который располагается
вблизи тормозных камер и при отпускании
тормозной педали выпускает из них сжатый
воздух, сокращая тем самым путь воздуха, а
следовательно, ускоряя процесс оттормажи-
ванья [35]. Ускорительный клапан 13 позво-
ляет не только ускорить оттормаживание, дей-
ствуя как клапан быстрого оттормаживания,
но и ускорить процесс затормаживания, так
как он даёт возможность взять основную
часть сжатого воздуха, необходимого для тор-
134
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
можения не через кран управления, а непо-
средственно из второго резервуара, располо-
женного у колёс [35]. Эти клапаны устана-
вливаются (совместно или порознь) только
на автомобилях с очень длинной базой и на
автопоездах.
Связь между тормозным моментом и силой,
разжимающей колодки, зависит от конструк-
ции тормоза [55]. Коэфициент трения (л фрик-
ционной накладки о барабан можно принять
равным 0,30.
Для простого тормоза с про-
стым кулаком (фиг. 169, а) .
2с cos
Для простого тормоза скула-
ком, имеющим ползун-уравнитель
(см. фиг. 152,0), или с приводом от
гидравлического колёсного ци-
линдра (фиг. 169, б).
2с cos pt ^ "—
1 2c cos pt
Фиг. 168. Устройство тормозной камеры.
Определение основных размеров тормоз-
ного управления и формулы для его
расчёта
Согласно ГОСТ на отдельные модели оте-
чественных автомобилей путь торможения на
сухой асфальтированной дороге со скорости
30 км\час для грузовых автомобилей и авто-
бусов не должен превышать 8—10 м, для
легковых автомобилей — 6 м.
При расчёте тормозного управления ре-
шаются следующие задачи: определяется уси-
лие на педали при условии торможения авто-
мобиля до юза на сухом асфальте (<? = 0,6),
при эгом решается вопрос, какой применить
тип тормозного механизма — простой или с
самозатормаживанием; надо ли применять уси-
литель или предусмотреть для данного авто-
мобиля тормозной привод с серводействием
(например пневматический). Определяя уси-
лие на тормозной педали, необходимо прове-
рить, какой у неё получается при этом ход.
Затем необходимо выбрать размеры тормоза,
обеспечивающие ему заданную долговечность.
Кроме того, тормозу надо обеспечить соответ-
ствующий температурный режим, для того
чтобы он чрезмерно не нагревался при тормо-
жении.
Определение усилия на педали. Тормоз-
ной момент, необходимый для торможения
автомобиля до юза на сухом асфальте, под-
считывается по следующей формуле:
М% = mGK <р гк,
где GK—вес, приходящийся на колесо; гк —
рабочий радиус колеса; ср — козфициент сце-
пления, равный 0,6; т — коэфициент, учиты-
вающий перераспределение веса во время
торможения (см. „Теория автомобиля"). Этот
коэфициент иногда рекомендуется подсчиты-
вать не по торможению до юза, а исходя из
средних замедлений при торможении [7].
Для тормоза с самозатормажи-
ванием (фиг. 169, в)
Дальнейший метод подсчёта усилия, необхо-
димого на тормозную педаль, зависит от типа
привода.
Д л я механического привода мо-
мент Md на валике кулака тормоза равен:
для схемы по фиг. 152, a Md — (Рг -f- P2) -к- 5
для схемы по фиг. 152, 6Md = Pd\
для схемы по фиг. 152, г Md — Pltga.
Момент Mj на промежуточном тормозном
валике 1 (фиг. 170) передних тормозов
М< =2M'di'l.
Соответственно на промежуточном тормоз-
ном валике 2 задних тормозов
где
Md и Md — моменты на валиках
кулаков
передних и задних тормозов; /' и /" — переда-
точные числа привода от валика кулака до
промежуточного тормозного валика для перед-
них и для задних тормозов; ?] к. п. д. тор-
мозного привода.
Усилие на педаль определяется по
следующей формуле (фиг. 170):
Плечи рычага-коромысла выбираются из
соотношения
Мо
•ГЛ. II]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
135
При выборе передаточных чисел тормоз-
ного привода надо для удобства торможения
принимать полный ход тормозной педали не
более 150 мм.
Принимая радиальный зазор между колод-
кой и тормозным барабаном при отпущенной
тормозной педали одинаковым по всей окруж-
ности и равным о (фиг. 171) и учитывая до-
пустимый в эксплоатации радиальный износ >.
фрикционной накладки, расхождение колодок
может быть определено по следующей фор-
муле [55]:
_ 2 C + >) (а + с)
Зная х, можно определить соответствую-
щий ему угол поворота кулака, а следова-
тельно, и ход педали. В действительности ход
где D — диаметр поршня главного тормозного
цилиндра; / и /'—плечи тормозной педали
(фиг. 172),
Диаметр d поршня колёсных тормозных
цилиндров выбирают в зависимости от кон-
струкции тормоза (см. фиг. 169, а, б и в) по
усилию Р, действующему на колодки по сле-
дующей формуле:
Диаметр d поршней колёсных тормозных
цилиндров может быть выбран разным для
передних и для задних тормозов, исходя из
заданных для них тормозных моментов Mz.
Исходя из объёма жидкости, который не-
обходимо вытеснить из главного тормозного
цилиндра, и пренебрегая малыми значениями
Фиг. 169. Схемы для расчёта простого тормоза: а — с простым кулаком; б —с кулаком, имеющим ползун-
уравнитель или с приводом от гидравлического колесного тормозного цилиндра; в — схема тормоза с самозаторма-
живанием.
педали будет на 40—50о/0 больше теоретиче-
ского за счёт упругого прогиба деталей ме-
ханического тормозного привода и за счёт
увеличения свободного хода тормозных коло-
док из-за расширения тормозного барабана
при его нагреве. Для предварительных под-
счётов, принимая действительный полный ход
педали в 150 мм, можно средний радиальный
Фиг. 170. Схема "для определения усилия на педаль по
моментам на промежуточных тормозных валиках.
зазор 8 при новой накладке принять равным
0,25—0,30 мм, а радиальный износ >. принять
равным 1,0 мм.
Для гидравлического привода
при подсчёте наибольшего усилия R на пе-
даль давление р0 жидкости в системе прини-
мают 30—50 кг /см2. Тогда [5]
упругой деформации гидравлической системы,
получим величину полного хода педали для
дзухосного автомобиля с тормозами на всех
колёсах [5J
2<фг2 + 24*1
+ 8о Кг»
Х/2
где dx и d2 — диаметры поршней колёсных
цилиндров соответственно для задних и для
передних тормо-
зов; Х\ и л'2 — ход
поршней колёсных
цилиндров соответ-
ственно для зад-
них и для перед-
них тормозов; 30 —
зазор между што-
ком поршня глав-
ного тормозного
цилиндра и тягой,
идущей от педали
Фиг. 171. Схема для проверки
хода тормозной педали в за-
висимости от зазора в колэд-
ках.
(см. фиг. 160); D,
I и /'—те же обо-
значения, что и в
предыдущей фор-
муле.
Расчёт фрикционной накладки на износ.
Долговечность тормозов может быть оценена
по удельному давлению на фрикцион-
ную накладку. Величина этого удельного да-
вления зависит от конструкции тормоза и под-
считывается по следующим формулам {55].
.136
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Для простоготормозаспростым
кулаком (см. фиг. 169, а), считая, что удель-
ные давления для правой и левой колодок
одинаковы (колодки приработались) и что ко-
лодки симметричны:
для задних тормозов
Руд~ 46Кс cos ji,
где b — ширина накладки.
Для простого тормоза с кула-
ком, имеющим ползун-уравнитель
(см. фиг. 152, б), или с приводом от ги-
дравлического колёсного ци-
линдра (см. фиг. 169,6), считая, что силы,
разжимающие колодки, одинаковые, а удель-
ные давления по колодкам, следовательно,
разные, и принимая колодки симметричными:
Удельное давление на колодку, работающую
против вращения барабана, будет таким же,
как и в предыдущем случае, т. е.
Р-Уд 2bRc cos p, '
Для колодки, работающей по вращению
барабана, удельное давление будет большим:
2с cos
Руд - Руд 2с cos В, —
Для тормоза с самозатормажи-
ванием (см. фиг. 169, в), принимая колодки
симметричными:
для колодки, работающей по вращению
барабана:
Руд
для колодки,
ния барабана:
работающей против врахце-
kP (a + с)
где
2с cos
2а cos \ —
Удельное давление на фрикцион-
ную накладку при максимальном торможении
допускают 10—12 kijcm'2. Иногда в сравни-
тельных подсчётах долговечность фрикцион-
ных накладок оценивают удельной по-
верхностью торможения, т. е. по
суммарной площади всех фрикционных на-
кладок, отнесённой к тонне полного веса авто-
моЗиля. Для легковых автомобилей эта вели-
чина находится в пределах 500—700 cjfijm;
для грузовых автомобилей и автобусов
325—450 см* 1т.
Можно пользоваться также следующей
упрощённой формулой для суждения о долго-
вечности фрикционных накладок:
для передних тормозов
ъ <V
'"*
где соответственно для передних и для задних
тормозов: kn и k3 — условное удельное давле-
ние на накладку*, dn и d3 — диаметр тормоз-
ных барабанов, Ьп и Ь3 — ширина фрикцион-
ной накладки: гк — рабочий радиус колеса.
Расчёт тормозов на нагрев [55}
производится по методу акад. Е. А. Чудакова,
исходя из баланса тепла за бесконечно малое
время dt:
P.ds
Fkvax-dt,
где Pxds — работа торможения, произведён-
ная тормозной силой Р% на бесконечно ма-
лом участке ds пути; А — тепловой эквива-
лент работы, равный 427 кгм\ккал\ Gm — вес
тормозного барабана; с — теплоёмкость тор-
мозного барабана, равная 0,125 ккал\кг\ х —
разность температур между тормозным бара-
баном и охлаждающим воздухом (х = Тт—Тв)\
F — поверхность охлаждения тормозных ба-
рабанов;^ — коэфициент теплопередачи между
тормозным барабаном и воздухом, который
можно принять 5 ккал/час с 1 л2 поверхно-
сти охлаждения F, при средней окружной
скорости тормозного барабана в 1 м/сек;
va — средняя окружная скорость тормозного
барабана, которую практически можно счи-
тать равной скорости движения автомобиля;
ds
выражая скорость va через
dt
и интегри-
руя уравнение баланса тепла, получаем окон-
чательно:
7,=
AFk
1^
Д G
Практически для проверки тормозов на
нагрев интересны два частных случая.
Торможение автомобиля на го-
ризонтальном участке пути со ско-
рости va до полной остановки автомобиля. При
этом ввиду малого времени, в течение кото-
рого происходит процесс торможения, можно
пренебречь вторым членом в выражений ба-
ланса тепла. Тогда
z = Tm-Te =
AGmc
2gAGt
Торможение автомобиля на
спуске длиной s с углом а при постоянной
скорости движения, т. е. при Рт = Ga sin а:
m * я —
Ga sin а
AFk
1 —
sFk
Q_c
* Для грузовых автомобилей kn и k3 находятся
пределах 0,9—1,3 кгIсм*.
ГЛ. II]
ТОРМОЗНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
137
На спуске длиной до 2 км температура
тормозов достигает 300—350°, вследствие чего
на длинных спусках необходимо применять
торможение двигателем.
Работа усилителя. Усилие на шток глав-
ного тормозного цилиндра гидравлического
привода складывается (см. фиг. 172) от усилия,
непосредственно создаваемого нажатием на пе-
даль силой /?, и от силы Q, развиваемой ра-
бочим цилиндром [5, 55]. Таким образом:
S = RJL.JL+Qb±±.
Сила Q, развиваемая рабочим цилиндром
усилителя, будет зависеть от площади F^
поршня усилителя и от разрежения р0 под
этим поршнем:
Q = РоРц-
Благодаря наличию в
«следящего" механизма
кране управления
с диафрагмой (см.
фиг. 163), имеющей площадь Fd,
разрежение />0 в системе уси-
лителя будет нарастать про-
порционально силе нажатия на
Фиг. 172. Схема для определения работы усилителя.
педаль R. Следовательно (см. фиг. 163 и 172):
/
Откуда
y
Fde
Эта формула будет справедлива до тех
пор, пока разрежение в цилиндре усилителя
не достигнет своего максимума, т. е. будет
равным разрежению во всасывающем трубо-
проводе двигателя. При расчётах усилителя
максимальное разрежение во всасывающем
трубопроводе двигателя можно принимать
0,5 кг/см2. Тогда:
-L Is. JL A±?l
I' ' Fd e с Jmax""
p b + с
™e />отах = 0,5 kzjcmK
Дальнейшее увеличение силы 5 может
быть осуществлено лишь за счёт увеличения
силы R в первом члене выражения, приведён-
ного выше, при постоянном втором члене.
Основные расчётные данные по пнев-
матическому приводу. В пневматическом
тормозном приводе усилие на педаль зависит
от силы пружины в кране управления
(см. фиг. 166) и может быть выбрано любым,
исходя из условий удобства торможения. Про-
изводительность компрессора подсчитывается
по следующей формуле [5,10j:
л/мин,
400Э
где / — число цилиндроз компрессора; d—диа-
метр цилиндра в см; S — ход поршня в см;
п — число оборотов вала компрессора в 1 мин.;
riH — коэфициент подачи, который можно при-
нять равным 0,6.
Производительность автомобильных ком-
прессоров составляет от 40 до 170 л/мин при
1000 об/мин.
Расход мощности на вращение компрессора
для случая одноступенчатого адиабатического
сжатия до давления /?2:
Л. С,
е 1000-60- 75-rj
где /?а == 10 000 кг\м^ — атмосферное давле-
ние, 7) — адиабатический к. п. д. компрессора,
который можно принять равным 0,4.
Расход мощности на компрессор изменяется
прямо пропорционально числу оборотов его
вала. Для средних оборотов (л = 1000—
1500 об/мин) расход мощности на компрессор
составляет 0,7—3,0 л. с. в зависимости от Q.
Давление в резервуаре достигает 5—бкг/смК
однако кран управления обычно позволяет
использовать давление воздуха до 4,5 кг/см2,
по которому и следует подбирать диаметры
тормозных цилиндров и тормозных камер при
торможении с максимальной интенсивностью.
В табл. 37 приведены основные параметры
некоторых автомобильных компрессоров.
Таблица 37
Основные параметры некоторых автомобильных
компрессоров
Параметры
Диаметр поршня
в мм
Ход поршня в мм .
Число цилиндров . .
Нормальная произ-
водительность при
1000 об/мин в л/мин .
Тип компрессора
Кнорр
бо,о
24,0
i
4°
Вестингауз
модель
UVW
48,о
ЗЗ.о
2
85
модель
U-3H
55,6
З8,о
3
170
Для того чтобы определить продолжитель-
ность работы компрессора и потребную
ёмкость резервуаров, необходимо знать рас-
ход сжатого воздуха отдельными потребите-
лями. На основании непосредственных заме-
ров при испытании автобуса с пневматически
управляемыми коробкой передач и сцепле-
138
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 38
i
Автомобили
Легковые
КИМ-10***** .
ГАЗ М-1***** .
ЗИС-Ю1******
Гр\>зовые
ГАЗ-АА ******
ЗИС-5* ....
ЗИС-5** . . .
GMC-5—7т***
GMC-5—7т** .
GMC-5-7wz****
Материалы, применяемые для
Материал
по ГОСТ
или SAE
Сталь 35
То же
1010
Ст. 08
Сталь 23
Серый
чугун
Перлитный
чугун
Серый
чугун
Ковкий
чугун
тормозных колодок
некоторых
автомобилей
Химический состав в °/0
С
0,30—о,40
0,30—0.40
0,05-0,15
0,05—0,12
0,15-0,25
-
2,98
3,32
2,34
Si
0,17—0,37
0,17-0,37
Следы
Не более
о,°3
о,17-о,37
-
2,38
1,53
i,i6
Мп
о,5о—о,8о
0,50—0,80
0,30—0,60
0,25—0,50
о,35—о,б5
-
о,7°
о, 66
0,46
Сг
Не более
О,2О
Не более
О,2О
-
Не более
о,15
Не более
О,2О
-
-
-
-
Ni
Не более
о,3°
Не более
о,3°
-
Не более
о,зо
Не более
о,зо
-
-
Следы
-
S
Не голее
о, 045
Не бо'лее
°,°45
Не более
о,о55
Не более
0,040
Не более
о,о45
-
0,084
0,084
O.I26
Р
Не более
о,о45
Не более
о,о45
Не более
о,о45
Не более
0,040
Не более
о,о45
- '
0,12
О.С93
о, 13
Твёрдость
по Брине-
лю (полки)
-
-
_ .
-
-
-
192—197
175-179
156—163
* Колодка переднего колёснлго тормоза (штамповка).
** Колодка заднею колёсного тормоза (литьё).
*** Колодка переднего колёсного тормоза (литьё).
**** Колодка центрального тормоза (наружная, литьё).
***** Штамповка.
****** Сварка.
Таблица
Чугуны, применяемые для тормозных барабанов некоторых автомобилей (по данным НАМИ)
Автомобили
Легковые
Форд-Префект
Грузовые
Тимкен
GMC Т-61
GMC-5-7OT* ,
GMC-5 7 т**
GMC-5 7т***
Химический состав в °/„
собщ
1,59
3.°7
3,5о
3,38
Мп
о,4
о,75
о,59
О,б2
Si
о,94
2,О2
2,Ю
2,13
Сг
0,02
о,8о
о,74
о,бо
о,93
О,б2
Ni
2,09
1,32
1,16
1,86
0,61
Mo
0,04
Си
°,°7
S
0,076
0,083
Р
о,15
O,l6
1
Твёрдость
по
Бринелю
197-207
192—207
2O-7—255
* Барабан заднего колёсного тормоза.
** Барабан переднего колёсного тормоза.
*** Барабан центрального тормоза.
ГЛ. II]
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
139
наем и пневматическими стеклоочистителем,
сигналом и механизмом управления дверями
[10] установлен следующий расход сжатого
воздуха на одну операцию (в г):
Потребители
Тормозы (резкое торможение) 28,3
Тормозы (плавное торможение) 5<>,7
Механизмы управления дверями (две
двери, открытие и закрытие) i4,T5
Сигнал (нормальной продолжительности) 5><>7
Управление сцеплением (одно включе-
ние и выключение) 5<67
Управление коробкой передач (одно пе-
реключение) 5>б7
Стеклоочиститель A мин. работы) . . • 56.7
Утечка за 1 мин. ..•..• 2,3
Резервуары обычно ёмкостью в 0,03 и
0,023 м* устанавливаются в следующих ком-
бинациях: один или два резервуара ёмкостью
но 0,03 м3 (на грузовых автомобилях) или три
резервуара емкостью по 0,023 л3 (на больших
:автооусах).
В табл. 38 приведены данные по материа-
лам, применяемым для тормозных колодок не-
которых автомобилей [51]. В табл. 39 приве-
дены данные по чугунам, применяемым для
тормозных барабанов некоторых автомоби-
лей.
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Назначение рулевого управле-
ния— изменять направление движения авто-
мобиля путём поворота его управляемых
по Я В
движение рулевой сошки передаётся к по-
воротным цапфам, осуществляющим поворот
колёс.
Поспособу передачи усилий ру-
левые механизмы различают обратимые
и находящиеся на пределе обрати-
мости. Обратимый рулевой механизм до-
пускает не только перемещение сошки
при приложении усилия к рулевому колесу,
но и поворот рулевого колеса при приложе-
нии усилия к сошке. Рулевой механизм, на-
ходящийся на пределе обратимости, позволяет
повернуть рулевое колесо через сошку только
при приложении к ней сравнительно большого
усилия.
Рулевые механизмы выполняют с посто-
янным передаточным числом, у ко-
торых передаточное число между валом сошки
и валом рулевого колеса не изменяется с по-
воротом последнего, и с переменным
передаточным числом, у которых
передаточное число увеличивается или умень-
шается по мере поворота рулевого колеса.
По конструкции рулевые механизмы
разделяются на следующие основные типы:
с передачей винтом и гайкой (фиг. 173);
с червяком и сектором (фиг. 174, а, б и в);
с червяком и кривошипом с пальцем (фиг. 175, а
и б); с червяком и роликом (фиг. 176, а и б);
с реечной передачей (фиг. 177) и е комбини-
рованной передачей — винтом с гайкой и
с сектором (фиг. 178).
При зависимой подвеске управляемых
колёс рулевой привод выполняют
с цельной поперечной рулевой
штангой (фиг. 179) При незави-
симой подвеске управляемых ко-
колёс, а также поддерживать прямолинейное
движение.
Классификация рулевого управления
Рулевое управление состоит из руле-
вого механизма, предназначенного для
трансформации поворота рулевого колеса в
качательном движении рулевой сошки, и ру-
левого привода, при помощи которого
Фиг. 173. Рулевой механизм с передачей винтом
и гайкой (КИМ-Ю).
лес — с разрезной поперечной
рулевой штангой (фиг. 180). Попереч-
ную рулевую штангу можно распола-
гать позади передней оси (фиг.
179, а и 180, а) и впереди неё
(фиг. 179, б и 180, б).
Рулевой механизм с реечной передачей
обычно сочетается только с разрезной попе-
речной рулевой штангой; прочие типы ру-
левых механизмов могут сочетаться с любым
140
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Фиг. 174. Рулевой механизм с передачей: а ~ червяком и трёхзубым сектором (Сэгинау); б — червяком
и шестизубым сектором (Сэгинау); в — червяком и сектором со спиральными зубьями (Мак).
Фиг. 175. Рулевой механизм с передачей червяком и кривошипом: а — с одним пальцем (Росс); б — с двумя
пальцами (Росс).
ГЛ. II)
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
141
по/) В
6)
Фиг. 176. Рулевой механизм с передачей червя-
ком и а — двойным роликом (ЗИС-llCj); б —трой-
ным роликом (Геммер).
Фиг. 178. Рулевой механизм с комбинированной пере-
дачей — винтом с гайкой и с сектором (Сэгинау).
Фиг. 179. Расположение поперечной рулевой штанги
при зависимой подвеске передних колёс: а—позади
передней оси; б—впереди передней оси.
Фиг. 177. Рулевой механизм с реечной передачей
(BMW): / — цилиндрическая шестерня; 2 — зубчатая
рейка; 3 — подвижной шток, связанный пальцем
с рейкой; 4 — поперечные рулевые штанги.
Фиг. 180. Расположение поперечной рулевой штанги
при независимой подвеске передних колёс: а — позади
передней оси; б—впереди передней оси.
142
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
1РАЗД. IV
типом рулевого привода. В систему рулевого
управления грузовых автомобилей большой
грузоподъёмности и автобусов для облегчения
работы водителя вводят сервомеханизм, кото-
рый при данном усилии на рулевом колесе
значительно увеличивает приводное усилие на
управляемых колёсах [19].
Требования, предъявляемые к рулевому
управлению, — лёгкость поворота и хорошее
держание дороги при езде по прямой. Для
лёгкости поворота необходимо, чтобы все
колёса автомобиля имели на повороте чистое
качение (фиг. 181), для чего следует соблю-
дать следующее соотношение между углами
поворота передних управляемых колёс:
Ctg а - Ctg ? =
Фиг. 181. Схема кинематики
поворота автомобиля.
где М—расстоя-
ние между цен-
трами поворотных
шкворней, изме-
ренное на сере-
дине их длины,
L — база автомо-
биля.
Для увеличения
лёгкости поворота
следует по возмож-
ности повышать
к. п. д. рулевой
передачи (см. ни-
же).
Хорошее дер-
жание дороги при
езде по прямой
обеспечивается со-
ответствующим
подбором углов
стабилизации пе-
редних колёс (см.
.Передний мост").
Чем больше углы стабилизации (до определён-
ного предела), тем больше стремление авто-
мобиля сохранять прямолинейное движение,
но тем тяжелее рулевое управление.
Элементы конструкции рулевого
управления
Рулевое управление состоит из руле-
вого механизма и рулевого при-
вода.
Рулевой механизм той или иной
конструктивной схемы выполняется в зависи-
мости от передаваемых нагрузок с раз-
личными размерами основных рабочих эле-
ментов.
Для повышения работоспособности рулевого
механизма с увеличением передаваемых на-
грузок его рабочие элементы иногда дубли-
руются (см. фиг. 174, а и б, 175, а и б и
176, а и б).
Для увеличения к. п. д. рулевого меха-
низма трение скольжения в отдельных его
элементах заменяется трением качения: на-
пример, пальцы кривошипа выполняют вра-
щающимися в роликовых подшипниках
(см. фиг. 175), ролики в рулевых механизмах
типа червяк и ролик устанавливаются на
шариковых радиально-упорных подшипниках
(см.фиг. 176, а) или на игольчатых подшипниках
(см. фиг. 176, б); в рулевых механизмах типа
винт с гайкой и с сектором между зубьями
винта и гайки вводятся шарики, заключённые
в специальный шарикопровод (см. фиг. 178).
В опорах вала рулевой сошки при больших
нагрузках, передаваемых через рулевой ме-
ханизм, применяют вместо подшипников сколь-
жения подшипники качения (сравнить фиг. 174,
а и б). Для восприятия осевых нагрузок от
винта или червяка рулевого механизма при-
меняют шариковые упорные (см. фиг. 175) иди
роликовые радиально-упорные подшипники
(см. фиг. 174, 176 и 178); иногда применяются
шариковые радиально-упорные подшипни-
ки [23]. Все эти подшипники обычно работают
без внутреннего кольца.
В опору вала рулевого винта или червяка
устанавливают подшипники качения вместо
ранее применявшихся там подшипников сколь-
жения. В этом узле применяют шариковые
подшипники упрощённого типа, состоящие из
шариков, насыпанных между двумя штампо-
ванными кольцами (фиг. 182).
Рулевые механизмы с относительно низким
к. п. д (см. фиг. 173 и 177) применяются лишь
на малолитражных автомобилях, у которых
усилие, необходи-
мое для поворота
колёс, невелико.
В большинстве
современных кон-
струкций рулевых
механизмов сошка
закрепляется на
своём валу при по-
мощи рифтового
соединения [19].
Рулевойпри-
в о д. Для обеспе-
чения свободного
качания рулевых
штанг при переме-
щении колёс во
время прогиба под-
вески крепление отдельных узлов рулевого при-
вода осуществляется при помощи шаровых со-
единений. Для компенсации неточности кине-
матики переднего моста при прогибе упру-
гого элемента подвески в штанги рулевого
привода вводят пружины (фиг. 183). Паз го-
ловки штанги выполняется фигурным, для
того чтобы при поломке пружины шаровой
палец не мог выйти из штанги. На фиг. 184, а
показана поперечная рулевая штанга с ша-
ровым саморегулирующимся шарниром. По
мере износа шарового соединения пружина /
сдвигает в пределах зазора две половинки
2 и 3 шарового сухаря, внутренняя сфери-
ческая поверхность которых выполнена
эксцентрично по отношению к их наружной
цилиндрической поверхности. Поперечная ру-
левая штанга имеет съёмные наконечники,
снабжённые правой и левой резьбой, для из-
менения длины штанги при регулировке схо-
ждения передних колёс в плане (см. „Передний
мост"). Иногда для той же цели служат
регулировочные прокладки под шаровые
сухари.
На фиг. 184, б показана поперечная рулевая
штанга с шаровым шарниром, имеющим две
Фиг. 182. Опора вала руле-
вого винта или червяка на
шариковом подшипнике упро-
щенного типа.
ГЛ. ГЦ
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
сферические поверхности различного диа-
метра. Шаровые пальцы закрепляются в ры-
чагах либо непосредственно при помощи ко-
нуса (фиг. 184, а), либо через посредство ре-
зиновой втулки (см. фиг. 176, а). Иногда шаро-
вые пальцы выполняются за одно целое с ры-
чагом (см. фиг. 175. а).
Регулировка рулевого упра-
вления предусматривается для компенсации
люфта в отдельных его элементах при износе.
Для безопасности движения автомобиля сво-
бодный ход рулевого колеса не должен пре-
вышать 36°. При отрегулированном рулевом
управлении свободный ход рулевого колеса
составляет не более 10°. При регулировке не-
обходимо установить, где
произошёл износ: в ру-
левом механизме или
в р)левом приводе.
Фиг. 183. Расположение пружин в продольной рулевой
штанге (по SAEt.
Если при повороте рулевого колеса в пре-
делах его свободного хода сошка не дви-
гается, значит износ произошёл в рулевом
механизме; если же сошка перемещается, а
колёса автомобиля не поворачиваются, следо-
вательно, износ произошёл в сочленениях ру-
левого привода.
При регулировке рулевого ме-
ханизма устанавливают минимальные за-
зоры в зацеплении его рабочих элементов,
минимальные осевые смещения валов, пра-
2 !
Фиг. 184. Поперечная рулевая штанга: а — с шаровым
саморегулирующимся шарниром; б — с шаровым само-
регулирующимся шарниром, имеющим две сферические
поверхности.
вильное зацепление и отсутствие заедания в
рабочих элементах при любом положении ру-
левого колеса.
Установка минимального за-
зора в зацеплении рабочих элементов руле-
вого механизма при их износе осуществляется
перестановкой ведомого элемента механизма
ближе к ведущему с таким расчётом, чтобы
рабочая часть ведомого элемента, имеющая
уширяющуюся к основанию форму, глубже
входила в соответствующую впадину веду-
щего элемента. Для этого в рулевом меха-
низме типа червяк и сектор (см. фиг. 174, а)
применяют эксцентриковую втулку, посред-
ством которой картер 1 вала рулевой сошки
можно передвинуть относительно картера 2
червяка и при износе трущихся поверхностей
приблизить ось вала сошки к оси вала чер-
вяка. На фиг. 178 показан способ компен-
сации износа зубьев сектора при помощи
упорного винта /.
В рулевом механизме типа червяк и кри-
вошип с пальцем (см. фиг. 175) для той же цели
достаточно сдвинуть вал сошки по напра-
влению к сошке. Это можно осуществить либо
повёртыванием винта / (см. фиг. 175, а), либо
изъятием части регулировочных прокладок
под крышкой при упоре, закреплённом в по-
следней. При работе руля палец всегда будет
прижимать кривошип к упору.
В рулевом механизме типа червяк и ролик
(см. фиг. 176, а) последний будет глубже входить
в пазы червяка при перемещении вала сошки
по направлению к сошке при помощи винта /
в пределах эксцентриситета между осью ро-
лика и осью червяка.
В рулевом механизме типа винт и гайка
(см фиг. 173) компенсировать износ рабочих
элементов нельзя.
Установить минимальное осе-
вое смещение червяка можно, сильнее
зажимая его подшипники и компенсируя этим
их износ. Это делается либо ввёртыванием
резьбовой втулки 3 (см. фиг. 174, а и 175, а)
или нажимного винта 2 (см. фиг. 178), либо
уменьшением числа регулировочных прокладок
под крышку 2 (см. фиг. 176, а). При первом
способе резьбовая втулка стопорится клем-
мой 4 (см. фиг. 174, о), или стопорным болтом 2
(см. фиг. 175, а), реже — замковым кольцом
(см. фиг. 174, в). В конструкциях рулевых ме-
ханизмов, в которых при работе руля не воз-
никает усилия, прижимающего вал сошки к
его упору, предусматривается регулировка
осевого зазора вала сошки при помощи спе-
циального регулировочного болта 5 (см.
фиг. 174. а).
Установка правильного заце-
пления и отсутствие заедания в рабочих эле-
ментах требуются в основном в рулевых ме-
ханизмах типа червяк и сектор. Для этого-
необходимо, чтобы при положении управляе-
мых колёс, соответствующем прямолинейному
движению, ось симметрии сектора была пер-
пендикулярна оси червяка (как показано на
фиг. 174, а и б).
Регулировка производится эксцентриковой
втулкой, при помощи которой картер / вала
рулевой сошки может перемещаться вдоль
оси червяка.
Для сохранения минимального зазора в ра-
бочих элементах рулевого механизма при не-
больших углах поворота, т. е. в основной ра-
бочей зоне, и для обеспечения невозможности
заедания рабочих элементов в крайних поло-
жениях ведомого элемента червяку иногда
придаётся такая форма, при которой по мере
отклонения ведомого элемента (сектора или
ролика) от среднего положения зазор в за-
цеплении увеличивается, изменяясь при этом
по кривой, вид которой приведён на фиг. 185
егулировка рулевого при во д а.
Компенсация износов в рулевом приводе осу-
ществляется ввёртыванием торцевых пробок
144
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
(см. фиг. 183). Иногда в рулевом приводе при-
меняются саморегулирующиеся сочленения
(см. фиг. 184, а). В некоторых конструкциях
Поборот бпраВо I Поворот 3/ie6o
Фиг. 185. Диаграмма изменения зазора в зацеплении
рулевых механизмов типа червяк и ролик.
автомобилей применяются неразборные сочле-
нения рулевого привода, которые при износе
заменяются новыми.
Определение основных размеров рулевого
управления и формулы для его расчёта
Работа, необходимая для поворота колёс
автомобиля, затрачивается на: преодоление
сопротивления качению колёс при повороте,
преодоление сопроти-
вления эластичного
управляемого колеса
повороту из-за нали-
чия угла увода, под-
нятие передка авто-
мобиля при наличии
угла наклона шквор-
ня вбок, преодоле-
ние сопротивления
центростремительных
сил при наличии угла
наклона шкворня впе-
Фиг. 18S. Схема для опре-
деления силового переда-
точного числа рулевого
механизма.
ред. преодоление со-
противления сил тре-
ния в рулевом упра-
влении.
В рулевом управлении современных авто-
мобилей усилие на ободе рулевого колеса Рг
обычно не превышает 10 кг. Это усилие тем
меньше, чем больше силовое передаточное
число ip рулевого управления [55]:
управления значение с следует выбирать ми-
нимально возможным; оно зависит от веса,
приходящегося на колесо,- мягкости и про-
филя шины и ряда других факторов. Обычно
расстояние от середины покрышки до следа
оси шкворня на опорной плоскости выбирают
от 30 до 70мм. Значение силового пере-
даточного числа для различных типов
автомобилей колеблется от 100 до 300.
Угловое передаточное число
/(О рулевого управления есть произведение
передаточного числа i^ рулевого механизма
на передаточное число i" рулевого привода.
Ш И) О)*
Так как в современных конструкциях авто-
мобилей значение *ш принимается близким к
единице, то лёгкость управления зависит в
основном от /ш, величина которого опреде-
ляется типом рулевого механизма.
Для механизма типа червяк и
сектор (см. фиг. 174):
где Zj — число заходов червяка; z2 — полное
число зубьев червячной шестерни (а не число
зубьев сектора, представляющего собой часть
шестерни). В рулевых механизмах автомобиля
применяются обычно двух- и трёхзаходные
червяки.
Для механизма типа червяк и
кривошип с пальцем [19] (см. фиг. 175):
2Tt.ii
h cos2 р
где m — расстояние от оси червяка до оси
вала сошки; h — шаг червяка; [J — угол откло-
нения кривошипа от среднего положения.
Для механизма типа червяк и
ролик (см. фиг. 176 и 187):
JL
-; Л
~™ с '
где Рк — суммарная сила сопротивления на
управляемых колёсах автомобиля; Рр— усилие,
приложенное к ободу рулевого колеса; Мц —
суммарный момент сопротивления на пово-
ротных цапфах, равный Рис, где с в см
(фиг. 186); Мр—момент на валу рулевого ко-
леса, равный PpR, где R — радиус рулевого
колеса; /ш — угловое передаточное число ру-
левого управления.
Эта формула справедлива до определён-
ного значения cmin, после которого насту-
пает поверхностное трение между покрышкой
и опорной плоскостью колёс автомобиля и со-
противление повороту начинает увеличи-
ваться [55]. При проектировании рулевого
где /0 ~ передаточное число между фрезой и
червяком при нарезке последнего; г — радиус
начальной окружности фрезы (фиг. 187, и);
/-j — радиус начальной окружности кривошипа
с роликом (фиг. 187, б). Так как разность
(г — Г]) при повороте червяка на 360° ме-
няется приблизительно на 0,25—0,30 мм, пере-
даточное число передачи типа червяк и ролик-
переменное (в небольших пределах).
Для механизма типа винт и
гайка [19] (см. фиг. 173)
.' _ 2 тст cos р
где m — расстояние от оси вала сошки до
оси пальца; h — шаг винта; р — угол отклоне-
ния кривошипа от среднего положения.
i Л. II)
РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
145
Для комбинированного меха-
низма типа винтсгайкойи ссек-
тором [19] (см. фиг. 178)
h
где h — шаг винта; Dq — диаметр начальной
окружности сектора.
При выборе углового передаточного
числа /ш рулевого управления необходимо
учитывать не только уменьшение усилия, по-
Фиг. 187. Схема для определения передаточного числа
рулевого механизма типа червяк и ролик.
требного на ободе рулевого колеса, но и
перемещение рулевого колеса, соответству-
ющее полному углу поворота управляемых
колёс (на 35—45° в каждую сторону). В со-
временных автомобилях максимальному углу
поворота управляемого колеса в одну сто-
рону соответствует поворот рулевого колеса
на 1,5—2,5 оборота.
Для того чтобы облегчить управление
в зоне наиболее частых поворотов рулевого
колеса передаточное число рулевого меха-
низма иногда делают переменным. Например,
в рулевом механизме типа винт
и гайка (см. фиг. 173) изменение
передаточного числа достигается
за счёт того, что кривошип при
повороте руля поворачивает гайку.
На фиг. 188, а показана диаграмма
изменения углового передаточ-
ного числа в рулевом механизме
этого типа, установленном на авто-
мобиле КИМ 10 [39]. В рулевом
механизме типа червяк и криво-
шип с пальцем (см. фиг. 175) изме-
нение передаточного числа дости-
гается применением у червяка
резьбы с переменным шагом h.
На фиг. 188,5 показана диаграмма
изменения углового передаточного числа в
рулевом механизме этого типа [19].
Передаточное число рулевого механизма
выбирается в пределах от 10 до 26. Нижний
предел относится к малолитражным автомо-
билям, верхний — к тяжёлым грузовикам и
автобусам.
Для того чтобы получить рулевой механизм,
находящийся на пределе обратимости, следует
угол наклона а резьбы червяка принять
равным углу трения <р, т. е.
tg а = tg <? = ix,
где {л — коэфициент трения.
10 Том 11
В рулевых механизмах, выполненных на
пределе обратимости, угол наклона резьбы
червяка принимают 10—11°.
Правильная кинематика рулевого упра-
вления обеспечивается рулевой трапецией
(фиг. 189). Коэфициент х практически прини-
мают равным 0,7. Для более точного опре-
деления основных элементов этой трапеции
служит график, приведённый на фиг. 19Э [55].
1
""I
i
!
10
9
8
7
6
тт
«11
Чч
30° 20" П)° 0° 10° 20° 30°
Угол поборота вала (цзиЬошипа
40е
/
/
1
—>
\
\
I 18
,3; О 2М 480 720 960 1200
Угоп поборота рцлрбого колеса 8 градусах
б)
Фиг. 188. Диаграмма изменения углового передаточного
числа в рулевом механизме типа: а —винт, гайка и криво-
шип (КИМ-10); б— червяк и кривошип с пальцем (Росс).
Отклонение действительных значений углов
аир (см. фиг. 181) от теоретических не должно
превосходить 1—1,5° в пределах поворота
внутреннего колеса автомобиля на 40°.
Расчёт деталей рулевого управления на
прочность производят, исходя из усилия на
Фиг. 18Э. Схема рулевой трапеции.
ободе рулевого колеса в 40 кг [55], что может
иметь место в случае, когда водитель стре-
мится повернуть автомобиль, двигающийся в
глубокой колее.
Расчёт вала рулевого червяка или винта
производится на кручение по моменту 40/?
(кгсм), где R — радиус рулевого колеса в см.
Палец в механизме типа червяк и кри-
вошип с пальцем (см. фиг. 175) рассчитывается
на изгиб по усилию
80 к/?
Н cos /v
146
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
где Н—шаг червяка, X—угол наклона ка-
навки червяка. Сошка рассчитывается на
изгиб и на кручение по усилию Р, прило-
женному к центру шарика пальца (фиг. 191).
Р =
где / — длина сошки,/(О—угловое передаточ-
ное число рулевого механизма.
X
0,7
0,6
0,5
0,42 0,46 0,50 0,54 0,58 j-
Фиг. 190. График для определе-
ния основных элементов рулевой
трапеции.
Рулевые штанги рассчитываются на про-
дольный изгиб и на сжатие. Шаровые
=?=
ш
1
т.
п
=0 1?
—
— —
ж^0,16
Фиг. 191. Схема приложения уси-
лия к пальцу сошки руля.
пальцы — на изгиб и на смятие. При рас-
чёте деталей рулевого управления по моменту
40/? фактор запаса по пределу упругости
принимается 2,5—3,0.
Таблица 40
Марки сталей, применяемых для червяков и винтов
рулевого управления
Автомобили
Легковые
ГАЗ М-1
ЗИС-101
Паккард 20С8
Грузовые
ГАЗАА
ЗИС-5
Уайт 5—7 т
GMC
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
35Х
селект *
20Х*
1035 **
35Х *
20X3**
1315**
5120 **
Твёрдость
поверхности
по Роквеллу,
шкала С
45-5°
45-5°
6i
45~5°
56-ба
57-63
В табл. 40—43 приведены данные по ма-
териалам, применяемым для деталей руле-
вого управления некоторых автомобилей [51].
Таблица 41
Марки сталей, применяемых для валов сошек
рулевого управления
Автомобили
Легковые
КИМ-10 *
ГАЗ М-1 *
ЗИС-101»
Грузовые
ГАЗ-АА **
ЗИС 5 *
ОМС **
Марка стали
по ГОСТ или SAE
«X
ГАЗ 35Х селект
1045
40Х
6115
4320
* За одно целое с кривошипом.
** За одно целое с сектором.
Таблица 42
Марки сталей, применяемых для сошек рулевого
управления некоторых автомобилей
Автомобили
Легковые
КИМ-10. ...'....
ГАЗ М-1
ЗИС-101 .......
Паккард 2008
Грузовые
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Уайг 642
ОМС
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
40Х
40
40Х
. Х-1040
40
40Х
3125
1040
Твёрдость
по Бринелю
ai7-a55
355-385
аз9
317-355
355-385
351
183—196
Таблица 43
Марки сталей, применяемых для шаровых пальцев
рулевого управления
Автомобили
Легковые
КИМ-10
ГАЗ М-1
ЗИС-101
Паккард 2008 . . .
Грузовые
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Уайт 642
Марка стали
по ГОСТ или
SAE
20ХН*
15ХН* селект
3415 ¦*
Т-1330**
40 *
20X3***
3120 *¦
Твёрдость
поверхности
по Роквеллу,
шкала С
53-65
55-6°
59
45-55
5б-6а
66
Термическая обработка: * Цианирование.
•* Цементация.
Тип термообработки: * Цианирование. ** Цементация.
**• Газовая цементация.
гл. iq
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
147
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
К у з о в автомобиля — помещение для
иассажиров или груза. К кузову относят также
оперение — облицовку радиатора, капот,
крылья, подножки, буферы. В процессе раз-
вития автомобиля кузов приобрёл, помимо
своих основных функций (защита пассажиров
и груза от ветра, пыли, непогоды и обеспече-
ние рациональных условий перевозки), ещё
и функции уменьшения лобового сопротивле-
ния и частичного или полного (при безрамной
конструкции) восприятия толкающих усилий
и нагрузок от элементов подвески и веса ме-
ханизмов автомобиля. Кузов должен придавать
автомобилю красивый внешний вид.
В силу разнообразия выполняемых им
функций кузов представляет собой сложное
сочетание частей и механизмов, в котором
должны быть согласованы требования ком-
форта, красивого внешнего вида,обтекаемости,
надёжности и различных отраслей технологии.
Большие размеры кузова по сравнению с дру-
гими агрегатами автомобиля, сложная форма
деталей и изготовление значительной части
их (облицовка, каркас) методом холодной
штамповки, соблюдение эстетических требо-
ваний при выполнении наружных и отделочных
деталей кузова приводят к коренному отличию
процесса его конструирования и подготовки
к производству от процессов, обычных для
машиностроения.
ОСНОВНЫЕ ЭТАПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
КУЗОВА
В табл. 44 приведены основные этапы кон-
струирования кузова.
Особое внимание уделяется тщательной
разработке формы кузова (эскизы, модели,
разработка поверхности, макеты, шаблоны,
мастер-модель) и последующей увязке узлов и
деталей конструкции с формой автомобиля.
Сложность кузова заключается в том, что кон-
струкция, компоновка и расчёт (в тех случаях,
когда он применяется) должны быть согласо-
ваны с формой, которая не поддаётся обычному
образмериванию. Основой формы каждой де-
тали является её масштабное изображение на
плазовом чертеже, увязанное с точностью
до 0,1 мм с мастер-моделью.
ТИПЫ КУЗОВОВ
Кузовы легковых автомобилей
бывают открывающимися и закрытыми и
имеют от одного до трёх рядов сидений, две
или четыре двери, от одного до трёх окон с
каждой стороны. Основные типы кузовов лег-
ковых автомобилей приведены в табл. 45. На
легковых шасси устанавливаются также грузо-
пассажирские кузовы — пикап (кабина во-
дителя закрытая, задняя часть — открытая,
вход сзади, откидные сиденья расположены
вдоль бортов), крытый пикап (экспресс)
и универсал (стейшн-вагон)—закрытый мно-
гоместный кузов упрощённой формы со съём-
ными сиденьями, расположенными лицом впе-
рёд, и дверью в задней стенке.
Основные типы кабин грузовых^
автомобилей и кузовы для груза
приведены в табл. 46.
В период второй мировой войны были раз-
работаны специальные типы армейских ку-
зовов — универсальный обозный (со
съёмными высокими бортами и откидными
скамейками) и армейский фургон (с
несколькими дверями и окнами; применяется
для передвижных мастерских, станций связи,
санитарной службы и других целей).
Основные этапы конструирования кузова
Таблица 44
Этап
Наименование этапа, содержание работы
Масштаб
Компоновка кузова
Эскизные чертежи и рисунки в красках (в нескольких вариантах) в соответствии с за
мыслом художника-конструктора и с требованиями заказчика
Изготовление моделей для окончательного выбора формы или для продувок в аэроди-
намической трубе
Аэродинамические исследования. Изготовление модели окончательно принятого вари-
анта с внесением всех исправлений
Чертёж кузова с окончательной разработкой контуров и архитектурных деталей ....
: Плазовый чертёж (дрефт или щит)* для изготовления макета: разработка поверхности
кузова . .
Изготовление пустотелого макета по шаблонам, снятым с плазового чертежа. Уточне-
ние формы, проверка удобств посадки
Изготовление экспериментального кузова (для единичных кузовов процесс на этом
заканчивается)
Изготовление мастер-модели**, которая служит эталоном для изготовления штампов . .
Испытание кузова. Окончательные уточнения формы кузова, рабочих чертежей и
мастер-модели
Комплект чертежей и шаблонов для производства .
Уточнение вопросов окраски и отделки ,
Подготовка к производству
1:4-1:5
i : i—i : ю
i:4—1:ю
г :4—i :5
i:4—1:5
Натуральная
величина
То же
Натуральная
величина.
* Плазовый чертёж может служить не только для изготовления макета, но и для постройки эксперименталь-
ного кузова. '' ."' '.' . .
** Часть рабочих чертежей, не связанных с поверхностью кузова, может быть разработана до макета и мветер-
модели.
148
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Основные типы кузовов легковых автомобилей
Таблица 45
Закрытые кузовы с жёсткой крышей и застеклёнными окнами
Седан (при наличии перегородки за сиденьем води-
, теля — лимузин)
6—8 мест, 4 двери, 2—3 окна с каждой стороны
Купе или коч
5—6 мест, 2 двери, 1-2 окна с каждой стороны
Открывающиеся кузовы с мягким верхом
Кабриолет или фаэтон
6—8 мест, 4 двери, 2—3 окна с каждой стороны
Родстер или купе-кабриолет
5—6 мест, 2 двери, 1—2 окна с каждой стороны
Грузо-пассажирские кузовы
Пикап
Крытый пикап (экспресс1)
Универсал (стейшн-вагон)
Таблица i6
Основные типы кабин грузовых автомобилей и кузовов для груза
Кабины
Обычного типа
Над двигателем
Типовые кузовы (общего назначения)
Платформа
Платформа с откидными
бортами
Платформа со съёмными
высокими бортами
Фургон (закрытый кузов)
Кузовы для специальных грузов.
Армейские кузовы
Сыпучие и вязкие грузы
Самосвал
Опрокидывающийся кузов
Жидкости
Цистерна
Универсальный обозный
кузов
Армейский фургон
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
149
Типы автобусных кузовов приве-
дены в табл. 47. Большинство современных
автобусов — вагонного типа с двигателем,
расположенным внутри кузова или под ним —
спереди, посредине или сзади. Автобусы ва-
гонного типа дают большой выигрыш полез-
ной площади и экономию материалов и то-
плива, приходящихся на один пассажирокило-
метр, по сравнению с автобусами обычного
типа с двигателем, расположенным спереди,
КОМПОНОВКА КУЗОВА
Кузов и шасси конструируются парал-
лельно. Для компоновки кузова необходимо
иметь чертёж шасси (фиг. 192), на котором
заданы размеры и конфигурация рамы (если
она есть), отверстия и кронштейны для кре-
пления кузова (они могут быть заданы и ку-
зовщиком), габариты механизмов, а также
размеры, определяющие базу, колею (перед-
Таблица 47
Типы автобусных кузовов
L
1
под капотом. Автобусы обычного типа выпу-
скаются только с установкой кузова на грузо-
вом (иногда низкорамном) шасси и применя-
ются главным образом как служебные или
школьные.
Сиденья в автобусах расположены, как
правило, лицом вперёд. В городских авто-
бусах сиденья над колёсными кожухами рас-
полагаются продольно. У междугород-
них автобусов имеются багажные сетки,
полки или ящики; сиденья в этих автобусах
часто размещаются на приподнятой части пола,
поэтому оказывается возможным установить
их над колёсными кожухами лицом вперёд.
Боковины крыши междугородних (туристских)
автобусов иногда выполняются застеклёнными
для увеличения обзорности, а сама крыша —
раздвижной. Существуют открытые туристские
автобусы — автокары без окон с мягким
верхом (тентом) или жёсткой крышей на
стойках. Междугородние автобусы могут быть
также скомпонованы из частей легкового ку-
зова и установлены на удлинённом легковом
шасси (автобусы-седан ы). В армии при-
меняются специальные открытые автобусы-
транспортёры (без дверей для ускоре-
ния входа и выхода). Городские автобусы
имеют две-три двери для входа и выхода пас-
сажиров, междугородние — одну. При кабине,
отгороженной от пассажирского помещения,
имеется специальная дверь для водителя.
В левой или задней стенке кузова имеется ава-
рийная дверь, служащая также для погрузки
носилок в случае использования автобуса в
качестве санитарного автомобиля.
нюю и заднюю), диаметр и профиль шин, ма-
ксимальное перемещение колёс при колеба-
ниях подвески, максимальный угол их пово-
рота, высоту рамы под нагрузкой, положение
рулевой колонки и педалей, диаметр рулевого
колеса, положение переднего щита и его
контуры, положение радиатора, горловины то-
пливного бака, аккумуляторов и запасного
колеса.
На компоновке верхняя линия рамы (или
её прямая часть) располагается горизонтально
и считается базовой (нулевой линией) для от-
счёта размеров по вертикали. Если рама от-
сутствует, базовой линией считают проекцию
плоскости пола. Базовой линией для отсчёта
размеров по длине считается проекция верти-
кальной плоскости, проходящей через ось пен
редних колёс, а для отсчёта по ширине — ось!
симметрии автомобиля. На компоновке в со-
ответствии с предполагаемой конструкцией
кузова наносятся линия пола и минимальные
размеры колёсных кожухов с учётом подъёма
колёс, их поворота и зазора (около 50 мм)
на случай обрыва резиновых буферов на раме,
налипания грязи на шины и надевания цепей
против скольжения.
Нормы на размеры и положение сиденья
водителя даны в табл. 48; планировочные раз-
меры кузовов легковых автомобилей и авто-
бусов — в табл. 49 и ?0; размеры платформ и
высокобортных кузовов грузовых автомоби-
лей—в табл. 51; размеры кузовов фур-
гонов — в табл. 52; ориентировочные веса
кузовов различных типов автомобилей —
в табл. 53.
150
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 48
Положение и размеры сиденья
(размеры в мм)
\~
V20
Тип автомобиля
Легковой
Габариты
минимальных
удобств
средних удобств .
максимальных
удобств
Грузовой и автобус обычного типа
Грузовой с кабиной над двигателем и автобус
вагонного типа
водителя
*|\ —1100
945
945
945
IOOO
IOOO
В
56о
боо
боо
\1
С
Зоо
34O
Збо
650 |4оо—45O
*»
45O—5OO
1
1
О
47O
48о
5°°
47O
45°
ят1„
i6o
180
180
180
250
о0
около
Зо
Зо
г
ю
IO
1
Зо ] ю
45
50—75
10
5
Т°
95
дб—юо
д/Ь -ioo
97
98
Примечание. Данные приведены по Н-255-41 fiKCM с некоторыми уточнениями на основании позднейших
исследований.
Сиденье изображено в среднем положении. Конструкция сиденья по возможности должна допускать его пере*
мещение: в горизонтальном направлении — минимум ±50 мм; в вертикальном направлении — минимум ±30 мм.
В — ширина сиденья водителя, измеряемая на расстоянии 100 мм от заднего ьрая подушки.
Таблица 49
Планировочные размеры кузовов легковых автомобилей
(размеры в мм)
Епева-раэмеры страпонтена (откидного
сидения); справа -положение двери в купе
или кочв
Тип автомобиля
F*
Малолитражный
845-880
555
350-380
збо
545
475
Среднелитражный
9O5-925
555-5^5
35°
425-445
ИЗО—I23O
45O—52O
Высшего класса
92O—95O
585
400—420 88о—ооо 645 До 14°°
520
* F — ширина заднего сиденья.
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
151
Планировочные размеры кузовов автобусов
Таблица 50
(размеры в мм)
Тип автобуса
Городской . .
Минимальная ширина
сиденья на
с* в)
865
1300
а
С)
5°°
720
1780-I95O
8оо
6.so
о а
*<
1900
Междугородний
5оо
ооо
135°
8оо
Зоо
i6oo—1925
850
600
1800
Примечание. Размеры, указанные непосредственно на чертеже, не зависят от вместимости и типа авто-
буса.
Таблица 51
Размеры платформ и высокобортных кузовов грузовых автомобилей
Грузоподъём-
ность в т
Ь5
2,О—3,5
З.о
3,5-4,о
3,5-5.о
5>°—7.°
Модель
автомобиля
ГАЗ-ММ
ГА 3-51
ЗИС-5
» ЗИС-150
1 ЗИС-253
ЯГ-6
ЯАЗ-200
Платформа
внутренние размеры в мм
длина
245°
2940
3085
354°
378о
4joo
ширина
1870
1QOO
2О85
S25O
233O
2480
высота
борта
5оо
54°
59°
боа
боо
боо
Вы окобортный кузов
высота борта для перевозки груза в мм
дрова,
торф,
кокс
IOOO
1300
1500
1200
I2OO
I2QO
уголь,
мелкий
СКОТ
I4OO
I-OO
2030
I5O0
I500
I5OO
крупный
рогатый
скот,
бочки,
ящики
1700
1700
2боо
2ООО
17°о
2IOO
сено, со-
лома *
Зооо
2900
2900
2900
2700
2700
* Большая высота недопустима в связи с габаритными ограничениями.
152
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Для оценки рациональности планировки
легкового кузова целесообразно пользоваться
так называемым фактором вместитель-
ности (фиг. 193):
Фактор
вмести-
тельпо-
сти
Ширина пе-
реднего и
заднею си-
дений
Простран-
ство для
'ног спереди"
и сзади
Высота от
подушки до
потолка
спереди и
сзади
Ширина перед-
него и заднего
дверных про-
ёмов
Фактор вместительности составляет при-
мерно 5400—5500 мм для малолитражных
автомобилей (с кузовом седан), 5600—6300 мм
10—15%. Переднее сиденье всё чаще счи-
тается трёхместным, и ширина его доходит
до 1400 мм.
Видимость пути с места водителя
определяется путём проектирования лучей
(линий) из точки положения
глаза водителя на поверхность
дороги через главные точки
поверхности кузова (нижние
(мм) углы ветрового и боковых
окон, передний конец капота,
верх крыльев). Часть дороги,
не видимая с места водителя,—
„слепая зона" (на чертеже заштрихована) не
должна превышать размеров, приведённых
на фиг. 194. В действительности эта часть бы-
вает вдвое и даже втрое меньшей. Жела-
тельная видимость светофора, подвешенного
Фиг. 192. Схематический чертёж шасси. Стрелками указаны размеры, необходимые для конструирования кузова
на данном шасси.
для среднелитражных и доходит до 7500 мм
для автомобилей высшего класса. Фактор
вместительности увеличивается главным обра-
зом за счёт ширины сидений и дверных про-
ёмов; за последние 15 лет он увеличился на
Таблица 52
Употребительные размеры кузовов-фургонов
Грузо-
подъём-
ность в т
о,5
о.75
i.°
1,5
2,0
Свыше 2,о
Емкость
в мл
3.3—4.о
4,о-4,5
5,25-5,65
5,6-б.°
г, 7>5
Различная
Размеры в мм
длина
I9OO 220О
24ОО—25ОО
2700—2900
2950—3000
3350-3650
3650-6750
ширина высота
1300—1400
1300—1400
1400-1425
1425—1500
1425-1525
Не более
2400
1300-1325
1300-1325
1350—145°
1350-145°
1475
2000
Фиг. 193. Схема замеров планировки легкового кузова
для определения фактора вместительности.
на высоте 5 м над дорогой, — 12 м от перед-
него конца автомобиля.
Удобства посадки, входа, выхода и обзор-
ности окончательно проверяются и уточня-
ются на макете [17}.
гл. щ
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
15$
Вопросы аэродинамики кузовов — см. „Тео-
рия автомобиля". Вопросы архитектурной ком-
нозиции автомобилей — см. [1, 14, 37, 38]. По-
Фиг. 19-4. Предельно допустимая „слепая зона" обзор-
ности (материалы НАМИ).
Погруз/to но подушку 52,5кг
» " спинку Н кг
Удельное [ подушке 0,125 кг/сп'
давление \ спинка' 0.035кг/смг
Расстояние между пружинами
поперек подушки 76 мм
Матрои толщиной W
V
*
|_
1 1 1
¦Кривая деформации
\
2
\
-
<
/\ 1 1
'кривая
давлении
з
N
w
/
\
/
я
0,070
0,056
*ч to»
0.07 О
Кривая
деформации у| S, *
'давления'
S, *
2Ь |
20 ё
И -
О ЮО 200 300 400 500 м'п
Расстояние ал переднего края
noibuhi
$п 100 200 300 400 Ж мп
Расстояние от низа спинки
Фиг. 195. Диаграммы для определения характеристики
пружин сидений.
верхность кузова разрабатывается методами
сюрфасографии [27, 65].
Указанные выше размеры сидений дают
удовлетворительную посадку в том случае,
если они правильно сочетаются с эластично-
стью подушки и спинки. Вес человека рас-
пределяется примерно следующим образом:
50—60 кг на подушку, около 15 кг на спинку.
Таблица 53
Ориентировочные веса кузовов различных типов
автомобилей в кг
грузоподъ-
ёмность
в т
Легковые автомобили *
тип авто-
мобиля
Малоли-
тражный . .
Среднели-
тражный .
Высшего
класса . . .
корпус
кузова
180—250
250-400
45°-55°
обору-
дование
кузова
IOO
I4O—2О0
240—290
оперение
5о—бо
бО —I2O
140—170
кузов в
сборе
280—410
39O—боо
690—840
Грузовые автомобили
платформа
с откид-
ными бор-
тами
1.5
2,0
3.°
3,5
250
4оо
4оо
5°°
боо
высоко-
бортный
кузов
3°°
5°о
850
универ-
сальный
обозный
кузов
700—850
8о°—95°
фургон
35°
45°
53°
Кабины: двухместная 200—270 кг; трёхместная —
300 - 350 кг
Оперение 75 (облегчённого типа) — 150 кг
Автобусы
Вес кузова должен составлять не более 250 кг
на 1 ж его длины
* Большие величины относятся к каретным кон-
струкциям.
Графики на фиг. 195 показывают, как эти на-
грузки распределяются по глубине подушки
и по высоте спинки и насколько прогибаются
пружины, если они правильно подобраны.
Пользуясь этими данными, можно достаточно
точно подобрать характеристику пружин.
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ КУЗОВА
В кузове различают корпус, двери ш
крышки люков, окна, сиденья, обо-
рудование (в том числе отопление и вен-
тиляцию), оперение.
Корпус состоит из следующих узлов:
основания, крепящегося к раме шасси,
пола, ложащегося на основание или объеди-
нённого с ним, боковин (левой и правой),
передка или передней стенки, задней
стенки, крыши и перегородок
(в лимузинах, в автобусах с кабиной водителя
и в фургонах) (фиг. 196).
Основой корпуса является каркас, на
котором крепятся облицовка (снаружи) ш
154
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
обивка (изнутри). Во многих новейших кон-
струкциях кузовов каркас отсутствует; корпус
составляют детали облицовки, образующие
при соединении их друг с другом рёбра
жёсткости (заменяющие каркас) и усиленные
кронштейнами, подкосами, растяжками.
Каркас состоит из брусьев — продоль-
ных, поперечных, вертикальных и наклонных.
Брусья основания носят название лежней.
Вертикальные и наклонные брусья называются
стойками. К названиям стоек добавляют
боковина
Лередок
ОсноВании
и пол
Фиг. 196. Разбивка корпуса кузова на узлы.
указание об их расположении: стойки боко-
вины, задней стенки, передка, дверного про-
ёма, замочная стойка, петельная стойка. По-
перечные брусья крыши называются рёб-
рами, продольные — прогонами. Если
рёбра и прогоны составные, их концевые изо-
гнутые части называются дужк а м и (у рёбер)
и дугами (у прогонов). В каркасе боковин
и стенок имеются верхний, надокон-
ный, подоконный брусья или пояса,
брус для сидений (у автобусов), обвя-
зочный брус (на уровне пола), нижний
б рус. Обвязочные брусья бывают также у
крыши, пола, основания. Верхний или над-
оконный брус передка называют лобовым
брусом (фиг. 197).
Кроме перечисленных основных деталей в
каркасе имеются усилители, связи,
подкосы, растяжки, распорки,
вставки, косынки, кронштейны.
Плоские или слегка выпуклые детали обли-
цовки называют панелями. К деталям обли*
цовки относятся также сточный жёлоб,
ш т а б и к и (накладки на стыках панелей) и
молдинги (декоративные накладки).
Открытые кузовы имеют тент (мягкий
складной верх) с каркасом, обшивкой,
съёмными боковинами и их рамками.
Двери и крышки люков имеют кор-
пус и арматуру. Корпус двери состоит
из внутренней и наружной панелей (фиг. 198),
иногда имеются подкосы и усилители. Арма-
тура монтируется на внутренней панели до
обивки; для удобства монтажа и для облегче-
ния двери на внутренней панели обычно пред-
усматриваются большие отверстия. К арма-
туре относятся навески или петли,
замки, буферы, остановы, фикса-
торы, р у ч к и.
Навески состоят из неподвижной и подвиж-
яой частей и оси. На современных автомобилях
яавески выполняются потайными, вследствие
чего им приходится придавать сложную форму.
Резиновые буферы смягчают удары двери при
закрывании, предотвращают её расшатывание
и возникновение шумов. Фиксаторы удержи-
вают дверь на требуемой высоте и не допу-
скают её оседания. На корпусе кузова пред-
усматриваются отверстия и гнёзда для буферов,
фиксаторов и остановов. В месте защёлкива-
ния замка ставится личинка, в которую упи-
рается язык замка при закрывании.
Зазоры дверных проёмов колеблются в
пределах 3—6 мм. Для герметизации кузова
проёмы дверей, окон, люков, клапанов и раз-
личные соединения оборудованы резиновыми
уплотнителями.
В автобусных кузовах применяются склад-
ные двух- и четырёхстворчатые двери. Они
занимают мало места и при их открывании
не увеличивают габаритов автобуса. Упра-
вление дверями осуществляется с места води-
теля при помощи рычажного, пневматического
или вакуумного устройства.
О к н а в кузовах бывают опускными
(наиболее распространённый вид для легковых
автомобилей), подъёмными (в автобусах),
раздвижными, поворотными (для
вентиляции), качающимися (ветровое
окно) и глухими (ветровые и задние окна).
К деталям окон (фиг. 199) относятся:
стёкла, направл я ющие (желобки) для
Ребра
Лобовой брус
Замочная стойка
Панель пола
Кронштейны передка
Прогон
-/lyikko
Обвязочный
брус Нрыил
¦ Подоконный
Spue (пояс)
Оовязочный
Spy с пола
Стопка
передка
Spyc'^^S^^JII Л/^}25^ Лежни
Фиг. 197. Каркас кузова (схема).
их перемещения, рамки, державки,
замки, уплотнители, рычаги, ше-
стерни, ролики стеклоподъёмни-
ков, гребёнки для зацепления запоров
окна (в автобусах), рукоятки, розетки,
кулисы и барашки подъёмных меха-
низмов, буферы, оконные раскладки
(см. фиг. 209).
На полу кузова установлены сиденья,
состоящие из подушки, спинки и кар-
каса. На сиденьях или на близко располо-
женных стенках монтируются локотники,
подголовники. Легковые автомобили
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
155
высшего класса и междугородние автобусы
имеют в дополнение к постоянным сиденьям
убирающиеся (складные) — страпонтены.
Подушки и спинки сидений (фиг. 200) обычно
Скрытая (внутренняя)
навеска
Ш\ Останов
х Неподвижная часть
по С С
Ось х Подвижная часть Гнездо
Фиг. 198. Дверь кузова и её арматура (схема).
состоят из нижней рамки, пружин,
зажимов, скрепок, стяжек, скоб,
диагональных распорок и верх-
Плцстина
Сектор
Рычаг
Стекла
Шестерня
Пружина
Кцлиса
стеклоподъемника
Фиг. 199. Окно кузова и его арматура.
ней рамки 'к'пружинам, матраца,
обивки. Матрац имеет подкладку, че-
хол, ватник, н а б и в к у. Обивка сидений
делится на верх, боковины, задинку и
подзор (передняя часть). В качестве пружи-
нящего элемента в подушках часто приме-
няется губчатая резина (вместо пружин),
в спинках — прорезиненный волос (такая спинка
тоньше пружинной и позволяет соответственно
уменьшить шаг сидений без ущерба для ком-
форта пассажиров).
Наиболее важные части оборудова-
ния кузова: щит приборов с ящиком для
перчаток, поручни, зеркала, пепельницы, за-
куриватели, противосолнечные щитки, при-
борыотопления,вентиляции,очистки и обогрева
стёкол, в автобусах — багажные решётки,
сетки и полки, маршрутоуказатели, приборы
сигнализации.
Простейшая и наиболее распространённая
на автомобилях система вентиляции —
так называемая „бессквозняковая" вентиля-
ция— осуществляется поворотными окнами
(форточками). При открывании форточки
вокруг неё создаётся круговой поток воз-
духа, обеспечивающий отсасывание воздуха
из кузова и поступление в него свежего
(фиг. 201). Часто вентиляция, отопление и
обогрев стёкол объединяются в одну систему
и в корпусе кузова предусматриваются каналы
для воздуха. Все системы вентиляции-отопле-
ния при большом разнообразии конструкций
строятся примерно по одному принципу: воз-
дух для вентиляции забирается на участках
поверхности кузова, где давление наиболее
велико (люк передка, щели в лобовой части
крыльев). На большой скорости движения
автомобиля воздух поступает в кузов без по-
мощи вентиляторов; они включаются только
на невысоких скоростях. Перед поступлением
в кузов воздух проходит обычно через обогре-
ватели. В легковых автомобилях ставятся
один-два обогревателя, в автобусах при-
мерно по одному обогревателю на каждых 10
сидящих пассажиров. Обогреватели чаще всего
заполняются горячей водой из
системы охлаждения двигателя,
для чего в головке двигателя
имеется отверстие, к которому
присоединяется шланг обогре-
вателя. В тёплую погоду по-
дача горячей воды в обогре-
ватели выключается. Обогре-
ватели и точки входа воздуха
в кузов расположены так,
чтобы поток воздуха обходил
всё помещение и выходил в
специальные отдушины в кры-
ше, над окнами, в задней стенке
или через неплотности
дверей и окон. Наи-
выгоднейшее распо-
ложение обогревате-
лей и входов воз-
духа -в нижней части
кузова под щитом
приборов, под перед-
ним сиденьем или по-
зади него (в легко-
вых автомобилях),
вдоль стенок или под
пассажирскими си-
автобусах) (фиг. 202). В неко-
помимо вентиляторов и
Розетка
Рцчка
Направляющая
Уплотнитель
Рамка
Раскладка
деньями (в
торых автомобилях,
обогревателей, имеются фильтры для очистки,
сушки и увлажнения воздуха, а иногда — и
156
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
воздухоохлаждающие установки. Распростра-
нённые ранее системы отопления от выхлоп-
ного трубопровода двигателя в настоящее
время не применяются, так как ядовитые газы,
проникая хотя и в небольших количествах
через неплотности системы в кузов, приводят
к отравлению пассажиров.
позволяет усилить переднюю часть несущей
системы жёсткими боковинами.
СфепКа
Обивко
Нверх)
ав/ra диагональная хНи>княя ^Пру/кина ЗаЖим NСкоба Обивко
(задинка) растяЖка рамка (подзор!
Фиг. 200. Подушка сиденья.
Обогрев стёкол, устраняющий их запотева-
ние и обледенение, осуществляется потоком
тёплого воздуха, направляемым от обогрева-
теля по специальным трубам к ветровому
окну.
Оперение автомобиля состоит из
облицовки радиатора, капота, пе-
редних и задних крыльев, щитков
и брызговиков, подножек, буфе-
Фиг. 201. Схема потоков воздуха в кузове при «бес»
сквозняковой" вентиляции.
РАЗВИТИЕ КОНСТРУКЦИЙ КОРПУСА
КУЗОВА
Развитие корпуса кузова идёт по следую-
щим направлениям: увеличение жёсткости при
сохранении или уменьшении веса; намеренная
передача корпусу нагрузок от веса механизмов
Фиг. 202. Схема современной системы вентиляции кузова.
ров, кронштейнов фар, подфар-
ников, номерного знака, кожуха
запасного колеса (если оно крепится
снаружи) (фиг. 203).
Облицовка радиатора имеет рамку, ко-
жух и решёт ку; капот снабжён шарни-
рами, кронштейнами, запорами,
буферами, отдушинами. Крылья, под-
ножки, щитки, брызговики и буферы укре-
плены на раме шасси или на кузове при помощи
кронштейнов. Современные автомобили имеют
чаще всего капот „аллигаторного" типа, под-
вешенный на шарнире на передке кузова и
запираемый спереди или с места водителя.
Такой капот прост по конструкции, удобен и
автомобиля и от элементов подвески путём
жёсткой связи кузова с рамой или посред-
ством устранения рамы при выполнении её
функций кузовом; облегчение кузова при по-
мощи уменьшения толщин и сечений материа-
лов, повышения их прочности, усовершенство-
вания методов соединения (распространение
сварки), а также путём применения пластмасс,
лёгких сплавов, алюминия; изменение кон-
струкции в соответствии с ростом производ-
ства и прогрессом технологии, а также в
связи с внедрением обтекаемых форм кузова.
В табл. 54 приведена классификация кор-
пусов легковых автомобильных кузовов.
В левой части таблицы помещены конструкции
ГЛ. И]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
157
корпусов, применяемых только для кузовов
индивидуального и мелкосерийного изготовле-
ния (каретных); цельнометаллические рамные
конструкции средней части таблицы распро-
Облицобка
радиатора
Верхний щиток
Рамка
Развитие кабин грузовых автомобилей
следует в основных чертах за развитием лег-
ковых кузовов с той только разницей, что
кабины устанавливаются на раме эластично,
Заднее
крыло
Фирменный знак-
Ребра -.-
Нижний щиток
Панель
облицовки-^
Молдинг
папот
Орнамент
Верхняя панель
Шарнир
и ток двигателя
боковина капота
Отдушины
Молдинг
Тяга з
Подножка
КоЖух
запасного колеса
¦Кронштейн
Диск (тарелка)
Молдинг
Запор
Карман
Крыло
брызговик
кронштейн
Панель
буфер-f
Брызговик
Фиг. 203. Детали оперения (схема).
странены, но вытесняются несущими корпу-
сами, отмеченными в правой части таблицы
(безрамные автомобили).
так как жёсткое соединение их с длинной,
подверженной перекосам, рамой привело бы к
их расшатыванию.
Таблица 54
Тип корпуса
Взаимосвязь
кузова и рамы
Тип рамы
Наличие кар-
каса
Материал
каркаса
Материал па-
нелей (обли-
цовки)
Опытные я
особые кон-
струкции
Классификация
Каретный
Ненесущий кузов,
эластично связанный
с рамой
Мощная контурная
рама обычного типа
Каркасный
Дерево. В новейших
конструкциях дерево
частично заменено
сталью
Дерево, ткань,
сталь, алюминий
Эластичный кузов
с тканевой облицов-
кой
корпусов легковых автомобильных кузовов
Цельно металлический
Ненесущий кузов, эла-
стично связанный с рамой
Контурная рама обыч-
ного типа
Каркасный
Сталь
Сталь, алю-
миний, сплавы
Бескар-
касный
Нет
Сталь
Кузовы с применением
деталей из пластмасс
Полунесущий кузов,
жёстко связанный с
рамой (переходкая
конструкция)
Обычная контурная
рама; ослабленная ра-
ма и платформообраз-
ное днище; хребтовид-
ная рама и платформо-
образное днище
Каркасный иль бес-
каркасный
Сталь
Сталь, алюминий,
сплавы
Несущий кузов
(безрамный автомо-
биль)
Рама отсут-
ствует
Каркас-
ный
Сталь
Сталь
Бес-
каркас-
ный
Нет
Сталь
Литые кузовы и другие из лёгких спла-
вов и алюминия; кузовы из обработан-
ной древесины и фанеры; кузовы из
пластмасс
158
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
В развитии автобусных кузовов
имел место резкий переход от каретных кон-
струкций к несущим и к широкому примене-
Прутинное крепление Крепление с прокладкой
Жесткое крепление Крепление на резине
Крепление на резиновой
подушке
Жесткое крепление
на двух рядах &олто8
Фиг. 204. Способы крепления кузова к раме.
нию алюминия и лёгких сплавов. Несущая
конструкция корпуса1 хорошо сочетается с ком-
поновкой современных вагонных автобусов.
Таблица 55
Вес автобусного кузова с деревянным и металли-
ческим каркасом
О
OI
S
:ло
К
33
2б
зб
38
с деревянным
каркасом
в кг
2ООО
23OO
2400
гбоо
в%
гоо
IOO
IOO
IOO
Вес кузова
со стальным
каркасом
в кг
157°
эооо
2150
2320
в %
78,5
87
89,5
89
с каркасом из
алюминия и
лё1ких сплавов
в кг
IIOO
1400
1500
1б2О
'< в %
'¦ 55
' 6i
62,5
62
Замена дерева металлом позволила облег-
чить кузов примерно на 20% без изменения
схемы его каркаса и способа крепления к раме.
Это облегчение становится понятным, если
сравнить деревянный брусок квадратного сече-
ния с пустотелым металлическим бруском,
тех же размеров и веса. Подсчёт допустимых
нагрузок при работе на изгиб, растяжение и
сжатие (для дерева — вдоль волокон) даёт луч-
шие показатели для дерева. При подсчёте же мо-
мента инерции в выгодном положении оказы-
ваются уже только очень крепкие породы
Таблица 5S
Примерное сравнение веса и жёсткости корпусов
легковых среднелитражных автомобилей
Тип несущего
органа
Рама без кузова
Рама с кузовом,
установленным на
резиновых подуш-
Рама с кузовом,
жёстко закреплён-
ным болтами . . .
Несущий кузов .
Вес
г*
а
15°
44O
4оо
250
о
и
37.5
но
IOO
62,5
Угол скрут-
ки при ма-
ксимальном
перекосе
колёс
в гра-
дусах
7°3°'
о°45'
03
49°
IOO
47
Макси-
мальный
прогиб
при ди-
намиче-
ских на-
грузках
п
12,5
7.5
4.°
^ ,°5
Щ
314
187,5
IOO
25
дерева (дуб). Дерево имеет лучшие механи-
ческие свойства лишь при условии однород-
ности древесины, недостижимой на практике
Кроме того, в криволинейных (неизбежных
при обтекаемой форме кузова) деталях из
дерева часть волокон прервана и действитель-
ное рабочее сечение уменьшено. В местах
соединений деревянных деталей возникает
работа на скалывание, требующая увеличения
сечения в этих местах и их усиления оковкой.
Металлическая же деталь может быть без за-
метного утяжеления усилена рёбрами, гофри-
ровкой. Придание ей криволинейной формы не
вызывает уменьшения её жёсткости. В метал-
лическом корпусе кузова часть деталей кар-
каса может быть устранена за счёт рёбер
жёсткости панелей облицовки. Введение ме-
таллических кузовов, помимо увеличения
жёсткости и снижения веса (табл. 55), позво-
лило уменьшить скрипы кузова, понизить
уровень пола и общую высоту автомобиля, ¦
уменьшить деформации кузова при авариях I
и опасности пожара. Благодаря применению1
холодной штамповки, устранению громоздких ,
процессов деревообработки и упрощению
сборки металлические кузовы оказались более
дешёвыми, чем кузовы каретного типа! От-
пала необходимость в применении дорогостоя-;
щих сортов дерева. ; i
Способы крепления кузова к раме даны'
на фиг. 204. В табл. 56 показаны достоинства;
жёсткого крепления' кузова к раме. Если при'-;
нять данные современного кузова, жёстко:
соединённого с рамой, за 100%, то такая си-
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
стема легче и жёстче, чем прежняя, в которой
рама и кузов были связаны эластично. Ока-
зывается возможным передать кузову часть
нагрузок, воспринимавшихся до этого только
рамой. Автомобиль с полунесущим кузовом
отличается от автомобиля с несущим кузовом
тем, что у первого имеется рама, служащая
базой для сборки агрегатов автомобиля и по-
зволяюшая ему передвигаться без кузова;
вследствие этого рама и кузов имеют само-
стоятельную жёсткость и вес их не снижен
до минимума, возможного при полном слиянии
рамы и кузова; в собранном виде кузов и
рама представляют собой систему с излишней
жёсткостью. Несущий кузов допускает более
низкое расположение пола из-за отсутствия
наслоения основания кузова на лонжероны
рамы. Некоторое усложнение такого кузова
с избытком окупается устранением дорогостоя-
щей рамы [26, 62, 63, 72].
КОРПУСЫ КУЗОВОВ ЛЕГКОВЫХ „
И КАБИНЫ ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Корпусы кузовов легковых и кабины гру-
зовых автомобилей выполняются из низкоугле-
родистой стали [58, 71]. Конструкции кузовов
каретного типа здесь не рассматриваются как
малоупотребительные [16, 20, 46]. Большин-
ство современных легковых кузовов — бес-
каркасные, независимо от способа крепления
их к раме. Замкнутая система корпуса полу-
чается только после окончательной сварки
панелей его облицовки и отдельных усилитель-
ных деталей, ранее принадлежавших каркасу.
Сложные формы кузовов приводят к не-
обходимости изготовлять их детали с пере-
менным сечением и изогнутой формы не из
профилей, а методом холодной штамповки.
На фиг. 205 даны типовые сечения узлов №
деталей стального кузова.
Обивочн. рейка
сеч.поаа
Желоб
Дверь
сеч. по 3d
Рейка
сеч. по ее
Рейки,
\
Мверь
сеч. по ее Pe[[kQ
cev.noff
!Ш
сеч. по дд ,
Дверь
Жело)
Рейка
сеч. по и
Пол
ъ Дверь Пол
сеч. nojj
сеч. по кК
сеч noil
Крышка
бага>кника
Уплотнитель
сечпооо
/Г
—Кант
. \ Крыло I
Г\ Пол_ I
Лол( Кожух W
"q колеса _|1
лоррц
\
Лол багажника
Фиг. 205. Типовые сечения узлов и деталей стального кузова.
Проводятся опыты замены в кузовах стали
пластмассами. Это обещает ещё большее
облегчение кузова, но технология производ-
ства кузовов из пластмасс пока ещё очень
сложна, дорога и не отвечает требованиям
массового выпуска автомобилей.
Соединения деталей осуществля-
ются сваркой, реже клёпкой и болтами и уси-
ливаются косынками и угольниками. Роль
косынок играют также панели облицовки, при-
вариваемые к стойкам, рёбрам и брусьям
основания. В деталях из тонкого материала
160
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗТ.. IV
<толщиной 0,75—1,25 мм) предусматриваются
рёбра жёсткости в виде прокаток или
выштамповок, перпендикулярных оси гибки
детали.
Форма детали, подлежащей вытяжке,
должна быть как можно более плавной, а
глубина вытяжки сведена к минимуму.
Радиус перехода для одной операции штам-
повки должен быть не меньше 6 — 10 толщин
материала. Малые радиусы переходов при-
водят к неправильному „перетеканию" мате-
риала, к разрывам или к складкам. В соеди-
няемых деталях, у которых при сборке трудно
Норытный профиль Отгибки
Двойная Параллель- Розвален- Сходя- сподштам-
¦С/пгибка отгибна- ный ный щийся поВкой
JJULJ
Фиг. 206. Способы усиления профиля деталей.
достижимо точное совпадение отверстий, одно
из отверстий либо сверлится по месту, либо
выполняется продолговатым. В тонкой панели
трудно осуществить зенковку для нормалей
с потайными головками. В этом случае отвер-
стия снабжаются выштамповками по форме
головки.
Простейшим способом усиления края па-
нели (фиг.206)является отгибка кромки,
причём наилучший эффект достигается при
электросварка — в массовом производстве,
дуговая и газовая сварка прерывистым и
сплошным швом — в серийном и индивидуаль-
ном производстве.
Точечная электросварка приме-
няется при наложении панелей друг на друга
(фиг. 207), а также при стыке их; в последнем
случае нужно отогнуть кромки обеих панелей.
Обычная точечная сварка оставляет на поверх-
ности панели небольшие углубления, которые
на наружных панелях оплавляются специаль-
ным припоем и зачищаются. Более аккуратный
вид имеют соединения панелей при помощи
рельефной сварки, но для этого тре-
буется до сварки выштамповать в одной из
панелей небольшие выступы. Точечная сварка
может быть применена и в том случае, когда
одним из электродов является внутренняя
(недоступная) панель. В новейших конструк-
циях получила широкое распространение так
называемая бесследная точечная сварка.
Панели могут быть сварены встык (сты-
ковая сварка) при помощи дуговой или
газовой сварки. В этих случаях плавится
не только материал детали, но и подводимая
к месту сварки проволока. Швы сварки на
наружной поверхности кузова подл жат за-
чистке и оплавлению. В концах ответственных
сварочных швов обычно устанавливаются
две-три заклёпки, которые гарантируют
сварку от разрыва, если она выполнена не-
достаточно надёжно.
Точечная сварка
Внакладку ^Л С ртгибкой кромок
Рельефная сборка
Рельеф
До
сварНи
После
1 сборки
Точечная сварка при одной
недоступной детапи
Источник Возможный дефект сварки
тока при отсутствии рельефа
Стыковая Шов
сбарна
Луга
Дуговая сварка встык
Проволока
Шов
Проволока
1.5
-2,5
Источник
тока
Газ
Кислород
Пламя Газовая сварка
встык
Источник тока
Фиг. 207. Способы соединения деталей из листа сваркой.
двойной отгибке. Детали, имеющие в
сечении корытный профиль, рекомендуется
выполнять с параллельными или слегка „раз-
валенными" стенками. Деталь со сходящимися
стенками требует дополнительной операции
штамповки. Для усиления отгибок и во избе-
жание разгибания их следует снабжать под-
штамповками.
В кузовном производстве применяются сле-
дующие способы сварки:точечная и стыковая
На фиг. 208 и 208а показаны конструк-
ция кабины грузового автомобиля и её кре-
пление к раме.
Помимо штампованных деталей, в кузовах
применяются профили, изготовляемые на ро-
ликовых станках. Из профилей делаются деко-
ративные накладки, раскладки окон, обивоч-
ные рейки. Иногда профили используются и
для деталей корпуса. На фиг. 209 показаны
типовые сечения профилей.
ГЛ. И]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
161
Картон тиснёньщ
Картон прессован-
ный пропитанный Подмазка
Лолу&резент
Картон прессованный
пропитанный Ю* 16мм
Уп/готнительная
прокладка (губчата
резина) \5*8 мм.
ставать но клеш
Одклепка
направляющей
полибрезент
Каркас направляющей- Золить белым
гофрированная стальная металлом
/тента 0,3-0А мм
сеч по FF
Газовая сварка
точками
Картон прессованный
пропитанный Ю*56
Залить белым металлом
сеч по GG
Картон
тисненый \ Подмазка
Картон
прессованный
пропитанный
10*18
сеч по 11 сеч по NN
Газовая сварка, прерывистый
шов, шаг 30 мм
Фиг. 208. Кабина грузового автомобиля.
И Том 11
162
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Разнообразие материалов, соединяемых в
корпусах, вынуждает применять специаль-
ные нормали (фиг. 210):
шурупы по металлу при завёртыва-
нии несколько деформируют края отверстия,
которое выполняется меньшим, чем номиналь-
ный диаметр шурупа, и соответствует диаметру
канавки резьбы;
гайки-пластинки привариваются к
панели точечной сваркой, высеченные губки
гайки при завёртывании винта притягиваются
КОРПУСЫ АВТОБУСНЫХ КУЗОВОВ
Различают следующие типичные конструк-
ции корпусов автобусных кузовов: 1) ненесу-
щий каркасный корпус, устанавливаемый эла-
стично на массивную раму; 2) ненесущий
бескаркасный корпус (сборный), устанавлива-
емый жёстко или при помощи тонких про-
кладок на раму; 3) полунесущий каркасный
корпус, жёстко устанавливаемый на облегчён-
ной раме; 4) несущий каркасный корпус.
Мрзпление кабины
Правое переднее крепление
Левое переднее Крепление
ими, пружиня, создают надёжное и плотное
крепление;
кнопки используются главным образом
для крепления обивки и декоративных накла-
док (молдингов).
Профили для Каркасов
Ононнь'в
раскладка
Оконные
рамки
Г
Фиг. 209. Типовые сечения профилей.
Для крепления обивки в профили часто
закладываются деревянные или прессованные
картонные рейки.
Фиг. 208а. Крепление кабины грузового автомобиля
к раме.
Профили для ненесущего каркасного кор-
пуса показаны на фиг. 211. На фиг. 212 пока-
зано поперечное сечение ненесущего каркас-
ного корпуса. Его достоинства — лёгкость,
сравнительная простота изготовления и сборки.
Конструкция целесообразна лишь для случаез
унификации автобусного шасси с грузовым.
На фиг. 213 показано поперечное сечение
ненесущего бескаркасного корпуса (сборного),
который выгоден тем, что его детали в разо-
бранном виде занимают мало места при транс-
портировке и что из одних и тех же деталей
можно собирать корпусы различной длины.
Конструкция целесообразна для сборки авто-
бусных кузовов на местах на готовые шасси
различных моделей.
На фиг. 214 показано поперечное сечение
полунесущего каркасного корпуса, являюще-
гося переходным к наиболее распространён-
ным несущим корпусам. Приведённая конструк-
ция даёт возможность сохранить метод сборки
шасси (на раме) с последующей установкой
на него кузова. Корпусы этого типа тяжелы.
На фиг. 215 показано поперечное сечение
несущего каркасного корпуса (ЗИС-154) из
дюралюминия. Облицовка воспринимает часть
нагрузок, что позволяет облегчить корпус.
Детали автобусных корпусов максимально
унифицируются (например все стойки - по
одному образцу) и изготовляются в большин-
стве случаев из готовых катаных или тянутых
профилей с последующей их обработкой.
В целях облегчения кузовов автобусов в их
конструкции широко используются алюминий
и его сплавы. В соединениях стальных кар-
касов применяется сварка, а крепление обли-
цовки и соединения алюминиевых корпусов
осуществляются на болтах, винтах и заклёпках.
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
163
Шурупы во металлу
Тип/1
1,5-!,8d
Кнопки
Гайкб1 пластинка
Фиг. 210. Специальные нормали для кузовов.
164
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. ]V
Фиг. 211. Профили для ненесуше-
го каркасного корпуса автобусного
кузова.
Фиг. 212. Поперечное сечение не-
несущего каркасного корпуса
автобуса.
Фиг. 213. Поперечное се-
чение ненесущего бескар-
касного (сборного) корпуса
автобуса.
УзелЕ
Фиг. 214. Поперечное сечение полуне-
сущего каркасного корпуса автобуса.
Фиг. 215. Поперечное сечение несущего каркасного
корпуса автобуса (ЗИС-154).
ГЛ. И]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ КУЗОВЫ
165
КУЗОВЫ ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Платформа с откидными бор-
тами (фиг. 216) состоит из основания, укре-
пляемого хомутами на раме шасси, неподвиж-
ного переднего борта, откидных боковых и
заднего бортов. В поднятом положении борты
борт боковой
ные — с металлическим основанием и деревян-
ными бортами. Во избежание повреждения
досок боргов и для увеличения их жёсткости
(в особенности при длинной платформе) на
борты прибалчиваются отбойные брусья.
Торцы, верхние кромки бортов и задний по-
борт передний'
-802-
_ , . Доска борта
Борт задний \janop бортов
НаВесна
борта
' брус
'поперечный
стоика . ,.
378-Л борта продольный
21U
2150
Ящик распо-
ложен слева
Инструмент, ящик
Крепление плат-
формы к раме
70-.
Л род. брус
Хомут
Рама
no BE
Петля запорная
Крюк запорный
Подкладка
Ушко крюка
Вкладыш
Рабочее
положение
Крюк для увязки груза
5%
Фиг. 216. Грузовая платформа с откидными бортами.
Накладна попа
сеч по a b
ДосКи поло
Соединение досок пом
Нижний —
коней,
ОкоЬа поло Рабочее положение
Стойка борта
Гнездо замка'
ДосИо борта
Рычаг замка
Пол
Гнездо
Окода .
Гнездо стойки борта
Пружина
Замок натяжки дорто
Фиг. 217. Детали грузовой платформы со съёмными высокими бортами.
соединены между собой крюками. Материал
досок и брусьев — сосна, лиственница. Суще-
ствуют металлические платформы и смешан-
рог пола целесообразно оковывать металличе-
скими угольниками. Платформы не обеспечи-
вают достаточно рациональной перевозки
166
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
грузов и вытесняются фургонами и кузо-
вами с высокими бортами для легковесных
грузов.
Платформа со съёмными высо-
кими бортами (фиг. 217) имеет основа-
ние, окованное стальной рамой с отверстиями -
гнёздами для стоек бортов. Борты разделены
на две-три секции, что облегчает их монтаж
и позволяет открывать одну из секций на
Узел Д
Крепление
Сопосвап с ручным
опрокидыванием
Фиг. 218. Универсальный кузов грузового автомобиля.
петлях, как створку двери. Борты притягива-
ются к основанию запорами и соединяются
между собой крюками. Поверх стыков досок
пола часто накладываются профилированные
стальные полосы, которые облегчают пере-
двигание грузов вдоль кузова, предотвращают
скалывание кромок досок и делают пол герме-
тичным. Такая конструкция пола применяется
и для других типов кузовов.
Универсальный кузов (фиг. 218)
отличается от платформы со съёмными бор-
тами тем, что борты не разделены на секции,
а состоят из сплошной нижней части с корот-
кими стойками, вставляемыми в гнёзда осно-
вания. Стойки нижней части пустотелые и в
свою очередь служат гнёздами для стоек верх-
ней решётки. Нижняя часть решётки откидная
и при опускании выполняет роль ска-
мейки.
Универсальные кузовы выполняются цельно-
металлическими и являются наиболее пере-
довым, перспективным и простым решением
грузового кузова [16].
Кузов-самосвал (фиг. 219) предста-
вляет собой стальное корыто с высокими или
низкими боковыми бортами, с откидным или
наклонным задним бортом. Боковые борты
усилены стойками и косынками. На раме
шасси болтами и хомутами крепится метал-
лический (редко — деревянный) подрамник
кузова.
Опрокидывание кузова осуществляется
вручную через зубчатый передаточный меха-
низм, включением привода от коробки передач
автомобиля, путём использования силы инер-
ции трогающегося с места автомобиля, или
при помощи гидравлического подъёмного
устройства.
'Летали самосвала с ручным
опрокидыванием
Самосвал, с приведен*,
от коробки передач
* Резинабий дусрер
Гидравлический самосвал
шчаг включении
Рычаг включения Огпдор мищност
Цилиндр
Летали гидравлического самосвала
J Фиг. 220. Типы фургоноя
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
167
Таблица 57
Примерные размеры и вес кузовов-самосвалов
Тип кузова
Низкоборт-
ный с поднож-
ками или без
них
С лотком
Низкоборт-
ный
Высокоборт-
ный с лотком
*
и
о
3
ы
1,1
1.5
\]55
2,0
2,0
2,0
2,3
2,3
2,3
2,3
3.1
3,i
3,i
за
3,8
3,8
утрен-
х а
33 $
«_»
II
213°
213°
274°
3°5°
213°
274°
3°5°
274°
335°
367°
3°5°
274°
3°5°
335°
2670
335°
367°
Ширина (вну-
тренняя)
в мм
1670
Реже приме-
няитгга пячмр-
ры 1830 и более
фта |
о
о
cd
S3
са а
320
43°
Збо
Зоо
53°
4оо
38о
5оо
47°
43°
45°
ббо
боо
бз°
53°
77O
бю
а в кг
m
О
со
X
0J
Ю
боо-баз
6ю—бз5
95°
62O-635
92O
97°
94°
830
8сю
985
97°
i°5°
83о
93°
93°
975
Примерные размеры и веса кузовов-само-
свалов приведены в табл. 57.
Фургон (фиг. 220) выполняется либо от-
дельно от кабины водителя, либо за одно с ней
(фургон-блок). Иногда в целях увеличения
полезного объёма кузова часть фургона де-
лается нависающей над кабиной. Лёгкие фур-
гоны по конструкции аналогичны легковым
кузовам, но у них отсутствуют боковые двери
заднего отделения и имеется дверь в задней
стенке. Каркас фургонов усилен (в сечениях
брусков и при помощи оковки) по сравнению
с каркасами легковых и автобусных кузовов.
Облицовка выполняется из стали, алюминия
или металлофанеры. Алюминиевая и металло-
фанерная облицовки дают при больших раз-
мерах кузова и малой кривизне стенок более
ровную поверхность, чем тонкая листовая
сталь, хорошо окрашиваются, сопротивляются
местным нагрузкам и ударам, отражают свет
и тепло. Задние дзери фургонов чаще всего
делаются двухстворчатыми. Двери изотерми-
ческих фургонов (для перевозки скоропортя-
щихся продуктов) имеют уплотнители проёмов
и мощные затворы. Между наружной облицов-
кой и внутренней обивкой этих кузовов за-
кладывается слой изоляции толщиной до
75 мм.
Помимо описанных типовых кузовов грузо-
вых автомобилей существует большое коли-
чество кузовоз для перевозки специальных
грузов и для выполнения различных работ
(ремонтные мастерские, библиотеки, кино-
передвижки, автомобили для прокладки кабе-
лей, прожекторные установки и т. д.).
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
ОПРЕДЕЛЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ
Автомобильным поездом назы-
вается система, состоящая из автомобиля или
быстроходного тягача автомобильного типа
с одним или несколькими прицепами.
По роду перевозимого груза
автомобильные поезда разделяются на гру-
зовые, пассажирские и специаль-
ного назначения.
По типу тяговой машины авто-
мобильные поезда различают: с грузовым или
легковым автомобилем, с тягачом автомобиль-
ного типа, с грузовым автомобилем, оборудо-
ванным коником для перевозки длинномерных
грузов.
По типу и количеству прицеп-
ных единиц автомобильные поезда могут
состоять из одного или нескольких прицепов,
полуприцепа или из полуприцепа с прице-
пами.
Автомобильным прицепом назы-
вается безмоторная (не имеющая собственного
двигателя) повозка, предназначенная для пере-
возки груза или пассажиров и буксируемая
автомобилем или быстроходным тягачом.
Прицепы разделяются на транспорт-
ные и специальные.
Транспортные прицепы различают
общего назначения, служащие для пере-
возки различных грузов, и специали-
зированного назначения, оборудованные
специальными кузовами (цистерны для жид-
костей, рефрижераторы), служащими для
перевозки определённых грузов.
Специальными называются прицепы,
используемые для перевозки постоянно смон-
тированного на них оборудования (силовые,
сварочные, насосные установки, пожарное и
инженерное оборудование, газогенераторы),
рассматриваемого не как нагрузка, а как
основная часть подвижного агрегата. Разли-
чают специальные прицепы — тяже-
ловозы для перевозки тяжёлых и гро-
моздких грузов (котлы, генераторы, фермы,
балки, дорожные машины и т. п.).
По способу распределения пе-
ревозимого груза между буксирующим
автомобилем (или тягачом) и прицепом по-
следние разделяются на полные прицепы (на-
зываемые просто прицепами), полуприцепы и
прицепы для длинномерных грузов (роспуски^.
Полный прицеп (фиг. 221 и 222)
имеет раму и кузов, непосредственно не свя-
занные с рамой и кузовом автомобиля (или
тягача), и буксируется при помощи шарнир-
ного дышла, практически не передающего на
раму автомобиля или тягача вертикальных
усилий от веса прицепа и груза.
По числу осей различают прицепы
одноосные, двухосные, трёхосные и четырёх-
осные.
Одноосные прицепы (фиг. 223) отличаются
от других типов прицепов наличием жёсткого
168
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
дышла (являющегося продолжением рамы),
передающего вертикальные усилия (обычно
небольшие) от веса прицепа и груза на буксир-
ный прибор автомобиля или тягача. Одно-
осными выполняются (в целях компактности,
(фиг. 225) лиоо двухосную тележку с рамой,
жёстко соединённой с дышлом, которая слу-
жит для поддержания поперечной балки со
стойками (называемой коником), являющейся
задней опорой длинномерного груза, перед-
4000 Наружный размер платформы
39ЬЬ Внутренний размер платформы
Размеры в скобках
-для прицепа -
с нагрузкой Згп
Фиг. 221. Двухосный прицеп (У2-АП-3).
облегчения и удешевления) прицепы неболь- няя часть которого опирается на подобный же
шой грузоподъёмности. коник грузового автомобиля или тягача.
Полуприцеп (фиг. 224) представляет Дышло прицепа-роспуска соединяется непо-
собой прицепной экипаж, задняя часть кото- средственно или через удлиняющую цепь
рого опирается на поддерживающуюся ось, с буксирным прибором автомобиля или тягача.
Фиг. 222. Трёхосный прицеп.
или двухосную тележку, а передняя — на спе-
циальное опорно-сцепное устройство, распо-
ложенное на раме тягача, называемого в этом
случае седельным тягачом. В перед-
Фиг. 223. Лёгкий одноосный прицеп.
ней части полуприцепа имеются опорные
катки, служащие для поддержания его передка
в отцепленном состоянии.
Прицеп для длинномерных гру-
зов (роспуск) представляет собой одноосную
Различают также полуприцеп для
длинномерных грузов (роспуск)
(фиг. 226), имеющий в передней части дышла
опорно-сцепное устройство, на котором мон-
тируется коник (выполняемый в этом случае
неповоротным), и работающий в сцепе с седель-
ным тягачом.
МАНЕВРЕННЫЕ КАЧЕСТВА
АВТОМОБИЛЬНЫХ ПОЕЗДОВ
Параметрами для оценки манёвренности
автомобильного поезда являются (фиг. 227):
1) наименьший внешний радиус поворота Rx\
2) наименьший внутренний радиус поворота /?2;
Зу наименьшие внешний и внутренний габа-
ритные радиусы Rl и /?2 (при предельно кру-
том повороте поезда), определяющие ширину
„габаритного коридора"; 4) смещение СК колеи
прицепа или полуприцепа относительно колеи
автомобиля или тягача; 5) наименьшая ширина
дороги В$, при которой возможен разворот
ГЛ. И]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
Фиг. 224. Полуприцеп (ППД-НАТИ)
Фиг. 225. Одноосный прицеп-роспуск A-АП-З).
170
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
поезда на 180°; 6) возможность движения зад-
ним ходом.
Наименьший внешний радиус
поворота /?г определяется по внешнему
^относительно центра поворота) переднему
е> /» g* h,..., I, где а — центр петли дышла
1-го прицепа; Ь — центр передней (поворот-
ной) оси 1-го прицепа; с — центр задней оси
1-го прицепа; d—центр буксирного прибора
1-го прицепа и одновременно центр петли
1035
Фиг. 226. Одноосный полуприцеа-роспуск с раздвижным дышлом.
колесу автомобиля или тягача по следующей
формуле:
sin <?.к
где Lm — база тягача; ак — максимальный
угол поворота передних (управляемых) колёс
тягача.
Приведённая формула является приближён-
ной, так как основана на условии чистого
качения колёс без учёта бокового скольже-
ния шин.
Наименьший внутренний ра-
диус поворота /?2 определяется по вну-
треннему (относительно центра поворота)
заднему колесу прицепа или полуприцепа и
зависит от конструктивных элементов авто-
мобиля (тягача) и прицепа и от количества
прицепов в поезде. Определение R2 для зад-
него прицепа поезда (при прицепах нормаль-
ной конструкции, т. е. с поворотной перед-
ней осью) производится путём последователь-
ного решения прямоугольных треугольников,
общей вершиной которых является теорети-
ческий центр поворота О (фиг. 228). Другие
концы последовательно определяемых радиу-
гов (по оси поезда) лежат в точках а, Ь, с, d,
дышла 2-го прицепа; е — центр передней оси
2-го прицепа;/—щентр задней оси 2-го при-
цепа; g — центр буксирного прибора 2-го при-
Фиг. 227. Схемы поворота седельного тягача о полупри-
цепом и грузового автомобиля с прицепом.
цепа и одновременно центр петли дышла 3-го
прицепа; h — центр передней оси 3-го прицепа
и т. д.
Для определения /?2 из радиуса, описывае-
мого центром задней оси последнего прицепа,
вычитается половина колеи данной оси. Фак-
ГЛ. И)
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
171
тором, уменьшающим R2, является увеличе-
ние базы и длины дышла прицепа; фактором,
увеличивающим R2, является увеличение свеса
буксирного прибора от центра задней оси.
Так как на траекторию движения автомобиль-
ного поезда влияют сцепление шин с грунтом,
пробуксовка и скольжение их, центробежные
Фиг. 228. Схема поворота автомобильного поезда, со-
стоящего из тягача и нескольких прицепов.
необходимым при использовании автопоездов
на маршрутах с узкими проездами, с тупи-
ковым погрузочно-разгрузочным фронтом
и т. п. Беспрепятственное движение автомо-
бильного поезда задним ходом допускают
седельные тягачи с полуприцепами. Принцип
управления при этом следующий (фиг. 229):
для движения задним ходом по кривой по-
стоянного радиуса прямые, перпендикулярные
плоскости колёс каждой из осей поезда, про-
ведённые из центров колёс, должны пересе-
каться в одной точке. Если передние колёса
тягача будут повёрнуты на больший угол,
т. е. радиус поворота тягача уменьшится, то
за один и тот же отрезок пути угловое пере-
мещение тягача будет больше, чем переме-
щение полуприцепа, и поезд станет „распрям-
ляться", перейдёт на движение по прямой и
затем начнёт поворот в другую сторону.
При угле поворота передних колёс тягача
меньшем, чем это требуется для движения
по кривой постоянного радиуса, угол между
тягачом и полуприцепом будет увеличиваться,
и при достижении им 90° движение должно
быть прекращено, так как дальнейшее увели-
силы, собственная жёсткость автопоезда (зна-
чительная у прицепов для длинномерных гру-
зов), то фактические значения /?, и /?2 могут
значительно отличаться от расчётных. Поэтому
точные значения их для конкретных конструк-
ций автомобильных поездов и дорожных усло-
вий определяются экспериментальным путём.
Ширина „габаритного кори-
дора" /?j — /?2 определяется по значениям
радиусов поворота R1 и R2 и радиальных
(боковых) свесов автомобиля (или тягача) и
прицепа:
где Д#1 — радиальный свес крайней точки
переднего крыла (или буфера) автомобиля
(или тягача) от плоскости переднего колеса
при предельно крутом повороте; 4/?2—ра-
диальный свес крайней точки кузова или
шасси прицепа от плоскости заднего колеса
по направлению к центру поворота.
В правилах, регламентирующих конструк-
тивные элементы автотранспортных машин,
предусматриваются предельные значения Rl
и R'2.
Наименьшая ширина дороги, при
которой возможен разворот авто-
мобильного поезда на 180°. Разли-
чают два метода разворота автомобильных
поездов.
По первому методу, применяемому для поез-
дов, конструкция которых не допускает зад-
него хода, разворот осуществляется путём
движения по дуге минимального радиуса с по-
вёрнутыми до отказа колёсами. В этом случае
ширина полосы, потребной для разворота,
равна удвоенной величине радиуса поворота
автомобиля или тягача Bg=2Ri. По второму
методу разворот совершается с применением
заднего хода.
Возможность движения задним
ходом. Применение заднего хода бывает
L1
Фиг. 229. Схема, иллюстрирующая усло-
вие возможности „распрямления" автомо-
бильного поезда на заднем ходу.
чение этого угла вызовет опасный упор кузо-
вом или рамой полуприцепа в заднюю стенку
или угол кабины тягача.
Правильно спроектированный тягач, обла-
дающий хорошей маневроспособностью на
заднем ходу, должен давать возможность
„распрямления" поезда, начиная с угла между
тягачом и полуприцепом, равного 90°. Для
этого должно быть соблюдено следующее
условие (фиг. 229):
где Lm—база тягача; Ln — база полуприцепа;
к—колея передних колёс тягача.
В случае, если конструкция тягача не
обеспечивает этого условия, маневрирование
всё же возможно, но усложняется ввиду не-
обходимости прерывать движение задним
ходом периодическими короткими подачами
вперёд с колёсами, повёрнутыми настолько,
чтобы достигнуть нужного изменения угла
172
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
РАЗД. IV
между тягачом и полуприцепом. Фактическая
траектория движения на заднем ходу может
отличаться от теоретической траектории ввиду
пробуксовки и бокового скольжения шин,
влияния неровности пути, наличия двойных
скатов колёс и сцепления шин с грунтом.
Конструктивными мероприятиями, улуч-
шающими манёвренные качества автомобиль-
ных поездов рассмотренного типа и облегчаю-
щими управление ими, являются возможно
больший угол поворота управляемых колёс
(тягача), большое передаточное число руле-
вого механизма, короткая база тягача, демуль-
типликатор в трансмиссии для обеспечения
минимальной скорости движения при манев-
рировании.
Манёвренные качества других типов авто-
мобильных поездов значительно отличаются
от рассмотренного поезда, состоящего из
седельного тягача с полуприцепом. Например,
поезда для перевозки длинномерных грузов,
состоящие из грузового автомобиля и прицепа-
роспуска, имеют неправильную кинематику
поворота. Расстояние между кониками, т. е.
между опорами длинномерного груза, равно
Фиг. 230. Тяжёлый прицеп-роспуск с поворотным
механизмом.
при движении по прямой сумме расстояний
от центра переднего коника до центра буксир-
ного прибора и от центра буксирного при-
бора до центра заднего коника. На повороте
указанные точки образуют треугольник, и
расстояние между кониками уменьшается. По-
этому неизбежно скольжение груза по кони-
кам. „Жёсткость" автопоезда, возникающая
вследствие трения груза о коники, препят-
ствует нормальному (без бокового скольже-
ния) качению колёс как автомобиля, так и
прицепа.
Для улучшения манёвренных качеств по-
добных автомобильных поездов получили не-
которое распространение (особенно в классе
большого тоннажа) прицепы-роспуски с пово-
ротным механизмом, управляемым рукояткой
(фиг. 230). Такой механизм, выполняемый
обычно в виде червячной передачи, служит
для поворота коника (или рамы, на которой
он укреплён) относительно основной рамы и
оси прицепа-роспуска.
Автомобильный поезд, состоящий из гру-
зового автомобиля и „полного" прицепа, зна-
чительно отличается от рассмотренных типов
поездов в отношении маневрирования на зад-
нем ходу. Прицепы ввиду наличия у них по-
воротного передка не позволяют длительного
движения задним ходом. Для этого необхо-
димо устранение подвижности передка отно-
сительно рамы прицепа путём введения фи-
ксаторов, связывающих в необходимых случаях
в одно целое верхнюю и нижнюю половины
поворотного круга прицепа. При включённом
фиксаторе прицеп превращается в жёсткую
систему, шарнирно соединённую при помощи
петли дышла с буксирным прибором автомо-
биля. Метод маневрирования применяется
в этом случае тот же, что и для ранее рас-
смотренных типов автомобильных поездов.
Поворот прицепа осуществляется исключи-
тельно за счёт бокового скольжения и „увода*
шин.
Движение задним ходом возможно по
любому маршруту с достаточно малыми ра-
диусами закруглений, однако оно связано
с возникновением больших боковых усилий
на дышле прицепа и с износом шин вслед-
ствие значительного бокового скольжения
колёс осей, далеко расположенных одна от
другой. На неровных, колеистых дорогах по-
добное маневрирование становится невозмож-
ным. Движение задним ходом поезда, состоя-
щего из нескольких прицепов, по заданному
маршруту также невозможно (за исключением
продвижения выпрямленного в линию поезда
на некоторую дистанцию по прямой). В целях
предохранения прицепа от поломок при манев-
рировании фиксатор обычно выполняется так,
что он является „слабым звеном" в системе
и выключается или срезается при неправиль-
ных действиях персонала или при небла-
гоприятных дорожных условиях, затрудняю-
щих необходимое боковое проскальзывание
колёс.
Приведённый разбор манёвренных качеств
различных типов автомобильных поездов по-
казывает, что первое место по этому пара-
метру занимают седельные тягачи с полупри-
цепами; за ними следуют грузовые автомо-
били с прицепами (при условии наличия
в системе поезда не более одного прицепа);
наихудшей манёвренностью обладают поезда,
состоящие из грузовых автомобилей с прице-
пами-роспусками, вследствие громоздкости и
„жёсткости", вызываемой наличием длинно-
мерного груза и неправильной кинематикой
всей системы.
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ
АВТОМОБИЛЬНОГО ПОЕЗДА
Грузоподъёмность автомобиль-
ного поезда в целом и грузо-
подъёмность буксирующего авто-
мобиля и прицепов к нему опреде-
ляются следующими соотношениями: грузо-
подъёмность прицепа в хороших дорожных
условиях в 1,5—2 раза превышает грузо-
подъёмность буксирующего автомобиля, т. е.
общий вес полезного груза поезда в 2,5—3 раза
превышает вес груза на буксирующем авто-
ГЛ. И]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
173
мобиле. Динамический фактор на прямой пе-
редаче автомобильного поезда при движении
по хорошим дорогам допускают ориентиро-
вочно 0,03 кг\кг.
Тяговые качества грузовых автомобилей
при постоянной работе с прицепами могут
быть повышены за счёт увеличения переда-
точного числа главной передачи при соответ-
ственном снижении их максимальной ско-
рости.
Другим средством, улучшающим динамику
автомобильных поездов, является применение
на тягачах специальных агрегатов: задних
мостов с двухскоростным редуктором и
демультипликаторов.
Основным фактором, лимитирующим вес
буксируемого прицепного инвентаря в пере-
менных дорожных условиях, является относи-
тельный сцепной вес буксирующего автомо-
биля. Буксировочные возможности тягача по
сцепному весу могут быть определены из
условия равенства силы сцепления на веду-
щих колёсах тягача и величины потерь на
качение поддерживающих (не ведущих) колёс
поезда по следующей формуле:
погрузочную высоту, позволяющую устанавли-
вать фургонные кузовы большой ёмкости.
Особые преимущества даёт возможность рас-
цепки седельного тягача и полуприцепа. При
массовых перевозках на короткие дистанции
практикуется система использования седель-
ного тягача с тремя сменными полуприцепами,
из которых один находится в пути, другой
стоит под разгрузкой и третий под по-
грузкой.
Для сокращения времени, затрачиваемого
на сцепку и расцепку, целесообразно примене-
ние автоматических опорно-сцепных устройств,
у которых опускание опорных катков при
расцепке и подъём их при сцепке совер-
шаются автоматически. При перевозках на
длинные дистанции может применяться система
работы одного полуприцепа с несколькими
сменными тягачами, обслуживающими опреде-
лённые участки (плечи) маршрута. При этом
рационально используется путевое время води-
тельского персонала и гарантируется сохран-
ность груза, не подвергающегося перевал-
кам в пути.
где Gn — полный вес прицепа с грузом,
Ga — полный вес автомобиля с грузом, х —
часть веса автомобиля, приходящаяся на его
ведущие колёса, <р — коэфициент сцепления
ведущих колёс автомобиля с грунтом, /— коэ-
фициент сопротивления качению.
Если пренебречь сопротивлением качению
передних (не ведущих) колёс тягача, то фор-
мула приводится к следующему виду:
f
КОНСТРУКТИВНЫЕ
И ЭКСПЛОАТАЦИОННЫЕ ОСОБЕННОСТИ
СЕДЕЛЬНЫХ ТЯГАЧЕЙ
С ПОЛУПРИЦЕПАМИ
Седельный тягач с одноосным полуприцепом
представляет собой трёхосную транспортную
систему с „разрезной" рамой и с далеко от-
стоящими одна от другой осями, из которых
ведущей является только одна. Характерной
особенностью такой системы является воз-
можность полного отделения (т. е. конструк-
тивная независимость) тяговой части (тягача)
от грузонесущей (полуприцепа), причём в сце-
пленном состоянии тягач выполняет и грузо-
несущие функции, вследствие чего достигается
увеличение сцепного вес.а на его ведущих
колёсах. Этим седельные тягачи выгодно отли-
чаются от чисто буксирных тягачей, не не-
сущих полезной нагрузки.
Шарнирное соединение при помощи опорно-
сцепного устройства между тягачом и полу-
прицепом обеспечивает поезду хорошую манёв-
ренность и приспосабливаемое^ к рельефу
пути.
Конструкция полуприцепов особенно бла-
гоприятствует установке длинных вместитель-
ных кузовов. Вследствие отсутствия транс-
миссии можно иметь низкую раму и малую
ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ
ЭЛЕМЕНТЫ ПРИЦЕПОВ
При определении основных конструктивных
элементов прицепов исходными являются сле-
дующие требования: 1) обеспечение необхо-
димых размеров грузонесущей части (кузов,
платформа); 2) соответствие существующим
правилам, ограничивающим габаритные раз-
меры транспортных единиц и автомобильных
поездов; 3) получение возможно лучшей ма-
нёвренности и устойчивости прицепа при дви-
жении; 4) достижение минимального собствен-
ного веса прицепа.
Габаритная длина прицепа
(включая дышло) не должна превосходить
норм, установленных габаритными ограниче-
ниями для единичных экипажей.
Буксирная (поездная) длина —
расстояние от центра переднего буксирного
прибора или опорно-сцепного устройства транс-
портной единицы до центра заднего буксир-
ного прибора — используется для определения
общей длины автомобильного поезда.
Передней точкой у прицепов принимается
петля дышла, у полуприцепов — шкворень
опорно-сцепного устройства, у грузовых авто-
мобилей и тягачей — передние буксирные
крюки или передняя габаритная точка (буфер).
Задней точкой является центр буксирного
прибора или центр опорно-сцепного устрой-
ства (у седельных тягачей).
В буксирную длину прицепа, замыкающего
поезд, включается расстояние от центра зад-
него буксирного прибора до задней габарит-
ной точки прицепа.
При компоновке поезда и выборе элемен-
тов, дающих в сумме буксирную длину, необ-
ходимо исходить из действующих габаритных
ограничений. Не рекомендуется осуществлять
сокращение буксирной длины за счёт умень-
шения свеса (за задней осью) буксирного
прибора, так как это ухудшает манёвренные
качества поезда, увеличивая смещение колеи
идущего сзади прицепа и уменьшает допусти-
174
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV,
мый угол (в плане) между дышлом прицепа
и рамой тягача.
База прицепа определяет его общую
размерность, манёвренность, продольную
устойчивость на ходу, весовую характеристику
и другие параметры.
Минимальная база должна обеспечить не-
обходимую продольную устойчивость прицепа
на ходу (отсутствие „килевой" качки и „виля-
ния" при движении поезда), что проверяется
экспериментальным путём. Кроме того, база
должна гарантировать минимальное расстоя-
ние между осями, рассчитанное из условия
допустимого воздействия колёс на дорожное
полотно.
Верхний предел базы устанавливается,
исходя из условия возможно малого смеще-
ния колеи задних колёс прицепа относительно
колеи передних колёс, при предельно крутом
повороте поезда и уточняется при расчёте
рамы.
Длина дышла должна быть минималь-
ной для уменьшения общей длины поезда и
уменьшения смещения колеи прицепа к центру
поворота. Нижний предел длины дышла опре-
деляется из условия отсутствия задевания
кузова буксирующего автомобиля о кузов
прицепа при расположении их под прямым
или близким к прямому углом в процессе
маневрирования. Для этого длина дышла
должна быть не менее половины ширины
кузова буксирующего автомобиля.
Расстояние от центра поворотного круга
передка прицепа до центра петли дышла
должно быть не менее полусуммы ширины
кузовов тягача и прицепа. Должен быть пре-
дусмотрен запас длины дышла, равный 200—
300 мм, на случай крена кузова при маневри-
ровании. Достаточность выбранной длины
дышла проверяется графически или экспери-
ментально. Размеры сцепных устройств (петли
дышла, буксирных крюков) и размещение их
упругого элемента см. ГОСТ 2349-45.
Габаритная ширина прицепа
по возможности не должна превосходить га-
баритной ширины буксирующего автомобиля.
Крайними габаритными точками прицепа мо-
гут являться борты (или арматура) кузова,
колпаки ступиц колёс, борты шин или края
ободов колёс.
Ширина кузова (внутренняя) прицепа
должна быть равна ширине кузова грузового
автомобиля, для которого предназначается
данный прицеп. Желательно, чтобы ширина
кузова позволяла устанавливать в нём одно-
типный прицеп (при транспортировке). Колея
для различных типов прицепов установлена
ГОСТ 3163-46.
Общие принципы, на основе которых вы-
бирается колея прицепа, таковы: колея перед-
них и задних колёс должна быть одинаковой
и возможно большей для получения наиболь-
шей устойчивости прицепа; при движении
автомобильного поезда по прямой след колёс
прицепа не должен выходить (внутрь или на-
ружу) за габариты следа колёс тягача; при
двускатных колёсах колею прицепа (или
полуприцепа) целесообразно унифицировать
с колеёй задних колёс буксирующего автомо-
биля; при односкатных колёсах колея делается
такой, чтобы колёса и ступицы не выходили
за габарит кузова и не препятствовали пол-
ному опусканию открытых бортов плат-
формы.
Ширина рамы зависит от ширины
расположения рессор. У низкорамных прице-
пов, у которых рессоры устанавливаются на
„выносных" (консольных) кронштейнах, ши-
рина рамы уменьшается; у высокорамных
прицепов имеется возможность располагать
рессоры под лонжеронами, поэтому ширина
её может быть приблизительно равна ширине
расположения рессор. В этом случае условия
работы лонжеронов и кронштейнов рессор
более благоприятны, чем при консольных
кронштейнах, из-за отсутствия в лонжеронах
дополнительных напряжений скручивания.
Габаритная высота прицепа
определяется как сумма погрузочной высоты,
т. е. высоты пола кузова от плоскости опоры
колёс и высоты бортов или стен и крыши
фургонного кузова. Предельное значение габа-
ритной высоты лимитируется официальными
правилами.
Погрузочная высота (определяемая
для полностью нагруженного прицепа) с
целью повышения его устойчивости и облег-
чения погрузочных операций должна быть
минимальной. У высокорамных прицепов (и
полуприцепов) высота пола в задней и перед-
ней части выполняется одинаковой и опре-
деляется из условия свободного прохождения
передних колёс прицепа (или задних колёс
седельного тягача) под лонжероном рамы при
повороте передка (или тягача) на 90° относи-
тельно рамы прицепа. У низкорамных и спе-
циальных прицепов задняя часть рамы сни-
жается, и пол может выполняться с уступом;
дополнительное снижение пола может быть
достигнуто устройством амбразур для задних
колёс.
Конструктивными мероприятиями для сни-
жения погрузочной высоты являются следую-
щие: 1) применение двускатных колёс, имею-
щих меньший диаметр, чем односкатные
той же грузоподъёмности; 2) применение
передних осей автомобильного типа с пово-
ротными цапфами взамен обычно применяе-
мых поворотных передков с неразрезной
передней осью; 3) уменьшение высоты про-
филя лонжеронов за счёт применения шпрен-
гельных систем или несущего пола плат-
формы, разгружающего раму; 4) применение
несущих фургонных кузовов; 5) устройство
уступчатых рам и пола и высоких колёсных
амбразур.
Клиренсы прицепов ввиду отсут-
ствия у них двигателя, трансмиссии и других
низкорасположенных агрегатов имеют обычно
величину, достаточную для любых дорожных
условий. Минимальное значение клиренса под
осями прицепов, полуприцепов и роспусков
согласно ГОСТ 3163-46 определяется как 0,4
диаметра колеса.
Клиренсы проверяются в следующих местах:
концы и гайки рессорных стремянок, крон-
штейн запасного колеса (при расположении
его под рамой), детали управления передними
колёсами (при передней оси автомобильного
типа с поворотными цапфами), прочие детали,
например, цилиндры гидравлических подъём-
ников самосвальных кузовов.
.Гибкость" прицепа определяется
возможными углами подъёма и опускания
ГЛ.
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
175-
дышла относительно плоскости рамы (фиг. 231).
Суммарное угловое перемещение дышла в вер-
тикальной плоскости
где
Sin ae =
и sin ак ==. —"- ]
1д
ав — наибольший угол отклонения дышла вверх
от горизонтали; ан — наибольший угол откло-
Фиг. 231. Схема параметров .гибкости" прицепа.
нения дышла вниз от горизонтали; he — наи-
большая высота подъёма переднего конца
дышла относительно точки крепления заднего
его конца; hH — наибольшая высота опускания
расстоянию точки подвеса заднего конца
дышла от грунта. У большинства современ-
ных прицепов задние шарниры дышла распо-
лагаются на поворотном передке близко
к переднему борту кузова и допускают углы
отклонения дышла вверх и вниз до 80—90°.
При наличии на прицепе автоматического
аварийного тормоза (тормоз обрыва), приво-
димого в действие опускающимся дышлом,
должно быть соблюдено условие hH<h^, где
h$ — расстояние шарниров дышла от грунта.
Независимость ходов — это макси-
мальный угол перекоса (в вертикальной пло-
скости) передней и задней осей прицепа, до-
пускаемый его конструкцией. У прицепов
с жёсткими осями, подвешенными на листовых
рессорах, независимость ходов достигается за
счёт деформации рессор, скручивания рамы и
кузова и зазоров в поворотном круге передка.
Независимость ходов определяется углом а0
между осями или отношением высоты подъёма
колеса при прохождении препятствия к ширине
колеи:
sin а0 = —?- ,
Rn
где а0 — угол независимости ходов; Л* — вы-
сота подъёма колеса; kn — ширина колеи при-
цепа.
/ K.U
\. Специальный прицеп, предназначенный для работы на пересечённой местности.
Фиг. 232
переднего конца дышла относительно заднего
его конца; lg — длина дышла.
Дышло должно допускать разность уровней
между задними колёсами тягача и передними
Практически а0 колеблется в пределах 8—
10°, что соответствует отношению
10,14 -f- 0,17.
Фиг. 233. Схема прицепа.
колёсами прицепа, равную радиусу колеса,
т. е. he — hH^rK. Фактическая „гибкость"
прицепа бывает значительно больше. Вели-
чина hH выполняется по меньшей мере равной
Специальные прицепы, предназначенные
для эксплоатации на пересечённой местности
и имеющие индивидуальную (торсионную или
пружинную) подвеску колёс или качающиеся
оси, допускают большие значения а0 и hK без
деформации рамы. Например, специальный
прицеп, показанный на фиг. 232 и 233, допу-
скает отклонение каждой оси на 15°, т. е. а0=30°..
ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ
ЭЛЕМЕНТЫ ПРИЦЕПОВ-РОСПУСКОВ
Погрузочная высота прицепа-
роспуска определяется по верхней пло-
скости грузовой балки (коника). Для устране-
ния продольного смещения груза при езде
погрузочная высота прицепа-роспуска должна
быть равна высоте коника буксирующего
автомобиля (в гружёном состоянии).
176
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Габаритная ширина коника при-
цепа не должна превышать габаритную ши-
рину буксирующего автомобиля, максималь-
ное значение которой устанавливается суще-
ствующими официальными нормами. Полезная
ширина коника определяется, исходя из вы-
бранной его габаритной ширины и сечения
стоек.
Высота стоек коника для пере-
возки металлических длинномерных грузов
(прокат, балки, трубы, рельсы) делается не
более 0,5 м. Стойки вертикальные, жёсткие
целесообразно укреплять в скользящих по
балке коника башмаках, могущих быть сня-
тыми во время погрузки и разгрузки.
Для перевозки леса стойки выполняются
с шарнирным креплением. Высота стоек выби-
рается в зависимости от грузоподъёмности
прицепа от 0,75 до 1,75 м. Применяются
также регулирующиеся раздвижные стойки. За-
крепление шарнирных стоек в вертикальном
положении производится цепями. Замки цепей
должны быть выполнены так, чтобы они от-
крывались со стороны, противоположной сто-
роне разгрузки (для безопасности персонала).
Верхние концы стоек соединяются дополни-
тельно цепью или предохранительным тросом,
укрепляемым свободно (без затяжки).
Колея прицепов-роспусков вы-
полняется равной (или близкой по размеру)
колее буксирующего автомобиля, для эксплоа-
тации с которым предназначен данный прицеп
(см. также ГОСТ 3163-46).
Дышло прицепо в-р оспусков вы-
полняется либо жёстким (постоянной
длины) при перевозке определённых грузов
заданного размера (см. фиг. 225), либо раз-
движным (см. фиг. 226) при переменной
длине перевозимых грузов. Разность между
максимальной и минимальной длиной раздвиж-
ного дышла не превышает 2,0—2,5 м. Дышло
делается либо металлическим трубчатого или
коробчатого сечения, либо деревянным (из
прочных пород) прямоугольного сечения.
При значительной длине перевозимого
груза (свыше 7—8 м) во избежание слишком
тяжёлой и громоздкой конструкции дышла
применяют прицепы-роспуски с короткой ра-
мой дышлом, присоединяемой к буксирному
прибору автомобиля посредством цепи.
Погрузочная длина поезда для
длинномерных грузов — это расстояние между
коником буксирующего автомобиля и кони-
ком прицепа роспуска (в выпрямленном
поезде). Погрузочная длина плюс передний и
задний свесы груза за кониками дают в сумме
общую длину груза. Величина переднего свеса
груза ограничивается расстоянием от коника
до задней стенки кабины водителя. Во избе-
жание задевания груза о кабину на поворо-
тах или при кренах между ними должен оста-
вляться зазор примерно от 0,75 до 1,25 м.
Погрузочная длина определяет величину
смещения колеи прицепа при поворотах, по-
этому большая погрузочная длина (так же,
как и длина дышла прицепа) нежелательна,
так как ухудшает манёвренность и затруд-
няет движение на дорогах с крутыми поворо-
тами.
Распределение веса длинно-
мерного груза по осям поезда за-
висит в основном от соотношения длины
груза и погрузочной длины. При заданном
значении погрузочной длины увеличение длины
груза вызывает увеличение заднего свеса,
так как величина переднего свеса изменяется
в ограниченных пределах. При этом возрастает
нагрузка на ось прицепа и уменьшается на-
грузка на ось буксирующего автомобиля.
Практика эксплоатации показывает, что
прицеп-роспуск, имеющий грузоподъёмность,
близкую к грузоподъёмности буксирующего
автомобиля (например, в случае шин одина-
кового размера), подвергается значительным
перегрузкам, особенно при нерегулирующемся
дышле постоянной длины. Поэтому при кон-
струировании прицепов-роспусков необходимо
определять погрузочную длину и длину дышла,
исходя из заданной длины груза. При грузах
переменной длины надо применять регулирую-
щееся дышло. При очень длинных грузах при-
ходится либо устанавливать на прицепе шины
ббльшего размера, чем на тягаче, либо при-
менять при одинаковых шинах прицепы-рос-
пуски удвоенной грузоподъёмности, т. е.
с двухосной тележкой, несмотря на их боль-
шую сложность.
Грузоподъёмность прицепов-
роспусков определяется как разность гру-
зоподъёмности шин (см. „Колёса и шины",
стр. 119) и собственного веса прицепа. Необ-
ходимо учитывать, что вследствие значитель-
ного различия нагрузок на ось от собственных
весов буксирующего автомобиля и прицепа-
роспуска фактическая грузоподъёмность по-
следнего выше грузоподъёмности буксирую-
щего автомобиля, оборудованного шинами того
же размера.
ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ
ЭЛЕМЕНТЫ СЕДЕЛЬНЫХ ТЯГАЧЕЙ
И ПОЛУПРИЦЕПОВ
На фиг. 234 и 235 приведены опорно-сцеп-
ные устройства, устанавливаемые на раму
седельного тягача.
При сцепке тягача с полуприцепом произ-
водятся следующие операции: 1) затормажи-
вание полуприцепа стояночным тормозом (на
скользком грунте с подкладыванием колодок
сзади колёс для устранения отката); 2) отпу-
скание фиксатора (запорного сухаря) челюстей
сцепного устройства тягача; 3) подъезд тягача
к полуприцепу, подъём передка полуприцепа
на раму тягача и сцепка. Шкворень полупри-
цепа при этом автоматически захватывается
челюстями сцепного устройства тягача, кото-
рые фиксируются стопорной вилкой или суха-
рём; 4) подъём опорных катков при помощи
ручного подъёмника или автоматически (при
помощи специальной штангн, упирающейся
при сцепке в шкворень сцепного устройства
тягача); 5) присоединение воздухопроводов
тормозной системы полуприцепа к соедини-
тельным шлангам на тягаче (в случае пневма-
тических или вакуумных тормозов), присо-
единение электропроводки; 6) растормажива-
ние полуприцепа.
Операция сцепки (при полуавтоматическом
механизме, т. е. с ручным подъёмом опорных
катков) требует от 1,5—2,0 мин. (полуприцеп
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
177
среднего тоннажа) до 4,0—5,0 мин. (тяжёлый
полуприцеп). Операция расцепки произво-
дится в обратном порядке и требует для
своего выполнения соответственно от 1,0—
1,5 мин. до 2,0—3,0 мин.
Определение высоты опорно-
сцепного устройства тягача и полу-
Фиг. 234. Опорно-сцепное устройство (нижняя часть).
прицепа и высоты рамы опорных катков про-
изводится исходя из следующего: при сцепке,
когда тягач подъезжает к полуприцепу, опор-
ный круг тягача занимает высшее положение,
так как его рессоры разгружены; передок
полуприцепа, наоборот, опущен, так как опор-
ные катки его расположены вблизи от центра
тяжести и воспринимают значительную часть
общей нагрузки (особенно при гружёном по-
луприцепе), а рессоры полуприцепа сильно
разгружены. В таком состоянии нижняя кромка
передней части полуприцепа или въездные
ролики (если они имеются) должны быть выше
края въездных плоскостей тягача, иначе
сцепка будет невозможна. При дальнейшем
продвижении тягача происходят постепен-
ная осадка его рессор и подъём передка по-
луприцепа.
В сцепленном состоянии катки полупри-
цепа должны находиться на расстоянии 50—
?0 мм от грунта (запас на неровность почвы
и для возможности подкладывания под катки
досок при слабом грунте во избежание про-
давливания его катками).
Высота въездной наклонной плоскости
должна равняться сумме: 1) осадки рессор
тягача под действием веса передней части
гружёного полуприцепа, 2) запаса на отрыв
катков от грунта и 3) поправки на осадку
рессор и шин полуприцепа от перераспреде-
ления реакций при сцепке.
Длина въездной плоскости лимитируется
длиной переднего уступа рамы полуприцепа
12 Том 11
и расположением опорных катков, которые
нежелательно отодвигать назад, так как это
приближает их к центру тяжести полуприцепа
и увеличивает опускание его передка при
расцепке. Высота въездной плоскости непо-
средственно определяет её крутизну, что в
свою очередь влияет на процесс сцепки, так
как от угла наклона въездной плоскости зави-
сит величина толкающих усилий, возникающих
между тягачом и-полуприцепом при их сцепке.
В выполненных конструкциях угол наклона
въездной плоскости составляет от 10 до 20°.
Толкающее усилие, потребное для осуще-
ствления сцепки, определяется по следующей
формуле:
где Т — толкающее усилие при сцепке,
Go—часть веса полуприцепа, приходящаяся
на въездную кромку или въездные ролики;
ар—угол наклона въездной плоскости к го-
ризонтали; ? — угол трения въездной кромки
по рабочей поверхности въездной плоскости
(или трения качения въездных роликов).
Для возможности осуществления сцепки
должны быть выдержаны следующие условия:
Рт>Т и y.xGm>T,
где Рт—свободное тяговое усилие тягача
на 1-й передаче, х Gm — сцепной вес тягача;
ср — коэфициент сцепления шин тягача с грун-
том.
При значениях ©<; 0,30—0,40 сцепка бывает
невозможна вследствие буксования ведущих
колёс тягача. В этом случае применяется
подсыпка под колёса песка или шлака. Под
колёса полуприцепа в целях избежания сдвига
Фиг. 235.' Опорно-сцепное устройство (лёгкий тип).
его назад при сцепке подкладываются клинья
или специальные, возимые на полуприцепе
башмаки.
В практике эксплоатации полуприцепов
встречаются случаи, когда необходимо про-
извести сцепку или расцепку тягача, распо-
ложенного (в плане) под углом к полупри-
цепу. Кроме этого, необходимо обеспечить
178
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
(РАЗД. IV
возможность сцепки при неточном подъезде
тягача к полуприцепу, т. е. при несовпадении
продольной оси тягача с осью шкворня (или
паза) полуприцепа. Для осуществления сцепки
в этом случае отверстие (устье) въездной
плоскости выполняется расширяющимся, чтобы
дать возможность свободно входить сцепному
шкворню полуприцепа.
Угол устья въездной плоскости в выполнен-
ных конструкциях опорно-сцепных устройств
составляет от 10 до 40°; ширина устья въезд-
ной плоскости—в пределах 250—500 мм. Ма-
ксимальный угол сцепки колеблется от 10
до 45—50°, причём он лимитируется не столько
конструкцией сцепного прибора, сколько воз-
никновением бокового сдвига полуприцепа от
толкающих усилий тягача. Сцепка под углом
15—20° обычно затруднений не вызывает.
В современных конструкциях опорно-сцеп-
ных устройств наблюдается тенденция к уве-
личению диаметра опорного круга для увели-
чения устойчивости передней части полу-
прицепа.
КИНЕМАТИКА ОПОРНО-СЦЕПНОГО
УСТРОЙСТВА СЕДЕЛЬНОГО ТЯГАЧА
И ПОЛУПРИЦЕПА
При маневрировании автомобильного поезда
на неровном грунте могут быть следующие
типичные положения (фиг. 236) 132]:
1) тягач и полуприцеп выпрямлены в линию;,
передние колёса тягача находятся на более
Фиг. 236. Схема положений тягача и полуприцепа при
определении кинематики автомобильного поезда.
низком уровне, чем остальные колёса. Поезд
имеет „излом" в вертикальной плоскости
с Еершиной угла, направленной вверх (а — на
фиг. 236);
2) тягач и полуприцеп выпрямлены в ли-
нию; передние колёса тягача находятся на
более высоком уровне, чем остальные колёса;
поезд имеет .излом" в вертикальной плоско-
сти с вершиной угла, направленной вниз
{б — на фиг. 236);
3) тягач и полуприцеп установлены под
прямым углом (в плане); передние колёса
тягача находятся на более низком уровне, чем
остальные колёса (в — на фиг. 236);
4) тягач и полуприцеп установлены под
прямым углом (в плане); передние колёса
тягача находятся на более высоком уровне,
чем остальные колёса (г — на фиг. 236);
5) тягач и полуприцеп установлены под
прямым углом (в плане); колёса оси полу-
прицепа находятся на более низком уровне,
чем остальные колёса (д — на фиг. 236);
6) тягач и полуприцеп установлены под
прямым углом (в плане); колёса оси полу-
прицепа находятся на более высоком уровне,
чем остальные колёса (е — на фиг. 236).
Для кинематической подвижности поезда
в положениях а и б достаточно, чтобы часть
опорно-сцепного устройства, находящаяся на
тягаче, имела ось качания, перпендикулярную
продольной оси поезда. Для подвижности в по-
ложениях виг необходимо, чтобы ось кача-
ния находилась на опорно-сцепном устройстве
тягача./ Для подвижности в положениях д и е
необходимо, чтобы ось качания находилась
на опорно-сцепном устройстве полуприцепа.
Для обеспечения подвижности поезда во всех
приведённых положениях одновременно необ-
ходимо иметь оси качания на опорно-сцепных
устройствах и тягача, и полуприцепа. Такая си-
стема применяется на современных тяжёлых
полуприцепах; её недостаток заключается
в возможности продольного смещения осей
качания, расположенных в разных плоскостях,
и вызываемых этим рывках между тягачом и
полуприцепом при движении. Более простыми
и употребительными являются конструкции
с одним качающимся элементом.
Качающуюся опорную площадку полупри-
цепа имеет система опорносцепного устрой-
ства ППД-НАТИ.
В выполненных конструкциях опорно-сцеп-
ных устройств углы качания элементов соста-
вляют: угол поворотного круга тягача до 33°.
угол опорной площадки полуприцепа до
10—15°.
Фактически угол между рамами тягача и
полуприцепа лимитируется не опорно-сцеп-
ными устройствами, а упором рамы или кузова
полуприцепа о раму или ходовую часть тя-
гача.
По данным испытания тягача ЗИС-10 с по-
луприцепом ППД-НАТИ получены следующие
значения углов между тягачом и полуприце-
пом (в вертикальной плоскости) (с полной
нагрузкой на полуприцепе): положение а—30";
б—11°; д — 6° (продольный наклон полупри-
цепа 11°, крен тягача 5°); е— 11,5°.
Увеличение указанных углов вызывает
увеличение высоты рамы полуприцепа и ухуд-
шает его устойчивость. Поэтому, учитывая воз-
можность выбора для маневрирования поезда
достаточно ровных участков, основное внима-
ние при конструировании должно уделяться
получению необходимых углов лишь в поло-
жениях а и б.
Деформация .скручивания"автомобильного
поезда (при прохождении неровностей колё-
сами одной стороны тягача или полуприцепа)
осуществляется за счёт деформации рессор,
упругости рам и наличия люфтов, предусмо-
тренных конструкцией в соединении шкворня
и запорных челюстей опорно-сцепного устрой-
ства.
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
179
ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ
Наличие тормозов на прицепах и полупри-
цепах в большинстве регламентируется офи-
циальными правилами. Исключение составляют
малые кузовные прицепы и одноосные при-
цепы-роспуски небольшой грузоподъёмности.
На прицепах и полуприцепах является
обязательным наличие стояночного и рабочего
тормозов. На прицепах-роспусках необходи-
мости в стояночном тормозе нет.
Колёсные тормозы прицепов по конструк-
тивной схеме и выполнению унифицируются
в большинстве случаев с автомобильными
тормозами. Привод тормозов прицепов и полу-
прицепов осуществляется от тормозной си-
стемы буксирующего автомобиля или тягача.
Источник энергии для приведения в действие
тормозов прицепа располагается на тягаче,
за исключением инерционного тормоза, дей-
ствующего при накате прицепа на затормажи-
ваемый тягач.
Ввиду большого веса автомобильных
поездов сила водителя оказывается недоста-
точной для торможения, поэтому применяются
тормозные системы с дополнительным источ-
ником энергии: механические (инерционные),
электромагнитные, пневматические и вакуум-
ные.
Инерционные тормозы обладают
рядом недостатков, из которых основным
является резкое действие, вызывающее рывки
при торможении. Вследствие этого такие тор-
мозы применяются только на прицепах не-
большой грузоподъёмности (до 2—3 т) при
условии наличия в системе поезда не более
одного прицепа. Положительной особенностью
инерционного тормоза является то, что при-
цеп, оборудованный им, не должен быть не-
посредственно связан с тормозной системой
тягача и поэтому может быть использован
с любым типом буксирующего автомобиля.
Электромагнитные тормозы
приводятся в действие от аккумуляторной
батареи буксирующего автомобиля.
На фиг. 23/ показано устройство элек-
тромагнитного тормоза для прицепов и
полуприцепов. Кольцевой электромагнит /
укреплён (с возможностью поворота на не-
большой угол) на втулке 2 опорного тормоз-
ного диска 3. При пропускании тока через
электромагнит он притягивается к кольцу,
жёстко укреплённому к тормозному барабану
(на фигуре не показаны), и благодаря силе тре-
ния начинает поворачиваться вместе с ним.
Поворачиваясь, электромагнит упирается в
один из рычажков 4 (в зависимости от на-
правления вращения колеса), служащих для
разжима тормозных колодок или бандажа 5,
и производит затормаживание. Сила тормо-
жения пропорциональна силе тока, пропу-
скаемого через электромагнит, которая регу-
лируется ручным или ножным контролле-
ром.
Для затормаживания прицепа на стоянке
предусмотрено устройство в виде кулачка
с наружным рычажком 6, к которому присо-
единяется тяга от рычага стояночного тормоза
прицепа. В механизме электромагнитного тор-
моза предусмотрено также аварийное устрой-
ство, автоматически затормаживающее прицеп
при случайном разрыве поезда. Монтаж и
электрическая схема этого устройства пока-
заны на фиг. 238. Аварийный включатель 1
установлен на полуприцепе и соединён це-
почкой с электропроводом тормоза. При раз-
рыве поезда цепь, натягиваясь, поворачивает
Фиг. 237. Электромагнитный тормоз для прицепов.
рычаг включателя и замыкает сухой элемент 2
на колёсный тормоз.
Электромагнитный тормоз получил малое
распространение. Более употребительными
являются вакуумные тормозы, применяемые
на прицепах средней грузоподъёмности,
Фиг. 238. Монтаж н электрическая схема аварийного
устройства электромагнитного тормоза.
и пневматические тормозы (высокого давле-
ния), применяемые на прицепах и полуприце-
пах средней и большой грузоподъёмности,
работающих в сцепе с грузовыми автомоби-
лями, имеющими тормозы этого же типа.
Пне в м этические тормозы осуще-
ствляются с однопроводной (фиг. 239) и с двух-
проводной (фиг. 240) системой привода.
Принципиальной особенностью первой си-
стемы является то, что одна и та же линия
180
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
трубопроводов используется как для наполне-
ния сжатым воздухом ресивера прицепа, так
и для управления тормозами прицепа (или
полуприцепа), т. е. для их включения и вы-
ключения по желанию водителя, и для авто-
матического затормаживания при аварийном
разрыве поезда.
В двухпроводных системах сжатый воздух
подводится к ресиверу прицепа по одному из
Пневматические и электрические тормоз-
ные системы предусматривают автоматическое
затормаживание прицепа (или полуприцепа)
при разрыве поезда (аварийное торможение).
В механических системах тормоз разрыва вы-
полняется в виде троса, затягивающего спе-
циальный рычаг тормоза прицепа при разрыве
поезда, или приводится в действие дышлом
при его опускании.
Фиг. 239. Схема однопроводной пневматической тормозной системы: 1— воздушный компрессор; 2—регу-
лятор давления; 3 — тормозной клапан тягача; 4—тормозной цилиндр тягача; 5— главный ресивер; 6 — тормозной
клапан прицепа; 7 — соединительная муфта воздухопровода; 8 — ресивер прицепа; 9 — клапан-реле тормоза прицепа;
10 — тормозной цилиндр прицепа.
трубопроводов, а другой трубопровод, связы-
вающий тормозной клапан тягача, управляе-
мый тормозной педалью (или рычажком на
руле), с клапаном-реле на прицепе (полупри-
цепе), служит для соединения в моменты тор-
можения ресивера прицепа с тормозными ци-
линдрами или камерами.
Однопроводные системы привода имеют
преимущественное распространение на евро-
ОСИ ПРИЦЕПОВ
Оси современных автомобильных прицепов
работают в условиях высоких скоростей дви-
жения. По ГОСТ 3163-46 прицепы грузо-
подъёмностью от 0,75 до 4 т должны быть
рассчитаны на скорость движения не менее
60 км\час\ прицепы грузоподъёмностью 6 те—
на скорость 50 км/час и прицепы на 10 от — на
скорость 40 км/час. Наличие на прицепах
мощных тормозов автомобильного типа обу-
словливает возникновение больших скручи-
Фиг. 240. Схема двухпроводной пневматической тормозной системы: / — компрессор;
2 — регулятор давления; 3 —центральный тормоз; 4 — тормозной клапан; 5—тормозная камера;
€ — предохранительный клапан; 7 — реле и аварийный клапан; 8 — клапан быстрого оттормаживания;
9 — кулачок колёсного тормоза; 10 — ресивер; 11 — манометр; 12—соединительная муфта воздухопро-
вода; 13 — кран.
пейских автомобильных поездах. Двухпровод-
ные системы применяются главным образом
в США. Однопроводная система имеет неко-
торое преимущество перед двухпроводной в
отношении простоты и быстрот»,1 действия.
Детали пневматических тормозов прицепов
и полуприцепов (аппаратура, проводка, соеди-
нительные детали, силовые камеры и пр.),
как правило, полностью унифицируются с ана-
логичными деталями пневматических тормоз-
ных систем грузовых автомобилей.
вающих моментов на балке оси. Поэтому оси
прицепов по своей конструкции, а также по
технологии изготовления весьма близки к
классу автомобильных агрегатов.
Ряд деталей осей прицепов—колёса, шины,
тормозы, нормали, подшипники, сальники и
уплотнения — унифицируется с соответствую-
щими автомобильными деталями.
По типу сечения балки оси прицепов вы-
полняются квадратные, прямоугольные, круг-
лые, двутавровые, трубчатые.
ГЛ. II]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
181
Двутавровые и трубчатые балки дают по
сравнению с прямоугольными экономию веса
до 25—30% при равной прочности.
В многоосных прицепах с целью улучше-
ния манёвренных качеств иногда применяются
оси с поворотными цапфами колёс (по типу
автомобильных передних осей), управляемыми
рычажным приводом. Одна из таких кон-
струкций четырёхосного прицепа приведена
на фиг. 241.
В некоторых многоосных прицепах приме-
няется балансирная подвеска колёс (фиг. 242)
принимать осевые нагрузки, достигающие
больших значений при работе прицепов на
неровных выбитых дорогах с крутыми пово-
ротами.
Для устранения недостатков двухскатных
колёс, заключающихся в неравномерном рас-
пределении нагрузки на внешнее и внутреннее
колёса двойного ската при выпуклом профиле
дороги и в проскальзывании одного из колёс
на поворотах вследствие неодинаковости про-
ходимых ими траекторий, предложены спе-
циальные конструкции ступиц для прицепов
Фиг. 241. Четырёхосный прицеп с управляемыми колёсами передней и двух задних осей.
задней тележки на цапфах, укреплённых к
коромыслу, шарнирно связанному с рессорой.
Ступицы осей прицепов выполняются по
типу ступиц передних осей грузовых автомо-
билей. Материалом ступиц обычно является
ковкий чугун, имеющий преимущество перед
ступицами из стального литья по литейным
Фиг. 242. Балансирная подвеска колёс задней тележки
трёхосного прицепа.
качествам и по обрабатываемости. Ступицы
из серого чугуна отличаются большим весом
и применяются редко.
Подшипники колёс прицепов применяются
преимущественно роликовые конические. Ша-
риковые подшипник» выходят из употребле-
ния ввиду недостаточной способности их вос-
и полуприцепов с независимым вращением
каждого из колёс двойного ската (фиг. 243).
Более совершенная, но и более сложная
конструкция оси для прицепов и полупри-
цепов показана на фиг. 244. Эта „компенси-
рующая" ось, рассчитанная на нагрузку до 8 т,
имеет шарнирно укреплённые качающиеся
Фиг. 243. Схема ступицы с независимым вра-
щением колёс двойного ската.
ступицы, позволяющие получить равномерное
распределение нагрузки на шины при непло-
ском профиле дороги. Конструкция допускает
угловое перемещение ступицы на 5° вверх
182
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
1РАЗД. IV
и вниз от среднего положения, т. е. полное
угловое перемещение 10°. Колёса установлены
на конических роликовых подшипниках и вра-
щаются независимо одно от другого. Ориги-
нальной особенностью является устройство
тормозов. Каждое колесо имеет свой тормоз,
причём наружное колесо получает тормозное
усилие, на 10% меньшее, чем внутреннее,
и поэтому продолжает вращаться после того,
как внутреннее колесо уже заблокировано до
.юза". Вследствие этого при торможении не
служит опорно-сцепной круг тягача седельного
типа.
Различают тяжеловозы настильного
типа, имеющие грузовую платформу, и кар-
касного или балочного типа [18],
имеющие сравнительно узкую раму и служа-
щие для перевозки экскаваторов и тому по-
добных машин на гусеничном ходу.
Тяжеловозы настильного типа могут иметь
пониженную (в средней части) платформу для
облегчения погрузки и для снижения габарита
Фиг. 244. „Компенсирующая" ось для прицепов и полуприцепов: 1 — ось качания ступицы; 2— не-
зависимо вращающиеся колёса; 3 — раздельные тормозы; 4 — электросигнализация спуска
воздуха из шин.
возникает полного скольжения шин, что
уменьшает опасность заноса. Ось обору-
дована электрическим сигнальным устройст-
вом, предупреждающим о падении давления
воздуха в шинах. По опубликованным дан-
ным опыт применения таких „компенсирую-
щих" осей показал возможность экономии
топлива до 20% и значительного увеличения
срока службы шин.
ПРИЦЕПЫ-ТЯЖЕЛОВОЗЫ
Для перевозки тяжёлых неделимых грузов
(экскаваторов, котлов, строительных механиз-
мов) применяются специальные прицепы и
полуприцепы-тяжеловозы грузоподъёмностью
от 5 до 75 т. В редких случаях применяются
прицепы-тяжеловозы грузоподъёмностью до
100-—150 т. Характерными особенностями
таких прицепов являются большая площадь
платформы, малая погрузочная высота, боль-
шое количество колёс, обусловленное необхо-
димостью рассредоточения нагрузок на дорож-
ное полотно. Прицепы-тяжеловозы обору-
дуются пневматическими шинами на ободе
нормального или уменьшенного диаметра и на
хороших дорогах имеют скорости движения
до 30—40 /см/час.
Универсальный тип тяжеловоза допускает
применение его как в качестве прицепа, когда
передняя часть рамы опирается на поворот-
ную тележку, снабжённую дышлом, так и в
качестве полуприцепа, когда поворотная
тележка отсутствует и передней опорой
груза по высоте. Обусловленное этим сниже-
ние клиренса (до 200 мм) делает возможным
применение таких прицепов лишь на весьма
хороших дорогах. Прицепы с прямой рамой,
имеющей одинаковый уровень над задней
тележкой и в средней (грузонесущей) части,
выполняются обычно с клиренсом не менее
250—270 мм.
Количество и расположение колёс прице-
нов-тяжеловозов определяются их грузоподъём-
ностью. Обычно для прицепов грузоподъём-
ностью от 5 до 15 т применяется четыре
односкатных или двухскатных колеса, т. е.
два колеса на передней поворотной тележке
и два на задней оси. По мере повышения
грузоподъёмности число колёс передней те-
лежки доводится до восьми в один ряд,
а число колёс задней части прицепа — до 16
в два ряда [8]. Подвеска колёс в многоколёс-
ных тележках выполняется балансирной. Два
двухскатных колеса одного ряда связываются
короткой качаюхцейся осью. Соответствующие
оси первого и второго ряда крепятся к про-
дольным балансирам, шарнирно укреплённым
на кронштейне к раме прицепа. Балансирная
подвеска позволяет обойтись без подрессори-
вания. В конструкции передней тележки при-
цепа, где высота рамы не так ограничена,
рессоры предусматриваются^
На фиг. 245 показан 12-тонный прицеп
завода „Дормашина"; 40-тонный прицеп этого
же завода показан на фиг. 246.
Типаж прицепов-тяжеловозов, предусмо-
тренный ГОСТ 3163-16, включает следующий
ряд грузоподъёмностей: 10—20—35—50—75 яг.
ГЛ. II)
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
183
Фиг. 245. Прицеп грузоподъёмностью 12 т завода „Дормзшина*.
Фиг. 246. Прицеп грузоподъёмностью 40 т завода «Дормашиня".
184
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
[РАЗД. IV
Погрузочная высота этих прицепов не пре-
вышает 750 + 50 мм для первых двух типов
и 1000 ± 75 мм для последних трёх типов.
Расчётные скорости прицепов установлены
соответственно 40—40 — 35—35—30 км/час.
Шины и тормозы у всех типов пневматиче-
ские.
ПРИЦЕПЫ МАЛОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ
Прицепы малой грузоподъёмности имеют
своим основным назначением не повышение
грузоподъёмности буксирующего автомобиля,
а перевозку таких грузов, на которые букси-
рующий автомобиль (например, легковой) не
рассчитан, или перевозку грузов, требующих
узко специализированных кузовов. Малые
прицепы (поездом по 2—3 шт.) применяются
для развозки небольших партий грузов, на-
пример, по торговым точкам. Такие прицепы
Фиг. 247. Схема буксирного прибора лёгких
прицепов: 1 —шаровой конец дышла; 2—ша-
ровая чашка буксирного прибора; 3 — замок
шаровой сцепки; 4 - пружина замка; 5— фи-
ксатор замка.
имеют обычно фургонный кузов достаточной
ёмкости, иногда со специальным внутренним
оборудованием для перевозки хлеба, продук-
тов, кондитерских изделий, аптекарских, га-
лантерейных и других товаров.
Особую группу составляют малые одноос-
ные прицепы, на которых перевозится агрегат,
являющийся не коммерческим грузом, а вспо-
могательным оборудованием к буксирующему
автомобилю (например, газогенераторная или
газобаллонная установка). Прицепы малой
грузоподъёмности пригодны также для пере-
возки военного, пожарного и санитарного сна-
ряжения, для эвакуации раненых и т. д.
Широкое распространение получают спальные
прицепы для туризма, снабженные компакт-
ным бытовым оборудованием и спальными
местами (на 3—4 человека).
В типаже прицепов (ГОСТ 3163-46) преду-
смотрен малый одноосный прицеп грузоподъём-
ностью 0,35 т, предназначенный для букси-
ровки легковым автомобилем.
Для увеличения устойчивости малых при-
цепов, рассчитанных на движение с большими
скоростями (буксировка легковыми автомо-
билями), при их конструировании принимаются
меры к снижению центра тяжести. Для умень-
шения килевой качки рекомендуется кузов
сдвигать вперёд относительно оси прицепа
для получения постоянной, направленной вниз
нагрузки на дышло.
Более тяжёлые типы прицепов (свыше 1 т)
снабжаются тормозами с механическим, элек-
трическим или вакуумным приводами, упра-
Таблица 58
Технические характеристики прицепов тяжеловозов
Модель прицепа
Грузоподъёмность в m .
Собственный вес вот..
База в мм
Погрузочная высота в .чм
Клиренс в мм
Габаритные размеры в мм
длина I с дышлом . .
( без дышла . .
ширина
высота
Число колёс:
передних
задних
Тип шин
Размер шин в дюймах .
а. ч
6,4
бооо
62O
270
9180
7780
3000
2500
4
Пнев-
мати-
ческие
42X10
о о
и ч
о m
X Q-cd
О Н EJ
m V о
° о 3
Si*
Si 2
25
9,3
730
3265
1305
_ 4
Грузо-
ленты
4О
12,3
6310
627
255
9803
79оо
33°°
233°
8
Грузо
ленты
вление которыми выносится на щиток или на
рулевое колесо буксирующего автомобиля.
Иногда рабочий тормоз конструктивно объеди-
няется со стояночным.
Буксирные приборы лёгких прицепов при-
меняются в виде шаровых сцепок, позволяю-
щих при достаточной простоте и надёжности
конструкций обеспечить хорошую кинематику
и свести вредные люфты до минимума.
На фиг. 247 показана схема такого буксир-
ного прибора.
Ниже и в табл. 58—60 приведены техниче-
ские характеристики различных моделей при-
цепов.
Техническая характеристика полуприцеша
1-ПП-6 (ППД-НАТИ)
Грузоподъёмность и кг 6000
Собственный вес в кг 2380
База (расстояние от оси до сцепного шкворня)
в мм • 37Э0
Расстояние от оси опорных катков до оси по-
луприцепа в мм 2515
Длина рамы ъ мм 5025
Габаритные размеры в мм: {™™?ш' \'\ 2340
Погрузочная высота в мм 1500
Колея в мм:
по внешнему скату колёс 1900
по внутреннему скату колёс 1450
Сечение балки оси в мм 80X80
Диаметр цапфы оси (подшипника) в мм . . 70
Сечение лонжеронов рамы Швеллер
№ 18
Колёса ЗИС-5
Размер шин в дюймах 34Х7
Размеры кузова (внутренние) в мм:
длина 5012
ширина 2150
высота бортов 600
Тормозы с вакуумным приводом и двумя бустерами.
ГЛ. II)
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ПОЕЗДА
185
Таблица 59
Технические характеристики двухосных автомобильных прицепов
Модель прицепа
2-АП-2
2-АП-З
У2-АП-3
2-АТП-5
Тип
Грузоподъёмность в кг
Собственный вес в кг
Габаритные размеры в мм:
длина
ширина
высота
База в мм
Колея в мм
Погрузочная высота в мм
Размеры кузова (внутренние) в мн:
длина
ширина
высота бортов
Сечение лонжеронов рамы
Поворотное устройство
Тормоз
Рессоры:
тип, размеры в мм, число листов
Сечение балки оси в мм
Диаметр цапфы оси (внутреннего
подшипника) в мм
Колёса
Размер шин в дюймах
Кузовной
2ООО
15°°
58°°
2300
183°
=475
i6io
1230
370°
2070
600
Швеллер № 10
Шкворневое на
роликах
Тормоз наката
на передней оси
ЗИС-5 (передние)
бз X 6,5, 11 листов
65X65
ГАЗ-АА,
двускатные
6,ОО—2О
Кузовной
Зооо
19°°
55°°
2320
i8oo
2475
1525
1200
354°
2140
600
Швеллер № 10
Шкворневое на
роликах
Тормоз наката
на передней оси
ЗИС-6 (передние)
бз X 8; И листов
б5Х б5
ЗИС-5,
односкатные
34X7
Кузовной
3°оо
i8oo
557°
2300
1800
2475
1525
1200
3475
2080
600
Швеллер № 10
Шкворневое на
роликах
Без тормозов
ЗИС-б (передние)
бз X 8; 11 листов
65 Хб5
ЗИС-5,
односкатные
34X7
Кузовной
5°°°
28оо
643°
235O
19 ю
275°
1675
13°°
443°
2о8о
боо
Швеллер № 12
и № 14
Шкворневое
на роликах
Тормоз наката
на передней
оси
ЗИС-5 (задние)
8о х 8о
7°
ЗИС5,
двускатные
34X7
Таблица 60
Технические характеристики одноосных автомобильных прицепов
Модель прицепа
1-АП-1
1-АП-1,5
1-ПД-1.5
1-АП-З
Тип
Грузоподъемность в кг . •
Собственный вес в кг:
с кузовом ,
без кузова
Габаритные размеры в мм:
длина ,
ширина ... • . .
высота
Размеры кузова (внутренние) в мм:
длина •
ширина
высота бортов
Колея в мм
Погрузочная высота в мм
Диаметр отверстия петли в мм . .
Длина рамы в мм
Ширина рамы в мм
Сечение лонжеронов рамы
Рессоры:
тип
размеры в мм и число листов ,
Расстояние между осями рессор
(по ширине) в мм
Сечение балки оси в мм
Диаметры цапф оси подшипников
(внутреннего и наружного) в мм . .
Колёса
Размер шин в дюймах
Кузовной
47°
Зоо
Зооо
1870
155°
i88o
1820
500
1420
ноо
Швеллер № 8
ЗИС-5 (передние)
63X6,5; И листов
55X55
38/22
ГАЗ-АА, односкат-
ные
6,оо—го или
6,5°—2о
Специального
назначения
35°
Зооо
1830
2700
94°
Швеллер № 10
ЗИС-5 или ГАЗ
63X6,5; П листов
или 57X7.75!
15 листов
55^
65X63
55/4°
ГАЗ-АА. односкат-
ные или двускат-
ные
6.5°—2о
Роспуск для
длинномерных
грузов
15°°
54°
295°
2ООО
1735
i6oo
1135
65
IIOO
Швеллер № Ю
ЗИС-6 (передние)
И листов
55/4°
ГАЗ-АА,
двускатные
6,5°—з0
Роспуск для
длинномерных
грузов
3°оо
94°
37°°
2IOO
2380 (со стой-
ками коника)
1670
и8о
IIOO
Швеллер № 10
ЗИС-5 (зад-
ние)
1040
8Х
7°/7°
ЗИС-5, дву-
скатные
34X7 или
7,5°—2°
186
ТРАНСПОРТНЫЕ АВТОМОБИЛИ
(РАЗД. IV
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Автомобили, Сборник монографий из иностранной
литературы, вып. I, Обтекаемость автомобиля, ОНТИ,
1937.
2. Бюллетень комиссии технической терминологии, вы-
пуск XXX, Автомобильная терминология, АН СССР,
1939.
3. Бухарин Н. А., Основы проектирования механиз-
мов автоматизированного управления автомобилем,
изд. Наркомхоза РСФСР, 1941.
А- Б у х а р и н Н. А., Расчёт независимой подвески,
„Автотракторное дело" № 1, 1933.
5. Бухарин Н. А., Тормозные системы автомобилей,
изд. Министерства коммунального хозяйства, 1946.
6. В а ш к о в И. И., О выборе конструкции картера
заднего моста грузового автомобиля, „Автомобиль-
ная промышленность" № 9—10, 1946.
7. В е л и к а н о а Д. П., Наилучшее распределение тор-
мозных усили t между передними и задними колёсами
отечественных автомобилей, „Мотор" № 12. 1940.
8. В о щ и н и н А. И., Новые типы транспортных машин
на строительстве США, „Американское строитель-
ство", Амторг, 1946.
9. Г о л ь д Б. В., Грузоподъёмность импортных автомо-
билей. „Автомобиль" № 1, 1944.
10. Г о л ь д Б. В., Пути развития грузовиков и автобу-
сов, изд. Наркомхоза РС1>СР. 1934.
П. Г л ух Б. А., К расчёту автомобильной гипоидной
передачи, „Известия НАТИ" № 3, 1933.
12. Г р у з д е в Н. И. и Волков П. М., Подвески
.торсионные, резиновые). Амортизаторы, ВАММ им.
Сталина. 1942.
13. Долматовский Ю. А., Автомобили с задним
расположением двигателя. Научно-технические про-
блемы автотранспорта, Сборник 1, изд. Наркомхоза
РСФСР, 1939.
14. Долматовский Ю. А., Архитектурная компо-
зиция автомобильного кузова, Сборник научных ра-
бот НАТИ, ОНТИ, 1938.
15. Долматовский Ю. А., Развитие автомобиль-
ных кузовов. Особая автомобильная лаборатория при
НАМИ, Машгиз, 1948.
16. Долматовский Ю. А., Автомобильные специ-
альные кузовы, Машгиз, 1946.
17. Долматовский Ю. А., Посадка водителя, пла-
нировка и обзорность в автомобильных кузовах, .Тру-
ды НАМИ", Машгиз, 1948.
18. Е ф р е м о в Г. А., Трайлеры, «Механизация строи-
тельства" № 8, 1946.
19. Ж и г а р е в Ф. М., Ж и л и н В. К., и др. ^под ре-
дакцмей проф. Г. В. Зимелева), Автомобиль, Описа-
тельный курс, Машгиз, 1946.
20. Жак Ф. Я- и Кракиновский 3. М., Станки и
приспособления в производстве деревянных каркасов
кузовов автомашин, Машгиз, 1939.
21. 3 и м е л е в Г. В., Новости мирового автомобиле-
строения, Ожургаз, 1938.
22. 3 и м е л е в Г. В., Малолитражный автомобиль KdF,
.Автомобиль" № 6, 194т.
23. К у г е л ь Р. В., Подшипники качения в автомоби-
лях, Машгиз, 1945
24. К у г е л ь Р. В., Расчёт подшипников качения авто-
мобилей, Главпочшипник, 1945.
25. К р ю к о в А. Д., Проектирование независимой под-
вески автомобиля, „Автотракторное дело" № 7, 1938.
26. К о т л я р С И., Безрамные конструкции, „Автомо-
бильный мотор". Сборник IV, изд. Наркомхоза РСФСР,
1939.
'П. Кириллов А. Н., Сюофасография, ОНТИ, 1937.
28. К е л л е р С. Д., Конструкции, расчёт и испытания
автоприцепов. Гос. изд-во местной промети РСФСР,
1939.
29. Л ы с о в М. И., Карданные механизмы, Машгиз, 1945.
30. Л ы с о в М. И., Расчёт автомобильной рлмы, „Авто-
мобильный мотор". Сборник IV, изд. Наркомхоза
РСФСР, 19».
31. Л а п т е в С. А., Современные прицепы в США,
«Автотракторное дело" № 7—8, 1937.
32. Лаптев С. А., Испытание тягача ЗИС-10 с полу-
прицепом НАТИ-ППД, „Мотор" № 7, 1939.
33. М а л а х о в с к и й Я- Э. Германские малолитражные
автомобили 1940 года, „Автотракторное дело" № 8—9,
1940.
34. Мельников В., Вакуумный усилитель тормозной
системы автомобиля Студебекер US-6, „Автомобиль"
№ 7, 1946.
А. Марковников В. Л., Пневматическое оборудо-
вание на автомобилях и троллейбусах, Машгиз, 1938.
36. НКСМ СССР, Руководящий материал .Автомобили
Основные параметры", 1940.
37. НАМИ. Лаборатория кузовов. Основы архитектурной
композиции автомобиля, Литографированное издание,
1947.
38. Никитина. И., Исследование обтекаемости авто-
мобиля, ОНТИ, 1936.
39. О с т р о в ц е в А. Н. иМалаховский Я. Э., Авто-
мобиль КИМ-10, „Мотор" № 10, 1940.
40. Прокофьев В. Н., Автомобильные гидропере-
дачи, Машгиз, 1948.
41. П а р х и л о в с к и и И. Г., Определение статической
стрелы прогиба рессоры, „Автомобильная промышлен-
ность' № 9—10, 1946.
42. П а с х и н Б., определение маневровых площадей
для автопоездов ЗИС-5. „Автомобиль" № 3, 1941.
43. Родионов В. Ф. и Зилов А. Л., Пневматическое
управление короб.<ой передач и сцеплением амери-
канских автобусов, „Автомобильный мотор", Сборник
IV, изд. Наркомхоза РСФСР, 1939.
44. Р о д и о н о в В. Ф., Развитие конструкций коробок
передач американских автомобилей, „Автомобильная
промышленность" № 7—8, 1946-
45. Родионов В. Ф., Лёгкий стандартный грузовой
автомобиль германской армии (гидршневматическое
управление колёсными тормозами), Машгиз, 1943.
46. С у х а н и х и н А. Г., Разметочные работы в кузово-
строении, ОНТИ, 1934.
47. Т р е и е н е н к о в И. И., Торсионное подрессорива-
ние автомобиля, „Труды НАГИ", вып. 39, Машгиз,
1941.
48. Т а р у т и н А. А., Новый метод расчёта листовой
рессоры, „Автотракторное дело" № 9, 10 и 11, 1934.
49. Т а р у т и н А. А., Расчёт листовой симметричной
рессоры, „Автотракторное дело" № 4, 1939.
50. Технические условия на авто-мотопокрышки и камеры,
Главшинпром, 1940
51. Хрущов М. М., Гольд Б. В., МаурахА. А.,
Материалы деталей автомобилей и тракторов, 4-е из-
дание, Машгиз, 1948.
52. X а л ь ф а н Ю. А. и В о л к о в Г. И., Тормозные
системы импортных автомобилей, Воениздат МВС
СССР, 1947.
53. Хельдт П. М., Автомобильные сцепления и ко-
робки передач, Машгиз, 1947.
54. Чудаков Е. А., Теория автомобиля ГНТИ, 1940.
55. Чудаков Е. А., Расчёт автомобиля, Машгиз, 1947.
56. Ч у д а к о в Е. А., Теория автомобиля, АН СССР,
1944.
57. Ч е р ч и л ь X. Е., Автоматические трансмиссии лег-
ковых автомобилей, „Американская техника и про-
мышленность" № 2, 1945.
58. Beaumont E., The development and production oi
automobile body panels, ЛАЕ Journal" № 8—9, 1937.
59. С h u г с h i 11, Hykes, Delp, Fundamentals ol
Suspension, „SAE Transactions", Januare, 1946.
60. Cross S., LehrE., Die Federn, ihre Gestaltung
und Berechnung, Berlin 1938.
61. H e 1 d t P. M., Brake mechanisms, „Automotive and
Aviation Industries" J* 7, 1945.
62. H i с k s H. A.. P a r k e r G. H., Hardiness in the
autom-bile, „SAE Journal" № 1, 1939.
63. К a m m W., Untersuchungen fiber die Formfestigkeit
eines selbstragenden Wagenkorpers und eines Fahrzeug»
rahtnens. „Rraftfahrtecnnische Forschungsarbeiten"
№ 1-4, 1936
64. К tipper R., Die Verkehrssicherheit der Anhanger
„ATZ" № lo, 1937.
65. Mercer O. I., Motor body designing problems. Ware
Bros Co, Philadelphia, 1931.
66. M о x e у I. G., Semi-Trailers Versus Six-Wheelers,
„SAE Journal" № 2, 1938.
67. N e w t о n L. V., Effect Shown of Variable Charges
on Fleet-Operation Economy, „SAE Journal" № 1,
1934.
68. Passenger Car Handbook. The Tire and Rim Associa-
tion, 1914.
69. SAE annual Meeting, „SAE Journal" № 2, 1946.
70. Sanders, Leaf spring and Suspension, London.
71. Swallow W., л 11 metall bodywork, „Automobile
Engineer" № 2, 1936.
72. S w a 11 о w W. Unification of body and chassis frame,
„1AE Journal" № 1, 1939.
73. Truck—Bus Handbook, The Tire and Rim Association,
1946.
74. W i 11 e k i n d F., Weiterentwicklung im AnhSnger-
bau, „ATZ" № 5, 1938.
Глава III
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
Автомобили высокой проходимости пред-
назначены для эксплоатации в тяжёлых до-
рожных условиях и по бездорожью, В зави-
симости от конструкции автомобили высокой
проходимости могут быть разделены на три
основные группы: 1) колёсные, 2) полугусе-
ничные и 3) автомобили-амфибии.
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ
ПРОХОДИМОСТИ
Определение и область применения
Колёсными автомобилями высокой прохо-
димости называются автомобили, имеющие
более одной пары ведущих колёс (многопри-
водные) и обеспечивающие эксплоатацию их
в тяжёлых дорожных условиях и по бездо-
рожью (фиг. 1).
По назначению колёсные автомобили
высокой проходимости можно разделить на
транспортные и тягачи.
Транспортные автомобили высокой
проходимости несут полезную нагрузку в своём
кузове. Они предназначены для эксплоатации
в дорожных условиях, не допускающих при-
менения обычных автомобилей.
Автомобили-тягачи высокой про-
ходимости предназначены для буксирования
различных прицепов и артиллерийских систем
как в условиях бездорожья, так и по различ-
ным дорогам. К этим автомобилям предъ-
являются специальные требования в отношении
тяговых свойств, манёвренности, а также эко-
номичности при эксплоатации на дорогах с
твёрдым покрытием.
Основные требования. Автомобили высо-
кой проходимости должны обладать следую-
щими основными эксплоатационными каче-
ствами: а) высоким динамическим фактором,
обеспечивающим преодоление больших сопро-
тивлений, возникающих при движении по пло-
хие дорогам, по бездорожью и на крутых
подъёмах; б) хорошим сцеплением ведущих
колёс с полотном пути; в) небольшим удель-
ным давлением на грунт; г) значительными
просветами и малыми габаритами; д) высокой
манёвренностью; е) хорошей приспособляе-
мостью ведущих колёс к неровностям пути и
способностью к преодолению препятствий
(канав, бродов); ж) достаточной надёжностью
и прочностью; з) хорошими эксплоатационными
качествами при движении в нормальных до-
рожных условиях (экономичность, износоустой-
чивость, скорость).
Основные эксплоатационные требования
к колёсным автомобилям высокой проходи-
мости приведены в табл. 1.
Тяговые свойства
При движении автомобиля по плохим до-
рогам или по бездорожью возникают сопро-
тивления, значительно превышающие те, ко-
торые имеют место при движении по обычным
дорогам среднего качества. Встречается также
необходимость в преодолении подъёмов до
50—65°/0 и различных препятствий (канав,
брёвен, эскарпов). Для транспортных автомо-
билей высокой проходимости должна быть
также предусмотрена возможность буксирова-
ния прицепов, полный вес которых составляет
до ]/з от полного веса автомобиля. Поэтому
при выборе основных параметров такого авто-
мобиля надо стремиться к максимальному по-
вышению его тяговых свойств и к обеспече-
нию возможности их использования при необ-
ходимости.
Технические характеристики армейских
автомобилей высокой проходимости (по амери-
канским данным) приведены в табл. 2.
Свободная сила тяги на буксирном приборе
задаётся, исходя из полного веса прицепа, ко-
торый должен буксироваться в намеченных
условиях эксплоатации. Необходимые тяговые
свойства обеспечиваются приводом на все ко-
лёса, т. е. использованием полного веса авто-
мобиля в качестве сцепного и наличием в
трансмиссии передач с пониженными переда-
точными числами (фиг. 2). Привод на передние
колёса дополнительно повышает проходимость
автомобиля вследствие более выгодного при-
ложения тягового усилия на колесе, движу-
щемся на препятствие.
Для автомобилей, общий вес которых (с на-
грузкой) не превышает 3500 кг, потребная
удельная мощность двигателя составляет
30—40 л. с. на тонну веса, что позволяет пре-
одолевать отдельные труднопроходимые участ-
ки пути с ходу. Более тяжёлые типы транс-
портных автомобилей высокой проходимости
должны иметь удельную мощность двигателя
15—20 л. с.1т для средних типов машин с пол-
ным весом до 8000 кг и не менее 10 л. с./т
для остальных.
Фиг. I. Конструктивные схемы шасси, авто-
мобилей высокой проходимости со всеми ве-
ду шими колесами: а) Интернационал 6 X 6;
б) Опель-блиц 4 X *•
ГЛ. III]
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
189
Таблица 1
Основные эксплоатационные требования к колёсным автомобилям высокой проходимости
Эксплоатационные требования
Колёсная формула
Полный вес в кг (не более)....
Полный вес прицепа, буксируе-
мого по грунтовой дороге в кг (не
более)
Наибольший преодолеваемый
подъём на сухом твёрдом грунте в
% (не менее)
То же с прицепом
Наибольший преодолеваемый
подъЕм на шоссе на прямой пере-
даче в °/0 (не менее)
Глубина преодолеваемого брода
в мм (не менее)
Угол опрокидыва-
продоль-
ный ....
ния в градусах !
1 ный ....
Наибольшая скорость по шоссе в
км/'час (не менее)
Наименьшая устойчивая скорость
Проходимость
Грузоподъёмность автомобиля
особо малая
4X4
3000
75°
бо
35
ю
ооо
5о
ЗО
95
5
Хорошая в лю-
бых дорожных
условиях, кроме
снежной целины
глубиной свыше
300 мм
малая
4X4
бдОО
2ООО
бо
35
5-7.5
7оо
5о
ЗО
8о
а-з
Хорошая в усло-
виях очень пло-
хих проселочных
и сильно засне-
женных дорог
средняя
6X6
8ооо
Зооо
бо
35
4.5
8оо
5о
ЗО
То
1.5-2,5
Хорошая в лю-
бых дорожных
условиях, кроме
снежной целины
глубиной свыше
400 мм
большая
6X6
оооо и выше
35оо и выше
бо
35
4.5
8оо
50
30
7О
o.S-1
Хорошая по
просёлочным до-
рогам; ограничен-
ная на бездорожье
Таблица 2
Технические характеристики некоторых армейских автомобилей высокой проходимости
Номиналь-
ная грузо-
подъём-
ность в кг
250
75о
1500
i5°o
2500
4000—5000*
дООО- бООО*
бооо
75°°
Колёсная
формула
4X4
4X4
6X6
4X4
6X6
4X4
4X4
6X6
6X6
Наиболь-
ший пол-
ный вес
в кг
15оо
32О0
4 5OO
5ООО
7 5°°
9 5°°
12 5°О
i6 000
19500
Полный вес
буксируе-
мого при-
цепа в кг
5°о
poo
I 8оо
i8oo
3 000
—
—
4 5°°
12 ООО
Наиболь-
шая ско-
рость по
шоссе
в км'час
1О.
9°
до
75
7О
65
7°
55
5°
Наибольший преодо-
леваемый i
Прямая
передача
12,5
8,о
—
5,о
3:5
4,5
4,5
юдъём в %
Низшая
передача
бо
58
бо
65
65
74
74
65
65
Расход топлива в
Л/100 км
без
прицепа
14
25
2б
За
3°
79
с
прицепом
17,о
—
Зб,о
39,о
95
чо
в _ =$
0 ** Я
22O
2бО
2бо
255
255
Зоо
3°°
2ОО
335
* Используется для работы с полуприцепами.
190
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
(РАЗД. IV
Тяговый расчёт автомобилей высокой про-
ходимости как транспортных, так и тягачей
проводится при помощи формул [10], приведён-
ных в гл. 1 «Теория автомобиля". Предельные
лес по колее передних, что во многих случаях
улучшает сцепление колёс с грунтом; в) повы-
шенный просвет автомобиля за счёт увеличе-
ния диаметра колёс.
мосту
Нейтральное
положение
Привод на задние
мосты
Придод на все
посты на повы-
шают, передаче
Привод на все мосты
на поникают, nspsdant
Фиг. 2. Принципиальная схема силовой передачи в автомобиле типа 6X6
значения коэфициента сопротивления качению
для особо тяжёлых условий движения, таких
как глубокий песок, болотистый грунт и
дорога с рыхлым снегом, могут достигать
0,25—0,3.
Грунтовая грязная дорога с глубокими
колеями и ямами, влажный глинистый грунт,
поросший травой, и песчаная лесная дорога
дают величины коэфициента сопротивления
качению от 0,12 до 0,22.
Коэфициент сцепления составляет 0,6 для
сухого песка и снижается до 0,35 на зелёной
траве. Для расчёта принимается его средняя
величина, равная 0,5.
Наличие в трансмиссии автомобиля высо-
кой проходимости передач, обеспечивающих
скорость движения в пределах 1,0—1,5 км /час,
весьма желательно для предохранения от бу-
ксования.
Эксплоатационная рентабельность автомо-
билей высокой проходимости зависит в зна-
чительной степени от правильного выбора и
сочетания динамических и конструктивных
параметров, обеспечивающих минимальные со-
противления движению автомобиля в заданных
условиях. К таким параметрам в первую оче-
редь относится удельное давление на грунт
от колёс автомобиля, которое должно быть в
пределах 1,5—2 кг/см2. Это достигается пони-
жением осевого веса путём увеличения числа
осей автомобиля или посредством применения
шин большого размера (фиг. 3).
Наименьшее сопротивление качению полу-
чается при односкатных ведущих колёсах, ко-
торые обеспечивают: а) снижение коэфициента
сопротивления качению за счёт уменьшения
ширины следа колёс и работы на деформацию
грунта; б) возможность движения задних ко-
Конструктивные
особенности
Автомобили высо-
кой проходимости об-
ладают специфиче-
скими особенностями
в отношении распре-
деления полного веса
по осям типа приме-
няемых шин, проходи-
мости, схемы силовой
передачи и ходовой
части. Правильное ре-
шение конструктив-
ной компоновки авто-
мобиля не менее важ-
но, чем обеспечение
ему соответствующей
динамической харак-
теристики.
Распределение
полного веса авто-
мобиля по осям и
тип шин. Для автомо-
билей с общим весом
до 8000 кг могут быть
приняты односкатные
колёса со следующим
распределением веса по осям (с полной по-
лезной нагрузкой): двухосные — 40% на пе-
реднюю ось и t0°/0 на заднюю; многоосные —
примерно поровну на каждую ось.
Для этих типов автомобилей двухскатные
колёса нужны только для движения в особо
вязкой глубокой грязи или на заболоченных
почвах, требующих применения противобуксо-
вочных цепей таврового или шлицевого типа.
Для тяжёлых типов транспортных автомо-
билей высокой проходимости односкатные
колёса не дают особых преимуществ ввиду
ограниченной проходимости таких автомобилей;
кроме того, применение односкатных колёс
значительно повышает погрузочную высоту
платформы. Тяжёлые типы автомобилей-тяга-
чей высокой проходимости, или самосвалы,
используемые для работы на сухих рыхлых
грунтах (дорожное строительство), желательно
делать односкатными. Изображённый на фиг. 3
тягач имеет полный вес (с нагрузкой и с обо-
рудованием) 13,5 т. Распределение веса по
осям по 50%. В тех случаях, когда на перед-
ний мост приходится вес свыше 3000 кг, не-
обходимо применять рулевое управление с
вспомогательным приводом.
Так как проходимость автомобиля в зна-
чительной степени зависит от правильного
выбора шин, то на автомобилях высокой про-
ходимости применяются только специальные
типы шин, ибо у шин обычного типа сцепле-
ние на сыром и мягком грунте недостаточно
для передачи тягового усилия.
Развитие шин для автомобилей высокой
проходимости шло по пути создания специаль-
ных конструкций для различных типов грунтов.
Так, для получения высокой проходимости
автомобиля по скользким и одновременно
ГЛ, III]
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
191
мягким грунтам, необходимо иметь достаточно
высокое удельное давление, но одновременно
возможно малое напряжение на срез в грунте.
Анализ потерь, получающихся при движении
автомобиля по мягкому грунту, показывает,
что в этом случае выгоднее брать размер шин
возможно большим при малом давлении воз-
духа. Усилие, затрачиваемое на деформацию
Для сухих рыхлых грунтов тре-
буются шины с широкой беговой поверхностью
и мелким замкнутым рисунком, не вызываю-
щим сдвига поверхности почвы.
Песок в сухом состоянии (сыпучий)
является наиболее тяжёлой дорогой для авто-
мобиля, так как допускает незначительное
удельное давление. Для такой дороги наиболее
Фиг. 3. Компоновка тяжёлого тягача типа 4 X 4 с общим весом 13j5 m (Вальтер)»
грунта, будет тем меньше, чем меньше погру-
жение колеса в грунт.
При эксплоатации автомобиля высокой про-
ходимости на рыхлых грунтах и на дорогах
е твёрдым покрытием (смешанная эксплоата-
ция) наиболее подходят шины с невысокими
грунтозацепами и центральным беговым реб-
ром (фиг. 4). Ширина канавок между грунто-
зацепами и их про-
филь должны обеспе-
чивать самоочистку
шины от налипающего
грунта и не должны
рыхлить колеи.
Для хорошей про-
ходимости автомобиля
на различных почвах
требуются шины спе-
циальных конструк-
ций.
На рыхлой
почве при пере-
даче тягового усилия
основную роль играет
Фиг. 4. Рисунок грунтоза-
цепов на шинах автомо-
билей высокой проходи-
мости, пригодных для экс-
плоатации на рыхлых грун-
тах и на дорогах с твёрдым
покрытием.
внутренняя сцепляе-
мость частиц грунта.
Она характеризуется
сопротивлением грунта срезу под воздей-
ствием внешних сил. На таких почвах при-
менение шин с высокими грунтозацепами или
противобуксовочных цепей ускоряет зарыва-
ние колёс автомобиля.
подходящими являются шины типа сверхбал-
лон с обычным рисунком протектора и сильно-
уменьшенным давлением воздуха @,75—
1 kzjcm^). Автомобили на сверхбаллонах бес-
препятственно движутся по сыпучему песку
и могут развивать на нём высокие скорости.
По болотистым грунтам колёсные
автомобили высокой проходимости могут дви-
гаться лишь в том случае, когда шины дости-
гают нижнего плотного основания почвы.
Снег как временный покров очень разно-
роден по своим свойствам и может в короткое
время менять свою несущую способность и
внутреннюю сцепляемость. Только что выпав-
ший снег, вне зависимости от погоды, рыхлый,
но при образовании колеи становится очень
скользким и вызывает буксование колёс.
Надёжное движение в этом случае возможно
только с цепями противоскольжения. Снежная
дорога является крайне трудной и для авто-
мобилей высокой проходимости. Даже в случае
хорошо накатанной снежной дороги может
иметь место буксование ведущих колёс (при.
трогании с места, на подъёме), неизбежно со-
провождающееся их зарыванием.
Пахотный и лесной виды грунтов,
дающие в сухом состоянии хороший коэфи-
циент сцепления с шиной, при некоторых
условиях теряют это свойство. Образующийся
вязкий слой грунта налипает на беговую по-
верхность шины и не даёт возможности осу-
ществлять передачу тягового усилия через
192
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
нижнее твёрдое основание грунта. Для работы
на таких липких грунтах необходимы шины с
грунтозацепами большой высоты и с большой
шириной канавок между ними, выходящих на
борт покрышки. Это необходимо для бокового
выдавливания вязкого слоя налипшего грунта
при движении в глубокой колее. При движе-
нии по очень глубокой колее требуется при-
-1650
-3150
схемы общей компоновки автомобиля и кон-
струкции неподрессоренных частей, а также
обеспечения достаточным просветом под
осями, небольшим продольным радиусом про-
ходимости и соответствующими передним и
задним углами проходимости. На фиг. 7 приве-
дены параметры ходовой части, влияющие на
проходимость автомобиля типа 4X4. Просветы
под осями при
обычных неразрез-
ных ведущих мо-
стах находятся в
пределах 250 —
350 мм. У специ-
альных типов авто-
мобилей, у которых
понижение пере-
даточного числа
главной передачи
о существляется
редукторами, рас-
положенными либо
в ступицах колёс,
либо в раздаточ-
ной коробке, про-
свет может быть
увеличен до 450мм
и даже выше
(фиг. 6, схемы а
и б).
Весьма рацио-
нальной является
конструкция авто-
мобиля с централь-
ной несущей рамой
(выполненной, например, в виде трубы) и с за-
крытыми разрезными ведущими мостами. При
такой конструкции автомобиль может, не под-
_i т0
Фиг. 5. Специальная конструкция грузового автомобиля типа 4 X 4 Для особо тяжёлого без-
дорожья (сильно заболоченные грунты) (Крайслер). 1 — раздаточная коробка; 2— ведущий
мост; 3 — колёсные редукторы; 4 — глушитель; 5— лебёдка.
менение цепей противоскольжения, которые
разрывают грунт сбоку шины и создают таким
образом свободный выход для почвы, застряв-
шей между грунтозацепами.
Для особо тяжёлых дорожных условий ра-
боты на тягачах или на специальных грузо-
вых автомобилях применяется протекторный
рисунок uihhj имеющий грунтозацепы с незамк-
нутым контуром (тракторного типа). Эти
шины обеспечивают хорошие сцепные свой-
ства с почвой, но не пригодны для движения
с высокими скоростями (свыше 30 км/час).
Применение колёсных автомобилей в усло-
виях особо тяжёлого бездорожья, в которых
до последнего времени применялись только гу-
сеничные машины, как, например, на сильно за-
болоченных грунтах по глубокой грязи (не име-
ющей на некоторой глубине достаточно твёр-
дого основания), вызвало появление специаль-
ных типов автомобилей высокой проходимости
DX4) с очень низким удельным давлением
на почву. На фиг. 5 показан двухосный 2,5-тон-
ный грузовой автомобиль с приводом на обе
оси, имеющий шины размером 18,00-26. Высо-
кие просветы под осями (свыше 600 мм) и
возможность уменьшения давления воздуха в
шинах на ходу автомобиля* обеспечивают
надёжное движение автомобиля в исключи-
тельно тяжёлых условиях бездорожья. Исполь-
зование таких автомобилей производится
только в специфических условиях эксплоата-
ции (например, на нефтепромыслах в заболо-
ченных районах).
Проходимость автомобиля в значитель-
ной степени зависит от правильного выбора
* См. .Автомобили-амфибии"
Фиг. 6. Конструктивные схемы специальных типов авто-
мобилей высокой проходимости: схемы а и б обеспечи-
вают увеличенные просветы; схемы виг позволяют
получить низкое расположение центра тяжести автомо-
биля и хорошую* приспособляемость коле.: к неров-
ностям пути.
вергаясь- повреждениям, скользить через пре-
пятствия и резать грунт, обеспечивая хорошую
проходимость по снегу или по грязи, когда
колёса дорываются до твёрдого основания
ГЛ. III)
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
193
почвы (фиг. 6, схемы в и г). Кроме того, при
такой конструктивной схеме автомобиля, бла-
годаря низкому расположению его центра
тяжести, увеличивается безопасность движе-
ния, особенно на сильно пересечённой мест-
аости.
няться до 15—20° в обе стороны от горизонталь-
ной оси, что обеспечивает хорошую приспо-
собляемость колёс к неровностям пути (фиг. 11).
Для трёхосных и четырёхосных многопри-
водных автомобилей наиболее рациональной
является конструкция подвески с качающимися
балансирами жёсткого или рессорного типа
(фиг. 12). Такая подвеска, благодаря своим
положительным качествам, получила весьма
Фиг. 7. Параметры ходовой части, влияющие на проходимость автомобиля типа 4X4.
Хорошей проходимостью обладают коротко-
базные автомобили с двигателем, вынесенным
вперёд или расположенным под кабиной (фиг. 8,
9 и 10). Некоторое увеличение проходимости
автомобиля достигается применением шин
большого размера. При небольших просветах
в средней части шасси применяются боковые
опорные колёса, дающие эффект только при
преодолении вертикальных препятствий. На
очень рыхлых или заболоченных грунтах, а
также в глубоких колеях и при движении по
снегу боковые опорные колёса не предохра-
няют от вывешивания автомобиля на механиз-
мах ходовой части.
Независимая рычажная подвеска колёс с
низко расположенными пружинными элемен-
тами и открытыми ведущими валами колёс
является наименее удовлетворительной. Ши-
роко принятая конструктивная схема автомо-
биля с обычными жёсткими ведущими мостами
имеет ряд существенных недостатков особенно
для двухосных автомобилей. Основными недо-
статками этой схемы для транспортных грузо-
вых автомобилей являются высокое располо-
жение центра тяжести, большая погрузочная
высота платформы, трудность осуществления
постоянного контакта колёс с грунтом при
перекосах. Единственное преимущество этой
схемы — возможность максимальной конструк-
тивной и производственной унификации её с
однотипными нормальными грузовыми автомо-
билями.
Приспособляемость колёс к неровностям
пути необходима для обеспечения важнейшего
преимущества многоприводных автомобилей —
передачи тягового усилия одновременно всеми
колёсами.
Конструктивно приспособляемость колёс
осуществляется применением разрезных осей
и независимой подвески всех колёс или при-
менением такого соединения жёстких осей с
рамой, при котором перераспределение на-
грузки на ведущих колёсах при перекосе
автомобиля было бы наименьшим. Независимая
подвеска колёс позволяет полуосям откло-
13 Том 11
широкое распространение. На фиг. 13 пока-
заны требования к перекосам среднего и зад-
него мостов многоприводного автомобиля. При
соблюдении этих требований колёса автомо-
биля при прохождении через неровности, встре-
чающиеся на плохих дорогах, не отделяются
от полотна пути, и распределение нагрузки
между колёсами почти не изменяется. Для
двухосных автомобилей с жёсткими мостами
и подвеской на полуэллиптических рессорах
приспособляемость колёс к неровностям пути
определяется возможностью подъёма одного
из колёс на 200—300 мм без отделения от
полотна пути другого колеса автомобиля.
Наилучшую приспособляемость колёс к
неровностям пути обеспечивает конструкция
автомобиля с разрезной рамой (трубчатого
или обычного типа); каждая из двух половин
рамы (М и N) может принимать относительно
другой половины положение, показанное на
схеме фиг. 14.
Манёвренность. Эксплоатация автомобилей
высокой проходимости на лесных и горных
дорогах, а также на пересечённой местности
выдвигает повышенные требования к их ма-
нёвренности. Наиболее простым способом
улучшения манёвренности автомобиля является
максимально возможное уменьшение его базы,
что особенно важно для автомобилей с перед-
ними ведущими колёсами, так как управляемые
колёса при применяемых конструкциях кар-
данных шарниров имеют угол поворота до 28°.
Улучшение манёвренности на двухосных и
четырёхосных автомобилях иногда достигается
тем, что все колёса выполняются управляемыми
(фиг. 15 и 16). При всех управляемых колёсах,
кроме улучшения манёвренности, уменьшается
также сопротивление качению при повороте
на рыхлых грунтах и снегу (из-за уменьшения
числа следов и давления неуправляемых ко-
лёс на боковые стенки колеи). На автомоби-
лях со всеми управляемыми колёсами необхо-
димо предусматривать возможность выслюче-
ния управления задними колёсами в целях
обеспечения нормального отъезда от близ рас-
Фиг. 8. Конструкция грузового автомобиля типа 4x4 с передней осью,
сдвинутой назад, обеспечивающая компактности, высокую проходимость
и хорошую манёвренность (^ГАЗ-63).
Фиг. 9. Конструкция грузового автомобиля типа 4x4 с передней осью,
сдвинутой назад, и расположением ка~бины над двигателем. Достигнуто
уменьшение габаритных размеров автомобиля и погрузочной высоты плат-
формы (Ауто-Унион).
ГЛ. Ill]
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
195
положенных вертикальных препятствий (вы-
ступ тротуара, стенка) и получения устой-
чивости при движении на высоких скоростях
(фиг. 16). У т( ёхосных автомобилей управляе-
мыми являются обычно передние колёса. При
правильно подобранной базе радиус поворота
трёхосных автомобилей не на много превышает
радиус поворота двухосных автомобилей с та-
кой же базой. По лёгкости упра-
вления трёхосные автомобили с
передними управляемыми колё-
рамы может принимать относительно другой
положение, показанное на схеме.
Силовая передача
При движении автомобиля по плохим доро-
гам или по бездорожью полное использование
мощности двигателя на всём диапазоне встре-
чающихся сопротивлений может обеспечить
только автоматическая прогрессивная силовая
передача. Такая передача (в большинстве гидро-
Фиг. 10. Конструкция легкового автомобиля типа 4x4, обладающего высокой проходимостью
и допускающего весьма разнообразное использование (Виллис).
сами наименее удовлетворительны из-за ста-
билизирующего влияния двух задних неупра-
вляемых осей. Особенно это влияние сказы-
вается при движении автомобиля по рыхлому
грунту и в глубоких колеях.
Хорошей манёвренностью обладают специ-
альные конструкции автомобилей с разрез-
ной рамой (фиг. 14). Разрезная рама
состоит из трёх основных частей: передней Q,
задней Р и соединяющей их трубы С. Обе
половины рамы обращены друг к другу попе-
речинами М и N, имеющими форму дуг окруж-
ности, снабжённых зубчатыми секторами,
центры которых находятся посредине между
колёсами каждой из двух осей автомобиля.
С помощью шестерни, приводимой в движение
рулевым механизмом, каждая из двух половин
механического типа) позволяет иметь повышен-
ные тяговые свойства (в пределах данного
козфициента сцепления), высокие средние ско-
рости и улучшает экономичность в тяжёлых
дорожных условиях. Однако в настоящее время
наиболее широкое распространение имеют нор-
мальные трансмиссии с 5—10-ступенчатыми
механическими коробками передач.
Наибольшее общее передаточное число
трансмиссии автомобиля высокой проходимости
подбирается из условий обеспечения заданных
тяговых параметров и получения необходимых
минимальных устойчивых скоростей движения.
В табл. 3, 4 и 5 приведены передаточные
числа трансмиссий, наименьшие устойчивые
скорости и тяговые параметры некоторых авто-
мобилей высокой проходимости.
196
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
Специальным механизмом трансмиссии
многоприводных автомобилей является раз-
даточная коробка, обычно выполняющаяся как
Таблица 3
Наибольшие общие передаточные числа трансмиссии
и минимальные устойчивые скорости движения
I
Наибольший
полный вес
автомобиля
в кг
35°°
бдОО
8ооо
Свыше 8ооо
Наибольшее
обшее переда-
точное число
трансмиссии
4°
8о
I2O
До 250
Наименьшая устой-
чивая скорость дви-
жения в км/час
ю
5
2,5
До о,5
типликатором, межосевым диференциалом и
механизмом отключения отдельных ведущих
мостов. Раздаточная коробка выполняет сле-
дующие основные функции: а) распределяет
крутящий момент двигателя по ведущим мостам
автомобиля; б) позволяет устанавливать допол-
нительные постоянные передаточные отноше-
ния в трансмиссии (фиг. 17).
Раздаточные коробки с демультипликато-
ром имеют, как правило, две ступени передач
(высшую и низшую). Понижающая передача
позволяет изменять общую тяговую характе-
ристику автомобиля при резком изменении
условий движения (шоссе и бездорожье).
На многоприводных автомобилях могут
быть осуществлены следующие принципиаль-
ные схемы привода ведущих мостов (фиг. 18):
а) постоянное соединение мостов с неотклю-
4>иг. 11. Конструкция автомобиля типа 6x6 с независи-
иой подвеской колёс и с раздельным приводом к ка-
кдому колесу. Для повышения проходимости устано-
влены опорные колёса (Ляфли).
самостоятельный агрегат, отдельно устанавли-
ваемый на автомобиле. В некоторых случаях
она составляет одно целое с коробкой пере-
дач или конструктивно объединяется с демуль-
чаемым приводом и межосевыми диферен-
циалами; б) постоянное соединение мостов
с принудительно отключаемым приводом од-
ного из ведущих мостов; в) постоянное соеди-
нение мостов с центральным диференциалом,
распределяющим тяговое усилие между пра-
выми и левыми ведущими колёсами.
Наиболее широкое распространение имеет
постоянное соединение ведущих мостов через
раздаточную коробку с принудительно отклю
чаемым приводом переднего ведущего моста.
На фиг. 19 приведены конструкции передних
ведущих мостов различных типов автомобилей.
Включения и выключения переднего ведущего
моста синхронизируются в большинстве слу-
чаев с соответствующими операциями по вклю-
чению низшей передачи демультипликатора.
ГЛ. Ш]
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
197
Силовые передачи с межосевыми диферен-
циалами получают всё большее распростране-
ние на тяжёлых типах многоприводных авто-
мобилей, наиболее часто используемых в ка-
движение автомобиля. Устранение этого вред-
ного явления может быть достигнуто введе-
нием в блокированную силовую передачу меж-
осевого диференциала или разобщением пере-
дачи путём отключения одной или несколькиз
ведущих осей при движении по дорогам с твёр-
дым покрытием. Для многоприводных автомо-
билей, предназначенных для использования на
дорогах с твёрдым покрытием, применение
Фиг. 12. Различные конструкции балансирной подвески
колёс на многоприводиых автомобилях (Студебекера,
Торникрофта и МАН).
честве тягачей на дорогах с твёрдым покры-
тием.
При движении многоприводного автомобиля
пути, проходимые в единицу времени ведущими
колёсами различных осей, не всегда одинаковы
вследствие того, что радиусы качения колёс
могут оказаться различными (из-за неодинако-
вого давления в шинах и износа их), а также
направление движения может быть криволи-
нейным и профиль пути не горизонтальным.
Вследствие этого при блокированной силовой
передаче многоприводного автомобиля может
наблюдаться скольжение или буксование колёс
той или иной оси. Указанное явление обусло-
вливает циркуляцию мощности в системе сило-
вой передачи [11], вызывая её преждевремен-
ный износ и повышенный расход мощности на
Фиг. 13. Требования к перекосам среднего
и заднего мостов многоприводного авто-
мобиля. Размеры даны под нагрузкой.
межосевого диференциала является весьма
желательным, так как именно для таких авто-
мобилей и дорожных условий последствия
198
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
Фиг. 14. Конструктивная схема шасси автомобиля типа
4X4 с разрезной рамой (Павези},
Фиг. 15. Схема рулевого управления всеми колёсами для четырёхосного тягача или бронеавто-
мобиля с двухсторонним движением (Бюссинг-НАГ).
ГЛ. III]
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
199
Таблица 4
Передаточные числа трансмиссий автомобилей высокой проходимости
Основные данные
Полный вес в кг . • . . . .
Передаточные числа
первая передача коробки .
Раздаточная коробка:
на низшей передаче ....
на высшей передаче ....
Главная передача
Наибольшее общее переда-
точное число трансмиссии . .
Автомобили типа 4Х*
ГАЗ
67-Б
тбоо
6,4
4,44
28,5
ГАЗ-63
5280
6,4
1,96
1,ОО
7,бо
95.3
Вилл ис
MB
1270
я,66
i>97
I,СЮ
4,88
25.6
Додж
WC-51
3065
6,4
5.83
37.3
Шевроле
G-7107
5O2O
7.об
1,94
1,ОО
6,67
9°.7
Авто-
кар
„N«
10 900
5,78
2,44
1,00
7,27
102,4
Авто-
кар
«с*
17250
5,9
2,55
1,ОО
7,89
и8,9
Автомобили типа 6X6
Додж
WC-62
4650
6,4
i,5o
1,ОО
5,83
5б
Студебекер
US-6
7°°5
6,об
2,6О
i,i5
6,6
Ю4
Таблица 5
Тяговые параметры автомобилей высокой проходимости
Тип 4X4
Полный вес в кг
Рабочий объём двигателя в л .
Наибольшая мощность двига-
теля в а. с. при об/мин
Число передач в трансмиссии .
Передаточное число главной
передачи
Наибольшее общее передаточ-
Размер шин в дюймах
4.3
78-2800
8
6,6
82,4
6, 5О—2О
бооо
5,25
95—2800
IO
6,8
99,85
7.5O—2O
8850
6,6
и8—28оо
ю
7,8
«з,.
9,ОО—20
12 8ОО
8,65
114—22OO
IO
а,о5
145
ю,5о—зо
14 200
15,3
198—2200
12
8,88
163,7
10,50—24
Тип 6x6
Полный вес в кг
Рабочий объём двигателя в л .
Наибольшая мощность двига-
теля в л. с. при об 'мин ....
Число передач в трансмиссии .
Передаточное число главной
передачи
Наибольшее общее передаточ-
ное число трансмиссии •
Размер шин в дюймах
IO ООО
5,25
95—2800
IO
7,6
1X2,5
7,50-20
13 ооо
6,6
и8—28оо
10
9,33
159,З6
8,25—23
14 75°
8,65
114—220О
IO
8,44
152,2
9,оо—20
17 75°
14,о
i8o — 2000
12
9,«
45,1
10,50—20
21 150
15,3
198—2000
12
9,"
167,93
10,50-24
200
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
блокированной передачи являются наиболее
отрицательными.
На автомобилях с неодинаковым распре-
делением полного веса по осям должны уста-
навливаться межосевые несимметричные ди-
ференциалы.В противном случае при однород-
ном покрове пути максимальное тяговое усилие
автомобиля будет ограничиваться сцеплением
колёс менее нагружённой оси. Наблюдающееся
в многоприводных автомобилях с межосевыми
диференциалами понижение тяговых свойств
зависит не только от различной нагрузки на
ведущие оси, но и от различных коэфициентов
сцепления для колёс отдельных осей. Необхо-
димо отметить, что разное значение коэфи-
циентов сцепления для ведущих колёс одной
и той же оси также приводит к снижению тя-
гового усилия автомобиля. Совместное дей-
ствие всех этих отрицательных факторов мо-
жет сделать многоприводный автомобиль при
отсутствии блокировки диференциала совер-
шенно неспособным к движению по обледе-
нелым дорогам или по бездорожью. Для устра-
нения этого между осями двухосных автомо-
билей и парными осями трёхосных и четырёх-
осных можно устанавливать симметричные
самоблокирующиеся диференциалы (фиг. 18).
В силовой передаче с центральным дифе-
ренциалом, дающим межстороннее распределе-
ние тягового усилия, применение механизмов
блокировки необязательно. Положительным ка-
чеством такого диференциала является умень-
шение возможности буксования колёс, которое
может происходить в этом случае только при
одновременном попадании в неблагоприятные
условия всех колёс, расположенных с одной
стороны автомобиля.
Специальное и вспомогательное
оборудование
Эксплоатация автомобилей высокой прохо-
димости на плохих дорогах и по бездорожью
заставляет часто пользоваться низшими пере-
дачами в коробке при длительном движении
Фиг. 17. Конструкции раздаточных коробок для многоприводных автомобилей: / — с принудительно отключаемым приводом одного из ведущих мостов (ГАЗ-63);
2 — с центральным диференциалом для раздельного привода правых и левых ведущих колёс (Даймлер).
202
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
на полном нагрузочном режиме двигателя по
мощности. Это требует усиленного и надёж-
ного охлаждения двигателя, а также оборудо-
вания его такими системами питания и смазки,
которые обеспечивали бы надёжную работу
при движении автомобиля на крутых подъёмах
или спусках.
Для лучшего преодоления горизонтальных
и вертикальных препятствий автомобили обо-
рудуются специальными опорными колёсами
или катками, устанавливаемыми перед колё-
сами передней оси и за ними.
Для движения по местности, заросшей
густым кустарником и небольшими деревьями,
автомобиль высокой проходимости должен
обладать прочной передней частью; все меха-
низмы, расположенные снизу, а также радиатор
Условные обозначения
ггд Ме&осебой
LcJ дисреренциал
^-л Механизм
•—•" выключения поста
Фиг. 18. Принципиальные схемы силовой передачи различных типов многоприводных автомобилей.
Таблица 6
Технические характеристики автомобилей высокой проходимости Dx4)
Основные параметры
ГАЗ 67-Б
ГАЗ-63
Виллис
MB
Додж
WC-51
Хумбер
Шевроле
О-7107
Наибольшая мощность двигателя в л. с.
при об/мин
Рабочий объём двигателя в л
Наибольший крутящий момент в кгм
при об/мин
Вес автомобиля без груза в кг . . . .
Полный вес автомобиля в кг
Удельная мощность в л. с.1т
База в мм-
Радиус поворота в м
Размер шин в дюймах
Наибольшая скорость по шоссе
в км\час
Расход топлива по шоссе в л'100 км .
Наибольший преодолеваемый подъём
в %
Просвет год задним мостом в мм . . .
Просвет под средней частью шасси в мм
Габаритные размеры в >.м;
длина
ширина
высота
54—2800
3.28
18,0—1500
I32O
i6oo
34
2100
6,5
7,00—16
90
15
210
230
335°
1685
1700
70—2800 *
3.48
21,0- 1600
3280
5280
13
3300
9.0
9.75-18
60
275
5525
23OO
2I8.T
6О—36ОО
2,2О
I4,O—2OOO
IO2O
I27O
46
2ОЗО
5.9
6,00—16
104
60
220
260
3335
1585
1830
92—3200
3.77
25,0—1200
2315
3065
3°
2490
6,35
9,00—16
83
25
60
275
39O
4235
2120
2130
85-3400
4.08
25.0
2275
2725
3°
2835
6,85
9.25-16
19,5
240
335
93-3100
3.86
26—1200
3520
5020
19
3685
10,0
7,50—20
26,5
бо
25O
565°
2ЭОО
з8оо**
* С регулятором.
•* С тентом.
Технические характеристики основных типов германских автомобилей высокой проходимости Dx4)
Таблица 7
Основные параметры
.Феномен"
Даймлер-Бенц
Штеер
Опель-Блитц
Форд Даймлер-Бенц
Бюссннг-Наг
Даймлер-Бенц
Номинальная грузоподъёмность в кг ....
Полный вес в кг
Собственный вес шасси в кг
Распределение веса по осям в %:
f без нагрузки ....
На переднюю ось { с нагрузкой
Г без нагрузки ....
На заднюю ось \ с нагрузкой
Основные размеры в мм:
длина ¦
ширина
длина платформы
База в мм
Просвет под передней осью в л,м
Просвет под задней осью в мм
Скорости в км\час.
( с демультипликатором . .
наименьшая | ge3 демультипликатора . .
наибольшая
Наибольший преодолеваемый подъём в %:
на первой передаче с демультипликатором
на прямой передаче
Двигатель
Рабочий объём в л
Наибольшая мощность в л. с. при об/мин .
Удельная мощность в л. elm
Расход топлива по шоссе в л/100 км . . . .
Коробка передач
Передаточные числа
Раздаточная коробка
_ f низшая передача . .
Передаточные числа \ выгшая передача .
Передаточное число главной передачи . . .
Размер шин в дюймах
Радиус поворота в м
Глубина преодолеваемого брода в мм. . . .
1500
39°°
54
Зг>5
Ф
68,5
545°
аооо
2750
3270
230
23°
6,5
н,о
72
5-5 .
Бензиновый;
воздушного
охлаждения
2,68
48—2800
12,3
19
Четырёх-
скоростная
6,09-3.09-1,71
1-°-зХ4,95
i,8o
i,O4
5,67
7,25 -ао
боо
15°о
399°
1б6о
53-5
4Lо
46,5
59-°
4800
195°
2400
Зооо
з8о
250
13-°
82
45
3>°
Бензиновый
2,59
бо—з°оо
15,°
Г7
Четырёх-
скоростная
6,38-3,63-1,?
Ь°-зХ7>7
1,41
1,ОО
б,о
7.25-20
7.°
7°о
15°о
397°
57-5
44,6
42,5
55-4
4760
195°
32IO
3°5
25°
б,о
14,°
63
7°
7-5
Бензиновый;
воздушного
охлаждения
3-52
80—3000
20,1
i6,5
Четырёх-
скоростная
4 — 2,1 — 1.24
°,8°5-зХз,43
Двухскоростная
З-бо
i,68
3-89
7,25—го
6,5
95°
3°оо
62OO
2°35
48,5
31
69
585°
23Ю
334°
345°
22O
2ЭО
б,О
Г°,5
82
72
5,о
Бензиновый
3>63
68-зооо
н,о
28
Пяти-
скоростная
7,84-4.82-2,71
1,58—1,0—
-3X7-39
1.93
1,о8
5-7
-2О
8,о
3°оо
62О0
51
35
49
65
653°
225°
433°
4°25
315
33°
9.5
75
37
3-°
Бензиновый
3.92
85-35°°
2б'
Четырёх-
скоростная
6,4o-3,°9-J
6,6
7,25—2°
7,°
44°
3°оо
7O2O
3°2О
53,5
46,5
68
6335
2250
355°
383°
22O
22O
6,5
76
40
2,0
Дизель
4,85
80—2250
и,4
гт 17'5
Пяти-
скоростная
9,0-4,5-2,5
1.33-1.о-
-3X8,75
Двух-
скоростная
1,36
1,ОО
5»°
7,25-го
7.5
7°о
45°°
10400
44°°
3б,7
8 05°
2 35°
5ооо
4800
аоо
89°
4.5
64
32
3-5
Дизель
7-4°
105—1800
ю,°5
Пяти-
скоростная
6,2-3,2-1,75
1,о-о,65-зХ7,°
9.о
9,75-20
9.35
75°
45°°
10400
55
35-3
45
64-7
786о
235°
5000
4600
355
34°
4,0
9,о
66
45
3.5
Дизель
7,27
из—2250
ю,8
Пяти-
скоростная
5,4—3,0-1,67
1,0-0,725-
-3X5.35
Двух-
скоростная
1,54
1,0О
9,2
9-75-ао
9,°
8оо
204
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
Фиг. 19. Конструкции передних ведуших мостов автомобилей высокой
проходимости:
а— ГАЗ 63; б— Мерседес-Бенц.
ГЛ. Ill]
КОЛЁСНЫЕ АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
205
¦720
Т564
1306-
в—Даймлер; г—Латиль.
206
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
должны быть защищены от возможных повре-
ждений. Некоторые модели автомобилей высо-
кой проходимости оборудованы лебёдками и ка-
бестанами с механическим приводом от транс-
миссии автомобиля (фиг. 20), значительно повы-
Автомобили высокой проходимости, исполь*
зуемые в качестве тягачей, снабжаются спе-
циальными плицевыми цепями противобуксо-
вания, которые, будучи смонтированы на дву-
скатных колёсах задних и передних осей.
Фиг. 20. Лебёдка с механическим приводом от трансмиссии, установленная в передней части автомобиля.
шающими его эксплоатационные качества в усло-
виях тяжёлого бездорожья. Эти лебёдки разви-
вают тяговое усилие, равное примерно половине
полного веса автомобиля, и используются для
самовытаскивания при застревании, а также для
выполнения погрузочно-разгрузочных работ.
приближают проходимость колёсного автомо-
биля к гусеничному трактору.
В табл. б, 7 и 8 приведены техниче
ские характеристики некоторых двухосных
и трёхосных автомобилей высокой проходи-
мости.
Таблица 8
Технические характеристики автомобилей высокой проходимости Fx6)
Основные параметры
Интерна-
ционал
М-5-6
Додж
WC-62
Джиемси
CCKW-352
Студебекер
US-6
Германский
стандарт-
ный армей-
ский авто'
мобиль
Даймонт
Татра
Номинальная грузоподъём-
ность в кг • .
Полный вес в кг
Вес без груза в кг
Распределение полного веса
по осям в %:
на переднюю ось ....
на заднюю тележку . . .
Число скатов задних колёс
Размер шин в дюймах . . .
Просвет под задним мостом
в мм
Наибольший преодолевае-
мый подъём в %
Наибольшая скорость по
шоссе в км/час
Расход топлива по шоссе
в л/100 км
Рабочий объём двигателя
в л
Наибольшая мощность вл. с.
при об/мин
Удельная мощность в л. с./от
Расстояние между передней
осью и средней осью в мм .
Расстояние между средней
осью и задней осью в мм . .
2500
7960
5збо
2б
74
7.5О-ЗО
25°
65
7о
38
5.22
loo—з8оо
13
3835
ню
1500
4650
315°
27
73
9,оо—16
275
60
80
29
3.77
92-3200
19,3
2640
1060
2500
7040
4540
Зб
64
7,50-20
•255
65
7а
38
4.42
90-2750
12,75
Збоо
2500
7°°5
45°5
з8
72
7,5о—ао
25°
65
7°
38
5.24
95-2500
13.5
35бо
и 17
2500
750О
5ООО
32
68
8,25-18
з8о
6о
7°
32 (дизель)
6,23
80—2400
ю,7
255°
Н95О
835°
9>оо—2о
з8о
65
«5
48
8,65
130-2300
и
3170
I34O
6500
14800
8300
23
77
9,75—20
270
65
48 (дизель)
14.8
210—2250
14.2
4175
гл. щ
ПОЛУГУСЕНИЧНЫЕ АВТОМОБИЛИ
207
ПОЛУГУСЕНИЧНЫЕ АВТОМОБИЛИ
Определение и область применения
Полугусеничными называются автомобили,
имеющие вместо задних ведущих колёс гусе-
ничный движитель, а передние колёса — упра-
вляемые (или лыжи) и обеспечивающие эксплоа-
тацию их в условиях особо тяжёлого бездо-
рожья и снежной целины.
По сравнению с колёсными автомобилями
высокой проходимости полугусеничные авто-
мобили имеют значительно большее сцепление
движителя с полотном пути и меньшее удель-
ное давление на дорогу. Полугусеничные авто-
мобили более приспособлены, чем гусеничные
машины, для применения их в качестве быстро-
ходных транспортных машин и тягачей как
в условиях бездорожья, так и для длитель-
ного движения по хорошим дорогам. Наиболее
рационально использование полугусеничных
автомобилей на снежном пути, где применение
других видов автомобильного транспорта
сильно затруднено или совсем невозможно.
В других дорожных условиях применение полу-
гусеничных автомобилей весьма ограничено
из-за низкой экономичности и относительно
небольшой долговечности ходовой части (дви-
жителя).
По назначению полугусеничные авто-
мобили можно разделить на транспортные,
тягачи и снегоходы.
Основные требования. Полугусеничные
автомобили должны обладать следующими
основными эксплоатационными качествами:
транспортные автомобили и тя-
гачи должны обеспечивать надёжную пере-
возку грузов и буксировку прицепов в условиях
особо тяжёлого бездорожья и снежной целины
глубиной до 500 мм, а также по дорогам с твёр-
дым покрытием;
снегоходы должны обеспечивать пере-
возку грузов по снежной целине любой глу-
бины как плотно слежавшейся, так и рыхлой,
включая снег, пропитанный водой;
тяговое усилие должно обеспечивать прео-
доление сопротивления движению до 300 кг/т
полного веса автомобиля;
наибольшая скорость по хорошим дорогам
должна быть не менее 60 км/час;
конструкция в целом должна обеспечивать
надёжную работу в трудных условиях, а ходо-
вая часть должна иметь износоустойчивость,
гарантирующую рентабельность эксплоатации.
Условия движения. Проходимость полу-
гусеничного автомобиля по снежной целине
и сильно заболоченным грунтам является
одним из его ценнейших свойств. Проходи-
мость колёсных автомобилей со всеми веду-
щими осями совершенно недостаточна для
этих условий движения. Крайние виды бездо-
рожья становятся для полугусеничного авто-
мобиля препятствием лишь при глубине колеи,
превышающей просветы под ходовой частью.
В этом случае появляется дополнительная
внешняя сила сопротивления движению, кото-
рая растёт по мере погружения машины в снег
или грязь. Кроме того, возникает возможность
вывешивания машины на элементах ходовой
части (рама, оси и т. п.), что вызывает потерю
сцепного веса, буксование движителя и даль-
нейшее его зарывание. Если глубина снежного
покрова или заболоченного грунта не пре-
восходит просвета под ходовой частью ма-
шины, то любой тип полугусеничного авто-
мобиля без буксования преодолевает такие
участки местности.
Наличие передних направляющих колес
ухудшает проходимость этих машин по особо
слабым грунтам по сравнению с гусеничными.
Для снегоходных полугусеничных автомобилей
направляющими являются лыжи, устанавли-
ваемые под колёсами или вместо последних.
При этом общий вес машины должен быть
распределён таким образом, чтобы величины
удельных давлений под лыжами не превосхо-
дили установленных для них пределов.
Ввиду чрезвычайно разнообразного состоя-
ния снега как грунта полотна пути далеко
не все полугусеничные автомобили могут удо-
влетворять требованиям снегоходности [8J. Под
этим термином подразумевается способность
двигаться по различным снежным дорогам и
целине, т. е. по совершенно неуплотнённому
снегу или уплотнившемуся под действием соб-
ственной его тяжести. Несущая способность
снегового покрова в большой степени зависит
от температуры. Хорошо уплотнённый слой
снега с наступлением положительных темпера-
тур становится рыхлым. Наоборот, несущая
способность уплотнённого снегового покрова
тем больше, чем ниже его температура.
Наиболее тяжёлым для движения является
талый снег, когда наблюдается наибольшее
его прилипание. Прилипший снег увеличивает
сопротивление движению полугусеничного
автомобиля и понижает сцепление движителя
с полотном пути. Необходимо принимать осо-
бые меры для стряхивания прилипшего снега
с движителя, который, спрессовавшись и об-
леденев, нарушает работу последнего.
Движение по поверхности снега без углу-
бления в него возможно только на специально
построенных моторных санях. Полугусеничные
автомобили продавливают верхний слой снега
и уплотняют его. При удельном давлении
0,3—0,4 кг/см2 снежный слой уплотняется при
мерно наполовину.
Поэтому способность движения по снеж-
ной целине для полугусеничных автомобилей
в основном зависит от глубины снежного слоя
и его состояния, удельного давления под дви-
жителем и лыжами, а также от величины
просветов под ходовой частью машины над
дорогой. Тяговый расчёт полугусеничных авто-
мобилей надо производить для наиболее труд-
ных условий движения, так как для этих ма-
шин решающее значение имеет прохождение
трудных мест.
Конструктивные особенности
Специальными агрегатами полугусеничного
автомобиля, имеющими конструктивные осо-
бенности, являются гусеничный движитель, си-
ловая передача, органы управления и лыжи (для
снегоходов). Остальные агрегаты и механизмы
по своей конструкции аналогичны применяю-
щимся в колёсных автомобилях или подвер-
гаются незначительным изменениям.
Движ ители полугусеничных автомо-
билей могут быть разделены на следующие
три основных типа:
208
АВТОМОБИЛИ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
а) жёстко закреплённые относительно рамы
автомобиля и с многоточечной независимой
подвеской опорных катков (фиг. 21);
Допускаемые удельные давления под гу-
сеницей полугусеничных автомобилей приве-
дены в табл. 9.
500-Г*-500 ~-\—500 —•+-• 500
Фиг. 21. Быстроходный полугусеничный автомобиль с многоточечной независимой подвеской опорных катков
движителя (ГВС).
б) жёстко закреплённые относительно рамы
автомобиля и с центральной балансирной под-
веской опорных катков (фиг. 22);
в) с балансирной подвеской всего гусенич-
ного движителя относительно рамы автомо-
Направление движения
Фиг. 22. Движители полугусеничных автомобилей с цен-
тральной балансирной подвеской опорных катков.
биля и с независимой или балансирной под-
веской опорных катков (фиг. 23).
При конструировании движителя необхо-
димо учитывать назначение автомобиля и ха-
рактерные особенности полотна пути. Наиболее
важной особенностью является поддерживаю-
щая способность; последняя определяется глу-
биной вдавливания в полотно пути движителя
и поддерживающих частей автомобиля (лыж,
колёс). Глубина образующейся колеи зависит
от удельного давления под движителем и от
конструкции последнего.
Для эффективной работы автомобиля в усло-
виях тяжёлого бездорожья (заболоченная мест-
ность) удельное давление под гусеницей должно
быть в пределах 0,30—0,35 кг/см2; рыхлые и
слабые грунты допускают удельное давление
до 0,7 кг\смг\ для снега удельное давление
Таблица 9
Допускаемые удельные давления под гусеницей
полугусеничных автомобилей
Тип автомобиля
Транспортный
или тягач с сбщим
весом до 8,0 т
Транспортный
или тягач с обшим
весом свыше 8,0 т
Снегоход
Характеристика
полотна пути и про-
ходимость
Все виды тяжёлого
бездорожья; проходи-
мость хорошая
Рлажные и рыхлые
грунты, снег глубиной
до 500 мм; проходи-
мость ограниченная
Снежная целина лю-
бой глубины и состоя-
ния; проходимость хо-
рошая
Допускае-
мое давле-
ние
в кг/см*
0,30—0,35
о,45—о,бо
О,1—0,20
возможно от 0,05 до 0,25 кг1см2 в зависимо-
сти от его состояния.
Для надёжного передвижения полугусенич-
ных автомобилей по снежному покрову на их
колёса монтируются лыжи, которые не по-
зволяют передку автомобиля глубоко погру-
жаться в снег и уменьшают сопротивление дви-
жению. Кроме того, лыжи, прокладывая в снегу
колею, дают возможность гусеничному движи-
телю двигаться по уже несколько уплотнён-
ному пути.
Конструкция движителя оказывает значи-
тельное влияние на глубину его вдавливания
в полотно пути. При неудовлетворительной
конструкции движителя может получиться зна-
чительное его погружение в полотно пути
даже при малых значениях удельного давле-
ния [8J.
ГЛ. III]
ПОЛУГУСЕНИЧНЫЕ АВТОМОБИЛИ
209
OSS'VQdnumando ш/пдоношдс
На фиг. 24 показаны условия работы гусе-
ниц у различных конструкций движителей.
Конструкция движителя снегохода „Бомбар-
дир" такова, что при малом удельном давле-
нии @,14 кг/см2) даёт значительное рыхление
и деформацию снега в колее, вызывающие
увеличение её глубины. Это получается вслед-
ствие сильного обратного прогиба гусеницы
между катками, вызывающего изменение шага
ведущих накладок.
Движитель полугусеничного автомобиля
Ситроен, пря одинаковом удельном давлении
@,3 кг/см2), даёт меньшее рыхление снега и
следовательно меньшую глубину колеи. Это
получается потому, что конструкция движителя
Ситроен или Уайт имеет частое расположение
опорных катков небольшого диаметра, и кроме
того, конструкция гусениц допускает лишь не-
большой обратный прогиб гусеницы.
Бомбардир
Фиг. 24. Прогиб гусеницы между катками и характер
изменения шага ведущих накладок у различных
конструкции движителей.
Однако опорные катки большого диаметра
уменьшают потери на их перекатывание по
гусенице. Так, увеличение диаметра катков
с 200 до 300 мм уменьшает сопротивление
перекатыванию более чем на 25%. Поэтому
получили применение опорные катки диа-
метром 650 мм и выше. Но увеличение диа-
метра катка уменьшает их количество на опор-
ной части гусеницы, что создаёт повышенную
пиковую нагрузку на полотно пути. Для устра-
нения этого применяется шахматное располо-
жение катков (см. фиг. 21).
Большое значение имеет правильный выбор
угла переднего подъёма гусеницы. Наиболее
выгодными являются углы, не превышающие
10—12° и значительно увеличивающие прохо-
14 Том 11
210
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
димость на слабых грунтах за счёт увеличе-
ния опорной поверхности гусеницы при силь-
ном погружении движителя (фиг. 25).
Увеличение опорной поверхности гусеницы
за счёт её ширины увеличивает сопротивле-
ние движению так же, как и применение ак-
тивных грунтозацепов.
Гусеницы полугусеничных автомобилей
могут быть разделены на следующие три
основных типа: а) эластичные (неметалли-
ческие); б) металлические; в) комбиниро-
ванные.
Первой попыткой получить дешёвую, бес-
шумную и износостойкую гусеницу явилась
замена шарнирной металлической ленты чисто
гусеничных машин бесконечной резино-тканье-
вой лентой. Этому типу гусеницы были при-
Бом бард up
Уайт
Ситроен
Фиг. 25. Преодоление вертикального препятствия раз-
личными конструкциями движителей при движении по
снежной целине.
сущи пониженные сцепные свойства и недоста-
точная прочность, особенно на твёрдых каме-
нистых грунтах и на крутых поворотах. Вслед-
ствие указанных отрицательных качеств этот
тип гусеницы нашёл использование только на
первых типах полугусеничных автомобилей
(Ситроен-Кегресс).
Стремление придать резино-тканьевой гу-
сенице поперечную и продольную жёсткость,
повысить её долговечность и увеличить сцепле-
ние с грунтом привело к появлению ком-
бинированных гусениц с наружными ме-
таллическими накладками и резиновыми баш-
маками.
С целью улучшения передачи тягового
усилия были созданы гусеницы, состоящие из
двух резино-тканьевых лент, соединённых ме-
таллическими ведущими элементами (типа
ЗИС и «Бомбардир"). Слабым местом таких
гусениц является постепенное вытягивание
ленты под влиянием тягового усилия и нали-
чие большого количества болтовых соедине-
ний.
Более совершенной является комбинирован-
ная резино-металлическая гусеница (типа Гу-
дрич), применяемая на армейских полугусенич-
ных автомобилях. Её характерной особен-
ностью является то, что внутри резиновой
ленты завулканизирован ряд стальных тросов,
воспринимающих тяговые усилия. Каждая гу-
сеница состоит из двух лент, скреплённых
завулканизированными в них металлическими
пластинами, соединёнными с находящимися
внутри ленты тросами. Пластины расположены
по гусенице на одинаковых расстояниях, обра-
зуя её шаг. На каждой пластине имеется зуб,
сцепляющийся сведущим колесом, и направляю-
щие гребни для опорных катков. Такая ком-
бинированная гусеница показала хорошие хо-
довые качества и достаточную износостойкость.
Конструкция гусеницы обеспечивает возмож-
ность постановки съёмных шпор.
Из металлических гусениц получила распро-
странение только гусеница с шарнирами на
игольчатых подшипниках, снабжённая резино-
выми башмаками. Этот тип гусеницы обладает
небольшим сопротивлением перекатыванию и
весьма хорошей износостойкостью (фиг. 26).
Основной её недостаток — высокая стоимость
изготовления.
Простые мелкозвенчатые стальные гусе-
ницы сколько-нибудь заметного распростране-
ния не получили, хотя и обладают рядом пре-
имуществ (простота конструкции, дешевизна).
Основной их недостаток — низкий к. п. д. и
пониженная износоустойчивость.
Применение резино-металлических шарнир-
ных гусениц с введением резины в шарнир по
типу сайлент-блока дало положительные ре-
зультаты. Такие гусеницы применялись на
американских танках и быстроходных тягачах
и показали высокие эксплоатационные каче-
ства.
Силовая передача. При движении полу-
гусеничного автомобиля по снежной целине
или по бездорожью полное использование мощ-
ности двигателя на всём диапазоне встречаю-
щихся сопротивлений может обеспечить только
автоматическая прогрессивная силовая пере-
дача. Наиболее целесообразной является авто-
матическая гидродинамическая передача в ком-
бинации с механической трёхскоростной пла-
нетарной коробкой передач со ступенями: по-
вышающей, прямой и понижающей. Целесо-
образно также применение полуавтоматиче-
ской силовой передачи типа Гидроматик, ис-
пользовавшейся в отдельных конструкциях
гусеничных машин.
Значительный интерес представляет воз-
можность применения для трансмиссии гидро-
объёмной передачи, гидромоторы которой мо-
гут быть использованы также и для облегче-
ния управления машиной.
На полугусеничных автомобилях наиболее
широкое распространение имеют трансмиссии
со ступенчатыми механическими коробками
передач в комбинации с тем или иным типом
демультипликатора. Передаточное число де-
мультипликатора подбирается с учётом обеспе-
чения самых трудных условий движения и не-
обходимости получения минимальных устойчи-
ГЛ. Ill]
ПОЛУГУСЕНИЧНЫЕ АВТОМОБИЛИ
21.1
вых скоростей в пределах не менее 1,5—Зкм/ч ас.
Это необходимо для преодоления повышенных
моментов сопротивления, возникающих при
трогании автомобиля с места.
В целях повышения скорости и экономич-
ности на хороших дорогах в трансмиссии це-
лесообразно иметь повышающую передачу.
«Ут
/00
I*
50
25
ЧК031
Резиновая г^
• 1 1" i
Гисеница на иг
1
идри
ч
\Гпьцпты* подтип
L_
»*»
го 30 i*0
Скорость движения
50 км/час
Фиг. 26. Зависимость сопротивления перекатыванию
различных типов гусениц от скорости движения
автомобиля.
В табл. 10 приведены передаточные числа
трансмиссий некоторых полугусеничных авто-
мобилей.
На фиг. 27 приведены принципиальные схе-
мы силовой передачи различных типов полу-
гусеничных автомобилей.
Органы управления. Поворотливость по-
лугусеничных автомобилей, управляемых толь-
ко лишь при помощи передних колёс (или
лыж), значительно уступает поворотливости
колёсных автомобилей вследствие того, что:
а) при повороте гусеничный движитель
должен производить значительные перемеще-
ния грунта или снега, отгребая его по всей
опорной длине гусеницы, и
б) нагрузка на шины управляемых колёс
недостаточна для обеспечения небольших
радиусов поворота.
Для получения надёжного поворота необ-
ходимо, чтобы отношение базы автомобиля L
к длине опорной поверхности гусеницы 1}
(табл. 11) было возможно большим. Наиболее
удовлетворительные результаты получаются
t±i
Фиг. 27. Принципиальные схемы силовой передачи
различных типов полугусеничных автомобилей.
при -— - 2,25—2,50. Такое соотношение воз-
1
можно получить или при уменьшении /lf что
повышает удельное давление и не позволяет
использовать такие автомобили на особо тя-
Таблица 10
Передаточные числа трансмиссий некоторых полугусеничных автомобилей
Модель
автомобиля
ЗИС-42
Уайт
Тягач ГВС5 т***
Полный
вес в кг
75о°
8250
90оо
Передаточные числа
Первая
передача
коробки
6,6
4,9=
5,4
Низшая пере-
дача демульти-
пликатора
Нет
г,5
1,48
Главная
передача
ю,9 *
+ .4
ЕО,4
Наибольшее
общее пере-
даточное число
трансмиссии
73
54
83,5
Диаметр
начальной
окружности
ведущей звёз-
дочки в мм
75»
57»
725
Наибольшая
скорость
в км\час
45
7°
5о**
* Включая'передаточное число цепной передачи, равное 1,7.
** На высшей передаче в демультипликаторе, равной 1,41.
•** Условно принятое обозначение унифицированных полугусеничных тягачей бывш. германских вооружённых сил
При поворотах снегохода на льду или по жёлом бездорожье и на снежной целине, или
наезженной снежной дороге также отсут- при увеличении L, что приводит к увеличе-
ствуют необходимые условия для резкого по- нию радиуса поворота автомобиля и к сни-
ворота и лыжи часто идут юзом. жению его проходимости. . ¦ ;. .
212
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
В табл. 11 приведены соотношения элемен-
тов ходовой части некоторых полугусеничных
автомобилей.
Улучшение поворотливости полугусеничных
автомобилей достигается следующими спосо-
бами:
а) раздельным торможением правой и ле-
вой гусеницы с применением в главной пере-
няют предварительно снег для гусеничного
движителя. Величина погружения лыжи в снег
при данном его состоянии зависит от нагрузки
на лыжу и величины её опорной поверхности.
В зависимости от типа автомобиля и нагрузки
на переднюю ось удельное давление под лы-
жей колеблется от 0,06 до 1,0 кг/см2. При та-
ких давлениях лыжи не проваливаются в снег
Таблица 11
Соотношения элементов
Модель автомобиля
L
ЗИС-42 | 38ю
Уайт
Линн •
Форд-Маультие . .
„Бомбардир" ....
Тягач ГВС 1т...
Тягач ГВС 5 от ...
Тягач ГВС 18 т . .
3445
4°35
37°°
275°
243°
3275
455°
i
.
Размеры в
'¦
2710
134°
1250
1840
213°
14°°
203О
28бо
«1
1545
1650
1743
1650
1480
1630
1825
2100
ходовой части
Г
i
i 1—1—
i1 '
L
им
В,
I7°5
1620
,425
179°
1477
1580
1700
2000
полугусеничных автомобилей
Длина опорной пооерл-
' —|' нос/пи гусеницы
г—i
>•
2
н
4i5
зю
356
462
435
240
32°
44°
И
¦ ^ i 1Ч
г— 1 *
"Т~
1,4
2-5
3,22
2,0
1,3
1,74
1,6
1,6
Нагрузка
на колёса
или лыжи
в "/0
23,5
31,5
25,°
19,3
27,о
1б,О
15»°
13,4
Диаметр
поворота
в м
i8
18
20
15
20
16
18
22
Наличие при-
способлений
для подторма-
живания
гусениц
Нет
Нет
Нет
Есть
Есть
Есть
Есть
Есть
даче простого или двойного диференциала
(„Бомбардир', Кегресс, ГВС); б) применением
индивидуального привода на каждую гусеницу
при помощи двухмоторного силового агрегата
или электрической трансмиссии; в) установ-
кой переднего ведущего моста (Уайт).
Наиболее рациональным является примене-
ние двойного диференциала по типу, приня-
тому на полугусеничных тягачах ГВС.
В этой схеме управления при незначительных
поворотах (до 6Э) рулевого колеса (т. е. при
езде по кривой большого радиуса) осуще-
ствляется только обычный поворот передних
колёс; при более крутом повороте рулевого
колеса автоматически подтормаживается соот-
ветствующий тормоз двойного диференциала,
и гусеницы начинают двигаться с разной ско-
ростью.
Лыжи. На снегоходном полугусеничном
автомобиле лыжи выполняют ряд специфиче-
ских функций:
а) осуществляют поворот автомобиля;
б) сохраняют данное автомобилю направление
и препятствуют боковым раскатам; в) уплот-
и не образуют глубокой колеи, из-за которой
сильно возрастает сопротивление движению,
причём преодолеть это сопротивление пас-
сивно движущимся полозьям значительно труд-
нее, чем активно выстилающимся гусеницам.
Правильное соотношение основных разме-
ров лыж обеспечивает эффективную эксплоа-
тацию снегоходного автомобиля.
В табл. 12 приведены основные размеры
лыж.
Наилучшим типом подреза является ноже-
вой, применяющийся на лыжах отечественных
полугусеничных автомобилей. Кривизна носка
весьма заметно влияет на величину сопротивле-
ния снега движению лыжи. Лыжа с слишком
крутым подъёмом носка и неправильным поло-
жением оси подвеса даёт большое сопротивле-
ние движению и стремится к зарыванию в
снег. Ширина лыжи оказывает различное вли-
яние на разных типах снежного покрова. При
сухом снеге малой плотности следует избегать
применения лыж с большой шириной. При
влажном плотном снеге невыгодно употребле-
ние длинных лыж.
ГЛ. III]
ПОЛУГУСЕНИЧНЫЕ АВТОМОБИЛИ
2ia
Для облицовки лыж применяются латунь,
дюралюминий и нержавеющая сталь.
Тяговые свойства и необходимая
мощность двигателя
Коэфициент суммарного сопротивления до-
роги ф доходит на бездорожье до 0,3, а для
снегоходных автомобилей может в зависимо-
сти от состояния снега подниматься до 0,5 —ОД
Характеристика полотна пути Скорость
в км1час
Гладкое наезженное шоссе До 60
Плохо наезженная просёлочная
дорога До 35
Рыхлая снежная целина До 20
Подсчёт необходимой мощности двигателя
следует производить по наиболее трудным
условиям движения, беря величину ф макси-
мальной @,3).
Таблица 12
Основные размеры лыж снегоходных полугусеничных автомобилей
Модель автомобиля
Нагрузка на
лыжу в кг
Размеры в мм
н
2ОО
I9O
186
208
h
170
190
160
125
с,
480
492
388
3°5
С2
43°
472
352
3°5
Грузовой ЗИС-42 .
Тягач АС-НАТИ . .
Легковой ВМ-НАТИ
Легковой .Бомбар-
дир* • . .
865
75°
375
385
2ООб
1840
164O
155°
52О
5бо
43°
413
7бо
535
57°
4°7 ¦
43O
39O
4io
6о
Поэтому при подсчёте тягового усилия,
необходимого для трогания автомобиля с места,
ф следует брать не меньше 0,3. При устано-
вившемся движении значение ф уменьшается
и принимать его следует для снежной целины
и сыпучего песка равным 0,15, а для хоро-
ших дорог 0,035—0,045 (с учётом механиче-
ских потерь на перематывание гусеницы).
Скорость движения полугусеничного авто-
мобиля подсчитывается по следующей фор-
муле:
va = 0,06 tz?-,
где п — число оборотов двигателя в минуту;
t — шаг гусеничной ленты в м; г — число тра-
ков гусеницы, подаваемых за один оборот её
ведущего колеса; i — общее передаточное
число трансмиссии до ведущего колеса гусе-
ницы.
При пользовании этой формулой для ком-
бинированных гусениц надо принимать за
условный трак гусеницы часть ленты между
двумя соседними накладками или бобышками,
а за шаг — расстояние между центрами двух
соседних накладок. ,
При подсчёте скорости полугусеничного
автомобиля необходимо учитывать возмож-
ность его буксования, особенно снегоходного
автомобиля (фиг. 28).
Ниже приведены рекомендуемые скорости
снегоходных полугусеничных автомобилей на
снежном полотне пути.
Недостаточная мощность двигателя заста-
вляет ненормально часто переключать пере-
дачи в коробке и увеличивать число оборо-
тов двигателя; вследствие этого получается
Фиг. 23. Зависи-
мость буксования
колеса с пневмати-
ческой шиной и
резиновой гусени-
цы от тягового уси-
лия на крюке.
'00 200 300 U00 500 600 Кг
тяга но крюке
повышенный износ двигателя и трансмиссии
и резкое снижение экономичности.
В табл. 13 приведены данные по двигате-
лям некоторых полугусеничных автомобилей.
Для временного форсирования двигателя
целесообразно применять нагнетатели с боль-
шим давлением наддува при низких оборотах
и пониженным давлением на высоких оборо-
тах. Это значительно увеличивает крутящий
момент на малых скоростях.
При расчёте системы охлаждения необхо-
димо учитывать, что при движении по снеж-
ному пути часто наблюдается пробуксовывание
движителей, вызывающее повышение числа
оборотов двигателя и его перегрев.
214
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
Коэфициент использования полного веса
полугусеничного автомобиля в качестве сцеп-
ного составляет 0,8—0,82; при применении пе-
реднего ведущего моста этот коэфициент по-
Таблица 13
Данные по двигателям некоторых полугусеничных
автомобилей
Данные
Полный вес
автомобиля в кг .
Наибольшая
мощность двига-
теля В А. С- . • ¦ .
Удельная мощ-
ность в а. с. 1т . .
Рабочий объём
двигателя в л . .
Вес, приходя-
щийся на литр
рабочего объёма
двигателя, в кг\л .
Модель автомобиля
н
S5
«о
>»
8250
147
J7.9
9,8
853
?
«ад
ни
47оо
IOO
21,3
4,17
II2O
«ад
ни
«55°
140
12,1
6,19
1870
0-
VO
О Q,
2885
95
33.4
З.б
8оо
:ард-
есс
» о.
И и
32OO
бо
i8,8
8,6
372
вышается до 1. Однако вследствие незначи-
тельного процента полного веса, приходяще-
гося на передние колёса, и их небольшого
сцепления с грунтом в условиях бездорожья,
применение переднего ведущего моста не даёт
сколько-нибудь заметного прироста тягового
усилия.
Движитель полугусеничного автомобиля
может обеспечить при грунте достаточно хо-
рошего качества коэфициент сцепления <р до
0,85-1,00. Это даёт возможность получать у
полугусеничных автомобилей значительно боль-
шие тяговые усилия, чем у колёсных много-
приводных автомобилей. В сыпучем песке ср
не превышает 0,5—0,6; на снежном полотне
пути значение ср значительно ниже. У движи-
телей, имеющих бесконечную резиновую ленту,
работающую главным образом сцеплением и
лишь отчасти зацеплением (первая лента Кег-
ресс) <р следует принимать для снега не более
5,1 и лишь на уплотнённой снежной дороге
0,2—0,3.
В табл. 14 приведены результаты испыта-
ний 5-тонного полугусеничного тягача ГВС с
гусеницами на игольчатых подшипниках и с
резиновыми опорными башмаками.
Преодоление препятствий
Способность полугусеничного автомобиля
к преодолению препятствий (эскарпов, рвов)
зависит в значительной степени от правиль-
ного выбора конструктивной схемы его ходо-
вой части, а также от наличия на нём специ-
ального оборудования.
Полугусеничные автомобили с движителем
качающегося типа более легко преодолевают
вертикальные препятствия вследствие накаты-
вания движителя на препятствие, чем автомо-
били с другими типами движителей, но имеют
пониженную способность к преодолению рвов
по сравнению с полугусеничными автомоби-
лями с движителями некачающегося типа и
индивидуальной подвеской опорных катков.
Расположение центра тяжести автомобиля
в плоскости опорной поверхности гусеницы
движителя некачающегося типа позволяет
ограничивать нагрузку на передние колёса и
даёт возможность преодолевать канавы зна-
чительной ширины. Если передняя ось отстоит
от первого опорного катка" движителя на
расстоянии L в м, то автомобиль сможет пе-
рекрывать рвы шириной B~0jR-\-L, где
R — радиус переднего колеса в м.
Конструктивные схемы ходовой части.
Наиболее распространённой конструктивной
схемой ходовой части полугусеничных авто-
мобилей является схема, имеющая жёсткое
крепление движителя относительно рамы авто-
мобиля и центральную балансирную подвеску
опорных катков. По этой схеме выполнены,
например, полугусеничные автомобили Сит-
роен-Кегресс и их модификации (Уник, Сомуа),
а также полугусеничные автомобили Уайт.
Опорная часть гусеничного движителя Си-
троен-Кегресс (фиг. 22) крепится на двух по-
луэллиптических рессорах обычного типа.
К рессорам подвешена центральная труба, к
которой шарнирно крепится балансир, несу-
щий опорные катки и рычаг, поддерживающий
через натяжное приспособление неведущее
колесо движителя.
Балансирная подвеска опорных катков даёт
возможность сохранить неизменность нагрузки
на грунт независимо от его профиля. Веду-
щий мост расположен в передней части дви-
жителя и подвешен к раме автомобиля жёстко
или посредством двух спиральных пружин,
допускающих некоторое вертикальное пере-
мещение моста. Тяговое усилие в последнем
Таблица 14
Результаты испытаний 5-тонного полугусеничного
тягача ГВС с гусеницами на игольчатых подшипни-
ках и с резиновыми опорными башмаками
Передача в коробке
\ с демульти-
I пликатором
Первая > вез демуль-
J типликатора
Вторая
Третья
Четвёртая
-° V)
о 5!.
О ч.
О ю
4,5
9.4
17.5
5О,5
5
со п
я я
Н ч
5боо
26ОО
143°
82O
490
Преодолевае-
мый подъём
в градусах
без
прице-
па
27
15
7
3
I
с при-
цепом
5 т
17
9
4
I
о
Примечание. Дорога с твёрдым покрытием;
сопротивление движению 45 кг/m; сцепной вес 7500 кг;
рабочий объём двигателя 5,4 л; мощность 130 л. с. при
2600 об/мин.
случае передаётся с помощью реактивных
штанг. Характерной особенностью конструк-
ции движителя являются небольшие углы
атаки, что значительно увеличивает опорную
поверхность гусениц и проходимость автомо-
биля на слабых грунтах (песок, снег).
Конструктивная схема гусеничного движи-
теля типа Уайт предусматривает жёсткое кре-
пление к раме автомобиля моста и оси неведу-
щих (натяжных) колёс (см. фиг. 22). Подрес-
соривание опорных катков осуществляется
при помощи балансирных рычагов и четырёх
вертикальных спиральных (ленточных) пру-
жин.
ГЛ. ?111
ПОЛУГУСЕНИЧНЫЕ АВТОМОБИЛИ
215
При такой конструкции получаются увели-
ченные углы атаки гусеницы и уменьшение
её опорной поверхности, что снижает прохо-
димость автомобиля и делает его почти не
пригодным для работы на снежном полотне
пути. Указанная конструкция ходовой части
обеспечивает лучшую управляемость, снижает
вес неподрессоренных частей движителя и
чивая возможность движения по особо тяжё-
лым видам бездорожья (снежная целина, забо-
лоченный грунт). Однако пониженная пово-
ротливость и большой вес неподрессоренных
частей движителя ограничивают возможность
использования этой схемы ходовой части.
Довольно многочисленную группу соста-
вляют полугусеничные автомобили с движи-
IOl.b шаг - 69 шагод по периметру
4953
¦5Ш
Фиг. 29. Полугусеничный автомобиль-снегоход („Бомбардир").
даёт возможность создать конструктивно про-
стой и быстроходный полугусеничный автомо-
биль, но с пониженными параметрами по про-
ходимости.
При балансирной подвеске движителя по-
лугусеничный автомобиль выполняется на базе
нормального двухосного автомобиля, у кото-
рого вместо задних ведущих колёс установлены
гусеничные движители балансирного типа.
¦гелями, жёстко закреплёнными относительно
рамы, и многоточечной независимой подвеской
опорных катков. По такой конструктивной
схеме выполнялись полугусеничные тягачи
ГВС, начиная от 1-тонного быстроходного
автомобиля (см. фиг. 21) и кончая 18-тон-
ным тягачом, транспортные полугусеничные
автомобили Форд-Маультие, а также снего-
ходы „Бомбардир" (фиг. 29 и 30).
Фиг. 30. Заднее расположение двигателя и механизм управления лыжами на полугусеничном автомобиле.
снегоходе («Бомбардир").
Каждый движитель состоит из рамки, на кон-
цах которой помещаются ведущее и натяжное
колёса; между колёсами смонтированы опор-
ные катки на разрезных балансирах. Привод
ведущего колеса гусеницы осуществляется
цепной или шестеренчатой передачей от полу-
оси заднего моста.
Балансирная подвеска движителя при боль-
шой опорной поверхности гусениц способствует
повышению проходимости автомобиля, обеспе-
Основными преимуществами этой кон-
структивной схемы являются следующие: воз-
можность расположения центра тяжести авто-
мобиля между опорными катками, ограничение
нагрузки на передние колёса, а также возмож-
ность иметь значительную опорную поверх-
ность гусеницы.
Небольшой вес неподрессоренных частей
движителя позволяет создавать быстроходные
полугусеничные автомобили с весьма прочной
216
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
ходовой частью, обладающей повышенной
проходимостью и хорошей способностью пре-
одолевать рвы и канавы.
К недостаткам этой конструктивной схемы
ходовой части необходимо отнести возмож-
ность появления пиковых нагрузок под опор-
ными катками движителя, что требует повы-
шенной прочности рамы автомобиля. Кроме
того, увеличенная опорная поверхность гусе-
ниц снижает поворотливость автомобиля, тре-
буя принятия специальных мер для её улуч-
шения (двойной диференциал, индивидуальное
подтормаживание гусениц). Конструкция жёст-
кого крепления движителя выполняется с пе-
редними осями качающегося типа для лучшего
приспособления автомобиля к неровностям
полотна пути.
Конструкции подвески опорных катков гу-
сениц выполняются различными. На полугу-
сеничных ГВС применялась торсионная под-
веска, у которой торсионы расположены в по-
перечной плоскости автомобиля; у снегохода
„Бомбардир" — пружинноцепная с горизонталь-
ными пружинами, а в системе Маультие —
шарнирно-пружинная.
На фиг. 31 дана зависимость расхода то-
плива и сопротивления движению от скорости
для полугусеничного автомобиля с маталличе-
удовлетворительные результаты. У этих ти-
пов автомобилей цепь работает исключительно
как движитель, а для передачи весовой на-
грузки на снег служит лыжа.
10 20 30
Скорость движения
Фиг. 31. Зависимость расхода топлива и сопро-
тивления движению от скорости движения для
полугусеничного автомобиля с металлической гу-
сеницей, имеющей шарниры на игольчатых под-
шипниках.
Полугусеничные автомобили являются зна-
чительно более сложными машинами, чем ко-
лёсные автомобили как в отношении произ-
Таблица 15
Технические характеристики полугусеничных автомобилей
Основные параметры
ГА 3-60
ЗИС-42
75°°
1745
5755
415
34X7
3810
°>3
0,12
4
395
525°
5.55
45
55
IOO
275°
борз*
2360
295°
Форд-
Мауль-
тие
58бо
изо
473°
4бо
7.25 -so
3700
0,9
4
275
3860
3-92
83-3000
4о
5°
13°
-
6з85
2250
2IOO
Уайт
Л инн
„Бом-
бар-
дир"
Пак-
кард-
Кег-
ресс
Сит-
роен-
Кег-
ресс
Полный вес автомобиля в кг
Нагрузка на передние колёса или
лыжи в кг
Нагрузка на гусеницы в кг
Ширина гусеницы в мм
Размер шин в дюймах
База /от центра колеса до центра гу-
сеницы) в мм
Удельное давление движителя при
полной нагрузке в кг/см3
Удельное давление лыжи при полной
нагрузке в хг!см3 . . . ¦
Число опорных катков на каждом
движителе
Просвет под осями в мм . . . . . .
Вес автомобиля без груза в л? . . . .
Рабочий объём двигателя в л
Наибольшая мощность в л. с.
при об/мин
Наибольшая скорость по шоссе
в к м/час
Расход топлива в л/100 к и:
по шоссе
по бездорожью
Полный вес буксируемого прицепа
в кг
Габаритные размеры в мм:
длина
ширина
высота ....
9оо
3775
32X6
334O
0,21
о,о8
4
365
3375
3.28
50—2800 85—
35
57
53°°
2400
8
8250
гбоо
565°
ЗЮ
,25—20
3445
о.75
4
2бо
675°
9.8
147—2600
бо
8о
2150
22OO
16 ООО | 2885
4ООО
12 ООО
355
9-75-2O
4035
33°
8800
15
175-1600
13500
6300
2440
2750
770
2115
435
2750
0,14
0,1
5
330
2050
3.6
60
40
90
523°
1955
2032
32OO
1050
2150
385
о,н
о,о8
247
2740
8,6
1б8о
I35O
13°
95-3800 6о-1500 24
бо
45
13°
1310
1.45
-2500
4°
17
33
* С лыжами 6745 мм.
ской гусеницей, имеющей шарниры на иголь-
чатых подшипниках.
Испытания опытных образцов полугусенич-
ных снегоходных автомобилей, оборудован-
ных цепным движителем, показали вполне
водства и конструкции, так и в отношении
эксплоатации. Полугусеничные автомобили
высокой проходимости имеют значительные
преимущества перед колёсными автомобилями
высокой проходимости лишь при использова-
ГЛ. III]
АВТОМОБИЛИ-АМФИБИИ
217
нии их в условиях особо тяжёлого бездо-
рожья; в условиях же средних тяжёлых дорог
они незначительно превышают по проходимо-
сти обычные трёхосные автомобили типа
6X6. Для преодоления повышенных сопро-
тивлений движению и обеспечения одинако-
вых с колёсными автомобилями скоростей
По назначению амфибии можно раз-
делить на транспортные (пассажирские или
грузовые) и специальные.
Транспортные применяются для фор-
сирования рек и озёр и используются также
для погрузки и разгрузки кораблей, стоящих
на открытых рейдах (фиг. 32 и 33).
Таблица 16
Технические характеристики унифицированных полугусеничных тягачей (ГВС)
Основные параметры
Лёгкий
1 т
3 т
Средний
b m 8 m
Тяжёлый
12 т
18 т
Полный вес тягача в кг
Полный вес буксируемого прицепа в кг
База (от центра колеса до центра гу-
сеницы) в мм
Диаметр поворота в м . . . . • . . . .
Нагрузка на передние колёса в кг . .
Размер шин в дюймах .
Нагрузка на гусеницы в кг
Длина опорной поверхности гусеницы
в мм
Ширина гусеницы в мм
Шаг звеньев в мм
Удельное давление на мягком грунте
в кг!см*
Число опорных катков на каждом дви-
жителе
Наибольшая нагрузка на опорный
каток в кг
Глубина преодолеваемого брода в мм
Просвет под осями в мм
Наибольший преодолеваемый подъём
в градусах
Угол опрокидывания \ продольный .
в градусах / поперечный .
Вес тягача без груза в кг
Рабочий объём двигателя в л
Наибольшая мощность в л. с.
при об/мин
Наибольшая скорость по шоссе
в км)час • . . .
Наибольшее тяговое усилие лебёдки
в кг
Расход топлива в л/100 км:
по шоссе •
по бездорожью •
Габаритные размеры в мм:
длина
ширина
высота
47°°
IOOO
243°
9.°
75°
6,00 — 20
395°
1400
24°
i6o
0,62
5
400
700
395
24
70
38
3400
4.17
100—2800
7100
3000
274°
13.5
1200
7,25-20
5900
1800
280
140
0,58
б
5оо
4оо
32O
24
7°
4°
55°°
4.5
120—2800
5°
Не устанавливается
4°
7°
47°°
1840
1б2О
40
8о
55°°
2ООО
22ОО
9000
5ооо
3275
15
13°°
7,5°-2°
2030
32O
i6o
о» 57
б
б25
боо
4оо
12 — 24 *
7°
4°
73оо
5.4
130—2600
5°
25°°
i6o
6020
2200
2500
«55°
8000
374°
16
1510
9.75-2°
10 040
2224
360
180
0,62
836
650
400
12—24 * '
70
40
975°
6,19
140—2600
5°
35°°
80
200
6850
2400
2610
147°°
12 000
3670
21
2700
11,25—20
12 000
2500
400
200
0,66
6
1000
630
400
12—24 *
70
40
12 000
8.5
185—2600
5°
5000
100
250
7400
2500
2800
18000
18 000
455°
21,6
24OO
I2.75 —
I560O
2860
44°
о,6б
6
13°°
8оо
55°
12—24 *
55
4°
15 35°
ю,8
230—2600
4°
7ооо
I2O
8250
2боО
27OO
* С прицепом 12°; без прицепа 24°
полугусеничные автомобили требуют более
мощный двигатель и шасси повышенной проч-
ности.
В табл. 15 и 16 приведены технические
характеристики некоторых полугусеничных
автомобилей и тягачей.
АВТОМОБИЛИ-АМФИБИИ
Определение и область применения
Амфибиями называются многоприводные
колёсные автомобили, имеющие водонепрони-
цаемый кузов и специальный водяной движи-
тель и обеспечивающие преодоление водных
препятствий вплавь, а также возможность
перехода с суши на воду и обратно.
Сп ециальны е применяются для де-
сантных операций на морских побережьях
или для особого использования (см. фиг. 39).
По конструкции амфибии можно раз-
делить: а) на имеющие специальный водоне-
проницаемый кузов и получающие движение
по воде от гребного винта и б) получающие
движение по воде от гребного колеса или от
другого специального движителя.
В дальнейшем будут рассматриваться
только амфибии с гребным винтом.
Основные требования. Автомобили-амфи-
бии транспортного типа должны обладать сле-
дующими основными эксплоатационными ка-
чествами:
а) мощность двигателя и конструкция во-
дяного движителя должны обеспечивать ско-
рость движения на воде не менее 10—15 км\час
и надёжное плавание;
Фиг. 32. Пассажирский (пятиместный) авто-
мобиль-амфибия с несущим кузовом и неза-
висимой подвеской колёс (Триппель).
Фиг. 33. Грузовой автомобиль-амфибия грузоподъём-
ностью 2,6 т (GMC-DUKW-353), построенный на базе
стандартного автомобиля типа 6Х^•
¦3790
220
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД.IV
б) должны обеспечиваться вход и выход
автомобиля из воды на береговой обвод с раз-
личным профилем и грунтом, а также движе-
ние в условиях бездорожья;
в) движение по дорогам с твёрдым покры-
тием должно происходить по возможности со
скоростями и ездовыми качествами, не усту-
пающими таковым у тех моделей автомобилей,
на базе которых амфибии построены.
Конструктивные особенности
Амфибии строят обычно на базе стандарт-
ных моделей легковых и грузовых автомоби-
лей со всеми ведущими колёсами или их аг-
регатов, в которые вносят соответствующие
конструктивные изменения, вызванные усло-
виями работы амфибии на воде.
К специальным агрегатам амфибии, имею-
щим конструктивные особенности, относятся:
водонепроницаемый кузов, гребной винт для
создания тяги на воде и передача к нему,
органы управления на воде, специальное обо-
рудование (водооткачивающая система, устрой-
ство для изменения давления воздуха в ши-
нах).
Водонепроницаемый кузов. Основное тре-
бование к кузову амфибии — полная водоне-
проницаемость и определённый запас плову-
чести, т. е. способность при заданной нагрузке
погружаться в воду до определённой ватер-
линии. При определении запаса пловучести
надо учитывать и аварийное состояние амфи-
бии, т. е. включать в её полный вес также и вес
некоторого объёма воды, могущего поступить
через пробоины и люки. Для существующих
конструкций амфибий запас пловучести не
превышает 0,8. Высота надводного борта при
полной нагрузке составляет от 300 до 6U0 мм
при диференте на корму 5—8°.
Основные размеры и форма надводной
части кузова зависят главным образом от на-
значения автомобиля, а размеры и форма под-
водной части определяются требованиями
устойчивости амфибии, общим весом и задан-
ной скоростью движения по воде.
Условие плавания
где Ga — полный вес амфибии в т; Q — реак-
ция воды или подъёмная сила.
Подъёмная сила воды определяется по сле-
дующей формуле:
где D — водоизмещение подводной части ку-
зова в м3; т — удельный вес воды в т/м%.
Для речных вод -|~1.00; для вод, содержа-
щих соли, 1,01 —1,03.
Для ориентировочных подсчётов водоизме-
щение подводной части кузова
D = LB{Tl (мэ),
где L — длина кузова по ватерлинии в м;
Вх—наибольшая ширина кузова по ватерли-
нии в м\Т — осадка кузова вм;Ь = —коэ-
фициент, учитывающий степень полноты во-
доизмещения, равный для существующих кон-
струкций амфибий 0,75—0,80.
Для более точных подсчётов водоизмеще-
ния изготовляется теоретический чертёж,
который представляет изображение обводов
водонепроницаемого кузова в трёх проек-
циях соответственно трём взаимно пер-
пендикулярным плоскостям. По теоретическому
чертежу производится не только вычисление
подводного объёма кузова, т. е. его водоиз-
мещения, но определяется также положение
центра тяжести амфибии по её длине.
Для надёжной работы амфибии весьма
важное значение имеет остойчивость, которая
обеспечивает возможность входа в воду с кре-
ном и диферентом. Подсчёт остойчивости не-
обходимо производить как для крена, так и
для диферента.
Водонепроницаемые кузовы по конструкции
могут быть:
а) несущего типа гидродинамической
формы, подвеска колёс независимая или жёст-
кая, без рессор; размещение всех основных
механизмов и карданных валов внутри кузова
(фиг. 34, а и в);
б) понтонного типа на шасси рам-
ного автомобиля; днище кузова охватывает
Фиг. 34. Различные соединения водонепроницаемого
кузова амфибии с ходовой частью.
раму снизу и в нём имеются выемки для мостов
и карданных валов и тоннель для гребного
винта (фиг. 34, б).
Кузов несущего типа даёт минимальную
смоченную поверхность, т. е. меньшее сопро-
тивление на воде; кузов понтонного типа
упрощает конструкцию амфибии и допускает
использование шасси стандартных автомоби-
лей.
Кузов делится на три части (или отсека):
носовой, средний и кормовой. В носовом от-
секе обычно располагаются двигатель и си-
стема его охлаждения, доступ к которым обес-
печивается специальными люками. Средний
отсек занят органами управления и служит
для размещения пассажиров или груза. В кор-
мовом укладывается шанцевый инструмент, а
также такелажное и спасательное имущество.
Носовой и кормовой отсеки перекрываются
палубой и имеют водонепроницаемые люки.
При конструировании кузова необходимо
обращать особое внимание на его общую
жёсткость, что имеет большое значение для
противодействия динамическим нагрузкам на
воде и перекосам при движении на суше.
ГЛ. III)
АВТОМОБИЛИ-АМФИБИИ
221
Профильное очертание носовой и кормовой
частей кузова, а также его продольная и по-
перечная остойчивость имеют большое значе-
ние в момент выхода амфибии из воды.
В табл. 17 приведены основные размеры
кузовов некоторых автомобилей-амфибий.
Таблица 17
Основные размеры кузовов автомобилей-амфибий
Модель
автомобиля
Триппель DX4)
Форд GPA DX4)
GMC DUKW-353
FX6)
Торникрофт
(8X8)
Грузо-
подъём-
ность в кг
или число
мест
4
5*
2500
5ооо
Полный
вес
в кг
2050
1845
9000
16550
Размеры
в мм
А
493°
4620
945°
937O
Н
97°
8оо
II2O
1б53
В
1820
1625
2440
2694
* На воде 8 чел.
Гребной винт. Передвижение амфибии на
воде осуществляется в большинстве случаев
трёхлопастным гребным винтом. Для разме-
щения винта в кузове делают специальные
углубления — тоннели. Такое расположение
винта защищает его от повреждений при дви-
жении по суше или при плавании на мелко-
водье (фиг. 35, схема 1). На небольших лёгких
амфибиях винт часто выполняется откидным,
с расположением за кормой (фиг. 35, схема 2).
Основная характеристика винта опреде-
ляется его диаметром D и шагом винтовой
поверхности лопастей Н.
Тоннельное размещение винта ограничи-
вает его диаметр в пределах от 0,3 до 0,65 м,
что при большом упорном давлении и высо-
ком числе оборотов обусловливает к. п. д.
винта Yje = 0,15—0,20 вместо 0,65—0,75, имею-
щегося у моторных лодок. Некоторого повы-
шения эффективности действия гребного винта
можно достигнуть применением направляющей
насадки. Последняя представляет замкнутое
профилированное кольцо, охватывающее винт
и жёстко скреплённое с корпусом. Расчёт
гребного винта производится при постоянной
рабочей скорости хода и с возможно полным
использованием мощности двигателя.
Для предварительного определения разме-
ров элементов винта и выбора числа его обо-
ротов пв пользуются специальными расчёт-
ными диаграммами [1]. Отношение поверхно-
стей лопастей гребного винта к площади описы-
ваемого им круга равно 0,35—0,50. Шаговое
Н
отношение винта -рг применяется в пределах
0,8-1,2.
При соединении с двигателем через коробку
передач винт следует подбирать по основной
рабочей передаче в коробке. Особенно это
необходимо учитывать при совместной работе
колёс и винта при выходе амфибии на берег.
Для предотвращения кавитации необхо-
димо удельную нагрузку на винт не допускать
выше 1 кг/см2, и окружная скорость лопастей
должна быть в пределах 50—55 м\сек.
Для предварительных расчётов к. п. д.
винта амфибии можно подсчитать с достаточ-
ной точностью. Условно допуская, что скорость
воды увеличивается только в плоскости винта,
полезная мощность винта
-«- 75 ¦
где R — упорное давление винта в кг; v — фак-
тическая скорость движения амфибии в м/сек.
Полная мощность, подводимая к винту,
R-H- п.
т~ 75 ~
75-60
где v-p—теоретическая скорость винта в
м/сек; Н — шаг винта в м; пв — число оборо-
тов винта в минуту.
¦ N. v
К. п. д. винта тп=—-^- = —.
К. п. д. f\g винта ввиду ряда допущений
называется условным [6].
Дм5разурЬ Оля
подъема винта
на суше
Защитная
решетка
Фиг. 35. Конструктивные схемы установки гребных вин-
тов на автомобилях-амфибиях:/ — тоннельная; 2 — навес-
ная.
Органы управления на воде. Поворотли-
вость амфибии на воде обеспечивается: а) по-
воротом передних управляемых колёс и
б) водяным рулём, расположенным за гребным
винтом.
При повороте амфибии её центр тяжести
описывает кривую, называемую циркуля-
цией. Если угол отклонения руля остаётся
постоянным, то циркуляция близка к окруж-
ности, минимальный диаметр которой равен
10—12 м для средних и 8—Ю м для малых,
амфибий, при скоростях движения 4—6 км^час.
Поворотливость амфибии зависит: а) от
площади руля, с увеличением которой
диаметр циркуляции уменьшается; б) угла от-
клонения руля, улучшаясь с увеличением
этого .угла, и в) скорости хода (пропорцио-
нально её квадрату).
222
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
[РАЗД. IV
Амфибии с кузовом гидродинамической
формы хорошо управляются поворотом перед-
них колёс, в амфибиях, имеющих кузов пон-
тонного типа с плоским бортом, для поворота
используются колёса и водяной руль, повора-
чиваемые одновременно. Это обеспечивается
дополнительным приспособлением в виде бара-
бана, сидящего на валу рулевого механизма,
и системой тросов.
Специальное оборудование. При движе-
нии по мелководью, переезде через песчаные
отмели и при выходе на береговой обвод
с илистыми грунтами часты случаи застрева-
ния амфибии. Шины колёс, имея нормальное
давление для движения по суше, прорезают
в этом случае грунт, образовывая глубокую
колею, и амфибия садится на дно кузова. По-
этому некоторые конструкции амфибий обо-
рудуются централизованной системой накачи-
вания и регулирования давления в шинах для
изменения их опорной поверхности (фиг. 36).
Система состоит из воздушного компрессора,
Фиг. 36. Изменение опорной по-
верхности шины при различных
давлениях воздуха в ней.
резервуара, кранов и трубопроводов. На сту-
пицах колёс установлены специальные шар-
нирные головки, дающие возможность изменять
во время движения автомобиля давление воз-
духа как во всех шинах одновременно, так и
в каждой в отдельности.
В табл. 18 приведено изменение давления
в шинах A1,00-18) при централизованной си-
стеме накачивания и регулирования для раз-
ных типов дорог.
Таблица 18
Изменение давления в шинах (И,00-18) при
централизованной системе их накачивания
и регулирования
1
Тип дороги
Рыхлый песок или грязь . .
Твёрдый песок или гравий-
ный грунт
Каменистый берег с остры-
ми камнями
Доре га с твёрдым покры-
тием
Давление
в шинах
в кг/см"
0,85
1.5
2,0
з.°
Допусти-
мая ско-
рость дви-
жения
в км\час
25
15
5
8о
К специальному оборудованию относится
также водооткачивающая система, предна-
значенная для откачки воды, набирающейся
через неплотности и сальниковые уплотнения
кузова, а также при авариях. Насосов с ме-
ханическим приводом должно быть не менее
двух, причём один из них должен начинать
работать автоматически, когда уровень воды
в трюме достигает определённой высоты, пе-
рекрывающей приёмный фильтр. Насосы
должны эффективно откачивать воду из лю-
бого отсека кузова и обычно приводятся
в действие от вала привода гребного винта.
Производительность откачивающих насосов
от 130 до 225 л\мин.
Для самовытаскивания амфибии на трудно-
проходимых сухопутных участках пути, а также
при застревании её при выходе из воды уста-
навливаются лебёдки или кабестаны с меха-
ническим приводом.
Тяговые свойства и необходимая
мощность двигателя
Точный аналитический расчёт сопротивле-
ния воды движению амфибии весьма услож-
няется наличием выступающих частей (колёса,
оси, тяги), значительно увеличивающих вихре-
вое движение воды. Поэтому для этих целей
пользуются методом буксировки опытного
образца амфибии или модели [6].
Для приближённых расчётов по определе-
нию сопротивления воды можно пользоваться
следующей эмпирической формулой [11], при-
менимой к современным формам автомобилей-
амфибий при скорости их движения, не превы-
шающей 10 км/час:
" ас'
где Ga — полный вес амфибии в кг\ v—ско-
рость в м/сек; L — длина кузова по ватерли-
нии в м; С — опытный коэфициент; 8 — коэфи-
циент полноты формы подводной части ку-
зова ~ 0,75-0,8.
Величина коэфициента С зависит от отно-
шения длины кузова к его ширине по ватер-
линии и имеет для скоростей 8—10 км/час
следующие значения:
LlBl 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5
С 15 17 19 21 23
Условие движения амфибии на воде при
заданной скорости
R>W,
где /? — упорное давление гребного винта в кг.
Сопротивлением воздуха при небольших
скоростях движения по воде можно прене-
бречь.
Мощность двигателя, необходимая для дви-
жения по воде с заданной скоростью,
75
где т)в — к. п. д. гребного винта @,15—0,20);
1\ j— коэфициент механических потерь между
двигателем и гребным винтом @,90-—0,95).
В табл. 19 приведена водяная тяговая ха-
рактеристика амфибии Форд-GPA.
ГЛ. III)
АВТОМОБИЛИ-АМФИБИИ
223
Таблица 19
Водяная тяговая характеристика амфибии Форд-GPA
Данные
Отношение числа оборотов
винта к числу оборотов ко-
ленчатого вала двигателя . .
Тага на швартовых в кг
(полный дроссель)
Передача в коробке
I | II | III
i :2,66
3°о
i : I.56
270
i : i,o
195
Условия входа и выхода из воды
Величина наибольшего угла входа амфибии
в воду зависит от конструкции и водоизме-
щения носовой части кузова. При входе в воду
с плоской береговой линии обычно исполь-
зуют инерцию движения амфибии по суше.
Винт начинает действовать только тогда,
когда амфибия полностью сошла с берега и
даже несколько продвинулась вперёд; до этого
тяга может быть создана только колёсами.
При соблюдении необходимых условий амфи-
бия может войти в воду под любым углом
(теоретически).
Выход амфибии из воды состоит из дви-
жения вперёд и поворота относительно точки
опоры о грунт, пока угол поворота амфибии
меньше угла подъёма русла. В первый пе-
риод выхода амфибии основным движителем
является винт плюс инерция машины; с момента
посадки на грунт движителем являются колёса.
Это объясняется тем, что тяговое усилие, раз-
виваемое винтом и достаточное при движении
по воде, не является достаточным при выходе
на грунт.
Тяговое усилие на колёсах (Рк) зависит не
только от мощности двигателя, но опреде-
зов несущего типа имеет хорошие аэро-гидро-
динамические формы, дающие минимальные
сопротивления как при движении на воде,
так и при движении с высокими скоростями
по суше. Нижняя часть кузова выполнена
так, что автомобиль спокойно скользит по
различным подводным препятствиям. Привод
на все четыре колеса, независимая подвеска
их и самоблокирующиеся диференциалы зна-
чительно повышают проходимость амфибии
на суше.
На фиг. 37 приведена схема силовой пере-
дачи и привода гребного винта на амфибии,
в которой интересно разрешён вопрос разде-
ления кузова. Двигатель с коробкой передач
установлен в центре машины перпендикулярно
направлению её движения. Для трансмиссии
Фиг. 37. Схема силовой передачи и привода гребного
винта на амфибии с центральным расположением дви-
гателя (DAF): / — двигатель; 2 — коробка передач и глав-
ная передача; 3—гребной винт.
использованы основные агрегаты автомобиля
с приводом на переднюю ось. Таким образом,
все колёса являются ведущими и управляе-
мыми. Конструкция амфибии обеспечивает хо-
Фиг. 38. Соединение кожухов карданных передач с кузовом при помощи резиновых уплотнений.
ляется также коэфициентом сцепления ср и
сцепным весом — нормальной реакцией грунта,
играющей при выходе амфибии из воды глав-
ную роль.
PK=(Ga —Q) cos а-<?,
где Ga — вес амфибии в кг; Q — подъёмная
сила воды; а — величина предельного крена.
Конструктивные схемы
На фиг. 32 приведена схема амфибии без-
рамной конструкции. Водонепроницаемый ку-
рошие просветы и минимальные габаритные
размеры. Пассажиры сидят не как обычно
двумя рядами друг за другом в направлении
движения, а спиной к спине. Этим достигнута
возможность двухстороннего движения (без
разворота).
На фиг. 33 приведена конструктивная схема
компоновки грузовой амфибии, построенной
на базе стандартного автомобиля типа 6X6
Водонепроницаемый кузов с плоским днищем
охватывает раму снизу, образуя лодку понтон-
ного типа. На раме смонтированы все ос-
новные агрегаты.' за исключением ходовой
224
АВТОМОБИЛЬ ВЫСОКОЙ ПРОХОДИМОСТИ
(РАЗД. IV
части. Подвеска и ведущие мосты монтируются
под днищем в специальных углублениях. Кар-
данные передачи к мостам заключены в ко-
жухи, соединённые с кузовом при помощи
резиновых водонепроницаемых уплотнений
(фиг. 38). Привод на колёса может включаться
параллельно с работой на гребной винт, ко-
торый расположен в тоннеле и приводится
в действие от раздаточной коробки. Управле-
ние на воде осуществляется одновременно
передними колёсами и рулём, расположенным
в тоннеле гребного винта. Амфибия имеет
централизованную систему накачивания и ре-
Таблица 20
Скорости и расходы топлива амфибий
GMC-DUKW-353 и Форд-GPA на спокойной воде
Передача в коробке
Вторая
Третья
Скорость
в км/час
GMC
9.5
8.5
7.7
6.5
Форд
б,о
8,6
б,о
7-2
Расход
ва в
GMC
2б,О
i6,5
12
б
топли-
л/час
Форд
6,7
17-7
4,9
9.1
Примечание. Скорости даны для различного
числа оборотов двигателя.
гулирования давления в шинах во время дви-
жения, а также оборудована водооткачиваю-
щей системой с автоматическим включением
насоса. В задней части кузова установлена
лебёдка с механическим приводом.
выступающих деталей ходовой части. Это
создаёт значительные потери при движении
по воде, вызывающие повышенный расход
топлива и пониженную скорость движения.
В табл. 20 даны скорости и расходы топлива
амфибий GMC и Форд на спокойной воде.
На фиг. 39 приведена схема специальной
десантной двухмоторной 5-тонной амфибии
(Торникрофт).
Водонепроницаемый кузов установлен на
восьми неподрессоренных колёсах с шинами
низкого давления большого размера A4,25—20).
Все колёса ведущие; управляемых колёс нет.
На амфибии установлены два двигателя
мощностью по 85 л. с, из которых каждый
приводит в движение колёса одной стороны.
Управление на суше достигается посредством
дросселирования одного из двигателей и под-
тормаживания колёс, ha воде каждый двига-
тель вращает свой гребной винт; управляется
амфибия при помощи двух водяных рулей.
Амфибия обладает значительной скоростью
на воде (до 10 км/час), но отсутствие обыч-
ных для автомобиля органов управления огра-
ничивает скорость движения по суше (не бо-
лее 40 /см/час). Амфибия также снабжена цен-
тральной системой накачивания и регулиро-
вания давления в шинах в зависимости от
состояния береговых грунтов. На твёрдом
грунте амфибия движется только на четырёх
средних колёсах. Крайние колёса находятся
в несколько вывешенном состоянии по отно-
шению к полотну пути и имеют пониженное
давление в шинах. Снижение давления в сред-
них шинах до давления в крайних позволяет
использовать во время выхода амфибии на
берег опорную поверхность всех восьми колёс.
4250
/¦ \
9 ? 5 6
Фиг. 39. Двухмоторная амфибия грузоподъёмностью 5 тп (Торникрофт): 1—радиаторы; 2 — двигатели;
3 — раздаточные коробки; 4 — тормозные барабаны для торможения и поворота; 5 — червячные пе-
редачи привода к колёсам; 6 — гребные винты; 7— двойной водяной руль; 8 — лебёдка; 9— сиденье
водителя.
Основными недостатками амфибий такого
типа являются несовершенство форм их кузо-
вов и относительно большое сопротивление
На фиг. 40 показана схема специальной ам-
фибии, приспособленной для передвижения по
воде, по твёрдому грунту и по болоту. Для
ГЛ. III]
АВТОМОБИЛИ-АМФИБИИ
225
поддерживания автомобиля на воде исполь-
зуется вместо водонепроницаемого кузова во-
доизмещение больших баллонных шин. Амфи-
rh
!
"t
, I
-900 у
4
P
И
|-
—36J0-
л
-
Фиг. 40. Специальная амфибия для эксплоатации в забо-
лоченных нефтеносных районах (Гулф).
бия имеет четыре ведущих колеса с шинами
диаметром 3050 мм и шириной 900 мм.
Общая длина амфибии около 7 м. Водоиз-
мещение шин достаточно для поддерживания
над водой груза весом до 3500 кг; осадка
колёс при этом не превышает 600 мм. Пово-
рот амфибии достигается торможением колёс
соответствующей стороны. Для движения по
воде на шины надеваются специальные мягкие
шпоры-лопатки. Скорость передвижения: по
воде 10 км/час, на твёрдом грунте — свыше
50 км/час, по болоту 15—20 км час. Такие
типы амфибий получили распространение для
перевозки людей и оборудования в заболочен-
ных нефтеносных районах.
В табл. 21 приведены технические характе-
ристики некоторых автомобилей-амфибий.
Таблица 21
Технические характеристики некоторых автомобилей-амфибий
Основные параметры
Грузоподъёмность в кг или
число мест • •
Вес автомобиля без груза в кг
Габаритные размеры в мм:
длина
ширина
высота
База в мм
Размер шин в дюймах
Рабочий объём двигателя в л .
Наибольшая мощность в л. с.
при об/мин
Диаметр винта в мм
Просвет под кузовом в мм . .
Органы управления на воде . .
Наибольшая скорость на воде
на II передаче в км/час
Наибольшая скорость по шос-
се в км/час
Расход топлива на воде в л/час
Триппель
4X4
4
175°
493°
I82O
1700
243°
6oo-i8
2,47
55-3600
380
300
Передние
колёса
DAF 4X4
4
145°
35°°
1700
гбоо
1.9
48—4000
3°о
Передние и
задние колёса
Форд-GPA
4X4
5 *
1595
4620
1625
1830
2135
6,ОО— 16
2,2
60—360О
37°
224
Передние ко-
лёса и руль
8,6
89
5-18
DUKW-353
6X6
2500
6500
945°
2440
2690
11,0—18
4.42
90-2750
610
458
Передние ко-
лёса и руль
9.5
65
6-2б
Торникрофт
8X8
5ооо
II ООО
937°
2694
2ОО8
гбоо + i6oo +1445
14,25-20
3,62X2
170—3800
675
365
Два руля
• На воде—8 чел.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Алферьев М. Я-> Судовые движители, М. 1947.
2. Б р у с я н ц е в Н. В., Автомобили повышенной про-
ходимости, Гострансиздат. 1935.
3. Б р у с я н ц е в Н. В., Трёхосные автомобили, Гос-
трансиздат, 1933.
4. Г о л ь д Б. В., Пути развития грузовиков и автобусов,
изд. Наркомхоза, 1938.
Ъ. Г о л ь д Б. В., Шестиколёсные автомобили, Гостранс-
издат, 1933.
6. Груздев Н. И., Танки, Машгиз, 1944.
7. К р ж и в и ц к и й А. А., Тяговые свойства трактора
на транспорте, Машгиз, 1940.
8. К р ж и в и ц к и й А. А., Автотранспорт для снежного
пути, Машгиз, 1939.
ОСТ
^'~ВК(^ ^**** Автомобили грузовые трёхосные. Методы
типовых испытаний.
10. Ч у д а к о в Е. А., Теория автомобиля, ГНТИ, 1940.
11. Чудаков Е. А., Циркуляция мощности в замкну-
том контуре ведущих осей трёхосного автомобиля,
Труды Академии механизации и моторизации
им. Сталина, Юбилейный сборник, 1940.
12. В u s s i e n R., Automobiltechnisches Handbuch,
Berlin, 1931.
15 Том 11
Глава IV
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ ГАЗОГЕНЕРА-
ТОРНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Газогенераторные автомобили предназна-
чаются для работы на твёрдом топливе.
Для районов СССР, богатых твёрдым то-
пливом и удалённых от месторождений нефти,
этот вид транспорта имеет большое народно-
хозяйственное значение.
Для создания газогенераторных машин ис-
пользуются базовые автомобили, определён-
ным образом переоборудованные.
В зависимости от степени приспособлен-
ности для работы на генераторном газе раз
личают следующие типы газогенераторных
автомобилей: 1) специально построенные для
работы на газе; 2) переоборудованные из
бензиновых и дизельных автомобилей для
постоянной работы на газе; 3) приспособлен-
ные для вр-менной работы на газе.
Специально построенные газо-
генераторные автомобили (заводского произ-
водства) отличаются некоторыми особен-
ностями двигателя, увеличенным передаточ-
ным числом главной передачи и изменениями
кузова и кабины в связи с размещением
газогенераторной установки. Кроме того, на
них устанавливаются специальные контроль-
ные приборы и приспособления.
Газогенераторные автомобили, переобору-
дованные из бензиновых и дизельных для
постоянной работы на газе, отличаются
некоторыми конструктивными изменениями
в зависимости от возможностей данного авто-
хозяйства; большая часть изменений относится
к двигателю и к размещению газогенератор-
ной установки.
Автомобили, приспособленные для вре-
менной работы на газе, в большинстве
не имеют каких-либо конструктивных пере-
делок двигателя и трансмиссии и обладают по-
этому пониженной мощностью.
РАСПОЛОЖЕНИЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРНОЙ
УСТАНОВКИ НА АВТОМОБИЛЕ
И ВЕСОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
Газогенераторные установки размещают:
1) рассредоточенно на шасси автомобиля;
2) в виде блочной конструкции; 3) на специ-
альном прицепе.
Рассредоточенное размещение от-
дельных агрегатов газогенераторной установки
на шасси автомобиля (фиг. 1) обеспечивает
нормальное распределение веса по осям, хо-
рошее регулирование температуры газа,
удобство обслуживания газогенераторной
установки и удовлетворительное использова-
ние габаритов автомобиля.
Блочная конструкция газогенера-
торной установки, обеспечивая быстрый мон-
таж её на автомобиле, имеет следующие не-
достатки: плохое использование габаритов
автомобиля (при обычном размещении за ка-
биной) и неудобство обслуживания газогене-
раторной установки.
Газогенераторный прицеп (фиг. 2)
представляет блочную конструкцию газоге-
нераторной установки, полностью смонтиро-
ванной независимо от автомобиля. Преиму-
щества газогенераторного прицепа следу-
ющие: минимум переделок автомобиля без
изменения его весовых параметров и габа-
ритов и возможность работы со сменными
прицепами, что создаёт некоторые удобства
при эксплоатации автобусов. Недостатки —
ухудшение манёвренности автомобиля, увели-
чение веса и стоимости системы.
В автобусах газогенератор помещают или
в передней части сбоку кузова за си-
деньем шофера (фиг. 1) или сзади в кузове
(фиг. 3). Заднее расположение газогенератора
применяется чаще, так как при этом газоге-
нератор более изолирован.
Недостаток заднего расположения — длин-
ный газопровод от газогенератора к радиа-
торному очистителю. Размещение газогенера-
торной установки в кузове автобуса умень-
шает число мест для сиденья на 2—5 и увели-
чивает мёртвый вес на 300—600 кг.
На грузовых автомобилях применяются
следующие схемы расположения газогенера-
тора: 1) между кабиной и укороченным ку-
зовом (фиг. 4); 2) внутри кузова (фиг. 5, А)
или в вырезе кузова (фиг. 5, Б); 3) в вырезе
кабины (фиг. 5, В и 6); 4) в специальной
кабине (фиг. 7).
Независимо от применяемой схемы распо-
ложения все части газогенераторной установки
не должны выходить за габариты автомобиля
по ширине и длине (фиг. 8).
ГЛ. IV]
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
227
Размещение газогенератора между ка-
биной и кузовом вызывает укорочение
кузова, что нерационально вследствие умень-
шения его полезной площади (до 20%) и ухуд-
шения распределения веса по осям. Смещение
центра тяжести груза назад приводит к не-
желательной разгрузке передней оси.
При размещении газогенератора внутри
кузова автомобиля газогенератор отгора-
живают железным листом; при расположе-
нии газогенератора в вырезе кузова
газогенератор закрывают снаружи фальшивым
бортом из железного листа. Такая схема раз-
мещения газогенератора принята на автомо-
биле ЗИС-41 (фиг. 9). При этом сохраняется
неизменной кабина и обеспечивается быстрота
монтажа; полезная площадь кузова умень-
шается лишь на 5—10%.
Расположением газогенератора в вырезе
кабины стремятся сохранить свободным
кузов и приблизить газогенератор к передней
оси автомобиля для улучшения распределения
веса по осям. Такая схема расположения газо-
генератора принята на автомобиле ЗИС-21
(фиг. 6).
Расположение газогенератора в специ-
альной кабине позволяет сохранить сво-
боду движения водителя, нормальное число
мест, а также даёт возможность удобно смон-
тировать газогенератор, который закрывается
особой металлической решёткой. Такое рас-
положение газогенератора наиболее целесо-
образно, так как его тепловая изоляция при
радиаторном охладителе способствует регули-
рованию температуры газа. Кроме того, спе-
циальная кабина улучшает внешний вид
автомобиля и сохраняет размеры стандартного
кузова.
На автомобилях особо большой грузо-
подъёмности с двигателями мощностью свыше
200 л. с. иногда устанавливают две парал-
лельно действующие газогенераторные уста-
новки, что даёт лучшее распределение веса
по осям автомобиля и экономически выгодно.
На легковом автомобиле обычно при-
меняется блочная конструкция газогенера-
торной установки, которая помещается либо
сзади автомобиля в багажнике, либо спереди
автомобиля. Расположение газогенераторной
установки сзади автомобиля создаёт пере-
грузку задней оси, но позволяет закрыть
всю установку специальным капотом и сохра-
нить красивый внешний вид автомобиля. Рас-
положение газогенераторной установки спе-
реди автомобиля даёт лучшее распределение
веса по осям и удобно для наблюдения за
установкой.
В табл. 1 приведены основные параметры
некоторых моделей газогенераторных гру-
зовых автомобилей [6].
Просвет газогенераторной установки дол-
жен быть больше просвета самого автомо-
биля по следующим причинам: 1) газогене-
ратор и очистители-охладители находятся у
самого края габарита автомобиля по ширине
и при слишком низком расположении под-
вергаются при езде ударам; 2) газогенератор
в грузовых автомобилях находится почти по-
середине базы автомобиля (фиг. 8), причём
низкое расположение отдельных агрегатов
газогенераторной установки ухудшает прохо-
димость автомобиля.
228
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
Фиг. 5. Схемы расположения газогенератора
на грузовом автомобиле: А — внутри кузова;
б—в вырезе кузова; В — в вырезе кабины.
Фиг. 2. Автобус с газогенераторной установкой, разме-
щенной на прицепе.
т
Ю 9 3 8 2
Фиг. 6. Схема расположения газогенераторной установки
на автомобиле ЗИС-21: / — газогенератор; 2—секции
грубого очистителя-охладителя; 3—тонкий очиститель;
4 — смеситель; 5—отстойник; 6—вентилятор розжига;
7,8, 9 и 10— газопроводы.
Фиг. 3. Схемы заднего расположения газо-
генератора в автобусе.
3 12
Фиг. 7. Схема расположения газогенератора в специаль-
ной кабине: 1 — газогенератор; 2—очиститель; 3 — охла-
дитель (в обшей облицовке с радиатором автомобиля);
4 — ящик для запаса чурок.
Фиг. 4. Схема расположения газогенератора ме-
жду кабиной и укороченным кузовом: / — газо-
генератор; 2—секции грубого очистителя-охлади-
теля: 3 — тонкий очиститель; 4—вентилятор роз-
жига; 5 — газопровод к смесителю; 6 — ящик для
запаса чурок.
Фиг. 8. Размеры грузового автомобиля —бензинового (б)
и газогенераторного (г): R — продольный радиус прохо-
димости; ./V — угол заднего въезда; Н — высота; 5 — ши-
рина; A'i — колея передних колёс; Kt — колея задних ко-
лёс; С — просвет; L — длина; В — база.
ГЛ. IV]
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
229
В табл. 2 приведены параметры, характе-
ризующие проходимость некоторых моделей
газогенераторных автомобилей.
Просвет газогенераторной установки при
полной нагрузке автомобиля должен быть не
меньше 4Q0 мм. Газогенераторная установка
не должна увеличивать продольный радиус
проходимости и углы переднего и заднего въез-
дов автомобиля.
большого запаса топлива), грузоподъёмность
уменьшается, коэфициент использования веса
гружёного автомобиля (отношение грузо-
подъёмности к полному весу гружёного
автомобиля) ухудшается.
Удельный вес современных газогенера-
торных установок, т. е. вес, отнесённый к
количеству газа (в м$), вырабатываемого в час
{j* в час), зависит от производительности
Таблица t
Основные параметры некоторых моделей газогенераторных грузовых автомобилей
Наименование автомобиля
и топливо
ГАЗ-42 — доо
ЗИС-13 - то
ЗИС-21
ЗИС-41
Фаун-Майбах
Берлие ,
Греф-Штифт,
Рено
Фаун Дейтц
Рено — древе
Бедфорд —
Бюссинг-НАГ
Фаун-Дейтц -
вяные чурки . .
же
сный уголь . .
го же
- антрацит . . .
Грузоподъём-
ность в т
1,2
З.о
2,5
З.о
3,5
2,2
4,о
4,5
5.о
2,0
2,0
5.о
4.о
Расположение газогенератора
Между кабиной и кузовом
То же
В вырезе кабины
В вырезе кузова
Между кабиной и кузовом
В специальной кабине
В вырезе кузова
Между кабиной и кузовом
В вырезе кабины
Между кабиной и кузовом
Рядом с кабиной
Между кабиной и кузовом
То же
Расстояние от
кабины до
кузова в мм
5оо
635
7оо
97°
48о
145°
8оо
Длина кузова
в мм
ЗО25
315о
3085
3150
41оо
28ОО
4225
3250
5боо
2ОО0
38jO
Уменьшение
площади ку-
зова в °/0
17
Нет
Нет
7
ю
2О
Нет
2О
Нет
2О
2О
Длина автомо-
биля в мм
5335
6634
6090
6070
76З0
6зб5
71оо
6150
8440
51оо
5975
8560
База в мм
334°
442O
3810
З8ю
4250
4<хю
4275
32до
5О0О
335°
3°45
4825
Таблица 2
Параметры, характеризующие проходимость неко-
торых моделей газогенераторных автомобилей
Наименование
автомобиля
ГАЗ-42
ЗИС-41
ЗИС-21
Рено
Бедфорд ....
Берлие . .
Греф-Штифт . .
Бюссинг-НАГ .
ость
емн
зоподъ
(-. в
1,2
3.°
2,0
2,0
2 2
4.о
5.°
енера-
зки
о §
Л ев
свет га
юй уст
С?»
300
400
or;
ОО
I4O
235
2Ю
2IO
2IO
Под каким
агрегатом
Вертикальный
очиститель
Очиститель-охла-
дитель
Газогенератор
Газогенератор
Очиститель
Охладитель
Газопровод
Газогенератор
адиус
в м
ii-
?а
— с
_
-
5,о
9,8
13.9
Таблица 3
Весовая характеристика некоторых моделей газоге-
нераторных автомобилей
Наименование
автомобиля
ГАЗ-42 1939 г. ...
ГАЗ-42 1942 г. ...
ЗИС-21
ЗИС-41 . .
Рено
Бедфорд
Фаун-Майбах ....
Греф-Штифт ....
Фаун-Дейтц . . • .
Берлие
Рено
Фаун-Дейтц ....
Бюссинг-НАГ . . .
X
s
Грузопо
в т
1,2
1,3
2M
о,о
О'"
2,0
2,0
2,2
3,5
4.о
4,о
4,2
4,5
5,°
1ЫЙ
орно
i <\*
О 2* ^
S QJ ffl
Я X
н и. 5
Эксплоа
вес газе
установ;
44о
240
CQO
QQO
2ОО
чоо
^w
у1 «о
500
500
1270
600
6^o
/
700
800
1 ц
ii
\о S
о о
са
а> се
S-
Увеличе
ного вес
Во.
24
13
i8
12
10
16
24
и
12
3°
11
17
13
12
J9 iCU
s '-^
X ^ S
я m °
Коэфиц!
зования
ного aBi
о,34
о,37
о,39
о,4°
о,42
О А.1
0,48
O,4I
О,47
О,42
0,43
0. so
0,42
0,40
Высота газогенератора обычно не выходит
за пределы габаритной высоты нагружен-
ного автомобиля. Иногда в целях увеличения
ёмкости бункера допускается превышение
газогенератора над кабиной [1] (фиг. 8).
Весовая характеристика газогенераторных
автомобилей хуже, чем у бензиновых и ди-
зельных (табл. 3). Собственный вес автомо-
биля увеличивается (особенно при наличии
установки, вида топлива и процесса газифи-
кации. Максимальный удельный вес газогене-
раторных установок приведён в табл. 4.
Примерное распределение веса газогене-
раторной установки по отдельным агрегатам
указано в табл. 5.
Распределение веса некоторых моделей
газогенераторных автомобилей по осям при-
ведено в табл. 6.
230
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
Таблица 4
Максимальный удельный вес газогенераторных
установок в кг,'мя в чяс
Таблица 6
Распределение веса некоторых моделей газогене-
раторных автомобилей по осям
Вид топлива и процесс газифи-
кации
Древесный уголь н малозоль-
ные небитуминозные топлива;
горизонтальный процесс
Дровяные чурки и буроуголь-
ные брикеты; обращенный про-
Многозольные небитуминозные
топлива; прямой процесс ....
Производительность
установки в Maj4ac
10и
2,5
3,°
3,5
150
2,25
2,75
3,25
2,0
2,5
3.0
Таблица 5
Распределение веса газогенераторной установки
по отдельным агрегатам в °/0
Агрегаты установки
Газогенератор
Очиститель-охладитель . .
Крепление, трубопроводы,
смеситель и вентилятор . . .
Вид топлива
Дровя-
ные
чурки
Антрацит
Процесс газификации
обра-
щенный
55
25
2О
гори-
зонталь-
ный
38
38
24
прямой
42
38
2О
Наименование
автомобиля
ГАЗ 42 ...
ЗЙС-21 . . .
Рено ....
Бедфорд . .
Берлие . . .
Фаун-Майбах
Греф-Штифт
Фаун-Дейтц
Берлие • . •
Рено ....
Фаун-Дейтц
Бюссинг-НАГ
Бес без
груза
37оо 43
2720
2240 49
234O
5ЮО
55
448о 47,5
55°°
555°
45°° 54,5
688O59
744° 54
6i,5
57
,6,5
51
45
52.5
42
54.5
45,5
41
Ф
Вес с
грузом
3250
б2ОО
472O
4240
454°
8боо
8480
95OO
9ооо
ы88о
12440
С грузом 3,5 т.
Крепление газогенератора к раме грузового
автомобиля применяется преимущественно
балочное (фиг. 9). Применения различных
специальных кронштейнов, ослабляющих лон-
жероны рамы, следует избегать. Переднюю
рессору со стороны расположения газогене-
ратора целесообразно усиливать добавлением
нескольких листов или заменой 3—4 листов
более толстыми (на 1,5—2 мм).
Фиг. 9. Схема расположения газогенераторной установки на автомобиле ЗИС-41: /—газогенератор;
2 — газопровод; 3 — очиститель-охладитель; 4 — смеситель; 5 — вентилятор розжига; 6 — балки крепле-
ния газогенератора; 7 — фальшивый борт.
ГЛ. IV]
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
231
ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ГАЗОГЕНЕРАТОРНОГО АВТОМОБИЛЯ
Автомобильные бензиновые двигатели при
переводе их на генераторный газ значительно
снижают свою мощность, что резко ухудшает
рабочий баланс мощности газогенераторного
автомобиля и его динамическую характе-
ристику. На примере газогенераторного авто-
мобиля ЗИС-21 (фиг. 10 и 11) видно, что бен-
зиновый автомо-
¦0' 1 1 i г I 1 I биль, переведён-
ный на газ без из-
менения степени
сжатия двигателя
и передаточного
числа главной пе-
редачи, обладает на
прямой передаче
максимальным ди-
намическим факто-
ром /5 = 2,20/0 [1,8].
Движение та-
кого автомобиля с
грузом по грунто-
вой дороге на пря-
мой передаче не-
возможно. При по-
вышении степени
сжатия до 7 и пе-
редаточного числа
главной передачи
до 7,67 D = 40/0.
Результаты ис-
пытаний некото-
рых моделей газо-
генераторных гру-
зовых автомобилей (по данным НАМИ) при-
ведены в табл. 7 и 8.
Сравнительные показатели для газогене-
раторных и бензиновых автомобилей при-
ведены в табл. 9.
О 10 20 30 40
спи км
•>JVavac
Фиг. 10. Динамические харак-
теристики газогенераторного
автомобиля ЗИС-21 и бензино-
вого автомобиля ЗИС-5 на пря-
мой передаче:
1 — на бензине s = 4,6; ;О=6,41
2 — на газе е = 7,0; i0 =7,67
3 — на газе е = 7,0; i0 =6,41
4 — на газе е = 4.6; i, =6,41
По оси абсцисс верхняя шкала
дана для i0 = 6,41; нижняя
шкала для ig — 7,67.
Анализ динамических характеристик газо-
генераторных автомобилей показывает, что
для эффективной работы грузового автомо-
биля максимальный динамический фактор на
прямой передаче должен быть не ниже 4,5%
при скорости 20—25 км/час.
Применение наддува в газогенераторных
автомобилях даёт возможность достичь 70—
75% от мощности .-
ПО ЛлТТОТТТТЛ ТЖ 1IIO ..^"
на бензине и зна-
м/сек*
025
0J0
0,15
0,10
00
h
6,41
N
ч
io=6,4f
ч
А
\
\
\
1
0 10 20 30 40 50Va*>Vbac
Фиг. 11. Ускорения на прямой
передаче газогенераторного
автомобиля ЗИС-21 в зависи-
мости от передаточного числа
главной передачи. Пунктирная
кривая — работа на бензине.
чительно улучшить 0J0
их динамику. При-
менение наддува,
повышение степе-
ни сжатия и другие
конструктивные из-
менения позволяют
поднять мощность
двигателя на газе
до 85-90% от его
мощности на бен-
зине.
На фиг. 12 при-
ведена схема газо-
генераторной уста-
новки с турбоком-
прессором, приво-
димым в действие турбиной, работающей от
отработавших газов двигателя. Турбокомпрес-
сор помещается перед газогенератором и
установка работает под избыточным давле-
нием 0,5 кг/см2. Применение наддува даёт
возможность иметь газогенераторные авто-
мобили с максимальным динамическим фак-
тором не менее 4,5%. Следует, однако, иметь
в виду, что действие наддува заметно ска-
зывается на больших оборотах двигателя
(фиг. 13).
Современные легковые автомобили характе-
ризуются высокими динамическими качествами,
поэтому перевод их на газ вполне возможен
без особых переделок, так как, несмотря на
Таблица 7
Результаты испытаний некоторых моделей газогенераторных грузовых автомобилей (по данным НАМИ)
Наименование автомобиля
Двигатель
o
ra\o
а. о
Удельные (на 1 m
полного веса)
Максимальное
ускорение на
прямой пере-
даче в м/сек1
ГАЗ-42 . . .
ЗИС-21 . . .
Рено ....
Бедфорд . .
Берлие . . .
Фаун-Майбах
Греф-Штифг
Фаун-Дейтц
Берлие * . .
Рено ....
Фаун-Дейтц
Бюссинг-НАГ
1,2
2,5
3-5
4.2
4,5
5.°
3,28
5,55
з,з8
3.18
4,оЗ
5.2
5,7
7,4
5.4
4>°5
"о
13.5
3°
45
26
зб
44
59
57
75
49
47
69
2200
23OO
27OO
24OO
24OO
2ООО
243°
2000
I70O
2500
1500
1500 **
о,94
о,8б
о,6о
0,67
0,78
о.59
°.45
о,97
8,6
7.2
5.6
8,6
9,3
6,85
6,7
7.9
5-5
5,2
5.9
7.°5
3.25
2.5
1.73
З.о
3:5
2,9
2,35
3.35
2.75
1.85
3-3
3.9
°.34
о,27
о, 14
о,29
O.25
* Испытывался с грузом 3,5 т.
** С регулятором.
232
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
Таблица 8
Результаты испытаний некоторых моделей газогенераторных грузовых автомобилей (по данным НАМИ)
Наименование
автомобиля
ГАЗ-42 . . .
ЗИС-21 . . .
Рено ....
Бедфорд . .
Берлие . . .
Греф-Штифт
Берлие * . .
Рено . .
Фаун-Дейтц
Бюссинг-НАГ
Грузо-
подъём-
ность в т
1.2
2,5
2,0
2,О
2,2
4,о
4.2
4.5
5-°
5>о
Передаточ-
ное число
главной
передачи
Размер
покрышек
в дюйм.
7.5°
7.67
7,75
6,21
6,19
7.75
6.O9
8,2О
5,8°
6,95
6,50—20
34X7
6,ОО—2О
34X7
8,25-го
10,25 — 20
8,25-20
38X9
ю,5 -20
Коэфи-
циент обО
ротности
49.5
49-5
39.3
37-75
4б,7
34.°
48,5
31.8
36.8
Максимальный дина-
мический фактор на
передаче в %
прямой первой
4.9
3,8
2,8
3.9
4.2
3.4
3,°
З.1
3,3
4-6
31
25
17
28
Максимальная
скорость с
полной нагруз-
кой по шоссе
в км1час
5°
45
48
56
53
52
* Испытывался с грузом 3,5 т.
Таблица 9
Сравнительные показатели для газогенераторных
и бензиновых автомобилей
Показатели
Удельная мощность в л. с/т
Удельный крутящий момент
в кгм т
Коэфпциент оборотности
на прямой передаче
К- 2,65 injrK *
Максимальная скорость
^тгах в KMiHar
Число оборотов двигателя
л в минуту
Автомобили
газогене-
раторные
5.2-9.8
1.7—3.5
34-51
45-57
2000—2500
бензино-
вые
9.3—1б,о
2,8—5,о
34—49.5
6о—8о
2500-3000
получающееся при этом понижение макси-
мального динамического фактора (для автомо-
биля среднего класса примерно до 4%), сред-
няя техническая скорость остаётся все же
порядка 40—50 км/час.
Динамика газогенераторного автомобиля
в значительной степени зависит от типа и па-
раметров газогенераторной установки. Подбор
газогенераторных установок необходимой про-
изводительности . для автомобилей разных
типов и моделей может быть приближённо
произведён по следующей формуле, дающей
зависимость между расходом газа, рабочим
объёмом, числом оборотов и коэфициентом
наполнения двигателя:
* i0 — передаточное число главной передачи;
г— радиус качения колеса.
где Уг — расход газа; Vs — рабочий объём
двигателя; п — число об/мин двигателя;
Фиг. 12. Схема газогенераторной установки с турбокомпрессором (работа под давлением): 1 — газогенератор; 2 — от-
стойник; 3 — охладитель; 4 — фильтр; 5 — вентилятор розжига; 6 — смеситель; 7 — выхлопной коллектор; 8а— центро-
бежный нагнетатель; 8Ь — газовая турбина; 9 и 10 — рукоятки для регулирования качества и количества газовоз-
душной смеси; 11— пружины крышки загрузочного люка газогенератора; 12 — бачок для конденсата; 13—отверстие
для розжига газогенератора; 14—воздухопровод от нагнетателя к газогенератору; 15 — газопроводы; 16 — трубо-
провод для выхлопных газов; 17—выхлоп; 18 — воздухопровод к смесителю.
ГЛ. IV)
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
233
»]к—коэфициент наполнения, получаемый по
графику (фиг. 14).
На фиг. 15 приведён график для ориенти-
ровочного подбора производительности газо-
генераторной установки. Наилучшие резуль-
таты даёт проектирование газогенераторной
установки специально для автомобиля ка-
ждого типа.
По мере увеличения пробега газогенера-
торного автомобиля динамика его ухудшается.
При испытании грузового автомобиля ГАЗ-АА
И
120
ЮО
60
.^-
N
<107%
>91,5%
73%
0,2 U4 0,6 0,8 1,0 п/п,
'max
Фиг. 13. Кривые крутящего момента газового
двигателя без наддува и с наддувом: 1 — без
наддува; 2—с наддувом объёмным нагнетате-
лем; 3—с наддувом центробежным нагнета-
телем.
с газогенераторной установкой Лесотехни-
ческой академии им. Кирова были замерены
сопротивления в отдельных элементах газо-
OJBO
070
0.60
050
О 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 °°/мин
Фиг. 14. Средние значения коэфициента наполнения
двигателей газогенераторных автомобилей.
генераторной установки (табл. 10). Пробег
происходил без качания колосниковой ре-
шётки газогенератора.
Таблица 10
Сопротивление в отдельных элементах газогенера-
торной установки при скорости 35 км/нас
(мм вод. ст.)
—¦—.
ч
Место замера
Верхняя часть бункера . . .
В конце активной зоны . .
В зольнике
Перед охладителем ....
Перед смесителем
После пробега (без ка-
чания колосниковой ре-
шётки газогенератора)
100 км
4°
но
1бО
240
38о
500 км
4°
240
380
670
I2OO
мобиля понизилась с 48 до 35 км\час. При-
ёмистость газогенераторного автомобиля зна-
чительно хуже, чем бензинового. У газогене-
раторных автомобилей переход от малых обо-
ротов двигателя к большим (под нагрузкой)
мин
3500
3000
2500
2000
1500
1000
500
1
\ \
%
\
\
\]
\ \
\
\
ч
1
1
JL
1
1
\
\
\
[ \
\ \
ч
, i
\
\
Ч
i
I
\
¦\
.
1
\
\
\
\
n;
¦—~
\
—¦—.
] !
о
10 12 14 V/,*
Фиг. 15. График для подбора производительности газо-
генераторной установки. Сплошные линии — максималь-
ный расход газа; пунктирные — средний часовой расхов
газа, равный 0,7 максимального.
затруднён и требует некоторого времени для
установления нового режима горения в газо-
генераторе. Длительность времени разгона
двигателя при работе на генераторном газе
Ж
час
40
f 38
^ 34
I
•§ 32
<Э- зо
\
.Без
ч
наг
рузМ
"^—
и
С
-С,
нагруз)
•ой
12 3 4
Время стоянки автомобиля
5мин
При возрастании сопротивления газогене-
раторной установки до 1500 мм вод. ст.
максимальная скорость испытываемого авто-
Фиг. 16. Влияние продолжительности работы двигателя
на малых оборотах на приёмистость газогенераторного
грузового автомобиля.
зависит от реакционной способности топлива,
процесса газификации и от конструкции газо-
генераторной установки. Кривые пути и вре-
мени разгона газогенераторных автомобилей
отличаются характерными .провалами", объ-
ясняющимися тем, что процесс газификации
не поспевает за потребностью двигателя [6].
Даже при продолжительном интенсивном от-
боре газа при устойчивом режиме процесса
газификации перевод двигателя на холостой
ход нарушает процесс газификации, что за-
метно сказывается на динамике газогенера-
торного автомобиля. Влияние продолжитель-
ности работы двигателя на малых оборотах
на приёмистость газогенераторного автомо-
биля малой грузоподъёмности указано на
234
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
фиг. 16 (по данным НАМИ), на которой дана
средняя скорость разгона на участке дли-
ной 1 км. После стоянки автомобиля с заглу-
шённым двигателем средняя скорость разгона
ещё более уменьшается:
Продолжитель-
ность стоянки
в мин.
I
3
5
Средняя скорость
в км/час
28,6
2б,2
24,8
ЭКСПЛОАТАЦИОННАЯ ХАРАКТЕРИ-
СТИКА ГАЗОГЕНЕРАТОРНОГО
АВТОМОБИЛЯ
Расход топлива газогенераторным автомо-
билем зависит не только от его конструкции,
дорожных условий и скорости движения, но
также.и от вида и качества применяемого
топлива.
Средний расход топлива грузовых газо-
генераторных автомобилей приведён в табл. 11
(по данным НАМИ).
Полный эксплоатационный расход твёрдого
топлива слагается из следующих частей:
1) основного расхода на питание двигателя;
2) дополнительного расхода в процессе зату-
Таблица 11
Средний расход топлива грузовых газогенератор-
ных автомобилей в кг на 100 км пробега (по дан-
ным НАМИ)
Вид топлива
Дровяные чурки . .
Торф {
( караган-
Бурый 1 динский
уголь | сулюк-
1. тине кий
Древесный уголь . .
Антрацит. . . ¦ . .
Антрацит
Каменноугольный
полукокс
Качество топлива
Обращенный
процесс
Влажность 10—15%
Зольность 6 — 8а/0
Зольность 13-15%
Зольность 8—11%
Зольность 4 — 5%
Горизонтальный
процесс
Влажность 100/0
Зольность 5а/0
Прямой процесс
Зольность 4С/О
Зольность 7°/о
Грузоподъ-
ёмность
в т
1,5
52
67
72
54
ф
43
37
3,0
95
1Об
87
52
72
65
6о
хания и розжига при каждой остановке и за-
пуске двигателя; 3) потери топлива при чистке
и перезарядке газогенератора.
Основной расход топлива определяется
выходом газа из 1 кг топлива. Дополнитель-
ный расход оценивается в 1—2 кг чурок или
0,3 кг антрацита при каждой 15-минутной
остановке с заглушённым двигателем. Вслед-
ствие трудности учёта этот расход обычно не
выделяется из основного расхода. Потери
топлива при чистке и перезарядке газогенера-
тора для буроугольного полукокса и антрацита
достигают 3—5°/о в связи с регулярными
(практически ежедневными) перезарядками
газогенераторов прямого и горизонтального
процессов. Э.и потери могут быть частично
уменьшены при просеивании и разборке то-
плива, оставшегося после очистки газогенера-
тора. В газогенераторах обращенного про-
цесса при газификации чурок и древесного
угля потерь основного топлива нет; при гази-
фикации буроугольных брикетов, а также
кускового бурого угля и торфа потери дости-
гают 20%.
Для практических целей наиболее важен
полный эксплоатационный расход топлива,
составляющий по отношению к дровяным
чуркам, принятым за единицу: древесный
уголь 0.5—0,7; антрацит 0,6—0,8; бурый уголь
0,9—1,2; буроугольные брикеты 0,9—1,1; буро-
угольный полукокс 0,75—0,9; торф 1,1 —1,3;
торфяной кокс 0,5—0,7.
По отношению к 1 кг бензина эквивалент-
ный расход дровяных чурок составляет
около 3,5 кг.
. Расход топлива имеет большое значение
для определения запаса хода газогенератор-
ного автомобиля на одной заправке бункера.
Для автомобиля с определённой ёмкостью
бункера газогенератора запас хода зависит
только от условий работы (расход топлива
на 100 км пробега) и насыпного веса 1 м*
топлива.
Средние данные по запасу хода и перио-
дичности догрузки топлива грузовых газогене-
раторных автомобилей на дорогах с твёрдым
покрытием приведены в табл. 12.
Таблица 12
Средние данные по запасу хода и периодичности
догрузки топлива грузовых газогенераторных
автомобилей
Вид топлива
Дровяные чурки твёрдых
пород
То же мягких пород . . . .
Древесный уголь
Антрацит. . . • ¦
Полукокс
Бурый уголь . . . • . . . .
Буроугольные брикеты . .
Торф
га О, я
о я ч>
85 — 100
5о-8о
6о —юо
2О0 — ДОО
I5O-2OO
100-150
150-200
5О-80
50—70
3°-5°
40-70
I2O— 20О
90 —I2O
6о —9°
до — I2O
3°-5°
На грунтовых дорогах и при работе с при-
цепами запас хода и периодичность догрузки
топлива уменьшаются в соответствии с увели-
чением расхода топлива. Поэтому на грузовых
автомобилях часто применяют газогенераторы
с увеличенной ёмкостью бункера. На авто-
бусах высоту и объём бункера, как правило,
увеличивают, во-первых, в связи с необходи-
мостью расположения загрузочного люка над
крышей кузова и, во-вторых, из-за повышен-
ного расхода топлива, доходящего в условиях
городского движения с частыми остановками
до 170—180 кг чурок на 100 км пробега.
У легковых автомобилей средний расход
топлива (древесного угля) следующий (в кг
на 100 км пробега):
малолитражный автомобиль 15
среднелитражный , 27
Общий запас топлива на легковом автомо-
биле обычно составляет до 80 кг древесного
ГЛ. IVI
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
235
угля; из них 25—30 кг в бункере и до 50 кг
в ящике. Запас хода на одной заправке до
100 км; общий запас хода до 200—250 км.
Расход вспомогательного (твёрдого) то-
плива— древесного угля в очень большой сте-
пени зависит от типа и конструкции газо-
генератора, а также от применяемого основ-
ного топлива.
В табл. 13 приведён средний расход дре-
весного угля в процентах к расходу основ-
ного топлива и в кг на 100 км пробега.
Таблица 13
Средний расход древесного угля по отношению к
расходу основного топлива
Основное топливо
Дровяные чурки . .
Буроугольные бри-
кеты.
Буроугольный полу-
кокс
Антрацит
В ° о к расходу
основного
топлива
3
5
i
1,5
В кг на 100 км
пробега
2-4,5
5-9.5
О—1,2
0,2-2,5
Расход бензина для трёхтонного грузового
автомобиля составляет летом до 1,5 и зимой
до 2,5 л на 100 км. Назначение бензина —
облегчение запуска двигателя (особенно зимой)
и внутригаражное маневрирование. Расход
смазочного масла для газогенераторных авто-
мобилей принимается таким же, как и для
бензиновых. Особенность газогенераторных
автомобилей — быстрое повышение вязкости
масла в картере двигателя. Наиболее целесо-
образно применение маловязких масел высо-
кого качества. Расход воды для паро-воздуш-
ного дутья в газогенераторах прямого и
горизонтального процессов при газификации
антрацита и полукокса составляет 25—40%
от веса основного топлива.
Среднее время розжига-запуска газогене-
раторных автомобилей ЗИС-21 и ГАЗ-42 в
летнее время без применения бензина
9—12 мин. При работе этих автомобилей с
Таблица 14
Средняя продолжительность (в минутах) розжига
газогенератора и запуска двигателя после остановки
автомобиля
Вид топлива
Дровяные чурки
Антрацит
Буроугольный полукокс
Буроугольные брикеты . .
Древесный уголь
Продолжительность
остановки в мин.
10
1,4
1,5
о,5
2,0
30
2,0
3,°
1.5
2,5
о,5
60
3.5
7,о
4,о
5.о
1,О
древесноугольными установками розжиг-за-
пуск занимает 3—4 мин.
Средняя продолжительность (в минутах)
розжига газогенератора и запуска двигателя
до момента трогания автомобиля после оста-
новки при температуре воздуха, близкой к 0° С,
приведена в табл. 14.
Продолжительность розжига газогенера-
тора зависит от реакционной способности и
размеров кусков топлива, процесса газифи-
кации и конструкции газогенератора.
Ускорение розжига-запуска может быть
достигнуто при помощи следующих меро-
приятий: 1) применения электровентилятора
для розжига; 2) изменения электрооборудова-
ния автомобиля; 3) применения бензина при
запуске; 4) применения специальных пусковых
приспособлений.
Применение электровентилятора следует
считать обязательным. Вентилятор может быть
включён в газогенераторную установку по
двум основным схемам: 1) перед смесителем
(всасывание воздуха); 2) перед газогенератором
(нагнетание воздуха).
Всасывающий вентилятор облегчает поджи-
гание топлива в газогенераторе и запуск дви-
гателя, поэтому он применяется почти во всех
установках, не имеющих матерчатых очисти-
телей, — в основном для битуминозных топлив.
Эта схема применена и на советских газо-
генераторных автомобилях.
Нагнетающий вентилятор затрудняет под-
жигание топлива, но даёт возможность от-
делить процесс розжига газогенератора от
заполнения всей системы газом и продуть
горячим газом матерчатый фильтр. Это предо-
храняет фильтр от замерзания при низких
температурах и даёт возможность легко опре-
делить неплотности в газопроводах. Такая
схема применяется в газогенераторных уста-
новках, работающих на древесном угле и
имеющих матерчатую очистку.
Наивыгоднейшее соотношение производи-
тельности вентилятора и максимального рас-
хода газа составляет 1 : 3. Для газогенера-
торных установок с расходом газа до 80 и
до 140 мЦчас можно унифицировать электро-
вентиляторы, приняв для них следующие пара-
метры: максимальный вес не более 6 кг;
размеры кожуха до 230 мм; производитель-
ность при 40 мм вод. ст.—50 мЦчас; расход
энергии не более 150 в/га.
Изменения электрооборудования газогене-
раторных автомобилей производят: 1) в си-
стеме пуска (вентилятор розжига, контроль
готовности газа, стартер); 2) в системе пита-
ния (аккумуляторная батарея, генератор);
3) в системе зажигания (индукционная ка-
тушка, прерыватель-распределитель, провода
высокого напряжения, свечи). Наиболее
удачно решается конструкция электродви-
гателя вентилятора розжига при напряже-
нии 12 в.
Прибор контроля готовности газа (устрой-
ство, воспламеняющее газ) потребляет очень
мало электроэнергии. Такой прибор (пробник-
качества газа), расположенный на рулевой
колонке автомобиля ЗИС-41 (фиг. 17), очень
удобен для обслуживающего персонала [4].
Мощность стартера для надёжного запуска
двигателя типа ЗИС-21 должна быть не менее
3,5—4,0 л. с, т. е. в 3—4 раза больше, чем
для бензиновых двигателей. Увеличение мощ-
ности стартера требует повышения напряже-
ния в системе электрооборудования не менее
чем до 12 в, на двигателях большого литража
применяют напряжение 24 в.
Напряжение и ёмкость аккумуляторной
батареи на газогенераторном автомобиле
236
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
определяются характеристикой стартера. Гене-
ратор должен быть на 40—50 вт более мощ-
ным, чем на соответствующих бензиновых
автомобилях.
Для поддержания устойчивого режима
газогенератора на малых оборотах двигателя
и облегчения трогания автомобиля приме-
няются различные приспособления (напри-
мер, пусковые смесители).
метр, для проверки разрежения в агрегатах
газогенераторной установки применяют либо
два вакуумметра (фиг. 17), либо двойной
указатель сопротивления (фиг. 18).
Таблица 16
Примерное распределение времени, затрачиваемого
на уход за отдельными агрегатами газогенератор-
ной установки (в %)
Наименование
агрегата
Газогенератор . . . .
Система очистки и
газа
Остальные агрегаты .
охлаждения
Вид топлива
ж о
га с
Фиг. 17. Схема газогенераторной установки ЗИС-41, обо-
рудованной двумя вакуумметрами, манометром и пробником
качества газа: 1—очиститель-охладитель;2—вакуумметры;
3— манометр; 4— газогенератор; 5— вентилятор розжига;
6—пробник качества газа; 7—теплообменник. Газоге-
нератор конструкции доцента С. Ф. Орлова.
Ьремя, затрачиваемое на уход за газоге-
нераторной установкой грузового автомобиля
при температуре воздуха от 0 до-10° С, при-
ведено в табл. 15.
Таблица 15
Время, затрачиваемое на уход за газогенераторной
установкой зимой
Вид топлива
Антрацит и полу-
кокс
Буроугольные бри-
кеты
Дровяные чурки . .
Ежедневный
уход в мин.
©.«
2,5
9-5
56
72
34
45
29
53"
> О S.
13
Примерное распределение времени (в %),
затрачиваемого на уход за отдельными агре-
гатами газогенераторной установки, приведено
в табл. 16.
Периоличность выполнения основных опе-
раций по обслуживанию газогенераторных
автомобилей ГАЗ и ЗИС указана в табл. 17
(по ГОСТ В-1684-42 и В-1689-42).
Применение приборов, контролирующих
состояние газогенераторной установки, в зна-
чительной мере улучшает условия работы во-
дителей. Для проверки газогенераторной уста-
новки на герметичность применяется мано-
Та блица 17
Периодичность выполнения основных операций по
обслуживанию газогенераторных автомобилей ГАЗ
и ЗИС (по ГОСТ В-1684-42 и В-1689-42)
(в км пробега)
Наименование
операций
Догрузка то-
плива в газогене-
ратор* во время
работы ** . . . .
Шуровка ко-
лосниковой ре-
шЕтки ** • . . .
Очистка золь-
ника **
Перезарядка га-
зогенератора . .
Очистка гру-
бых очистителей
Очистка тонких
очистителей с
промывкой ко-
лец Рашига *** .
Очистка трубо-
проводов и газо-
вой рубашки га-
зогенератора . .
Очистка смеси-
теля
Очистка голов-
ки цилиндров,
притирка клапа-
нов
Виды топлива
Древесные
ёрдых
род
в о
7O/75
—
8оо
2ООО
8оо— iooo
4ооо
8ооо
8ооо
ю ооо
чурки
гких
род
45/5°
—
боо
1дОО
боо —8оо
Зооо
бооо
бооо
8ооо
•&
а.
о
Е-
40
4о-6о
300—4°°
200—300
5°°
боо-8оо
SOOO
5О00
2000
5°°°
О S
<-, к
рый у
зраган
ий)
IOO
5о/6о
400/300
15°°
боо — 8оо
2ОО0
5ооо
Зооо
бооо
* Газогенераторы Г-59У и Г-69.
** В числителе автомобиль ГАЗ,в знаменателе—ЗИС.
*** Нижнего яруса; промывку колец верхнего яруса
следует производить вдвое реже.
ГЛ. IV]
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ
237
Большое значение имеет пригодность газо-
генераторного автомобиля к зимней эксплоа-
тации. Газогенераторная установка должна
удовлетворительно работать в диапазоне тем-
ператур наружного воздуха от +40 до —40° С.
При температуре воздуха выше —5° С не тре-
буется никаких особых мероприятий; при
температуре около —15° С обычно изолируют
газопроводы и тонкий очиститель. Для этого
применяются простейшие устройства: асбе-
стовый картон вокруг газопровода, листовой
картон для закрывания охладителя, матерча-
тые капоты на грубые и тонкие очистители,
а также на газопро-
воды.
Специально прове-
дённые зимние испы-
тания показали, что:
^^ ( 1) применения воды
\ У | для охлаждения фурм
1 приготовления пара
(мокрый процесс) и
для очистителей газа
в принципе желатель-
но избегать; 2) водя-
ные резервуары (по-
плавковая камера при
мокром процессе, во-
дяной фильтр) не дол-
жны быть слишком
малыми; 3) водопро-
водные трубы (при
водяном охлаждении
фурм) следует приме-
нять большого сече-
ния (трубопроводы
малого сечения замер-
зали) и располагать
их с большим накло-
ном, избегая водяных
мешков.
Испытания газоге-
нераторных автомоби-
лей подтвердили целе-
сообразность тепло-
вой изоляции газоге-
нератора, помещённого в специальной кабине,
а также утепления гибкого металлического
шланга к грубому очистителю посредством
обмотки асбестовым шнуром [1].
Температура газа перед грубым очисти-
телем не опускалась до точки росы E0—60° С),
и выпадения конденсата в газопроводе не
было.
При максимальной скорости автомобиля
60 км/час, установившемся режиме газифи-
кации и температуре наружного воздуха —3° С
температура газа была следующая: после
газогенератора 200—210° С, перед грубым
очистителем 81—86° С, после охладителя
10—12° С, перед смесителем 4" С.
При низких температурах охладитель
радиаторного типа следует закрывать общим
(на весь двигатель) тёплым капотом со штор
кой.
Основные осложнения при больших моро-
зах следующие: понижение температуры газа
перед смесителем ниже 0° С, замерзание кон-
денсата в очистительной системе и ухудшение
процесса газификации в газогенераторе. Во
время стоянок автомобиля условия ещё хуже,
так как даже при работающем (на малых и
•Фиг. 18 Двойной указа-
тель сопротивления в газо-
генераторной установке:
1 — газогенератор; 2 — си-
стема очистки и охлажде-
ния; 3—смеситель; 4—со-
противление газогенера-
тора; 5—общее сопроти-
вление всей установки (раз-
ность между сопротивле-
нием всей установки и со-
противлением газогенера-
тора даст сопротивление
•системы очистки и охла-
ждения); 6 — провод; 7 —
стальная трубка.
средних оборотах) двигателе температура
газа понижается.
Проведённые в Западной Сибири зимние
испытания автомобиля ЗИС-21 (фиг. 19) дали
возможность определить зависимость темпе-
ратуры газа в различных точках газогенера-
торной установки от температуры наружного
воздуха во время движения со скоростью
20—25 км/час с грузом по тяжёлой снежной
дороге.
На фиг. 20 приведена зависимость темпе-
ратуры газа в различных точках газогенера-
торной установки от продолжительности
стоянки автомобиля ЗИС-21 с двигателем,
работающим на малых оборотах. Температура
газа при выходе из тонкого очистителя при
морозах ниже —27° С опускается ниже 0° С,
"с
? то
8 130
5 /20
% НО
а 100
| о
-го
/20
-5-10-15-20-25-30-35 "С
Температура наружного
воздуха
%%
2 70
§ 60
% 50
| 40
§. 30
I!
-ю
-20
к ;
\
\V
-4—
1
——1
щ
1
О 5 10 15 20 25ми»
Продолжительность
Стоянки
Фиг. 19. Зависимость тем- Фиг. 20. Зависимость тем-
пературы газа в различ- пературы газа в различ-
ных точках газогенератор- ных точках газогенератор-
ной установки от темпе- ной установки от продол-
ратуры наружного воздуха жительности стоянки авто-
при движении автомобиля мобиля ЗИС-21 при двига-
ЗИС-21: 1 — при выходе из теле, работающем на малых
газогенератора; 2 — при оборотах. Сплошная кри-
выходе из грубых очисти- вая — при температуре на-
гелей; 3 — при выходе из ружного воздуха от 0 до
тонкого очистителя. —10°С; пунктирная кривая
от —30 до —40° С: 1 — при
выходе из газогенератора;
2— при выходе из грубых
ЧТО создаёт реальную очистителей; 3 - при вы-
опасность замерзания х°де из тонкого очисти-
газопровода даже при теля'
движении автомобиля.
При температуре воздуха —25° С в верхней
секции тонкого очистителя смерзаются кольца
Рашига, и по мере накопления замерзших
отложений проход газа затрудняется вплоть
до полной закупорки отводящей трубы; на
стенках газопровода к смесителю намерзает
лёд, образовавшийся из конденсата, и также
закрывает газопровод. На стоянках при работе
двигателя на малых оборотах падение темпе-
ратуры газа происходит непрерывно, что при
длительной стоянке неизбежно приводит
к остановке двигателя. При температуре
воздуха выше —25° С перевод двигателя на
повышенные обороты улучшает положение.
Выходом из положения является утепление
вертикального очистителя тёплым капотом из
войлока и брезента, надеваемого с осени на
весь зимний период. Грубые очистители также
целесообразно утеплять. Работа газогенера-
торных автомобилей с утеплёнными очисти
телями протекает без каких-либо особых
затруднений. В районах с очень низкчми тем-
пературами целесообразно защищать нижнюю
часть газогенератора железным кожухом.
238
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
В районах с холодной зимой целесообразно,
помимо тщательного закрывания двигателя и
радиатора, утеплять вертикальный очиститель
капотом и газопроводы мешковиной. Зимой
для облегчения запуска двигателя целесо-
образно применение бензина и различных
приспособлений для поддержания рабочего
режима газогенератора.
При эксплоатации газогенераторных авто-
мобилей особое внимание необходимо уделять
технике безопасности, поскольку газогенера-
торная установка может вызвать пожар, а
также ожоги и отравление обслуживающего
персонала.
СТОИМОСТЬ ЭКСПЛОАТАЦИИ
ГАЗОГЕНЕРАТОРНОГО АВТОМОБИЛЯ
Примерное распределение стоимости экспло-
атации газогенераторного грузового автомо-
биля ЗИС-21 по отдельным статьям расхода
(в %) таково: переменные расходы:
топливо—10; смазочные материалы — 1; ре-
монт и обслуживание 26; резина — 6. Посто-
янные р а с х од ы: зарплата - 21; амортиза-
ция автомобиля —«; прочие накладные рас-
ходы — 28.
В районах, удалённых не только от нефте-
промыслов, но и от железных дорог, стоимость
бензина с учётом его доставки резко возра-
стает, и применение там газогенераторных авто-
мобилей становится особенно выгодным вслед-
ствие уменьшения объёма дальних перевозок
нефтяного топлива и рационального исполь-
зования местного твёрдого топлива. Стоимость
эксплоатации газогенераторных автомобилей
на древесном угле обходится дороже, чем на
чурках, вследствие более высокой цены дре-
весного угля. Работа на буром угле хорошего
качества (карагандинский) обходится дешевле,
чем на чурках.
ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ГАЗОГЕНЕРАТОРНОГО
АВТОМОБИЛЯ
Износ двигателей современных газогенера-
торных автомобилей, работающих на древесном
топливе, не выше, а в ряде случаев ниже из-
носа бензиновых двигателей [1, б, 12, 141.
Износ двигателей, работающих на генераторном
газе из чурок и из древесного угля, примерно
одинаков.
Условия работы заднего моста газогенера-
торного автомобиля не отличаются от условий
работы автомобиля с бензиновым двигателем.
Коробка передач при недостаточной мощности
двигателя работает несколько более напря-
жённо вследствие частого применения низших
передач. При увеличении передаточного числа
главной передачи уменьшается число переклю-
чений передач в коробке и повышается про-
цент использования прямой передачи.
Срок службы различных агрегатов газоге-
нераторной установки не одинаковый вслед-
ствие весьма разнообразных условий работы
(по напряжённости). Наибольшим разрушениям
подвергаются следующие части газогенератор-
ной установки: топливник, колосниковая ре-
шётка, очистители, газопроводы. Срок службы
топливников газогенераторов, работающих на
чурках, до 25000 км.
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Типы газобаллонных автомобилей
В зависимости от состояния используемого
газа различают газобаллонные автомобили,
работающие на сжатых газах и на с ж и-
ж е н н ы х газах.
У сжатых газов (коксовый, светиль-
ный, канализационный, природный, нефтяной)
критическая температура ниже 0° С. У сжи-
женных газов (бутанопропановые и бу-
тиленопропиленовые смеси) критическая темпе-
ратура выше 0" С.
На газобаллонных автомобилях сжатые
газы могут содержаться в баллонах низкого и
высокого давления.
Баллоны низкого давления A00—200 мм
вод. ст.) изготовлялись из прорезиненной ткани
и размещались на крыше или над кузовом
автомобиля. Вследствие громоздкости и не-
большого запаса хода (не более 60 км) авто-
мобили с баллонами низкого давления в на-
стоящее время не применяются.
В современных автомобилях применяются
баллоны в.ы с о к о г о давления (до 200 ати),
в которые газ нагнетается на специальных
газонаполнительных станциях (фиг. 21).
Газобаллонные автомобили, работающие на
сжиженных газах, не нуждаются в газо-
наполнительных станциях высокого давления,
так как упругость паров сжиженных газов не
к aAmoModtmto
к автомобилю
Фиг. 21. Схема газонаполнительной станции сжатого
газа: /—магистраль; 2 — фильтр; 3 — счётчик; 4 — ре-
сивер; 5—компрессор (стандартный тип — 180 м3!час,
350 ати); 6 — электромотор; 7 — влагоотделитель;
8 — фильтр; 9 — газораздаточный блок; 10 — ресиверы
высокого давления; 11 — газонаполнительные колонки;
12 — предохранительные клапаны; 13—наполнительные
шланги; 14 — продувочный ресивер.
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
239
превышает 16 ати. Под этим давлением сжи-
женные газы заливаются в установленные на
автомобили баллоны на специальных газораз-
даточных колонках, по устройству мало от-
личных от бензиновых колонок (фиг. 22).
В зависимости от способа питания двига-
теля газобаллонные автомобили различают
Фиг. 22. Схема газораздаточной колонки сжиженного
газа: / — подземная ёмкость; 2 — инжектор; 3 — проме-
жуточный баллон; 4 — специальный жидкогазовый насос;
5 — наполняемый баллон.
универсальные (газобензиновые) и специаль-
но-газовые.
Универсальные (газобензиновые) авто-
мобили имеют бензиновые карбюраторные
двигатели, приспособленные для работы на
газе и полностью сохраняющие возможность
работать на бензине. Приспособление двига-
теля для работы на газе заключается в до-
полнительной установке газоподающей аппа-
ратуры. Вся система бензоподачи остаётся
неизменной.
Специально-газовые автомобили
имеют двигатели, которые не в состоянии
длительно и с полной мощностью работать на
впускного и выпускного коллекторов, уста-
новка особого смесителя). Целесообразнее на
автомобиле устанавливать специально скон-
струированный газовый двигатель.
Принципиальные схемы автомобильных
газовых установок
В зависимости от рабочего процесса дви-
гателя различают следующие принципиальные
схемы автомобильных газовых установок.
Цикл Отто. Газ из баллонов напра-
вляется через запорный и магистральный вен-
тили (фиг. 23) в редуцирующую систему, где
его давление снижается от 200 ати (в слу-
чае сжатого газа) или от 16 ати (в случае
сжиженного газа) до разрежения 10—50 мм
вод. ст. Затем газ поступает в двигатель че-
рез карбюратор-смеситель (в случае газо-бен-
зинового автомобиля) или через отдельный
смеситель (в случае специально-газового авто-
мобиля).
Цикл Эррена. Газовая установка в
этом случае отличается от установки для ра-
боты по циклу Отто устройством топливопо-
дающей аппаратуры (фиг. 24). Давление газа
снижается редуктором до 3—4 ати. Из ре-
дуктора газ вводится в конце впуска — на-
чале сжатия в камеру сгорания двигателя че-
рез форсунку, к которой он подаётся посред-
ством газораспределительного золотника с при-
водом от коленчатого или распределительного
вала двигателя.
Цикл Дизеля — Отто. Газовая уста-
новка дизельных автомобилей с двигателями,
переведёнными на питание баллонным газом
Фиг. 23. Принципиальная схема газовой установки автомобиля, работающего на сжатом газе, по
циклу Отто: 1 — баллоны; 2 — наполнительный вентиль; 3 — запорный вентиль; 4 — магистральный
вентиль; 5 — манометр; 6 — редуцирующая система; 7 — карбюратор-смеситель.
бензине, так как с целью использования вы-
соких антидетонационных свойств газа и хо-
роших условий его смешения с воздухом при
использовании бензинового двигателя в по-
следний вносится ряд конструктивных изме-
нений (повышение степени сжатия, разделение
по циклу Дизеля - Отто (фиг. 25), не имеет
особого отличия от установки автомобиля,
работающего по циклу Отто. В двигателе ме-
няются лишь всасывающая система, привод
к топливному (дизельному) насосу и его ре-
гулировка.
240
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
1РАЗД. IV
.Воздух J
Фиг. 24. Принципиальная схема газовой установки авто
нобиля, работающего на сжатом газе по циклу Эррена:
1 — баллон с сжатым газом; 2 — редуктор, снижающий
давление газа до 3—4 ати; 3 — газораспределительный
шолотник: 4 — газовая форсунка; 5 — запальная свеча.
Воздух
Фиг. 25. Принципиальная схема газовой установки авто-
мобиля, работающего на сжатом газе по циклу Дизеля—
Отто: / — баллон с сжатым газом; 2 — редуцирующая
система; 3 — смеситель; 4 — дизельный насос; 5—ди-
зельная форсунка.
Воздух
Фиг. 26. Принципиальная схема газовой установки авто-
мобиля, работающего на сжатом газе по циклу Дизеля —
Эррена: 1 — баллон с сжатым газом; 2 — редуктор, сни-
жающий давление газа до 3-4 ати; 3 — газораспредели-
тельный золотник; 4 — газовая форсунка; 5 — дизельный
•насос; 6 — дизельная форсунка; 7 — воздушный насос.
4
Цикл Дизеля — Эррена. У автомоби-
лей с двухтактными дизелями, работающими
по циклу Дизеля — Эррена, с вводом газа в
конце впуска — начале сжатия и дизельного
топлива в конце сжатия (фиг. 26) газовая
установка идентична рассмотренной для кар-
бюраторного двигателя, работающего по циклу
Эррена. Отличие заключается в способе вос-
пламенения газо-воздушной смеси.
Принципиальные схемы газовых установок
автомобилей, работающих на сжиженных га-
зах (фиг. 27), отличаются от вышеописанных
установок для сжатых газов наличием испа-
рителя для испарения жидкого газа и пони-
женным давлением в баллонах.
v — —-
Фиг. 27. Принципиальная схема гру-
зовой установки автомобиля, работа-
ющего на сжиженном газе: / — бал-
лоны; 2 — жидкостные вентили; 3—па-
ровой вентиль; 4 — контрольные иглы;
5 — наполнительный вентиль; 6 — ре-
дуцирующая система; 7— карбюра-
тор-смеситель; 8 — радиатор; 9 —маги-
стральный вентиль.
ГЛ. IV)
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
241
Конструктивные схемы газобаллонных
автомобилей
На фиг. 28 и 29 показаны типичные схемы
расположения газовых установок на автомо-
билях ГАЗ-АА, переоборудованных для пита-
ния сжатым и сжиженным газом. Габарит-
няются неизменными. У грузовых автомоби-
лей баллоны с сжатым газом закрепляются под
кузовом поперёк лонжеронов рамы; баллоны
с сжиженным газом крепятся к полу плат-
формы вдоль автомобиля. В зависимости от
Фиг. 28. Схема расположения газовой установки на автомобиле ГАЗ-АА, переоборудованном для питания сжатым
газом. Вес установки 420 яг, запас газа гю м3 (при 200 ати); запас хода на среднекалорийных гязах 150 км, на
высококалорийных — 300 км, грузоподъёмность 12С0 кг: / — коллектор; 2 — баллон, 3 — наполнительный вентиль;
4 — газовый редуктор; 5 — карбюратор-смеситель; 6 — манометр; 7 - фильтр; 8 — магистральный вентиль.
ные размеры автомобиля, просвет и распре-
деление, нагрузки по осям обычно сохра-
Фиг. 29. Схема расположения газовой установки на
автомобиле ГАЗ-АА, переоборудованном для питания
сжиженным газом. Вес установки 120 кг.; запас газа
50 кг; запас хода 325 км; грузоподъёмность 1500 кг:
/—баллоны; 2 — наполнительный вентиль; 3 — испаритель;
-/-магистральный вентиль; 5— газовый редуктор;
6 — карбюратор-смеситель.
16 Том 11
метода пополнения запаса газа на автомобиле
различают два способа крепления баллонов с
сжиженным газом:- 1) баллоны, постоянно
закреплённые на автомобиле (заправка газом
производится из колонок), и 2) сменные бал-
лоны (в этом случае пополнение запаса газа
производится заменой опорожненных баллонов
полными).
Система сменных баллонов имеет ряд не-
достатков: потребность в значительно боль-
шем (в 2—3 раза) количестве баллонов, чем
при постоянно закреплённых, трудность транс-
портировки, необходимость частого демон-
тажа и монтажа, а также разборки и сборки
соединений. Вследствие этого наибольшее
распространение получила система постоянно
закреплённых баллонов. Расположение балло-
нов с сжиженным газом должно обеспечить,
помимо надёжности крепления, полный отбор
жидкой фазы.
Топливоподающая аппаратура (редуцирую-
щая система, смеситель или газораспредели-
тель и испаритель) размещается под капотом
двигателя с целью обеспечения подогрева ре-
дуцирующей системы для компенсации охла-
ждения газа при его дросселировании в клапа-
нах.
242
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД.. IV
Вследствие пожарной опасности и токсич-
ности баллонных газов (содержащих СО и
сернистые примеси) рекомендуется возможно
меньшее количество соединений и трубопро-
водов помещать в кабине водителя. Однако
головка магистрального вентиля должна быть
обязательно выведена в кабину, чтобы во-
дитель имел возможность быстро перекрыть
доступ газа к двигателю.
Основные параметры газобаллонных
автомобилей
Динамические качества газобаллонных
автомобилей зависят от изменения мощности
двигателя при переводе его на газ.
Мощность двигателя в зависимости от при-
меняемого газа изменяется следующим обра-
зом:
Тип двигателя
Универсальный
Универсальный
Специально-газовый
Применяемый газ
Сжатый
Сжиженный
Сжатый
Изменение
мощности
Уменьшается на
13-20%
Не изменяется
Повышается на
Ю-25'Vo
Эксплоатационныи расход газа автомо-
билем gz приближённо определяется по сле-
дующей формуле:
A)
гДе ёжт — расход жидкого топлива авто-
мобилем, не переоборудованным на питание
газом; Нижт и Наг — низшие теплотворные
способности соответственно жидкого топлива
и газа; kt — коэфициент, зависящий от метода
перевода двигателя на газ.
В табл. 18 приведены значения коэфи-
циента k\. У дизельных автомобилей, переве-
дённых на газ, формула A) и значение &j
относятся к доле газового топлива в общем
расходе:
im = ёжт + gv B)
Средний эксплоатационныи расход жидкого
топлива для дизелей, работающих по смешан-
ному циклу (Дизеля — Отто, Дизеля — Эррена),
составляет от 25 до 45% от расхода его при
Значения коэфициентов ft, и k.
Таблица 18
Тип двигателя
Универсальный (газо-бензиновый)
Специально-газовый, модернизированный из
бензинового
Двигатель, работающий по циклу Эррена,
модернизррованный из бензинового без измене-
ния степени сжатия ...
Дизель, работающий на газе по циклу
Дизеля—Отто
ДВ)Хтактный дизель, работающий на газе по
циклу Дизеля—Эррена
(формула 1)
Сжатые газы
высоко
калорий-
ные
o—1,07
о,8
0,85
0,95
1,15
средне-
калорий-
ные
1,05
0,85
0,85
I.O5
1,15
0,9
Сжижен-
ные газы
k, (формула 6)
Сжатые газы
высо-
ко ка-
лорий-
ные
о,8 —0,85
о,9
0,95
-1,05
средне-
кало-
рийные
I.O5
1,05
Сжижен-
ные газы
1,02—1,03
1,02—1,03
1,02 — 1,04
1,02—1,03
1,02—1,04
К определению веса тары
Таблица 19
Вид топлива и теплотворная
способность
Вид тары
Вес тары на
к?ждые
10 000 ккал
заключённого
в ней топлива
в кг
Вес тары на
автомобиле,
расходующем
200 ОиО ккал
на 10о км при
запасе хода
150 км в кг
Сжатый среднекалорийный
C500-4500 ккал/м3)
Сжатый высококалорийный
(80С0—10 000 ккал/м3)
Сжиженный бутанопропановый
или бутиленопроииленовый газ
A0 800—11300 ккал!кг)
Бензин A0 500 ккал/кг)
Древесный генераторный газ
A000-1200 ккал/м3)
а) Баллоны стальные на рабочее давле-
ние 200 ати
б) Еаллоиы алюминиевые с оплёткой на
рабочее давление 200 ати,
а) Баллоны стальные на рабочее давле-
ние 200 ати
б) Баллоны алюминиевые с оплёткой на
рабочее давление 200 ати
Сварные стальные баллоны на рабочее
давление 16 ати
Бензобак на рабочее давление 1 ати . . .
Газогенератор с бункером на рабочее
давление 1 ати
7-9
7-9
3.5-5
O.9-I.2
о.ЗЗ
15—ао
400-630
22O—ЗОО
22О—ЗОО
ПО—1б0
35- 35
10
460—620
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
243
работе на одном жидком топливе по циклу
Дизеля. Расход жидкого топлива зависит от
формы камеры сгорания, способа, момента и
продолжительности впуска газа, метода регу-
лирования двигателя и топливного (дизель-
ного) насоса (см. ЭСМ т. 10, гл. III).
Количество газа (G3), которое необходимо
разместить на автомобиле для обеспечения
заданного запаса хода { suu\, можно опреде-
лить по следующей формуле:
C)
где k2 — коэфициент, учитывающий остаток
газа в баллонах (табл. 18),
Вес тары (баллонов для газа) и прочего
специального оборудования, необходимый для
определения грузоподъёмности автомобиля,
находится по данным табл. 1.9.
В табл. 20 приведены примерные техниче-
ские характеристики грузовых автомобилей
при переводе их с бензина на газ.
Экономичность специально-газового авто-
мобиля на 20 — 25% выше, чем у универсаль-
ного (газо-бензинового), что даёт возможность
уменьшить количество баллонов при том же
запасе хода и снизить потерю грузоподъём-
ности автомобиля. При работе универсальных
(газо-бензиновых) автомобилей на среднека-
лорийных сжатых газах потеря грузоподъём-
ности при запасе хода 150—160 км соста-
вляет до 200/0 для 2—2,5-тонного грузовика и
до 12°/о для 3,5—4,5-тонного. У специально-га-
зовых автомобилей укачанного тоннажа по-
теря грузоподъёмности при переходе на газ
составляет соответственно 13—14 и 8—9%>
У бензиновых автомобилей, переведённых
на сжиженный газ, сохраняются те же грузо-
подъёмность и запас хода, что и на бензине,
благодаря высокой теплотворной способности
и небольшому рабочему давлению сжижен-
ных газов.
ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ АВТОМО-
БИЛЬНЫХ ГАЗОВЫХ УСТАНОВОК
Баллоны
Для сжатыхгазов применяются сталь-
ные баллоны (фиг. 30). По габаритным разме-
рам и конструкции эти баллоны сходны с
обычными кислородными, но отличаются от них
меньшим весом и большим рабочим давлением.
Баллоны для сжатых газов изготовляются из
низколегированной или из среднелегированной
сталей. Выбор стали и термообработка бал-
лонов направлены главным оЗразом к повы-
шению предела текучести, так как согласно
требованиям Котлонадзора при расчёте подоб-
ных баллонов необходимо обеспечение не ме-
нее чем двойного запаса прочности по пре-
делу текучести:
D)
Расчёт толщины стенки баллона (8) произ-
водится по следующей формуле: \
Рраб
E)
где DeH — внутренний диаметр баллона;
Рраб max — максимальное рабочее давление.
Для низколегированных сталей вполне воз-
можно получение as == @,7 -=- 0,8) ab; для средне-
легированных as = @,8 н- 0,9) G^, где d& —
предел прочности при растяжении. Таким
5J5-6,
0217
Фиг. 30. Баллоны для сжатого i
газа (максимальное ' рабочее Щ- I
вление 200 ати): 1 ^- из ниэколб- i
' тированной стали, ёмкость [50 л\ \
2 — из сплава алюмаг с 'оплёткой j
из стальной проволоки 15\л. ; j .
I ' :
образом запас прочности баллороа по а6 до-
пускается равным 2,3—2,8 (при. достаточном
запасе по as). . ' '¦ \ '
Контроль, испытание и маркировка балло-
нов производятся по ГОСТ 949-41.
Относительный удельный вес баллона (вес,
приходящийся на 1 л3 заключённого в баллоне
газа, приведённого к нормальным условиям)
Уотн определяется по следующей формуле:
(б)
_ балл \
\отн — „ V '
граб max v балл
Qpa6 max
где Gfajm—вес баллона; Vgajul — объём газа
в баллоне (приведённый к нормальным усло-
виям). ; i
Основные параметры баллонов для сжатых и
сжиженных газов приведены в табл. 21. Там же
приведены для сравнения параметры обычных
кислородных или водородных баллонов. -\отн
автомобильных баллонов для сжатых газов
примерно вдвое меньше, чем для кислород-
ных.
Баллоны из алюминиевых сплавов с оплёт-
кой из тонкой (d = 0,8 мм) стальной прово-
локи (фиг. с!0) на рабочее давление 200 атм,
появившиеся позже стальных баллонов и не
получившие ещё массового применения, обла-
дают относительным удельным весом, вдвое
меньшим, чем стальные (табл. 21). Недостат-
ком алюминиевых баллонов является их не-
большая ёмкость; это объясняется тем, что в
Примерные технические характеристики грузовых автомобилей, переведённых с бензина на газ
Таблица 20
Основные параметры *
Детали газовой установки
и её вес в кг
Тип двигателя
Число цилиндров (рабочий
объём) в л
Мощность двигателя в л- с.
(максимальное число оборо-
тов в минуту)
Эксплоатационная норма
расхода топлива на 10Э км
пути
Максимальный динамический
фактор на прямой передаче
(максимальная скорость
в кмjчас)
Собственный вес автомо-
биля в кг
Полный вес автомобиля
в кг
Запас хода в км
Грузоподъёмность 2—2,5 т
Грузоподъёмность 3,5—4,5 т
Вид топлива
Бензин
Бензино-
вый
4'3.7
70/2600
24 л
о,об'8о
2J0O
5ооо
4оо
Сжатые газы
высококалорийные
среднекалорийные
а) Двигатель без измененлй
б) Повышена степень сжатия, разделе-
ны коллекторы, применены специальные
смесители
а) 4 стальных бал-
лона, редуцирующая
система, карбюратор-
смеситель
280—ЗСО
б) 3 стальных бал-
лона, редуцирующая
система, специальный
смеситель
215- 225
а) 8 стальных бал-
лонов, редуцирующая
система, карбюратор-
смеситель
540- 560
б) 6 стальных бал-
лонов, редуцирующая
система, специальный
смеситель
400-420
а) Универсальный (газ -бензиновый)
б) Газовый, модифицированный из бензи-
нового
4/3-7
а) 652600
б 75/iDO°
а) 25 м*
б) 2OJH8
а) о,о55 75
б) 0,065/83
а) 2800
б) 2700
а) 52оо
б) 52О°
a) i6o
б) 1дО
4/3.7
а) бо/збоо
б) 70/2600
a) so м3
б) 4° м*
а) 0,05/70
б) о,об 8о
а) з°5°
б) 2QOO
а) 5°5о
б) 52OO
a) i6o
б) 150
Сжиженные
газы
Двигатель
без изменения
2 баллона
по 90 л, реду-
цирующая си-
стема, испа-
ритель, кар-
бюратор-сме-
ситель
2С0
Универсаль-
ный (газо-бен-
зиновый)
4/3-7
68/2000
3° *
о,об/8о
2700
52OO
боо
Бензин
-
Бен5ино-
вый
6/5.5
1О5'2б0О
34 л
0,05/70
4ооо
8500
4оо
Сжатые газы
высококалорийные
ср еднек алорийны е
а Двигатель без изменений
6) Повышена степень сжатия, разделе-
ны коллекторы, применены специальные
смесители
а) 6 стальных бал-
лонов, редуцирующая
система, карбюратор-
смеситель
40С-420
б) 4 стальных бал-
лона, редуцирующая
система, специальный
смеситель
280 -300
а) 10 стальных бал-
лонов, редуцирующая
система, карбюратор-
смеситель
670-700
б) 8 стальных бал-
лонов, редуцирующая
система, специальный
смеситель
540—560
а) Универсальный (газо-бензиновый)
б) Газовый, модифицированный из бензи-
нового
6/5.5
а) 95~ юо/абоо
б) но—115/2600
а) 35 "*
б) 28 И3
а) 0,045/63
б) O.O55/75
а) 44°°
б) 43°о
а) 86оо
б) 86со
a) I7O
б) 145
6/5,5
а) 85/2600
б) 105/2600
а) 7о м*
б) 55 «3
а) 0,04/60
б) 0,05/70
<з) 47со
б) 4J3O
а) 8700
б) 8700
а» 145
б) 145
Сжиженные
газы
Двигатель
без изменения
3 баллона
по 90 л, реду-
цирующая си-
стема, испа-
ритель, карбю-
ратор-смеси-
тель
250
Универсаль-
ный (газобен-
зиновый)
65.5
100—105/2600
4а л
0,07/70
4250
8750
43°
* Габаритные размеры автомобиля и кузова, просветы, распределение нагрузок по осям и проходимость при переводе бензиновых автомобилей на газ остаются неизменными.
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
245
производстве ещё не освоены такие баллоны
достаточно большого диаметра.
Для сжиженных газов применяются
сварные баллоны (фиг. 31) на рабочее давле-
ние в 16 ати (упругость паров чистого про-
пана при 47° С). Обечайка изготовляется из ли-
стовой углеродистой стали или из стандартных
осуществляется при помощи контрольной
иглы, которую во время наполнения баллона
периодически открывают. При появлении из
контрольной иглы жидкости (вместо пара) на-
полнение баллона должно быть немедленно
прекращено. Положение открытого конца
трубки контрольной иглы, находящегося на
Таблица 21
Основные параметры баллонов для сжатых и сжиженных газов
Параметры
Максимальное рабочее давление
Внутренний диаметр в мм ....
Ёмкость по воде в л
Полезная ёмкость по газу, приве-
дённому к нормальным условиям . .
Материал ... •
Толщина стенки в мм
Вес в кг
Относительный удельный вес:
на 1 м3 газа в кг\лР
на 1 л полезного объёма в кг1л .
Баллоны
стальной для
сжатых газов
2ОО
2Об
5О
IO М3
Низколегиро-
ванная сталь
5,5- 6
55 -бо
5-5- 6
алюминиевый
(с оплёткой) для
сжатых газов
200
92
15
3 мя
Алюминий -\-i,b%
магния с оплёткой
из стальной про-
волоки
3,25+о,8
9.5
стальной сварной
для сжиженных
газов
i6
3°9
5°
45 Л
Углеродистая ли-
стовая сталь
4-5- 5
45 -5»
1,О
кислородный или
водородный
i5o
2Об
5°
7.5 л»
Углеродистая
сталь
8
83
ii,r
труб. Сферические штампованные днища при-
вариваются к обечайке встык. При отсутствии
штампованных днищ изготовляются вырезные
Фиг. 31. Баллон для сжиженного газа (рабочее давление
16 ати): 1 — обечайка; 2 — днище; 3 — жидкостной вен-
тиль; 4 — предохранительный клапан; 5 —паровой вентиль;
5— контрольная игла; 7— клеймо Котлонадзора.
днища из обрезков трубы того же диаметра,
что и обечайка (фиг. 32).
Наполнение баллона жидким газом не дол-
жно производиться более чем на 90% по
объёму, так как коэфициент объёмного рас-
ширения сжиженных газов (в жидкой фазе)
весьма значителен. Для пропана, например,
этот коэфициент равен 0,00306, т. е. в 16 раз
больше, чем для воды. Поправка на темпера-
туру для приведения объёма жидкого про-
пана к нормальным условиям A5,5° С) при
47° С равна 0,9. Таким образом, баллон, зали-
тый пропаном при 15,5° С на 90% по объёму,
окажется при 47° С заполненным жидкостью
на 100%. В случае дальнейшего повышения
температуры стенки баллона станут испыты-
вать значительные напряжения. Поэтому в бал-
лонах для сжиженных газов предусмотрена
возможность контроля их наполнения. Это
уровне 90°/0 объёма баллона, определяется по
следующей формуле (фиг. 31):
Л-0,16 А,«. G)
Для штампованных баллонов с одним вен-
тилем (сходных по конструкции с баллонами
для сжатых газов — фиг. 30) возможен лишь
контроль по весу. Такие баллоны заполняются
на весах и имеют табличку, показывающую
максимальный суммарный вес баллона и газа
при заполнении пропаном и бутаном (от-
дельно).
Обязательной принадлежностью баллона для
сжиженного газа является жидкостной вен-
тиль с заборной трубкой, доходящей до дна
баллона и служащей для отбора газа в жид-
кой фазе. Длительный отбор газа из паровой
фазы недопустим вследствие охлаждения бал-
лона (из-за отнятия тепла на испарение) и по-
нижения упругости паров. Кроме того, при
отборе газа из паровой фазы его состав ме-
няется, так как в первую очередь расхо-
дуются более лёгкие компоненты газа, а за-
тем уже более тяжёлые. При запуске и про-
греве холодного двигателя, когда испаритель
ещё не в состоянии испарить жидкий газ,
кратковременный отбор газа из паровой фазы
допустим. Для этого в паровую полость бал-
лона вводится дополнительный паровой вен-
тиль.
Расчёт баллона для сжиженного газа про-
изводится по формулам для сварных сосудов
первого класса [9].
Толщина стенки обечайки
Рраб max e« *¦
об
(8)
246
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
где <р — коэфициент сварного шва, равный
0,65—0,70 для одностороннего шва и 0,85
для двухстороннего; kog—коэфициент запаса
прочности обечайки. По правилам Котлонад-
зора ko6^4.
Толщина стенки сферического днища
Рраб max *^нар
(9)
где х — коэфициент, зависящий от отношения
высоты сферического днища (включая толщину
b \~
а)
Фиг. 32. Днища
баллонов для сжиженного газа: а — сферические штампованные
б — вырезные из трубы.
стенки) к
наружному диаметру баллона
Это отношение должно быть не
менее 0,2.
Значения
Ъдн
и х приведены ниже.
работающих на сжатых газах по циклу Отто,
являются редуцирующая система и смеситель-
ное устройство. При работе на сжиженных
газах добавляется испаритель. Типливоподаю-
щая аппаратура оказывает влияние на мощ-
ность и экономичность двигателя, а также на
устойчивость его работы при разных режи-
мах и на переходы от одних режимов к дру-
гим.
А. Редуцирующая система. Назначе-
ние и классификация. Редуцирующая
система предназначена для снижения давле-
ния газа в баллонах
до величины, близкой
к атмосферному да-
влению, и для герме-'
тического закрытия
доступа газа к двига-
телю при его оста-
новке. !
Редуцирующие си-
стемы классифициру-
ются (фиг. 33) по ко-!
личеству ступеней, по
знаку перепада и по
ходу клапана.
По количе-
ству ступней
редуцирующие систе-
мы различают: одно-
ступенчатые,
осуществляющие сни-
жение давлении газа
до разрежения перед
смесителем в одной
ступени, и д в у х сту-
пенчатые, редуци-
рующие давление газа
в двух ступенях.
По знаку пе-
репада редуциру-
ющие системы различают положитель-
ного перепада (с давлением на выходе) и
отрицательного перепада (с разреже-
нием на выходе).
По ходу клапана редуцирующие си-
стемы бывают с прямым ходом (клапан
открывается по направлению входа газа) и с
0,22 0,24
0,2б
о,28 о,зо о,35
0,45
о,5* о.бз о,71** о,8з** о,91 х,оо 1,25 1,43 *fil 2,оо***
Максимально допустимое. ** Обычно применяемые. *** Минимально возможное.
Каждый баллон для сжиженного газа дол-
жен иметь предохранительный клапан, не до-
пускающий увеличения давления свыше
16 атпи. Этот клапан может быть установлен
либо непосредственно на баллоне, либо на
его вентиле. Весьма удобны предохранительные
клапаны, одновременно не допускающие как
увеличения давления сверх нормального, так
и чрезмерного повышения температуры. Та-
кие клапаны представляют собой пластинки
из легкоплавкого металла, рассчитанные на
разрыв при давлении в 16 апги и на распла-
вление при 60—70° С.
Топливоподающая аппаратура
Основными агрегатами топливоподающей
аппаратуры для автомобильных двигателей,
обратным ходом (клапан открывается про-
тив направления входа газа).
Основные требования. Редуцирую-
щая система должна удовлетворять следую-
щим основным требованиям:
1) поддержание на выходе из системы по-
стоянного давления, близкого к атмосферному
(независимо от давления в баллонах);для пред-*
отвращения «провалов" при переходе от хо^
лостого хода двигателя к рабочим режимам
давление на выходе из редуцирующей системы
при холостом ходе двигателя не должно быть
более чем на 30 мм вод. ст. ниже атмосфер-
ного;
2) надёжная герметичность на всём диапа-
зоне давлений, на которые рассчитана реду-
цирующая система; запас герметичности дол-
жен быть не менее двух;
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
247
3) достаточная пропускная способность при
минимальном давлении в баллонах и макси-
мальном расходе газа двигателем;
4) компактность, простота устройства и
обслуживания.
Основной характе-
ристикой редуцирующей
системы называется зависи-
мость давления на выходе
стики одноступенчатого редуктора, изобра-
жённого на фиг. 33.
1) Рвх
+ Qx — * • АР • а
2) G = pex-\i.KJl-fKjl-hx--K-dK
(Рвых) от давления на входе рвх и от рас-
хода газа через систему G
PeHx=*f(Pex>G).- (Ю)
= 0;
k т 1
(при надкритическом перепаде).
3) Qx = Qo + m • hx,
где dk — диаметр клапана; ак '— коэфициент
Основная характеристика определяется ана- клапана; fKA — площадь проходного сечения
литически или графически из системы трёх клапана; цнл—коэфициент истечения клапана
5-200ати.
Одноступенчатая Дбцхстцпеняатая
йРред У
25- 50мм вод cm
5
разрежение
0,5-tf ати
Отрицательный
перепад
a ¦i'W I3
Положительный перепад \ww~яЬ~г
1-я ступень редуцирования sj \ 7
- \~zzl^10-50mm вод cm
разрежение
2~я ступень редуцирования
7
2
давление
„ . , , 25-Я мм вод ст.
Прямой хоо клапана разрежение
Обратный ход клапана
Фиг. 33. Классификация газовых редуцирующих систем: 1 — клапан высокого давления; 2 — рычажный механизм;
3 — мембрана; 4 — клапан 2-й ступени; 5 — разгрузочная мембрана; 6 — гибкая лента; 7 — регулировочный винт;
8 — предохранительный клапан.
уравнений для клапана, открытого на некото-
рую величину и находящегося в равновесии.
1) Уравнение равновесия сил, действующих
на клапан:
/ (Рвх, Рвых> Qx) = 0,
(На)
где Qx — усилие пружин;
2) уравнение расхода газа через проходное
сечение клапана:
(Иб)
где fx — проходное сечение клапана;
3) уравнение связи между силами, завися-
щими от положения клапана:
(Ив)
Решение систем уравнений A1) приводит к
основной характеристике A0). Для примера
ниже приводится расчёт основной характерн-
ам — коэфициент активности площади мем-
браны; FM — площадь мембраны; / — переда-
точное число рычажного механизма; hx — вы-
сота подъёма клапана; Qo — начальное усилие
пружины; Qx — усилие пружины при клапане,
поднятом на высоту hx; m — коэфициент
жёсткости пружины; g, k, R и Т — известные
физические величины.
Приняв
1
д/
k ( 2 \»-i 1
и решив эту систему уравнений, получим
i•Лм•F
- Рвх-\~
+ 7
m-A-G
Qo
i-aM-F.
¦Рв
i-au-F,
A2)
На фиг. 34 приведена основная характе-
ристика, построенная по формуле [12].
248
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
При упрощённом расчёте пренебрегают
влиянием расхода газа через проходное сече-
ние клапана и получают основную характери-
стику только из условия равновесия открытого
клапана [уравнение (Па)].
Основная характеристика
Герметичность
Фиг. 34. Характеристики одноступен-
чатого редуктора (фиг. 33).
Для рассмотренного примера упрощённая
основная характеристика примет следующий
вид:
Из основной характеристики определяется
среднее разрежение на выходе:
bP ^ '
и неравномерность (отклонение &рвих от сред-
него значения)
Л п , . А л »
Д (ЬРвых) = о • A4)
Так как важно иметь минимальные значе-
ния разрежения на выходе и неравномерности
иа холостом ходу двигателя, то их можно опре-
делить по упрощённой основной характери-
стике A2а), т.е. пренебрегая влиянием расхода
газа. При этом фактически определяется раз-
режение, необходимое для открытия клапана,
что иногда называют «чувствительностью ре-
дуктора". Неравномерность по расходу газа
не вредна, если с увеличением расхода разре-
жение на выходе из редуцирующей системы
увеличивается (отрицательная неравномер-
ность), а не уменьшается (положительная не-
равномерность) (фиг. 35).
Характеристикой герметичности
клапана редуцирующей системы называется
зависимость удельного давления герметичности
(по поверхности прилегания клапана к седлу)
агерм от давления газа на входе:
лгерм
A5)
Характеристика герметичности опреде-
ляется из условия равновесия герметически
закрытого клапана. Для рассмотренного выше
примера при герметически закрытом клапане
где Rc — реакция седла, равная усилию герме-
тичности, т. е. силе, с которой необходимо
прижать клапан к седлу для достижения гер-
метичности.
U A6а)
где fc —" площадь соприкосновения клапана с
седлом. Из формул A6) и (i6a) получаем
_ что , Jka n
"гер и — { Т f Fax •
On
fc
fc
A66)
Для определения качества герметичности
клапана служит коэфициент запаса
герметичности:
Ь —
1*г/>пм —
а0 герм
A7)
гДе %герм — минимальное удельное, давление,
необходимое для достижения герметичности.
На фиг. 36 приведены значения ^герм для
плоских клапанов с латунным седлом и раз-
личными наполнителями.
Эбонит (<?й ~ 1200 кг\смЩ
°0герм=Ы0(рвх-рвых)°'т. A8)
Твёрдая фибра (а6«1300—1500 kzjcm2)
^герм - 135 (рвх -/WH'137 •
Фибра (*а zz 1000 кг/см*)
°0герм = Ю1 (Рех " Рвых
'™
B0)
"о герм зависит в значительной мере от ка-
чества обработки седла клапана. Вышеприве*
денные значения вОгерМ относятся к хорошо
обработанным, но не пришлифованным кла-
панам.
Для плоского резинового клапана с латун-
ным седлом (клапаны 2-й ступени) при хоро-
шем качестве поверхности резины (из-под
вулканизационного пресса) пригодна следую-
щая формула:
Чгерм = 0,45 + 0,21 (рвх — реых). B1)
В процессе работы возможно ухудшение
условий герметичности вследствие истирания
металла и разрушения поверхности седла
твердыми частицами, содержащимися в газе.
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
249
протекающем с большой скоростью через кла-
пан. Поэтому коэфйциент запнса герметичности
кгерм должен быть не менее двух. Дальнейшее
увеличение кгерм допустимо в том случае,
если это не ухудшает другие параметры редук-
тора (разрежение на
выходе, неравномер-
ность). Границей уве-
личения ьгерм служит
следующее условие:
— №кл ' Рвх ' /кл
агерм
с0 герм
B2)
где aw — предел прочности при сжатии на-
полнителя клапана.
"герм
Фиг. 35. Влияние конструкции редуктора на его показа-
тели: а — прямой ход клапана; б — обратный ход клапана;
в — герметичность при прямом и обратном ходе клапана:
/ — прямой ход клапана; 2 — обратный ход клапана;
г — положительная неравномерность по расходу {^Рред =
= Д - В- G ) вследствие увеличения передаточного
числа рычажного механизма (i = А ¦ ctg fi) при увеличе-
нии расхода газа; д —отрицательная неравномерность по
расходу (Ьрред - А + В . Огаза) вследствие уменьше-
ния передаточного числа (I = А • ctg p) при увеличении
расхода; е — влияние неравномерности по расходу на из-
менение разрежения на выходе из редуцирующей системы
(ЬРред) и коэфициента избытка воздуха (а); 3 — поло-
жительная неравномерность по расходу;4—отрицатель-
ная неравномерность по расходу.
Расчёт редуцирующей системы.
Поверочный расчёт существующей редуциру-
ющей системы в целях выявления соответ-
ствия её данному двигателю, применяемому
газу и давлению, а также расчёт вновь кон-
струируемой системы для заданных условий
производятся при помощи следующих формул:
основной A1), герметичности A5) и A7), проч-
ности B2) и пропускной способности клапана
B3) и B4) [10].
Эти формулы дают возможность опреде-
лить размеры основных конструктивных эле-
ментов редуцирующей системы, сравнить раз-
личные системы и оценить их особенности.
Клапан. Минимальные размеры диаметра
(dK) и сечения клапана (/кл) определяются по
формулам пропускной способности клапана
(Gka) пРи наименее калорийном газе, мини-
мальном давлении на входе и максимальном
расходе газа двигателем:
при надкритическом перепаде (одно-
ступенчатые редукторы, 1-я ступень двухсту-
пенчатых систем)
fc-f-1
ft— l 1
• -== кг/сек; B3)
при докритическом перепаде B-я сту-
пень двухступенчатых систем)
Gka = V-ka'Ska Yig{Pex—Ptux)i KZ/сек, B4)
где y — удельный вес газа.
Коэфйциент истечения \iKJt принимается
равным 0,7—0,75. Для увеличения цкл следует
закруглять кромки клапана и тщательно обра-
батывать каналы. При определении пропуск-
A000 20 АО 60 80 100 120 D0 160 % /JJwS*
Разница давлений по обе стороны цпптнешя
Фиг. Э6. Минимальное удельное давление герметичности
клапана з0 герм *ля эбонита и фибры.
ной способности клапана принимается следу-
ющее минимальное давление в баллонах:
5 кг/см2 для сжатых газов и 0,3 кг/см2 — для
сжиженных.
Коэфйциент клапана йк - отноше-
ние силы давления газа на открытый клапан к
силе от разности давлений на входе и выходе
по площади проходного сечения клапана:
\Рвх Рвых) Jka
(Рвх Рвых) Ska
B5)
где Qg — дополнительное усилие по площади
между внутренним и наружным диаметрами
седла клапана (фиг. 37); QK — сила давления
газа на открытый клапан.
D,.
B6)
где DeH — внутренний диаметр седла клапана;
Ьн — наружный диаметр седла клапана.
250
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
Пользуясь условием неразрывности, полу-
чим для плоского клапана:
при надкритическом перепаде
при докритическом перепаде
ак — 1 + 2 In
B8)
Таким образом, как для улучшения условий
герметичности [см. формулы A6) и A7)], так
и для уменьшения ак, желательно уменьше-
ние DH, т. е. площади соприкосновения кла-
пана с седлом /с. Минимальная величина /согра-
ничивается прочностью наполнителя клапана
U
10
1.8
1,6
f,4
1.2
1,0
1
ШТттт
Dm
x -
Din
fir
Ьч
4
H
Illlllllllll
uokpumuut
J
t
пер
~7_
У
епа
/
/
>cki
/
j
^"
/
s/ft;
У
/
/
/
/
хдкритиче
nepenaO
:кш
1
Vt 1A t,6 1.8 2,0 DH/DB,
Фиг. 37. Коэфициент клапана aKt
на сжатие [см. формулу B2)] с учётом истира-
ния клапана. Наиболее распространёнными
являются плоские клапаны, выгодно отличаю-
щиеся от конических большим значением отно-
шения проходного сечения к высоте открытия.
Плоские клапаны имеют в качестве наполни-
теля эбонит или пластмассу (при высоком да-
влении) и резину или её заменители (при низ-
ком давлении). Для сжиженных газов хорошие
результаты дают наполнители из искусствен-
ного каучука (типа „буна"), не поддающегося
воздействию непредельных углеводородов.
В табл. 22 приведены значения аК в зави-
DH
симости от отношения у~^ .
Мембрана. Минимальная активная пло-
щадь мембраны aMFM, отвечающая максималь-
ному допустимому разрежению на выходе,
определяется из основной характеристики ре-
дуктора. Для увеличения активной площади
мембраны необходимо увеличение коэфици-
ента активности мембраны ам, показывающего,
какая часть давления газа на мембрану р пе-
редаётся в её центр:
«ж = -Щг . B9)
где Q4 — усилие в центре мембраны.
По формуле BЭ) можно определить ам
при любом положении мембраны в зависи-
Таблица 22
Значение коэфициента плоского клапана аК
1,2
1,4
1.6
i,8
2,О
а
докритический
перепад
i
1.365
1,67
1,94
2,17
2,39
К ' '
надкритиче-
ский перепад
i,ii4
1,254
1,417
1,6об
1,82
мости от площади обжимных дисков и отстоя-
ния мембраны от среднего положения!, (фиг.38)
LA-7t)Y4 + 7W + i
Г2
.-V
,B9а)
где г — радиус обжимных дисков; R — радиус
мембраны; Lraax — свободный ход мембраны.
Как видно из формулы B9а), ам суще-
ственно зависит от площади обжимных дисков:
при г = 0,62/? и L = 1, аж = 0,66; при отсут-
ствии дисков, когда г = 0 и L = 1, aM — lj^
Значительное влияние на ам оказывает также
величина свободного хода мембраны Ьтш. Это
необходимо учитывать при выборе диаметра
обжимных дисков, чтобы не получить слишком
крутую характеристику мембраны (фиг. 38).
Для увеличения свободного хода мембран им
придают специальную форму. При наиболее
совершенной гармоникообразной мембране воз-
можно получение большого Z.max, при ам = 1
по всему ходу (г = /?), т. е. мембрана стано-
вится эквивалентной поршню. Влияние вели-
чины отстояния мембраны от среднего поло-
жения L следует учитывать при установке
мембраны и регулировке редуктора. Мембрану
необходимо устанавливать так, чтобы рабочий
участок лежал в пределах наибольших поло-
жительных значений ам. Материалом для мем-
бран служит прорезиненная ткань.
Пружины. Передаточное число.
Начальные усилия пружин определяются усло-
виями герметичности A66) и A7). Во избежание
большой неравномерности следует подбирать
пружины наименее жёсткие. Для уменьшения
разрежения на выходе из редуктора переда-
точное число (/) редуцирующей системы сле-
дует максимально увеличивать. Увеличение /
ограничивается допустимой величиной свобод-
ного хода мембраны. Кроме того, многозвенье-
ГЛ. IV)
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
251
вые рычажные механизмы обладают большим
трением и значительным суммарным люфтом.
В случае применения механизмов с перемен-
ным i желательно, чтобы оно уменьшалось
с увеличением хода клапана и мембраны, т. е.
чтобы imga имело место на холостом ходу дви-
гателя. Это способствует благоприятному про-
теканию основной характеристики редуктора
по расходу газа (фиг. 35).
Прабильная установка
мембраны
зл
max
j HI 111 HI ПП
I I
Фиг. 38. Зависимость коэфициента активности мембраны
ам от её конструкции и установки: г — радиус обжим-
ных дисков; R — радиус мембраны; 1 — плоская мембрана
без дисков; 2— плоская мембрана с дисками; 3—мем-
брана с канавкой и дисками; 4 — трапецоидальная мем-
брана с дисками; 5— гармоникообразная мембрана.
Количество ступеней редуциро-
вания. Двухступенчатая система редуциро-
вания газа имеет следующие преимущества
перед одноступенчатой: 1) возможность полу-
чить на выходе меньшее разрежение и мень-
шую неравномерность, так как первая реду-
цирующая ступень обладает передаточным
числом 75—150; 2) лучшие условия герметич-
ступенями после снижения давления в первой
ступени, что благоприятствует испарению сжи-
женного газа.
Клапаны с прямым и обратным
ходом. Клапан с обратным ходом обеспечи-
вает лучшую герметичность и безопасность,
особенно при высоких давлениях на входе.
Закон изменения коэфициента запаса герметич-
ности по давлению при клапане с обратным
ходом более благоприя-
п тен, чем при клапане с
прямым ходом. При пря-
мом ходе клапана имеется
избыточный запас герме-
тичности при малых да-
влениях и недостаточный
запас при больших да-
влениях (фиг. 35).
Б. Смесительное
устройство. Смеситель-
1 ное устройство служит
для образования рабочей
I смеси газа с воздухом и
ь ! < Для регулирования дви-
\ ' S гателя по оборотам и
Ф> d^ нагрузке. Смешение газа
с воздухом происходит в
диффузоре, регулирование двигателя произво-
дится дроссельной заслонкой. Смеситель дол-
жен обеспечивать высокое качество переме-
шивания рабочей смеси и однородность её
состава на всех режимах работы двигателя.
Характерной особенностью смесителя, ока-
зывающей решающее влияние на его кон-
струкцию, является то, что воздух вводится
в смеситель под атмосферным давлением, а газ
под разрежением (из редуцирующей системы).
Качество работы смесителя выявляется из
сопоставления его характеристик с идеаль-
ными, приведёнными на фиг. 39. Идеальные
характеристики составляются для каждого газа
на основании опытных данных о протекании
Л^в/(«) и &?=т/(а) (см- ЭСМ т. 10, гл. I).
Большое влияние на работу смесителя
оказывает величина его гидравлических со-
противлений. В табл. 23 приведены резуль-
Нагрузочная
у ГЦ
Т
100 %нагр.
Внешняя
п об/мин
Фиг. 39. Идеальные характеристики смесителя.
ности, так как в первой ступени, где употре-
бляются жёсткие наполнители клапана (эбонит,
пластмасса), применяются сильные пружины,
а во второй ступени низкие давления дают
возможность применить благоприятные в от-
ношении герметичности мягкие наполнители
клапана (резину, кожу); 3) ббльшую безопас-
ность, благодаря наличию предохранительного
клапана между ступенями; 4) возможность
разместить испаритель между редуцирующими
потерь давления
ективное давление
таты подсчёта влияния
в смесителе на среднее э4
двигателя.
Основные гидравлические сопротивления
имеют место в диффузоре. В табл. 24 приве-
дены результаты подсчёта потерь давления
в диффузоре смесителя двигателя М-1 (рабо-
тающего на светильном газе при п=2803 об/мин)
в зависимости от диаметра горловины диф-
фузора.
252
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
{РАЗД. IV
Даже при сравнительно большом диаметре
горловины (с1диф=27 мм) потери в диффузоре
составляют около 27% от всех потерь в сме-
сителе плюс потери на вход во всасывающий
коллектор [13].
Элементарный смеситель (фиг. 40).
Количества протекающего через смеситель
Таблица 23
Влияние потерь давления в смесителе &Рпот
на среднее эффективное давление двигателя р
иРпот
в мм вод. ст.
о
IOO
2ОО
Зоо
4оо
5°о
боо
700
Ре
в кг/см*
5
4.92
4.86
4.8
473
4.66
4.58
4.51
в %
IOO
98.4
97-2
96
95
93.5
gr.8
Принятые условия
Pe^Pl-Pmp''
Pi^bPa :
Ра^^ао~ ЬРпот
Ра =0>э кг см*
Pl-=6,2 кг/см*
Ртр = 1>2 кг!см?
Таблица 24
Влияние диаметра горловины d $иф на потери
давления в диффузоре смесителя Ьрпот
адиф
в мм
Без диффу-
зора
=38
34
31
27
23
19
в мм вод. ст.
_
ао
7°
IOO
177
230
682
Принятые условия
ЬРпот=г ^д*ф .
2g
1 диф 2
Po-Vs-n
Иу=3,28 л\ л-2800 об/мин
т)н-=0,65;
GCM =0,048 ж'/час
воздуха Ge и газа G2 определяются по следу-
ющим формулам:
- C0)
Из формулы C0) получаем формулу для
коэфициента избытка воздуха аэ:
где Lo — теоретически необходимое количе-
ство воздуха для сгорания рабочей смеси; /в и
/г—проходные сечения для воздуха и газа в
смесителе; Ьрдиф и ^Рред — разрежение в диф-
фузоре и на выходе из редуцирующей системы;
(*в и V-г — коэфициенты истечения воздуха и газа
в смесителе; fe и ^г — удельные веса воздуха
и газа.
Нагрузочная характеристика § Внешняя
% нагр. п об/мин
Фиг. 40. Элементарный смеситель и его характеристики.
Из формулы C1) видно, что аэ зависит от
режима работы двигателя ^РдиФ и от РазРе"
жения за редуцирующей системой &рред- Изме-
нение аэ в зависимости от режима работы дви-
гателя не соответствует идеальному (фиг» 39).
Отклонения от идеальной характеристики тем
больше, чем больше &рред-
Основными недостатками элементарного
смесителя являются: 1) невозможность работы
на холостом ходу двигателя и на малых на-
грузках, когда Ардиф приближается к &рред\
2) обогащение горючей смеси на средних
нагрузках и в сЪязи с этим значительное
ухудшение экономичности двигателя на этих
режимах.
от-
клоняющего характеристики элементарного
смесителя от идеальной, аналогично действию
фактора в элементарном карбюраторе.
Действие фактора 1/ -г ^
» const J~f Л/ —
/г
C1)
Ржак
Однако изменение этого фактора в зависимо-
сти от режима работы двигателя и действие
его на средних нагрузках менее эффективны.
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
253
чем фактора
поэтому смеситель не ну-
ждается в компенсационном устройстве. Дру-
гие же приспособления современных карбюра-
торов применяются и в смесителях.
Типичный смеситель универ-
сального (газо-бензинового) ав-
томобиля. Смеситель для универсальных
автомобилей комбинируется обычно с бензи-
новым карбюратором (фиг. 41). По своей прин-
Фиг. 41. Типичный карбюратор-смеситель универсального
(газо-бензинового) автомобиля: 1 — стандартный карбю-
ратор; 2— бензиновые жиклеры; 3 — ввод газа рабочего
хода; 4—ввод газа холостого хода; 5 — дозирующее
устройство (устанавливается либо на редуцирующей
системе, либо на смесителе); 6" — дозирующая шайба;
7 — обратный клапан; 8 — редуктор; 9 — резиновый
шланг.
ципиальной схеме типичный смеситель отли-
чается от элементарного наличием приспо-
собления для холостого хода и запуска двига-
теля (фиг. 41 и 42). Это приспособление состоит
из обводного канала, по которому газ при
холостом ходе двигателя подаётся над дрос-
сельной заслонкой, и из обратного клапана,
который перекрывает при этом доступ воздуха
в канал холостого хода. Таким образом на
участке „холостой ход — малые нагрузки"
газ подаётся под действием разрежения за
дроссельной заслонкой, и вместо формулы C1)
применяется следующая формула:
где ах х — коэфициент избытка воздуха при
холостом ходе двигателя; /вщХ,х и /1шХшХ—
проходные сечения для воздуха и газа при
холостом ходе; &р3 — разрежение над дрос-
сельной заслонкой при холостом ходе.
Характерным для такого смесителя является
«провал* при переходе от холостого хода
к малым и средним нагрузкам (точка А)
(фиг. 42), вследствие переобеднения смеси
в начале открытия дросселоной заслонки,
Воздух
Нагрузочная характеристика
Й
Обратный кпйпан
внешняя характеристика
«,. .„const
\р3 —
C2)
г> об/мин
Фиг. 42. Характеристики типичного карбюратора-смеси-
теля.
когда f в х х резко увеличивается при неиз-
менном /г ХшХ, а Ар3 резко уменьшается [см.
формулу C2)]. На „провал" сильно влияет
величина крред'> даже 5 мм вод. ст. резко
сказываются.
Рациональный газовый смеси
те ль. Для приближения характеристик сме-
сителя к идеальным он должен иметь, кроме
приспособления для холостого хода и запуска,
корректор переходов с одного режима работы
двигателя на другой, экономайзер и клапан
добавочного воздуха (фиг. 43).
Корректор переходов устраняет „провал",
так как в начале открытия дроссельной за-
слонки вместе с увеличением fe-XmX [формула
C3а)] увеличивается и /^ХмХ, а также повы-
шается разрежение Др3, под которым заса-
сывается на этом участке газ. Назначение и
действие экономайзера и клапана добавочного
воздуха аналогичны таковым в карбюраторе.
254
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД.IV
Как показали испытания двигателя М-1 на
светильном газе, введение корректора перехо-
дов позволило увеличить диаметр горловины
диффузора с 24 до 28 мм, в связи с чем ма-
ксимальная мощность двигателя увеличилась
на 7%. Благодаря экономайзеру удельный рас-
ход газа на неполных нагрузках уменьшился
на 18—240/0.
Сверление
холостого
хода
Сверление
корректора
переходов
л об/мин
Фиг. 43. Рациональный газовый смеситель и его харак-
теристики.
Формулы для коэфициента избытка воз-
духа ар в рациональном смесителе на различ-
ных режимах следующие:
1. На холостом ходу и малых оборотах
"р.х. х
хода):
(работает приспособление для холостого
const —
в. Х.Х I J крр
fe.x.
Ар — Ар
.C3)
ред
2. При малых нагрузках и при переходе
к средним ар м н (работают приспособление
для холостого хода.и корректор переходов):
=const-
ар. м. н~
коР
'кор
? — Ар
-.C3а)
3. При средних нагрузках а ш н (рабо-
тает основной газовый жиклер):
const U-V
Л г
C36)
4. При полной нагрузке и средних оборотах
ар.п.н (работают основной газовый жиклер и
экономайзер):
р. п. н~
const
Л+Л
5. При полной нагрузке и больших оборо-
тах а'р п н (работают основной газовый жи-
клер, экономайзер и клапан добавочного воз-
духа):
р. п. н~
coast
. (ЗЗг)
Радиальный и аксиальный
подвод газа в диффузор. Радчаль-
ный подвод газа обладает рядом преимуществ
перед аксиальным. Испытания показали, что
хотя при аксиальном подводе газа (фиг. 44)
максимальная мощность двигателя больше на
1,5—3%. чем при радиальном подводе, но
экономичность двигателя при этом понижается
на 2—4%. Основным преимуществом радиаль-
ного подвода газа перед аксиальным является
более выгодная эпюра распределения разре-
жений по сечению горловины диффузора. Как
видно на фиг. 44, разрежение в диффузоре
вблизи стенок на 12—15°/о больше, чем в цен-
тре. Поэтому радиальный подвод газа по-
зволяет применять диффузор с увеличенным
диаметром горловины и улучшает переходы
от холостого хода двигателя к средним на-
грузкам.
Расчёт смесителя. Диаметр горловины
диффузора может быть приближённо опреде-
лён исходя из следующего эмпирического при-
вила: разрежение в диффузоре при малых обо-
ротах и нагрузке двигате.ш [яот«1000 об/мин;
Л/от^0.25(Л^/Птах)/г=1000] должно быть в два
раза больше разрежения за редуцирующей
системой, максимально возможного на этом
режиме, т. е.
отсюда
V Арред
C4)
ред
Рассчитанный по формуле C4) диффузор
даёт хорошие результаты только при наличии
корректора переходов; при отсутствии его
горловина должна быть значительно сужена.
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
255
Остальные размеры основных деталей смеси-
теля могут быть определены из формул
C3а — г). Полученные по этим формулам раз-
меры являются приближёнными. Оптимальные
размеры подбираются экспериментально.
В. Испарители. Испарители служат для ис-
парения сжиженного газа на его пути от бал-
лоноз к смесителю, используя для этого тепло
двигателя. Особенностью работы автомобиль-
ных испарителей сжиженного газа является
зависимость получаемого ими тепла от режима
работы двигателя. В начале работы двигателя
количество тепла, подаваемого в испаритель,
весьма мало. При изменении режима работы
двигателя изменение количества тепла, посту-
пающего в испаритель, не зависит от его по-
требностей. Основная задача испарителя со-
стоит в том, чтобы в кратчайший срок после
пуска холодного двигателя обеспечить полное
испарение газа при максимальном его расходе.
Испарители можно разделить на следующие
Эпюра распределения основные группы [3]:
разрешений по сечению
горловины дифсрузора
Фиг. 44. Аксиальный (а) и
радиальный (й) подвод
газа в диффузор.
1)водяные (исполь-
зующие тепло воды,
охлаждающей двига-
тель); газовые (исполь-
зующие тепло выхлоп-
ных газов);
2)с предваритель-
ным испарением (до
редуцирования); с по-
следующим испаре-
нием (после редуци-
рования); с промежу-
точным испарением
(между 1-й и 2 й сту-
пенями редуцирова-
ния);
Водяные испарите-
ли обладают следу-
ющим важным преи-
муществом перед га-
зовыми: значительно
более стабильной температурой газа, выхо-
дящего из испарителя, так как отработав-
шие газы двигателя, поступающие в испари-
тель, изменяют свою температуру и теплосо-
держание в значительно большем диапазоне,
чем вода,охлаждающая двигатель.Температура,
а следовательно, и плотность газа после испа-
рителя существенно влияют на коэфициент
избытка воздуха в смесителе (табл. 25) и, как
следствие, — на мощность и экономичность
двигателя.
Особенно эффективен испаритель, показан-
ный на фиг. 45, б. В нём вся вода, охлаждаю-
щая двигатель, используется для подогрева
газа. Недостатки этого испарителя — неудоб-
ство монтажа, индивидуальность конструкции
для каждого двигателя, вибрации газопровода,
соединяющего испаритель, укреплённый на
двигателе, с аппаратурой на торпедо кабины,
вызывающие в эксплоатации поломку соеди-
нительных трубок. Чтобы избежать этого,
целесообразно применение гибких трубок из
армированной бензостойкой резины.
Послед} ющее испарение сжиженного газа
(после редуцирования) имеет важное преиму-
щество по сравнению с предварительным ис-
парением, так как после дросселирования газа
в редукторе его температура значительно
снижается. Тем самым даже при холодном
двигателе (после запуска)в испарителе создаётся
значительная разница температур между
теплоотдающей водой и сжиженным газом. При
последующем методе полное испарение газа
начинается гораздо раньше, чем при предва-
рительном. Кроме того, более высокая темпе-
ратурная разница воды и газа при рабочих
режимах повышает эффективность испарителя
и позволяет уменьшить поверхность теплооб^
мена. Однако практика показала, что редукторы
с отрицательным перепадом (одноступенчатый,
2-я ступень двухступенчатой системы) неудо-
влетворительно работают на жидкой фазе.
Кроме того, при последующем испарении после
остановки двигателя происходит дополнитель-
ное испарение жидкости, скопившейся в испа-
рителе.
Наилучшие результаты даёт промежуточ-
ное испарение сжиженного газа между 1-й и
2-й ступенями в двухступенчатой системе.
Таблица 2Ь
Влияние температуры газа за редуцирующей
системой на коэфициент избытка воздуха а
-3°.
3»
6о
i8o
н А
ж о
рл
о, 844
0,948
I.O55
i.i.t5
1,2бо
1.3б5
1,470
1.57°
1,670
Принятые условия
(п =ш const, % наг = const)
&в V-в fe
Lo ¦ G2
\
xl/ 4
АРдиф ~ АРред Тг
=• const |/ ;
г Тг
288
Тг - Tis273-f f'
273 + f.
288 !
olB принят равным L
Обычные змеевиковые испарители не
вполне отвечают условиям наилучшего тепло-
обмена, установленным законами теплопере-
дачи. На фиг. 45, г показана конструкция испа-
рителя, в котором использованы основные
факторы, улучшающие теплообмен — противо-
ток и большие относительные скорости реаген-
тов. По двум открытым в разные стороны
спиралям, сделанным в литой алюминиевой
детали, движутся в противоположных напра-
влениях сжиженный газ и вода. Эффективность
такого испарителя оказалась значительно выше
змеевикового, что позволяет сделать его более
компактным. Обеспечение полного испарения
сжиженного газа при минимальной темпера-
туре воды 16—20° С и различных режимах
работы двигателя зависит от потребления гада.
256
АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ
[РАЗД. IV
двигателем, производительности его водяной
помлы и ог конструкции испарителя. Поверх-
ность теплообмена водяных змеевиковых ис-
парителей колеблется от 0,8 до 0,15 м2
B,5— 3 м трубки из красной меди 10X12
или 12 X 14). Диаметры шлангов, подводящих
и отводящих воду, 12—14 мм.
Газ(*ид*1
Фиг. 45. Типы испарителей: а — газовый подогрев; 6"—во-
дяной параллельный подогрев; в —водяной последователь-
ный подогрев; г — спиральный испаритель РСУ 2; д— пред-
варительное испарение; е — последующее испарение;
ж — промежуточное испарение.
Аппаратура впрыска газа для двигателей.
работающих по циклу Эррена (или Дизеля-
Эррена)
Характерными агрегатами аппаратуры для
непосредственного впрыска газа являются
газораспределительный золотник и форсунки.
На фиг. 46 показан газораспределительный
соединены с форсунками. При совпадении
отверстий во внутренней и наружной трубках
газ направляется к соответствующей форсунке.
Размер, расположение и форма отверстий
определяют фазы впрыска, которые должны
подбираться индивидуально для каждого дви-
гателя и лежат в пределах 8—16° (из них
2—6°—на линии всасывания). Место и напра-
Таблица 26
Сортамент трубок высокого давления для
газобаллонных автомобилей
S S
IP
Нои
Примечание
2,О
2,О
2.5
2,5
3,5
0,197
о,247
о,339
0,462
о. 734
4
5
б
7
8
9
9
ю
и
и
I.O
1,О
1.5
1.5
2,О
2,О
2,5
2,0
2,5
З.о
0,084
о,и
о, 19
О,23
°-34
°.39
о,45
о,45
о,59
0,67
Стальные
ГОСТ 1464-43 на трубки
стальные бесшовные толсто-
стенные для высоких давле-
ний. Трубки внутренним
диаметром менее 4 мм при-
менять лишь для трубопро-
водов к манометру
Медные
ГОСТ 617-41 по особому
заказу длн высоких давле-
ний из меди М-1
Трубки с внутренним диа-
метром менее 4 мм приме-
нять лишь для трубопрово-
дов к манометру
вление ввода газа в камеру сгорания имеют
также большое значение и подбираются экспе-
риментально для каждого двигателя.
Газ
Фиг. 46. Газораспределительный золотник для двигателя, работающего на баллонном газе по циклу
Эррена: J — вход газа 3—4 ати; 2 — неподвижная труба; 3 — вращающаяся труба; 4 — уплотнение;
5 — к газовым форсункам; 6—водяная рубашка двигателя; 7 — камера сгорания.
золотник, состоящий из двух концентрических
трубос с отверстиями. Внутренняя трубка
приводится во вращение синхронно двигателю
с числом оборотов, вдвое меньшим, чем
у коленчатого вала четырёхтактного двигателя.
Отверстия наружной неподвижной трубки
Вентили. Детали коммуникации
Вентили для сжатых газов отли-
чаются от обычных кислородных и-водородных
вентилей наличием дополнительного сальника
на штоке (фиг. 47). Выходные резьбы на вен-
ГЛ. IV]
ГАЗОБАЛЛОННЫЕ АВТОМОБИЛИ
257
тилях для сжатых газов делаются левыми, что
предохраняет от смешения таких вентилей
с кислородными.
Вентили для сжиженных газов
изготовляются с мембранным уплотнением
вместо обычного сальникового (фиг. 48), так
как сжиженные газы, несмотря на небольшое
давление, отличаются большой проницаемостью
через уплотнения.
Коммуникации для сжатых газов
на линии высокого давления (до редуцирую-
щей системы) осуществляются
стальными или красномедными
цельнотянутыми (бесшовными)
трубками высокого давления
(табл. 26). Пригодность трубки
для давления в 200 кг/см%
должна быть проверена гидра-
влическими испытаниями на
двойное давление. Технические
условия на приёмку трубок ре-
гламентированы в ГОСТ 1464-43
и 617-41.
Трубки изготовляются либо
из высококачественной марте-
новской углеродистой или ле-
гированной стали (ай=3500—
65(Ю кг/см2), либо из высоко-
качественной красной меди
(сь = 2Ю0 кг/см2).
Расчёт толщины стенки труб-
ки высокого давления (р ]> 50 кг/см2;
h > 0,2 deH) производится по следующей фор-
муле:
Фиг. 47. Вен-
тиль для сжа-
того газа: 1 —
пополнитель-
ный сальник;
2 — резьба ле-
вая Vs"» 14 ни-
ток на 1".
6-0,5
1 + 0,4
«* 1
C5)
Фиг. 48. Вентили для сжиженного газа: а—магистральный:
/ — корпус; 2— крышка; 3 — диафрагменное уплотнение;
4 — клапан; 6 — баллонный: 1 — корпус; 2 — открывающая
пружина; 3 — клапан; 4— нажимной шток; 5— гармонико-
образная мембрана; 6 — пластинка предохранительного
клапана; 7 — отборная трубка.
17 ТОМ И
где Rz — допустимое напряжение на растя-
жение, равное для стальных трубок
400—1000 кг/см2, для медных 300 кг\см\
Коэфициент запаса прочности для стальных
трубок высокого давления берётся равным
6—8.
Таблица 27
Сортамент трубок низкого давления для
газобаллонных автомобилей
Наружный
диаметр
в мм
8
9
9
ю
IO
to
II
II
II
[2
[2
12
13
13
13
14
14
14
8
8
9
9
9
]
]
о
о
о
I
2
2
2
2
3
3
4
4
14
8
8
9
9
ю
10
II
12
12
12
13
'3
13
14
14
14
Толщина стенки
в мм
Вес
Стальные (по ГОСТ 301-41)
•5
-5
>5
>5
•5
.5
'5
2
2.5
Латунные (по ГОСТ 494-41)
I
*«5
i
1.5
2,0
1,О
1.5
2,О
1.5
1,О
1.5
2,О
2.5
1,О
1.5
1.0
1,5
2,О
Медные (по ГОСТ 617-41)
I.O
I
I
I
I
I
I
I
I
2
I
I
a
1
i
a
-5
•о
,5
.о
.5
>5
.о
.5
•о
,о
.5
,о
,о
.5
,о
1 пог. м
в кг 1м
э.173
о, 197
о,277
0,222
0,314
0.395
о,247
O.35I
0,444
0,271
о,з88
°.493
O.425
°.543
о,б47
0,462
°>592
о, 709
0,187
О,2бЪ
0,2136
о.зоо
O.374
0,240
о,34°
0,427
0,381
о,293
O.42I
O.534
0,634
O.32O
0,461
°»347
°»5°1
0,641
0,20
О,27
0,22
O.3I
О,25
о.зб
о,4°
о,зг
O.44
о,5б
о,34
о,43
o,6i
3,36
о, ja
0,67
Коммуникации для сжиженных
газов, а также на линии низкого давления
сжатых газов осуществляются трубками из
разного материала общего назначения, при-
годными на рабочее давление 16 кг\смг
(табл. 27).
258 АВТОМОБИЛИ НА ГАЗОВОМ ТОПЛИВЕ [РАЗД. IV
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Автозавод им. Сталина, Отчёты по испытаниям гру- 8. Рудаков Л. Ф., Динамика газогенераторного
зовых газогенераторных автомобилей. автомобиля, Гострансиздат, 1940.
2. Володин В. М., Испытание газогенераторных 9. Самоль Г. И, Газобаллонные автомобили, изд.
автомобилей и тракторов, Гостранстехиздат, 1938. Наркомхоза, 1945.
3. Г е н к и н К. И., Автомобили на сжиженном газе, 10. Сборник научных работ коллектива НАТИ, Машгиз,
Машгиз, 1945. 193S.
4. Кишинский М. И., Испытания новых газогене- П. Справочник, Газогенераторные тракторы и автомо-
раторных автомобилей, „Лесная промышленность" били; газобаллонные автомобили; смазочные масла и
№ 9, 1944. горючее из древесины, Сельхозгиз, 1943.
5. К о с с о в С. Г., Авто-тракторные газогенераторные 12. Технический отчёт автомобильного пробега грузовых
установки, Машгиз, 1941. газогенераторных машин, июль—август 1938 г.,
6. НАМИ, отчёты по испытаниям газогенераторных НКСМ СССР, Машгиз, 1940.
автомобилей. 13. Труды НАТИ, выпуски 38 и 39, Машгиз, 1940.
7. П а н ю т и н К. А., Газогенераторные автомобили 14. ЦНИИМЭ, Отчёты по испытаниям грузовых газоге-
ГАЗ-42 и ЗИС-21. изд. Наркомхоза, 1942. нераторных автомобилей.
Г лапа V
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЕЙ
Настоящие технические характеристики
содержат систематизированные технико-
эксплоатационные данные по различным типам
и моделям отечественных автомобилей, нахо-
дящихся в эксплоатации в нашем народном
хозяйстве.
Приведены данные справочного характера
по автомобилям: легковым, автобусам, сани-
тарным, грузовым DX2 и 6X4), а также
колёсным высокой проходимости D X 4, б X 6)
и полугусеничным.
Основные параметры автомобилей даны по
существующим ГОСТ, техническим условиям
или заводским инструкциям либо по мате-
риалам испытаний автомобилей.
В характеристиках приняты следующие
положения.
При наименовании типа того или иного
автомобиля те автомобили, у которых все
оси ведущие DX4 и 6ХЬ'), названы
автомобилями высокой проходимости, а все
остальные автомобили, у которых н е в с е оси
ведущие D X 2 и 6X4), названы просто гру-
зовыми или легковыми без дополнительных
расшифровок.
В число мест в кузове по легковым
автомобилям включено место водителя; по
автобусам — места водителя и кондуктора, а
по санитарным автомобилям — места водителя
и санитара.
Вес автомобиля без груза включает в себя:
вес полной заправки топлива, воды и масла,
а также вес набора шоферского инструмента
и запасных колёс с шинами. В него не вклю-
чается вес водителя и пассажиров (в кабине
или в кузове), а также вес цепей противо-
скольжения.
Под базой для двухосных автомобилей
понимается расстояние между передней и зад-
ней осями; для трёхосных автомобилей база
даётся как расстояние между передней осью
и осью задней тележки, т. е. осью подвески
задних л: остов.
Колея передних колёс в связи с наличием
их развала даётся для всех автомобилей по
земле (как принято в ГОСТ и техниче-
ских условиях на автомобили), а не по оси
колеса.
Колея задних колёс даётся для автомо-
билей с одним задним скатом — по центру
колёс; для автомобилей с задними двух-
скатными колёсами — как расстояние между
серединами двойных скатов, что соответ-
ствует принятым у нас ГОСТ на методы испы-
таний автомобилей, а также фактическим дан-
ным, приведённым в технических условиях -на
отдельные модели автомобилей.
Радиус поворота для всех автомобилей
взят наименьший — по колее переднего внеш-
него колеса (по отношению к центру пово-
рота автомобиля).
Просвет под задним мостом взят для авто-
мобиля с полной нагрузкой и при давлении в
шинах, указанном в настоящих характеристиках.
Габаритные размеры даны максимальные,
причём высота по всем автомобилям при-
водится без нагрузки.
Максимальная мощность двигателя, макси-
мальный крутящий момент и минимальный
удельный расход топлива (на полном дрос-
селе) даны для двигателей, снабжённых пол-
ным комплектом оборудования (воздухоочи-
стителем, водяным насосом, генератором), но
без глушителя и вентилятора.
Вес двигателя даётся сухой (т. е. без воды
и масла) с включением веса всего: смонтиро-
ванного на нём оборудования (система пита-
ния, электрооборудование и пр.) за исключе-
нием веса сцепления и коробки передач.
Зазоры в клапанах даются по автомо-
билям ЗИС для прэгретого двигателя, а по
автомобилям ГАЗ и по малолитражным авто-
мобилям КИМ-10 и „Москвич" зазоры указаны
в холодном состоянии двигателя. \
Нормальное давление масла в системе
смазки указано при средних оборотах -про-
гретого двигателя, работающего под на-
грузкой.
Расход топлива на 100 км пробега с пол-
ной нагрузкой по шоссе дан по ГОСТ, тех-
ническим условиям или по заводским инструк-
циям, а при отсутствии таковых — по данным
испытаний. Все приведённые данные о рас-
ходе топлива при пробеге по шоссе даны: при
средних технических скоростях (на прямой
передаче), а именно: для грузовых автомо-
билей — 30—40 км/час, для легковых — 40 —
50 км/час.
Помимо расходов топлива по шоссе при-
водятся также и эксплоатационные
нормы расхода топлива на 1С0 км пробега.
Последние взяты из существующих официаль-
ных документов, регламентирующих эти
нормы, а именно: из постановления Совета
Министров СССР № 3257 от 17/IX 1947 г. и
соответствующих приказов по министерствам.
Запас хода с полной нагрузкой по шоссе
для газогенераторных автомобилей ГАЗ-42 и
Технические характеристики легковых автомобилей
ю
СП
о
Наименование параметров
КИМ-10
.Москвич*
ГАЗ-М-20
(„Победа")
ГАЗ-А
ГАЗ-М-1
ГАЗ-11-73
ЗИС-101
ЗИС-110
Год выпуска
Тип
Кузов
Число мест в кузове
,. „ ( всего
Число осей [ ведущиХ
Вес без груза в кг
Вес с полной нагрузкой в кг
<¦ ( на переднюю ось
Распределение веса ! °ез гРУза \ на заднюю ось
по осям в кг \ С полной f на переднюю ось
Л нагрузкой \ на заднюю ось
База в мм
., Г передних колёс (по земле)
Колея в мм ^ задних колёс
Радиус поворота в м
Просвет под задним мостом в мм
„ , f Длина
Габаритные J Ширина
размеры в мм у Высота
Двигатель
Тип
Число цилиндров
Порядок работ цилиндров
Диаметр цилиндра в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объём в л
Степень сжатия
Максимальная мощность в ¦*. с
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальной мощности
Максимальный крутящий момент в кгм
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальном крутящем
моменте
Сухой вес двигателя в кг
Минимальный удельный расход топлива в г\а. л. с. ч
1940
Седан или
фаэтон двух-
дверный
4
840
изо
4O5
435
4§5
635
аз85
«45
5
6,3
зю
39бо
1480
1650
4
i-a-4-З
63.5
92,5
I.I7
5,75
s6
3800
6,5
2000
92
240
1946
Седан
четырёх-
дверный
4
845
«45
425
42O
545
боо
234O
7
6,о
195
3855
1375
1545
1946
Седан
четырёх-
дверный
5
135°
1700
68о
670
79O
2700
1360
1360
6,3
2ОО
4б65
1б95
1640
!932
1936
Легковой
Фаэтон
четырёх-
дверный
1430
535
545
610
820
зб2о
1405
1420
5,5
2O5
8
I710 177° 177°
1780 1775 1775
Бензиновый, четырёхтактный
Седан
четырёх-
дверный
5
J37°
1720
625
745
7°5
I435
1440
6,35
2IO
4625
177°
1775
1940
Седан 1
четырёх-
дверный
5
I455
1805
695
760
77°
юз5
а845
I44O
144°
6,35
ЗЮ
1936
Лимузин *
четырёх-
дверный
б
2
I
а55о
2970
1270
128о
I35O
1б20
3605
1500
1550
7,7
190
5750
1890
1870
Лимузин
четырёхдвер
ный
7
2
I
2425
295°
иб5
I2O0
1325
1625
37бо
I5O5
1боо
7,5
2IO
бооо
i960
17зо
4
1-3-4-2
67,5
75,о
I.O7
5.8
23
5,5
i8oo
120
300
4
1-2-4-3
82,0
100,0
2,13
6,3
5О
36ОО
13.°
i8oo
195
265
4
1-2-4-3
98,43
107,95
3,28
4,2
40
2200
15,5
I0OO—1200
172
29O
4
1-2-4-3
98,43
107,95
3,28
4,6
50
2800
17,0
1400—1500
182
280
б
1-5-3-6-2-4
82,0
но,о
3.48
5,7*или6,54
7бэ или 8j4
34003 или
Збоо4
2О,О
i6oo
255
275
8
1-6-2-5-8-
3-7-4
85,0
127,0
о. 5'75
4,8» или 5,5е
9О6 или но"
звоо5 или
3200е
33* или 35е
I3O0
47O
290
8
1-6-2-5-8-3-7-4
9°. о
н8,о
б,о
6,85
I4O
Збоо
40,0
2000
4оо
370
1 Имеется также автомобиль с пятиместным кузовом-фаэтон ГАЗ-11-40; его основные параметры те же, что и ГАЗ-11-73.
1 Имеется также автомобиль с шестиместным кузовом-фаэтон ЗИС-102; его основные параметры те же, что и ЗИС-101.
• Для двигателя с чугунной головкой блока цилиндров.
4 Для двигателя с алюминиевой головкой блока цилиндров.
8 Для двигателя с чугунными поршнями.
* Для двигателя с алюминиевыми поршнями.
Продолжение
Наименование параметров
КИМ-Ю
.Москвич'
ГАЗ-М-20
(„Победа")
ГАЗ-А
ГАЗ-М-1
ГАЗ-11-73
ЗИС-101
ЗИС-110
Шасси
Сцепление. •
Коробка передач
)на I передаче
на II передаче
на III передаче
Задний ход
Ведущий мост — тип главной передачи .
Передаточное число главной передачи
„ „ ( Тип •
Ножной тормоз Привод . . . •
(Тип •
Привод
(Тип
Передаточное число
Колёса •
Число скатов задних колёс
Размер шин в дюйм
„ / передних колёс
Давление в шинах в кг',см* { задних колёс
Емкостные данные
Ёмкость топливных баков в л
Ёмкость системы охлаждения в л
Ёмкость системы смазки в л
Ёмкость картера коробки передач в л
Ёмкость картера заднего моста в л
Регулировочные данные
_ I впускных
Зазоры в клапанах в мм | выпускных
Зазор между электродами свечей в мм
Зазор между контактами прерывателя в мм
Свободный ход педали сцепления в мм
Свободный ход педали тормоза в мм
Схождение передних колёс в мм . .
Нормальное давление масла в системе смазки в кг/см3
Нормальная температура воды в системе охлаждения в "С
Эксплоатационные данные
Максимальная скорость с полной нагрузкой по шоссе в км/час . . .
Расход топлива на 100 км пробега с полной нагрузкой но шоссе в л
Эксплоатационная норма расхода топлива на 100 км пробега в л . .
Запас хода с полной нагрузкой по шоссе в км
Однодисковое, сухое
3»°7
1,76
1,ОО
4,oi
5>5°
Механический
Механическая, трёх скоростная
3-55
1,72
1,ОО
4.44
2,8а
i,6o
1,0О
3,38
Пара конических шестерён со спиральными зубьями
5.14
Гидравлический
Колодочный на задние колёса
3,12 |
1,87
I,OO
3,74
2,82
1,бО
1,ОО
3,38
3.78
4,44
2,8а
i,6o
1,ОО
3,38
колодочный на все колёса
Механический
Винт, гайка Червяк и
и сектор трёхзубый
ю,4
i
5,oo-i6
1,75
з,оо
За
7.°
о,б
о,9
0,25—0,30
0,25—0,30
0,50-0,60
°.35-°.45
2О
25
2-3
1,8-2,О
85-90
9О
8,о
9,о
4оо
сектор
L 15
Дисковые
i
4.5O-I6
а,оо
2,3°
32
6,0
2,5
о.4
о,9
О,2О—0,25
0,25—0.30
0,70—о,8о
°, 35— о. 45
го—25
6—12
1,5—2,5
8,0—3,0
90
8,о
Червяк
и двойной
ролик
1б,б
б,ОО—1б
2,00
2,00
60
9,5
6,0
1,5
0,25-0,30
0,30-0,35
0,60—0,70
о,35—о,45
25
8—14
85-90
но
ю,о
боо
Ленточный
на задние
колёса
Механический
Червяк
и сектор
Колодочный
Двухдиско-
вое, cyxoej
2,89 |
i,75
1,00
З,62
4,36 или
4>54
Механиче-
ский с ва-
куумусили-
телем
на все колёса
4,44
Однодисковое;
сухое
2,43
1,53
1,00
3,i6
Гипоидная
4,36
Гидравли-
ческий
Колодочный
на задние
колёса
13
Тангентные
i
5.5O-I9
1,75
2,25
4О
12,0
4,7'
1.5
о,25—о,зз
о,бо--о,7о
O.45-O.55
25
25
1,5—3,°
1,3—1,4
85-9°
90
11,0
12,0
Збо
Червяк и двойной
ролик
i6,6
7,оо—хб
1,50
2,00
60
12,0
4,7'
1,5
1,25
0,25—0,30
0,40—0,45
0,60 — 0,70
о,45—°»55
25
25
1,5-3,о
1,3-1.4
85-90
100
13,0
14,5
460
1б,б
Дисковые
7,00—16
1,50
2,00
60
14,0
6-5
0,25—0,30
0,30-0,35
0,60—0,70
о,45—о,55
25
25
i,5-3,o
2,5-3,0
85-90
17,о
4оо
Червяк и двойной ролик
i8,6
2,25
2,75
80
20,0
12,0
2,0
З.о
0,20—0,25
0,20—0,25
0,60—0,70
0,40—0,50
25
4-6
э,5-3,о
85-90
120
2О,О
25,5
4оо
7,50—16
а,25
2,5°
8о
17,о
7,о
2,0
3,о
Нет зазора
Нет зазора
0,60—0,70
о,35-о,45
40—45
6-13
о-З
а,5-3,о
75-85
140
S»3.°
27,о
35°
to
О)
т В картере двигателя.
Технические характеристики автоЗусов и санитарных автомобилей
Наименование параметров
ГАЗ-03-30
ЗИС-8
ЗИС-16
ЗИС-154
ГАЗ-55
ЗИС-16-С
Год выпуска.
Тип . . . . ,
Кузов . . . .
Число мест в кузове (для сиденья)
всего . .
ведущих
Число осей
Бес без груза в кг
Вес с полной нагрузкой в кг
Распределение веса по осям I Без гРУза
в кг | С полной
I нагрузкой
База в мм
I Передних колёс (по земле)
Колея в мм \ задних колёс
Радиус поворота в м
Просвет под задним мостом в мм
Длина
на переднюю ось
на заднюю ось. .
на переднюю ось
на заднюю ось
{Длина
Ширина
Высота
Тип
Двигатель
Число цилиндров
Порядок работы цилиндров
Диаметр цилиндра в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объём в л
Степень сжатия
Максимальная мощность в л. с
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальной мощности
Максимальный крутящий момент в кгм
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальном крутящем
Сухой вес двигателя в кг
Минимальный удельный расход топлива в г\з. л. с. ч.
Шасси
Сцепление
Т933
2270
3460
760
1510
825
а<535
334°
14°5
1боо
7-5
зоо
53°°
2IOO
253°
1933
Автобус
Закрытый
42OO
5б7°
147°
273°
1700
397°
442O
1545
i°75
9.°
250
737°
2300
275°
2б
51°°
6920
173°
337°
2ООО
492°
497°
1545
1710
11,2
270
8525
24°°
28О0
Бензиновый, четырёхтактный
4
1-2-4-3
98.43
1°7-95
З.з8
4,6
5°
280О
17.°
14°°—15°°
182
28о
Коробка передач
Передаточные числа в ко-
робке передач
на I передаче
на II передаче
на III передаче
на IV передаче
Задний ход . . .
6 б
1-5-3-6-2 4 i-5-З 6 2-4
IOI,6 IOI,6
,3 ,3
5,55 5,55
4.6 5,7
73 85
23°° абоо
28,5 3°.°
8ОО—IOOO IOOO— I2O0
410 —
295 280
Двухдисковое, сухое
Однодисковое,
сухое
Механическая, четырёхскоростная
6,4О 6,6о 6,6о
3°9 3.74 3.74
1,69
1,ОО 1,ОО | 1,00
7,82 7.63
1946
Закрытый, ва-
гонного типа
36
8ioo
10620
2940
5160
545°
2070
1810
ii,3
290
9515
2500
294°
Дизель,
двухтактный
4
1-3-4-2
i°7i95
127,0
4,65
16,0
но3
2ООО
48
IOOO — I2O0
75°
2IO
Нет3
Нет3
1938 I I939
Санитарный
Закрытый, специальный
i
237°
3160
870
1500
IOOO
2160
334°
i4°5
1600
7.5
аоо
5425
2О4°
234°
5°оо
497°
1545
1710
11,2
270
8525
24°°
28оо
Бензиновый, четырёхтактный
4
1-2-4-3
98,43
к>7,95
З.з8
4,6
5°
28оо
17,°
1400—15°°
18з
28о
Однодисковое,
сухое
Механическая,
6,4°
3°9
1,69
1,ОО
7.82
б
1-5-3-6-2-4
Ю1,б
,3
5,55
§i7
2600
3°.°
IOOO -I2OO
280
Двухдисковое,
сухое
четырёхскоростная
6,бо
3,74
1,84
х,оо
7,63
1 При перевозке сидячих больных. Возможны также следующие варианты размещения больных в кузове:
а) четыре лежачих больных на носилках и два сидячих больных (не считая санитара и водителя);
б) два лежачих больных на носилках и пять сидячих больных (не считая санитара и водителя).
3 С регулятором.
1 Электротрансмиссия.
Продолжение
Наименование параметров
ГАЗ-03-30
Ведущий мост — тип главной передачи
Передаточное число главной передачи
/ Тип
Ножной тормоз \ Привод
|Тип
Привод
(Тип
Передаточное число
Колёса
Число скатов задних колёс
Размер шин в дюйм
Давление в шинах I передних колёс
в кг/см3 \ задних колёс
Буксирные приспо- I спереди
собления \ сзади
Вспомогательные механизмы
Ёмкостные данные
Ёмкость топливных баков в л
Ёмкость системы охлаждения в л
Ёмкость системы смазки в л
Ёмкость картера коробки передач в л
Ёмкость картера заднего моста в л
Регулировочные данные
( впускных
Зазоры в клапанах в мм | выпускных
Зазор между электродами свечей в мм
Зазср между контактами прерывателя в мм
Свободный ход педали сцепления в мм
Свободный ход педали тормоза в мм
Схождение передних колёс в мм
Нормальное давление vac/ia в системе смазки в кг/см3
Нормальная температура воды в системе охлаждения в °С ....
Зксплоатаиионные данные
Максимальная скорость с полной нагрузкой по шоссе в км час . .
Расход топлива на 100 км пробега-с полной нагрузкой по шоссе в л
Эксплоатациснная норма расхода топлива на 100 км пробега в л .
Запас хода с полной нагрузкой по шоссе в км
Пара кони-
ческих шесте-
рён со спи-
ральными
зубьями
6,6о или 6,67
ЗИС-8
ЗИС-16
ЗИС-154
Двойная: пара конических и пара цилин-
дрических шестерён
Механический
Ленточный на
задние колёса
Червяк
и двойной
ролик
1б,6
6,5°—2О
2,5°
3.25
Крюки
Нет
Вентиляторы
4°
13
4,74
2,75
3,25
0,25—0,30
о,4о—о,45
о.бо—о ,70
°,45-°>55
25
25
1,5-3,0
1-3—1,4
85-90
65
18,5
2О,5
215
Механический
с вакуумусили-
телем
Колодочный на задние колёса
7-67 I 7,бЗ „ .
Колодочный, на все колеса
Пневмати-
ческий
Червяк и кривошип с одним
пальцем
15 > 9
Колодочный
на трансмис-
сию
Механический
Червяк
и тройной
ролик
I 23,5
Дисковые
34 X 7
5.°°
5,75
36X8
5,°°
5,75
Отсутствуют
Отсутствуют
Вентиляторы и отопительные]
калориферы
ю,5о—
5,5о
5,5о
Г А 3-55
ЗИС-16-С
Пара конических
шестерён со спи-
ральными зубьями
б,6о или 6,67
Механический
Ленточный на
задние колёса
Червяк и двои
ной ролик
i6,6
6,50-20
2,5о
3,25
Крюки
Б
Двойная: пара
конических и пара
цилиндрических
шестерён
7,6?
Механический
с вакуумусилите-
лем
Колодочный на
задние колёса
Червяк и криво-
шип с одним
пальцем
15.9
Зб X 8
но
32
7,о
8.о
5,5
0,15—0,20
0,20—0,25
о,бо—0,70
25
6,5—"
1.2—1,5
85-90
6о
Зо
34
365
но
32
7,о
8,о
5,5
0,20—0,25
0,20—0,25
0,60-0,70
о,5О—°,55
25
1,2—1,5
85-90
65
3°
37
3^5
р
Буксирный прибор
Вентиляторы и отопительные
калориферы
5,75
Крюки
270
25
i6,o
Нет
4,о
Нет
0,25—0,30
Нет
Нет
1,8-2,0
65
65
415
4°
12
4,7*
2,75
3,25
0.25—0,3°
о,4О-о,45
0,60—0,70
о,45-о,55
25
25
1,5-3,о
1,3-!,4
85-9°
7
18,5
го,5
215
но
32
7,о
8,о
5,5
0,20—0,25
0,20-0,35
0,60—0,70
°,5о-о,55
25
25
615—!*
i,3—i,5
85-9°
65
3°
37
365
* В картере двигателя.
Технические характеристики грузовых автомобилей D X 2)
Наименование параметров
Год выпуска,
Тип . . . .
Кабина,
Кузов .
Число мест
Число осей
Грузоподъ-
ёмность в кг
Распределе-
ние веса по
осям в кг
в кабине
в кузове (на имеющихся скамейках)
всего
ведущих
по шоссе
по грунту
Вес без груза вк
Вес с грузом (для шоссе) в кг
на переднюю ось
на заднюю ось . .
на переднюю ось
на заднюю ось . .
Без груза
С грузом (для
шоссе)
База в мм
[ передних колёс (по земле)
Колея в мм \
[ задних колес
Радиус поворота в м . ¦
Просвет под задним мостом в мм
(Длина
Ширина
Высота
Размеры платформы I
(внутренние) в мм Л
Тип
Число цилиндров
Длина
Ширина
Высота бортов . .
Двигатель
ГАЗ-4
ГАЗ-М-415
1939
Полугрузовой (Пикап)
Металлическая
платформа с задним
откидным бортом
ГАЗ-АА
400
изо
i6ao
525
595
565
1055
2620
1405
1420
6,35
210
4080
1710
1825
1610
11001
445
500
400
1370
1870
645
725
675
1195
2845
1+35
1440
5,35
210
458°
1770
175°
1610
1100 '
445
1932
ГАЗ-ММ
19З8
Грузовой
ГАЗ-51
1946
ГАЗ-410
1936
Грузовой
самосвал
ГАЗ-42
1939
Грузовой газо-
генераторный
ГАЗ-44
1939
Грузовой
газобаллонный
Закрытая, расположена за двигателем
Деревянная платфор-
ма с откидными бор-
тами
Нет
1500
1500
i8io
ЗЗЮ
730
1080
825
2485
334°
1405
1600
7.5
200
5335
2040
1970
2450
1870
Нет
15°°
1500
i8io
331°
73O
1080
825
3485
334O
1405
1600
7>5
2ОО
5335
3040
197°
2450
1870
5оо
Платформа
с задним
откидным
бортом
Нет
Я500
2ООО
Я7ю
52 m
1300
1410
1боо
3610
3300
1585
1650
7.6
245
5525
2200
2130
294°
1990
54O
Платформа
опрокиды-
вающаяся
назад
Нет
I2OO
I2OO
I92O
3I2O
Бензиновый, четырёхтактный
I 4 I 4 I 6
i6oo
7,5
200
4670
i960
1970
1820
1420
420
Деревянная платформа
с откидными бортами
Нет
I2OO
I2OO
325°
334°
14°5
i6oo
7.5
200
5335
2040
1970
2025
1870
500
Нет
I2OO
I2OO
223O
343°
334O
14°5
1боо
7,5
200
5335
2040
1970
245°
1870
500
Газовый, четырёхтактный
4 4
1 При сложенных сиденьях.
Продолжение
Наименование параметров
ГАЗ-4
ГАЗ-М-415
ГАЗ-АА
ГАЗ-ММ
ГАЗ-51
ГАЗ-4Ю
ГАЗ-42
ГАЗ-44
Порядок работы цилиндров
Диаметр цилиндра в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объём в л
Степень сжатия
Максимальная мощность в л. с
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальной мощности .
Максимальный крутящий момент в кгм
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальном крутящем
моменте
Сухой вес двигателя в кг
Минимальный удельный расход топлива в г\э. л. с. ч.
Шасси
Сцепление
Коробка передач
Передаточные числа
в коробке передач
на I передаче
на II передаче
на III передаче
на IV передаче
Задний ход . . .
Ведущий мост — тип главной передачи . . .
Передаточное число главной передачи . . .
Тип
Привод
Тип
I
Ручной тормоз
Ножной тормоз
Рулевой механизм
Привод
Тип . .
Передаточное число
i-a-4-З
98,43
Ю7.95
3.=8
4,2
4°
23OO
15,5
IOOO- I2OO
173
200
1-2-4-3
98,43
Ю7.95
З.28
4,6
5°
28оо
1400—1500
182
зЗо
Механическая, трёх-
скоростная
а,82
i,6o
1,ОО
3>1а
1,8?
I.O0
3,74
3.38
1-2 4-3
98,43
Ю7.95
3,28
4,2
42
2б00
15,5
ноо—1300
172
зро
б,4о
3>°9
1,69
1,ОО
7,8а
1-2-4-3
98,43
Ю7.95
З,28
4,6
5°
2800
17,о
1400—1500
182
280
1-5-3-6-2-4
82,0
110,0
3,48
6,2
70'
2800
21,0
1600
255
270
1-2-4-3
98,43
Ю7.95
3,28
4,6
50
2800
17,0
1400—1500
182
280
1-2-4-3
98,43
107,95
3,28
6,5
30
2400
II,О
I2OO
18э
Однодисковое, сухое
Механическая, четырёхскоростная
6,4°
3>°9
i,6°
i,oo
7,82
6,4°
3.09
1.69
1,О0
7,82
6,4°
3,09
1,69
1,О0
7,82
6,4°
З.О9
1,бо
1,ОО
7,82
Пара конических шестерён со спиральными зубьями
3.78 I 4.44 |б,боилиб,б7|б,боилиб,б7| 6,67 |б,бо илиб,б7| 7.5°
Колодочный, на все колёса
Механический
1-2-4-3
98,43
«>7,95
3,28
4,6
42
2400
14, о
1400—1500
i8a
6,40
3,09
1,69
1,00
7,82
6,60 или 6,б7
Ленточный Колодоч- Ленточный на задние
на задние ный на все
а зди
колёса
Червяк
и сектор
13
колёса
Червяк
и двойной
ролик
1б,6
й
колёса
Червяк и двойной
роликг
i6,6
i6,6
Гидравли-
ческий
Колодоч-
ный на
трансмис-
сию
Механический
Червяк
и двойной
ролик
Механический
Ленточный на задние колёса
i6,6
Червяк и двойной ролик *
I хб.б I i6,6
1 С регулятором.
• Устанавливается также рулевой механизм типа„ червяк и сектор" с передаточным числом 13.
ел
Продолжение
Наименование параметров
Число скатов задних колёс ......
Колёса
Размер шин в дюйм
Давление в шинах I передних колёс
/сг/г-и3 I задних колёс .
Буксирные приспо- / спереди ....
собления \ СзадИ
Вспомогательные механизмы
Ёмкостные данные
Ёмкость топливных баков в л
Ёмкость системы охлаждения в л
Ёмкость системы смазки в л
Ёмкость картера коробки передач в л
Ёмкость картера заднего моста в л
Регулировочные данные
Зазоры в клапанах | впускных
в мм \ выпускных •
Зазор между электродами свечей в мм
Зазор между контактами прерывателя в мм
Свободный ход педали сцепления в мм
Свободней ход педали тормоза в мм
Схсждение передних колёс в мм
Нормальное давление масла в системе смазки в кгГм-
Нормальная температура воды в системе охлаждения в СС
Эксплоатационные данные
Максимальная скорость с полной нагрузкой по шоссе в км! час. . .
Расход топлива на 100 км пробега с полной нагрузкой по шоссе в л
Эксплоатационная норма расхода топлива на 100 км пробега в л . . .
Запас хода с полной нагрузкой по шоссе в км.
ГАЗ-4
Тангентные
5-5O-I9
2,СЮ
2,5°
ГАЗ-М-415
ГАЗ-АА
7,оо—16
1.75
2-25
Отсутствуют
Отсутствуют
Отсутствуют
6,50—2О
2,5°
4,74
1,5
°>25—о. 33
о,6о—о,7о
°.45-о.55
1,5—3.о
1,3-1,4
85-90
9°
11,0
6о
12
4,74
i,5
1,25
0,25—0,30
о,6о—0,70
о,45—о,55
25
25
1,5—3,о
85-90
9°
13,о
14,5
460
12
4,74
2,75
3,25
0,25—0,30
0,40—0,45
о,6о—о,7о
о,45-о,55
25
25
1.5—3, о
85-9о
18,5
2О.5
ГАЗ ЯМ
,50—20
2.50
3,25
40
12
4,74
2,75
3,25
0,25—0,30
о,4о—о,45
о,6о—0,70
о,45—о,55
25
25
1,5-3,о
i>3—i,4
85-9°
18,5
ГАЗ-51
ГАЗ-410
ГАЗ-42
ГАЗ-44
Дисковые
7.5O—2O
3,00
3,5°
6,50—2О
3,25
Крюки
Буксирный прибор
Воздушный!
насос для
накачивания
шин;пуско-
вой подо-
греватель
i6,o
7,о
2,75
3,8
0,25—0,30
0,30—0,35
0,60—0,70
о,35—о,45
25
8—14
1,5—3,0
2,0—4,0
85-90
70 5
22,0
2б,5
475
12
4,7*
2,75
3,25
0,25—0,30
о,4о-о,45
о,6о—0,70
о,45-о,55
25
25
1,5-3,°
1,3-1.4
85-9°
7°
18,5
6,50—ао
2,5°
3,25
Отсутствуют
4О
12
4,7*
2,75
3,25
0,25-0,30
0,35-о,4О
0,50-0,60
о,45—о,55
25
25
1,5—3,о
i,3—i,4
85-9о
6,5О—2О
2,5°
3,25
0,25-0,30
о,4О-о,45
0,60-0,70
о,45-о>55
25
25
1,5-3,о
',3-1.4
83-оо
|бо кг древесных' зо м3 метана;
40
12
4,7*
2,75
3>Я5
чурок
8о
4о ж3 светиль-
ного или коксо-
вого газа
1з°оили 150 в за-
1 висимости от
! газа
* В картере двигателя.
* С регулятором.
Технические характеристики грузовых автомобилей DX2)
Наименование параметров
ЗИС-5
Год выпуска
Тип
Кабина
Кузов
/в кабине
Число мест -^ в Кузове (на имеющихся скамейках)
,, „ / всего
Число осей \ ведущих
Грузоподъём- | по шоссе
ность в кг I по грунту
Вес без груза в кг
Вес с грузом (для шоссе) в кг
_ ( /на переднюю ось
Распределе- I Без груза \ на заднюю ось . .
ние веса по < q Гру3ом (для ) на переднюю ось
осям в кг | шоссе) ( на заднюю ось . .
База в мм
I передних колёс (но земле)
Колея в мм \ задних колёс
Радиус поворота в м
Просвет под задним мостом в мм
_ , ( Длина
Габаритные I Ширина
размеры в мм \ высота
Размеры плат- i Длина
формы (внутрен- { Ширина
ние) в мм \ Высота бортов
Двигатель
Тип
Число цилиндров
Порядок ряботы цилиндров
flnaveTp цилиндра в мм
Ход поршня в мм . . .
Рабочий объём в л
. 1933
рузовой
Деревянная
платформа
откид-
ными бор-
тами
а
Нет
3°оо
Зооо
3ioo
6ioo
I2OO
l84O
I44O
4660
38Ю
1545
1б75
8,6
250
бобо
2235
2IOO
3°85
59°
ЗИС-10
1934 .
Грузовой
тягач
Нет
Нет
35°°'
2780
628О
133°
145°
49°о
38ю
1545
v°
25°
535°
2145
2160
ЗИС-21
Бензиновый, четырёх-
тактный
б
1-5-3-6-2-4
IOI,6
И4,3
5.55
6
1-5-3-6-2-4
Ю1,6
,3
5,55
Грузовой
газогене-
раторный
ЗИС-30
ЗИС-150
ЗИС-253
ЯГ-6
Деревянная платформа
с откидными бортами
1941 1946 1946 I936
Грузовой Грузовой
газобал-
лонный
Закрытая, расположена за двигателем
ЯАЗ-200
1947
Нет
2500
2JOO
37°°
62OO
157°
2I3O
1670
453°
38ю
1545
1б75
8,6
245
6090
22бО
22бО
3°85
2085
59°
Нет
25OO
2дОО
Збоо
бюо
I4OO
21IO
i6oo
4500
3810
1545
1675
8,6
250
6060
2235
2160
3085
2085
590
Газовый, четырёх-
тактный
6
1-5-3-6-2-4
IOI.6
«4,3
5.55
i-5-З -6-2-4
101,6
,3
5,55
Платформа с откидными бортами
3
Нет
Зооо
39°о
79°о
i8oo
2100
2050
5850
4000
1700
1740
8,0
290
6720
2385
2175
354O
2250
600
Бензино-
вый, четы-
рёхтактный
6
1-5-3-6-2-4
Ю1,6
«4,3
5,55
Нет
4ооо
Зооо
43°°
8з°о
22OO
2IOO
55
385°
I74O
1740
7,5
275
6475
2400
22JO
354°
235°
боо
Дизель,
двух-
тактный
3
г°7,95
127,0
3,5
Нет
5ООО
35°°
493°
993°
213°
2800
2595
7335
42OO
1780
i86o
8,5
3°°
6500
25°°
255°
378°
233°
боо
Бензино-
вый, четы-
рёхтактный
6
1-5-3-6-2-4
IOI,6
«4,3
5,55
Нет
7ооо
5ооо
6170
1317°
Зоэо
3170
34°°
977°
452°
195°
1920
9,2
290
7620
2650
243°
450°
2480
600
Дизель,
двухтакт
ный
4
1-3-4-2
i°7,95
127,0
4,65
ЯС-3
ЯАЗ-205
1936 I947
Грузовой — самосвал
Платформа, опрокиды-
вающаяся назат
Нет
582О
9З20
228О
354°
2650
717°
4200
1780
i860
8.5
ЗО°
6240
2410
255°
3180
1900
560 =
Бензино-
вый, четы-
рёхтактный
б
1-5-3-6-2-4
Ю1,6
«4,3
5,55
Не3т
5°оо
6500
«5°°
Зооо
35°°
34°°
8юо
38оо
195°
Т92О
8,5
29°
6о65
2615
243°
Зооо
2О0О
785а
Дизель,
двухтакт-
ный
4
х-3-4-2
i°7,95
137>°
4,65
1 Грузоподъёмность площадки сцепного прибора.
3 С фальшбортами.
to
СП
Наименование параметров
ЗИС-5
ЗИС-10
ЗИС-21
ЗИС-30
ЗИС-150
ЗИС-253
ЯГ-6
ЯАЗ-200
ЯС-3
Продолжение
ЯАЗ-205
to
00
Степень сжатия
Максимальная мощность в л с . . .
Число оборотов в минуту коленчатого вала при
максимальной мощности
Максимальный крутящий момент в кгм
Число оборотов в минуту коленчатого вала при
максимальном крутящем моменте
Сухой вес двигателя в кг
Минимальный удельный расход топлива в г/в. л. с. ч. .
4,6
73
азоо
28,5
8оо —iooo
4Ю
295
4,6
73
азоо
28,5
8оо—iooo
4ю
=95
2400
2О,О
о—иоо
43°
5-3
73
23О0
28,5
8оо— iooo
410
6,0
90 s
2700
З1,0
IIOO— I2OO
425
2бО
1б,О
83 з
IOOO—IIOO
660
205
Шасси
Сцепление
Коробка передач
Передаточ-
ные числа в
коробке пере-
дач
на I передаче .
на II передаче .
на III передаче,
на IV передаче.
Задний ход
Ведущий морг — тип главной передачи
Передаточное число главной передачи
Тип
Ножной тор-
моз
Ручной тор-
моз
Привод
Тип . .
Привод
Тип . .
Рулевой ме-
ханизм
Передаточное число
Колёса . .
Число скатов задних колёс ....
Размер шин в дюйм
Давление в ши- f передних колёс .
нах в кг/см3 \ задних колёс .
Двухдисковое, сухое
Механическая, четырёхскоростная
б.бо
3,74
1,84
i,oo
7.63
6,41
6
3
I
I
7
,6о
.74
,84
,оо
,63
6,6о
3,74
1,84
1,ОО
7.63
6,бо
3,74
1,84
1,ОО
7,63
Одноди-
сковое,
сухое
Механическая, пяти-
скоростная»
6,25
3,33
1.93
1,ОО
6,7°
6,52
3,33
1,77
1,ОО
7.°7
4,6
• 73
2300
28,5
8оо— iooo
410
295
Двухди-
сковое,
сухое
Механи-
ческая,
четырёх-
скоростная
6,6о
3,74
1,84
1,ОО
7,63
i6,o
но3
SOOO
48
IOOO—I2OO
750
210
Одноди-
сковое,
сухое
Механи-
ческая,
пятиско-
ростная 4
6,17
3,4°
1,79
1,ОО
8,42
Двойная: пара конических и пара цилиндрических шестерён
I 7,67 I 6,41
Колодочный, на все колёса
7.63 I
6,9
Механический
Колодочный, на задние колёса
Червяк и кривошип с одним пальцем
15,9
34X7
5.оо
5,75
*5,9
15.9
а
34X7
5.оо
5,75
s
34X7
5>°°
5,75
15,9
34X7
5,°о
5,75
П не вм этический
Механический
Червяк и тройной
ролик
ю,9
Колодоч-
ный, на зад-
ние колёса
Механиче-
ский
с вакуум-
усилителем
8,21
Колодоч-
ный, на все
колёса
Пневма-
тический
Колодочный на трансмиссию
4,6
73
2300
28,5
8оо—юоо
295
Двухдиско-
вое, сухое
Механиче-
ская, четырёх-
скоростная
6,бо
3,74
1,84
1,ОО
7>63
Колодочный,
на задние
колёса
Механиче-
ский
с вакуум-
усилителем
'%
9,оо—го
3-5O
4,25
3,5°
4,25
Червяк
и кривошип
с одним
пальцем
23,5
4ОХ8
5,°°
6,5°
Червяк
и сектор
13,00-20
4,25
5,5°
Червяк
и кривошип
с одним
пальцем
33.5
5.°о
б
i6,o
110s
2000
48
IOOO —I2OO
750
Одноди-
сковое,
сухое
Механи-
ческая,
пятиско-
ростная 4
6,i7
3,4°
1.79
1,О0
6,69
9,оо
Колодоч-
ный, на все
колёса
Пневма-
тический
Червяк
и сектор
ia,оо—
4,25
5,5°
* С регулятором.
¦ Пятая передача - ускоряющая. У ЗИС-ISO и ЗИС-253 передаточное число — 0,81; у ЯАЗ-200 и ЯАЗ-205—0,78.
Продолжение
Наименование параметров
ЗИС-5
ЗИС-10
ЗИС-21
ЗИС-30 ЗИС-150 ЗИС-253
ЯГ-6
ЯАЗ-200
ЯС-3
ЯАЗ-205
Буксирные f спереди
приспособления \ сзади .
Вспомогательные механизмы
Ёмкостные данные
Ёмкость топливных баков в л
Ёмкость системы охлаждения в л
Ёмкость системы смазки в л
Ёмкость картера коробки передач в л
Ёмкость картера заднего моста в л
Регулировочные данные
Зазоры в кла- ( впускных
панах в мм \ выпускных
Зазор между электродами свечей в мм
Зазор между контактами прерывателя в мм
Свободный ход педали сцепления в мм
Свободный ход педали тормоза в мм
Схождение передних колёс в мм
Нормальное давление масла в системе смазки
в кг\слр
Нормальная температура воды в системе охлажде-
ния всС
Эксплоатационные данные
Максимальная скорость с полной нагрузкой по
шоссе в км/нас
Расход топлива на 100 км пробега с полной нагрузкой
по шоссе в л
Эксплоатационная норма расхода топлива на 100 км
пробега в л
Запас хода с полной нагрузкой по шоссе в км. . . .
Воздушный насос для накачивания шин
6о
23
7.°
8,о
5,5
0,15—0,20
О,2О—0,2д
0,60—0,70
°,5°-°.55
25
|Я—1,5
85-9°
6о
29
34
65
=3
7.°
8,о
5.5
0,15—0,20
0,20—0,25
0,60—0,70
о,5О-о,55
35
25
6
1,2-1,5
85-9°
48
38
41
170
7.5
23
7.о
8,о
5,5
0,15—0,20
О,2О—0,25
о,5о—о,бо
°.5о-о,55
25
6
i.a—1.5
85-90
45
юо кг дре-
весных
чурок
95
6о
аз
7.о
8,о
5.5
0,15—0,20
O,2O — O,25
O,6o—O,7O
о. 50—о,55
25
1.3-1,5
85-90
6о
35 м' мета-
на; 7о -и3
светильно-
го или
коксового
газа
240 ИЛИ I2O
в зависи-
мости от
газа
Крюки
Буксирный прибор
Нет
I5O
17
8,о
7.о
4,о
0,20—0,25
О,2О—0,25
о,6о—о,7о
о,35-о.45
25
25
6—8
1,8—2,0
85 90
75
5оо
Нет
15°
8,о
5.о
Нет
0,35—0,30
Нет
Нет
25
6%
1,8—2,О
85—90
25
боо
Воздушный
насос для
накачива-
ния шин
177
58
7.о
8,0
6,о
0,15—0,20
0,20—0,25
0,60-0,70
о,50-о,55
35
85
5-6
40
43.5
44O
Нет
I5O
25
i6,o
Нет
0,35^0,30
Нет
Нет
35
3-5
i,8—а,о
85-OO
бо»
35
43°
Воздушный
насос для
накачива-
ния шин
177
58
7.о
8,о
б,о
0,15—0,20
0,20—0,25
о,6о~о,7о
0,50—0,55
35
5-6
1.3—1,5
85-9O
4о
4О
45,5
44O
Нет
150
35
1б,О
Нет
о>а5-о>3о
Нет
Нет
25
3—5
1,8-з,о
85-90
55'
35
43°
С регулятором
to
СП
Технические характеристики автомобилей 4 X 4> 6Х4> 6Х6 и полугусеничных
-v]
О
Наименование параметров
ГАЗ-61-73
ГАЗ-67-Б
ГАЗ-63
ЗИС-32
ГАЗ-ААА
ЗИС-6
ЗИС-22
ЗИС-42
Год выпуска
Тип ....
Кабина . . .
Кузов . . .
(в кабине •
число мест j B Кузове (на имеющихся скамейках)
.. „ ( всего
Число осей [ ведущих
Грузоподъём- / по шоссе
ность в кг \ по грунту
Вес без i руза в кг
Вес с грузом (для шоссе) в кг
г. ( _ / на переднюю ось . . .
Распредели I Без груза \ на заднюю ось . . . .
ние веса по \ q ГруЗОм (для Г на переднюю ось . . .
осям в кг у шоссе) \ на заднюю ось . . . .
База, мм
„ J передних колёс (по земле)
Колея в мм \ задних колёс
Радиус поворота в м
Просвет под задним мостом в мм
_ , | Длина
Габаритные раз- Ширина . .
меры в мм { высота .'.'.'.'.' .' .' .' .' .'
Размеры плат- ( Длина
формы (внутрен- \ Ширина
иие) в мм У Высота бортов
Двигатель
Тип
Число цилиндров
Порядок работы цилиндров
Диаметр цилиндра в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объём в л
Степень сжатия
I94i
Легковой! высокой
проходимости
Грузовой, высокой
проходимости
1935 1933
Грузовой
1938 1942
Грузовой, полугусеничный
Нет
Седан
четырёх-
дверный
Нет
5
157°
1920
780
79°
&2О
I44O
I44O
6,75
2IO
4670
1750
19°5
Нет
Нет
Нет
б
-5-3-6-2-4
82,0
но,о
3,48
5,7
Нет
Открытый,
со съёмным
тентом
Нет
4
1320
i6oo
690
630
705
895
2100
1445
1445
6,5
210
ЗЗ50
1685
1700
Нет
Нет
Нет
4
1-2-4-3
98,43
i°7.95
3,28
4,6
Платформа
с задним
откидным
бортом
и съёмным
тентом
2000
1500
3280
52«о
1650
1630
1900
ЗЗ80
ЗЗоо
1600
1600
9,о
275
5525 .
2200
2185
2940
1990
890
б
1-5-3-6-2-4
82,0
iro.o
3,48
6,2
Закрытая, расположена за двигателем
Платформа с откидными бортами
Нет
Зооо
2=;оо
Зб3о
663о
i68o
2000
1790
4890
3810
I55O
1720
9-1
260
бобо
2215
233°
59°
Нет
3
2
аоэо
15°°
2475
4475
7бЗ
1710
825
Збзо
32О0
14°5
1бэо
7,8
23O
5335
2040
197°
245°
1870
Нет
3
2
4°оо
25°°
423°
823О
1545
2б83
174°
б49°
39°°
1545
1б75
9,°
Л5
бобо
2235
21бО
3085
2о85
59°
Бензиновый, четырёхтактный
6
т-5-3-6-2-4
Ю1,б
.3
5,55
4,6
4
1-2-4-3
98i43
i°7.95
3,28
4,6
б
1-5-3-6-2-4
101,6
,3
5,55
4,6
Платформа
с откидными
бортами
Нет
225°
4ббо
6310
12IO
345°
1555
5355
38ю
1545
17°5а
9,°
32°
бобо
2400
323°
3085
ао85
59°
6
1-5-3-6-а-4
Ю1,6
,3
5.55
4,6
Платформа
с откидными
бортами
и съёмным
тентом
225°
225°'
525°
75°°
14°о
385°
1745
5755
38ю
1545
17°53
9,°
395
6О95
2360
295°
3085
2085
59°
б
1-5-3-6-2-4
101,6
.3
5,55
4,6
1 Имеется также автомобиль ГАЗ-67 (выпускавшийся ранее под маркой ГАЗ-64), у которого более узкая колея A250 мм).
Его основные параметры те же, что и для автомобиля ГАЗ-67-Б.
• По снежной целине грузоподъёмность 1750 кг.
• Гусеничных движителей (по центру).
' С грузом для грунта B500 кг).
Продолжение
Наименование параметров
ГАЗ-61-73
ГАЗ-67-Б
ГАЗ-63
ЗИС-32
ГАЗ-ААА
ЗИС-6
ЗИС-22
ЗИС-42
Максимальная мощность в л. с. .
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальной мощ-
Максимальный крутящий момент в кгм • . . .
Число оборотов в минуту коленчатого вала при максимальном
тящем моменте •
Сухой вес двигателя в кг
Минимальный удельный расход топлива в г/э. л. с. ч • . .
Шасси
Сцепление
Коробка передач
на I передаче
на II передаче
на III передаче
на IV передаче
Задний ход
Демультипликатор
Передаточные числа в де- / на высшей передаче
мультипликаторе \ на низшей передаче
Ведущий мост — тип главной передачи
Передаточное число главной передачи
Тип
тожной тормоз
Ручной тормоз
Привод
Тип
Привод
34°°
20,0
i6oo
255
275
54
2800
18,0
1400—1500
182
а8о
гЗоо
21,0
1ОЭО
285
370
Однодисковое, сухое
73°
23°°
28,5
8оо— iooo
4ю
295
Двухди-
сковое,
сухое
Механическая, четырёхскоростная
5°
2800
17,о
1400 — 15
182
28о
Одноди-
сковое,
сухое
73
23°°
28,5
8оо—юэо
4Ю
395
73
23OO
28,5
8оо — юоо
4Ю
295
73'
23OO
28,5
8оо—юоо
4Ю
295
Двухдисковое , сухое
Механическая, четырёхско-
ростная
б,4о
3,°9
i,6o,
i,oo
7,8а
Нет
6,4°
3.°9
i,6o.
i,oo
8
7>
Нет
i,oo
1,9б
Пара конических шестерён
со спиральными зубьями
6,4°
3.°9
1,6о.
i,oo
4,44
4.44
\ 7.6?
6,6о
3,74
1,84
1,оо
7.63
1,О0
1,76
Двойная:
пара кони-
ческих
и пара ци-
линдриче-
ских
шестерён
б
6,4°
1,6э
1,00
7,82
Двухскоростной
1,00
',45
Червячная
7,4° I
Колодочный на все колёса
6,бо
3,74
1,84
1,ОО
7.бЗ
1,00
1,53
пара
7.4°
Механический
Колодочный на все
колёса
Гидравли-
ческий
Колодоч-
ный на
трансмис-
сию
Механический
Колодоч-
ный на зад-
ние колёса
Механиче-
ский с ва-
куумусили-
телем
Колодочный на транс-
миссию
Механический
6,6о
3,74
i,84
1,ОО
7,63
Нет
б,6о
3,74
1,84
1,00
7,63
Нет
Двойная: пара конических
и пара цилиндрических
шестерён
6,4i7 | 6,41'
Колодочный на ведущие
колёса движителей
Механический
Колодочный на трансмиссию
* С регулятором.
6 Устанавливается также двигатель ЗИС-16.
' В цепной передаче движителей передаточное число у ЗИС-22— 1,77; у ЗИС-42— 1,55 или 1,7,
" Пятая передача ускоряющая; передаточное число — 0,#1.
Продолжение
Наименование параметров
ГАЗ-61-73
ГАЗ-67-Б
ГАЗ-63
ЗИС-32
ГАЗ-ААА
ЗИС-6
ЗИС-22
ЗИС-42
{Тип
Передаточное число
Колёса
Число скатов задних колёс
Размер шин в дюйм
Давление в шинах ( передних колёс
в KfjcM* \ задних колес
Еуксирные приспо- < спереди •
собления \ сзади • <
Вспомогательные механизмы ¦
Ёмкостные данные
Ёмкость топливных баков в л
Ёмкость системы охлаждения в л
Ёмкость системы смазки в л
Ёмкость картера коробки передач в л
Ёмкость картера раздаточной коробки в л
Ёмкость картера заднего моста в л
Ёмкость картера переднего моста в л
Регулировочные данные
Зазоры в клапанах г впускных .....
в мм: \ выпускных
Зазор между электродами свечей в мм
Зазор между контактами прерывателя в мм
Свободный ход педали сцепления в мм.
Свободный ход педали тормоза в мм
Схождение передних колёс в мм
Нормальное давление масла в системе смазки в. кг/см-
Нормальная температура воды в системе охлаждения в СС
Эксплоатационные данные
Максимальная скорость с полной нагрузкой по шоссе в км/час .
Расход топлива на 100 км пробега с полной нагрузкой по шоссе в л
Эксплоатационная норма расхода топлива на 100 км пробега в л
Запас хода с полной нагрузкой по шоссе в км
Червяк и двойной ролик
i6,6 | 16,6 | 20,5
7,00—16
1,50
2,00
Нет
Нет
Нет
бо
14,о
6,5
1,25
0,25—0,30
о,3°-о,35
о,6о—0,70
о,45-о,55
25
а5
i,5—3,o
2,5-3,0
85-90
100
16,0
17,0
375
7,00—16
1,5°
i,75
Нет
7о
12,0
4,7е
2,75
о,9
1,35
1,25
0,40—0,45
о,6о—0,70
о,45-о,55
25
85
1,5-3,о
1,3-1.4
85-90
90
15,о
Червяк
и криво-
шип
15,9
9.75-18
4,50
5,оо
5,5о
Воздушный насос для
накачивания шин
Пусковой
подогрева-
тель
22O
i6,o
7,о
2,75
9,8
2,8
0,25-0,30
0,30—0,35
0,60—0,70
о.35—о,45
25
25
2,0—5,0
2,0—4,0
85-90
655
22,0
27 ч
975
32
7.о
8,о
5.5
5.5
0,15—0,20
0,20 — 0,25
О,бо — О,7О
о,5о-о,55
25
25
б,5—И
1,2—1,5
85-9O
65
38
Червяк
и двойной
ролик
i6,6
Червяк
и криво-
шип
»5.9
Червяк и кривошип
Дисковые
6,50-20 34X7
5,оо
3.35 5.75
Крюки
Буксирный прибор
Нет (Воздушный
| насос для
накачива-
ния шин
15.9
Ширина
гусеницы
390 мм
34X7
5.оо
Нет
15.9
Ширина
гусеницы
415 мм
34X7
5,оо
Нет
IO0
14
4.7»
3.75
Нет
1.5
Нет
0,25-0,30
о,4о-о,45
о,бо—0,70
о.45-о,55
25
25
i,5-3,o
1,3-1.4
85-90
65
25
33
7.0
8,о
Нет
5.5
Нет
о,15—о,ао
О.2О—0,25
о,бо—0,70
о.50-о,55
35
6,5—и
1.3-1,5
85-9O
55
4°,о
41
6
Воздушный насос для
накачивания шин
i8o
за
7,о
8,0
Нет
5,5
Нет
0,15-0,20
0,20—0,25
0,60—0,70
°>5о-о,55
35
6,5-"
',3-1,5
85-90
35
бо,о
Зоо
32
7.0
8,о
Нет
5.5
Нет
0,15—о,ао
0,20—0,25
о,6о—о,7о
о,5о—о,55
35
25
6,5-"
1,з—1,5
85-оо
45/35 "
6о/55 *
500/545 *
• В картере двигателя.
10 С двигателем ЗИС-5.
11 Приведённая норма ешё не утверждена.
ГЛ. V]
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЕЙ
273
ЗИС-21 дан как величина пробега при одной
полной заправке топливом бункера газогене-
ратора.
В отношении параметра „грузоподъём-
ность" грузовых автомобилей следует учиты-
вать, что понятие „грузоподъёмность" весьма
условно, так как тоннаж грузовика зависит
от вида дороги, по которой он эксплоати-
руется; поэтому для разных дорожных условий
грузоподъёмность будет различной. Так как
в настоящих характеристиках нет возмож-
ности диференцировать все возможные
грузоподъёмности автомобилей в зависимости
от многочисленного вида дорог, то в них даётся
параметр .грузоподъёмность" применительно
к двум основным типам дорог-
шоссе и грунт в соответствии с принятой в
настоящее время разбивкой в технической
документации по автомобилям. При этом в
характеристиках приведена та номиналь-
ная грузоподъёмность для шоссе и для
грунта, которая даётся в существующих ГОСТ,
технических условиях, заводских инструкциях,
руководствах службы и прочей официальной
технической документации на ту или иную мо-
дель автомобиля. По некоторым автомобилям
грузоподъёмность взята из технических от-
чётов по проведённым испытаниям. Таким об-
разом приведённая в характеристиках грузо-
подъёмность по некоторым моделям автомо-
билей условна и подлежит дальнейшему уточ-
нению.
18 Том 11
ТРАКТОРЫ
Глава VI
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
УСТОЙЧИВОСТЬ И ЭКОНОМИЧНОСТЬ
РАБОТЫ ТРАКТОРНОГО АГРЕГАТА
Тракторные двигатели снабжаются регуля-
тором числа оборотов, при наличии которого
эффективная мощность двигателя определяется
по внешней характеристике лишь до момента
начала действия регулятора. Число оборотов
пт, крутящий момент Мт и эффективная мощ-
ность Nm двигателя, соответствующие этому
режиму, называются расчётными.
Для устойчивости работы и саморегулируе-
мости тракторного агрегата при временных
увеличениях сопротивлений необходимо, чтобы
крутящие моменты двигателя по внешней ха-
рактеристике возрастали с уменьшением ско-
рости.
Отношение наибольшего крутящего мо-
мента Мтах двигателя к расчётному Мт назы-
вается коэфициентом приспособля-
емости.
Значения коэфициентов приспособляемости
двигателей внутреннего сгорания не превы-
шают 1,2 (см. ЭСМ т. 10, гл. I).
Возможность преодоления кратковременных
увеличений сопротивления тракторного агре-
гата определяется также запасом кине-
тической энергии движущихся масс
двигателя и всего агрегата. Этот запас при-
нято оценивать промежутком времени t, в
течение которого указанная энергия будет пол-
ностью исчерпана при выключении работы
двигателя; момент сопротивлений, редуциро-
ванных к коленчатому валу, условно прини-
мается при этом равным расчётному моменту
цвигателя Мт.
Величина I определяется по формуле
t =
М
±
75N
A)
грузки ниже 80-900/0 от расчётной (см. ЭСМ
т. 10, гл. I), что налагает жёсткие условия
на агрегатирование тракторов.
ОБЩАЯ ДИНАМИКА КОЛЁСНЫХ
ТРАКТОРОВ
Динамика направляющих колёс. Внешние
силы, действующие на направляющее колесо
с жёстким ободом при перекатывании
по деформирующемуся грунту, показаны на
схеме (фиг. 1). Из условий равновесия их
имеем (пренебрегая моментом трения Мг в
подшипниках):
Yn = Qn'y Xn = Fn — mnj\
Xnrn = Mjn + Ynan, B)
где Хп и Yn — реакции грунта; Mjn—момент
касательных сил инерции колеса; Fn — тол-
кающая сила; Ynan = Мс.п — момент сопроти-
вления перекатыванию; ап — коэфициент тре-
ния перекатывания; тп и j — масса и ускоре-
ние поступательного движения колеса.
Глубину колеи h и толкающую силу Fn
определим, пренебрегая силами трения обода
колеса с почвой и принимая напряжение грунта
а пропорциональным глубине погружения
(фиг. 2):
Qn = \bcs cos ads = be \ (ft —y) dx\
Qn ^
откуда
где вт и й„ — моменты инерции движущихся
масс двигателя и агрегата, редуцированные к
коленчатому валу; шт — расчётная угловая
скорость коленчатого вала.
Экономичность работы трактор-
ного агрегата в большой степени зависит от
экономичности двигателя, которая характери-
зуется удельным расходом топлива на
1 э. л. с. ч. Удельный же расход топлива
быстро увеличивается при уменьшении на-
be Yd
где b — ширина обода колеса; ds — элемент
дуги обода.
Следовательно, глубина колеи h зависит от
нагрузки на колесо Qn, основных конструктив-
ных размеров колеса и механических свойств
грунта, характеризуемых коэфициентом про-
порциональности с.
ГЛ. VI]
ОБЩАЯ ДИНАМИКА КОЛЁСНЫХ ТРАКТОРОВ
275
Проектируя все силы на горизонтальную
ось, получим
h
Р„ — \ b <j sin о ds — be I (ft —y) dy =
и
bch2
Отношение толкающей силы Fn к нагрузке
Qa при равномерном перекатывании колеса
Фиг. 1.
по горизонтали называется коэфициен-
том перекатывания/:
В табл. 1 и 2 даны коэфициенты перека-
тывания /, установленные экспериментальным
путём.
При перекатывании колеса с упругим
ободом (грузошины, баллоны) по деформи-
рующемуся грунту мощность Мсмыа расхо-
Фиг. 2.
дуется не только на деформацию почвы и на
трение между ободом колеса и грунтом, но
также на междучастичное трение материала
шин (см. гл. II).
Расход работы на перекатывание баллона
по поверхности мягкого грунта меньше, чем
колёса с жёстким ободом, вследствие боль-
шей опорной поверхности баллона и, следо-
вательно, меньшей деформации грунта. Опти-
мальное давление воздуха в баллонах зависит
от механических свойств грунта. Коэфициенты
перекатывания колёс на баллонах даны ниже.
Динамика ведущих колёс. Внешние силы,
действующие на ведущее колесо со шпорами
при работе по деформирующемуся грунту, по-
Таблица 1
Коэфициент перекатывания гладких стальных колёс
по грунту
Грунт
¦ Глинистый сухой плотный . .
. , средний . .
Супесчаный сухой средний .
. „ лёгкий . .
Глинистый влажный
» вязкий
Песчаный рыхлый
Стерня на почвах плотных . .
. . средних. .
„ лёгких . .
Стерня, размягчённая дождём
Поле лущёное
» вспаханное
„ культивированное . . .
о,об
о,о8
о,
0,15—O,2O
0,14—0,16
O,l8 O.22
0,20—0,25
Таблица 2
Коэфициент перекатывания гладких стальных колёс
по дорогам
Дорога
Грунтовая обыкновенная
» хорошее сухое
. брусчатая
„ деревянная
„ асфальтовая
/
о,ю
о,о5
0.125
о.о5
о.оз
о,о4
o,oi8
0,018
O,OI
казаны на схеме (фиг. 3). Шпоры и колесо,
погружаясь в грунт, прессуют его, вследствие
чего опорная поверхность колеса и прочность
грунта увеличиваются, а напряжение грунта
уменьшается, пока не наступит равновесие. Под
действием ведущего момента шпоры прессуют
грунт в горизонтальном направлении до тех
пор, пока момент возрастающей реакции
почвы не уравновесит ведущего момента.
Из равновесия сил и моментов имеем:
Хк = Рк + ткГ> У к = Qk>
Мк = Хкгк 4- Мск
где тк и / — масса и ускорение поступатель-
ного движения колеса; Мк — ведущий момент;
Хк и YK — реакции грунта; гк — по аналогии
с зацеплением шестерён с рейкой называется
радиусом начальной окружности
ведущего колеса; Мск—момент сопротивления
перекатыванию ведущего колеса, равный YK aK;
ак — коэфициент трения перекатывания.
Допустим, что мгновенный центр вращения
колеса расположен в точке О1 на расстоянии
г от центра колеса.
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
На основании формулы D) получим сле-
дующий баланс мощностей (при MjK=0):
' Мк шк = ХнГшн + (Хк V>* - ХкГ(ан) +
мк
здесь Рк = (касательная) сила
г
т. е. мощность, сообщаемая ведущему колесу,
равна сумме:
1) мощности Хкгшк, передаваемой остову
трактора, и 2) теряемой на трение колеса о
М
тяги ведущего колеса;
сила со-
противления ведущего колеса, приведённая к
радиусу гк (включая влияние касательных
сил инерции).
Сцепление ведущих колёс с грунтом.
Горизонтальные составляющие сил трения
на упорных поверхностях шпор и на верши-
нах шпор направлены в противоположные сто-
роны. Поэтому результирующая их может
быть принята равной нулю. Среднее гори-
зонтальное напряжение почвы на
горизонтальном участке равно
5 = хк : fv>
где Fv — сумма вертикальных проекций упор-
ных поверхностей, погружённых в грунт шпор.
При нормальных условиях работы сопри-
косновение упорной поверхности шпор с поч-
вой прекращается с вертикального положения
шпоры, обозначенного на фиг. 3 буквой А, и
горизонтальная нагрузка её перераспреде-
ляется на остальные шпоры. Распределение
этой дополнительной нагрузки на шпоры за-
висит от глубины погружения каждой шпоры,
от прессования почвы в горизонтальном на-
правлении и возрастает по мере приближения
шпоры к положению А.
Наибольшее напряжение почвы равно
почву и перемещение грунта: в горизонталь-
ном направлении Хк^к (гк — г) и в вертикаль-
ном направлении Мс ки>к.
Если потери Мс к&к отнести к мощности,
теряемой на перекатывание всего трактора,
го к. п. д. колеса равен
»к Г V
г. е. к. п. д. ведущего колеса равен
отношению радиуса перекатывания г к радиусу
гк начальной окружности колеса или отно-
шению действительной скорости v = г <ик к
теоретической i// = гк шк .
Радиус начальной окружности гк может
изменяться в зависимости от почвенных усло-
вий, нагрузки на колесо, конструкции шпор и
других факторов; так, например, при работе
колеса по твёрдой поверхности пути величина
rh равна радиусу колеса гщ по вершине
шпор; при работе колеса по дернине величина
гк на 1,5—2 см меньше гш.
Радиус перекатывания г может изменяться
от нуля (полное буксование) до бесконечно-
сти (скольжение заторможённого колеса).
Разделив обе части формулы D) на ра-
диус начальной окружности колеса гк, полу-
чим
Р =
J'K.
F)
где S — коэфициент, зависящий от указанных
выше факторов.
Величина буксования ведущих колёс
определяется по формуле
5 = 1 - т]6 =
Vf — V
где горизонтальное прессование почвы Д/
равно наибольшему напряжению почвы ат,
делённому на коэфициент с, характеризующий
механические свойства грунта; s — дуга заце-
пления (фиг. 3).
В соответствии со сказанным получим
G)
Коэфициент с можно принять постоянным
лишь до определённого напряжения почвы;
при дальнейшем увеличении напряжений коэ-
фициент с уменьшается. В соответствии с
этим потеря от буксования пропорциональна
касательной силе тяги лишь до определённого
значения, затем она быстро возрастает (фиг. 4).
Экспериментальное определение потери от
буксования производится путём замера чисел
оборотов ведущих колес пх и пк при холо-
стом и рабочем пробегах на одном и том же
участке пути. Этот метод основывается на
следующих допущениях: а) при холостом ходе
трактора ведущее колесо не буксует, б) ра-
диус начальной окружности ведущего колеса
не зависит от нагрузки трактора*
гл.
ОБЩАЯ ДИНАМИКА КОЛЁСНЫХ ТРАКТОРОВ
277
В соответствии с этим потеря от буксо-
вания представится формулой
5 =
— п.
G')
Коэфициент сцепления tp ведущих
колёс с почвой равен отношению наибольшей,
допустимой по сцеплению с почвой касатель-
Фиг. 4.
ной силы тяги Ркт к нормальной реакции
почвы YK на горизонтальном участке при
установившейся работе.
На основании формул F) и G) (при
Мс.к bmCFvS \ МС1
к.т ^к
где Ьт — допускаемая потеря от буксования
ведущих колёс.
Соответственно получим
где G — полный вес трактора; X — коэфициент,
учитывающий долю нагрузки, приходящуюся
на ведущие колёса, и определяемый ниже по
формуле (П'). Следовательно, коэфициент
сцепления ведущих колёс зависит от допу-
скаемой потери на буксование (8—1QO/O), от
механических свойств грунта и от параметров,
характеризующих конструкцию трактора.
Для экспериментального определения коэ-
фициента сцепления ср необходимо измерить
касательную силу тяги, соответствующую до-
пускаемой потере от буксования. Для гори-
зонтального пути указанную силу определяют
по силе тяги на крюке, оценивая приближён-
но силу сопротивления трактора перекатыва-
нию. Ориентировочные величины коэфициента
сцепления для стальных колёс со шпорами и
для баллонов даны в табл. 3.
Таблица 3
Коэфициент сцепления ведущих колёс
Дорога
Асфальтовая
Грунтовая сухая на глинистом
грунте
, на песчаном грунте
, » » чернозёме . . .
Луг влажный скошенный
„ . некошенный !
Стерня влажная ;
Слежавшаяся пахота |
Свежевспаханное поле S
Песок влажный j
„ сухой I
Укатанный снег !
Общая динамика колёсных тракторов.
На фиг. 5 показана схема колёсного трактора
с задними ведущими колёсами, движущегося
ускоренно на подъём под углом а к горизонту.
Уравнение проекций всех сил на продольную
ось
где Р — составляющая силы тяги на крюке,
параллельная пути; Pj — сила инерции трак-
тора.
Подставляя Хк и Хп из формул F) и B),
получаем уравнение тягового ба-
ланса колёсного трактора
кр
мгк + м,кл
v CV /к , с»)
1
где сумма сил
представляет собой общее сопротивле-
ние трактора перекатыванию
(включая влияние касательных сил инерции
всех колёс).
Фиг. 5.
Умножая обе части уравнения (8) на гк
получим следующее уравнение моментов:
Мк - (Ркр + Pj + Gsm«)/•„+ (А1ЛВ+
(9)
Сила сопротивления трактора перекатыва-
нию при равномерном движении приближённо
определяется по формуле
Pf=fG cosa,
где G — полный вес трактора; a— угол подъ-
ёма (или уклона) пути; /— коэфициент пере-
катывания колёсного трактора (табл. 4).
Нормальная реакция почвы на
направляющие колёса определяется из уравне-
ния моментов внешних сил относительно
точки Ох (фиг. 5).
278
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
Пренебрегая моментом реакции почвы на
направляющие колёсаЛ^ {гк—г„ — у) и сопро-
тивлением воздуха, получим
Ya = l-[Gacosa-PKph-(Pj +
+ G sin a) hg- Мсм- MJK - Mj.a - Мсм], A0)
где L — продольная база; а и hg— координаты
центра тяжести трактора; величина MjK здесь
Таблица 4
Коэфициент/ перекатывания колёсного трактора
Дорога
Асфальтовая
Грунтовая сухая на глинистом грунте
, » » песчаном ,
, „ ,: чернозёме . . .
Луг влажный
Стерня влажная
Слежавшаяся пахота
Песок влажный
„ сухой
Свежевспаханное поле
Укатанный снег
Сталь-
ные
колёса
О,О2
о,об
о,о8
О,14
о,15
О,1б
о,ао
0,30
0,20
°>°5
Бал-
лоны
O.OI5
о!°4
О,От
о,о8
о,ю
0,12
O,l6
0,20
o,i8
0,03
учитывает также влияние касательных сил
инерции деталей трансмиссии, установленных
на поперечных валах.
Нормальная реакция на ведущие колёса
определится из уравнения моментов относи-
тельно точки О2-
YK = j-[G{L- a) cos а + Ркр (L tg т + h) +
A1)
или приближённо согласно с формулой (9)
— a) cos a
где X — коэфициент, определяющий нагрузку
на ведущие колёса:
, L—а
К = —j— cos a
мк
GL
(И')
Динамика трактора изложена выше приме-
нительно к его работе с прицепными орудиями.
Воздействие навесных орудий на трактор опре-
деляется величиной, направлением и точкой
приложения результирующей веса самого ору-
дия и реакции почвы (см. гл. X). Указанные
параметры значительно изменяются в зависи-
мости от почвенных условий, конструкции ра-
бочих органов и глубины пахоты.
Предельные углы подъёма <хцт
и уклона a]im, на которых может стоять за-
торможённый трактор без тяги на крюке не
опрокидываясь, определяются по формулам
_ а ' _ L — а
~~ ~ftj ' *?aiim ~~ " hg '
Величина нормальной реакции почвы на
заправляющие колёса является критерием
продольной устойчивости колёс-
ного трактора.
Согласно формуле A0) Yn уменьшается при
увеличении сил Ркр, Pj, G sin а и моментов Мс н
Щю Мсм и Mjn.
Указанные силы и моменты не могут уве-
личиваться .беспредельно, так как эти вели-
чины связаны уравнением (9), ограничиваю-
щим их предельные значения расчётной ве-
личиной ведущего момента.
Возрастание момента перекатывания на-
правляющих колёс не может вызвать отрыва
этих колёс от поверхности пути, так как при
этом процессе Мс п принимает нулевое зна-
чение.
Наибольшее значение силы тяги на
крюке Ркр при равномерном движении агре-
гата по идеально хорошей дороге на низшей
передаче равно
ркр = -r-—Gsma=rim —SL-i — G sin a, A2)
гк гк
где ii — наибольшее передаточное число транс-
миссии; т]от — к. п. д. трансмиссии. Нормаль-
ная реакция почвы на направляющие колёса
при этом равна
Yn = -if Ga cos a —
mlL-G sin Л h
— (G sin a) hg I.
Условие продольной устойчивости трактора
^0 примет следующий вид:
Ми
G
Л) sina
inal =/(a).
A2')
Правая часть полученного неравенства
уменьшается при увеличении а; для предель-
ного угла подъёма оцт значение/(а) равно
Gi
Следовательно, продольная устойчивость
колёсного трактора обеспечивается для любых
углов подъёма, меньших предельного, если
расчётная сила тяги меньше продольной со-
ставляющей веса трактора на предельном
подъёме. Однако это условие не обязательно,
так как наибольший угол подъёма ат, на ко-
тором практически должен работать трактор,
значительно меньше предельного угла.
При Рк^> G sin aijm наибольший (крити-
ческий) угол подъёма хк, при кото-
ром продольная устойчивость трактора ещё не
нарушается, определяется из равенства A2Г).
Для наглядной оценки устойчивости построим
диаграмму (фиг. Ь) изменения /(a) no a a
найдём точку с ординатой, равной Р^ Абсцисса
её определяет угол ак.
Установим условие продольной устойчи-
вости при равномерном движении трактора на
подъёме, без прицепа, по исключительно
плохой дороге. Наибольший Мгк, который не
вызывает ещё остановку двигателя, опргде-
лится по формуле (9) (если Мсп =г 0):
Мс. к=Мк— (G sin «) гк=
—(G Sin a)
ГЛ. VI)
ОБЩАЯ ДИНАМИКА КОЛЁСНЫХ ТРАКТОРОВ
279
Нормальная реакция грунта на передние
колёса равна
G [я cos a — (hg — rK) sin а]— y\mMm^
и условие продольной устойчивости
примет следующий вид:
1Х а
Как и в предыдущем случае, на предель-
ном подъёме fi (a) равна G sin alim, и условие
продольной устойчивости для всех подъёмов,
Фиг. 6.
G sin
llm.
Это
меньших предельного, Рк
условие не обязательно.
Полагая Рк^> Gsinalim, можно из уравне-
ния A2") определить критический угол а'к, а
нанеся на фиг. 6 кривую ft(a), получим ха-
рактеристику продольной устой-
чивости колёсного трактора.
Установим условие продольной устойчи-
вости трактора при ускоренном движении на
подъём по идеально хорошей дороге, без
прицепа, пренебрегая касательными силами
инерции колёс. Наибольшее значение силы
инерции
Pj
Мтц
Gsin а
]¦[
1 +
Grt
A3)
Величина
на низшей пе-
редаче достигает 5 — 10. Сопоставление фор-
мул A2) и A3) даёт следующий вывод: наи-
большая сила инерции Pj незначительна по
сравнению с наибольшей силой тяги на крюке.
Поэтому разгон холостого трактора менее
опасен по продольной устойчивости, чем равно-
мерное движение на том же подъёме с при-
цепом.
Суммируя изложенное, устанавливаем сле-
дующий порядок проверки продольной устой-
чивости колёсных тракторов.
Определяем предельный угол подъёма alim
и расчётную силу тяги Рк. Если PK^.G sin alinb
то продольная устойчивость трактора обеспе-
чена при любых углах подъёма, меньших ajim.
В случае PK^>Gsin аИт следует определить
критические углы ак и ак. Продольную устой-
чивость трактора считаем удовлетворитель-
ной, если наибольший угол подъёма ат, на
котором практически должен работать трак-
тор, меньше критических углов.
Поперечная устойчивость трак-
тора. На фиг. 7 показана схема сил и мо-
ментов, действующих в поперечной плоскости.
При неравномерном вращении коленчатого
вала двигателя наибольшее значение момента
касательных сил инерции приблизительно
разно
где р — коэфициент запаса главного фрик-
циона.
При повороте трактора поперечная соста-
вляющая центробежной силы равна
с g R g 7
где v—скорость трактора; R — радиус пово-
рота; шТ— угловая скорость трактора. Момен-
Горизонталь
Фиг. 7.
том жироскопической пары сил <дт соот а)Т пре-
небрегаем.
Критерием поперечной устойчивости
является величина реакции Y\. Для неподвиж-
ного трактора получим
У, = (GCOS a) 9*
_ (G s}n e)
откуда найдём величину предельного
0,5 (В + Ь) — е
s
Если передняя опора остова трактора
осуществлена в виде шарнира, то предвари-
тельное перемещение центра тяжести трак-
тора равно
где Нш — высота расположения шарнира; <f —
наибольший угол качания передней оси от-
280
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
носительно остова. Расчётное смещение равно
es==e + ev
Критерием поперечной устойчивости трак-
тора по сползанию под уклон являются реак-
ции грунта Z\ и Z2. Наибольшие значения их
зависят от механических свойств почвы, от
упорной боковой поверхности ходовых частей
и от нагрузки на ходовые части; для трак-
торов на баллонах - от типа и состояния до-
роги, от давления воздуха в баллонах, от вида
и качества протектора, от нагрузки на ко-
лёса, а также от силы тяги. При увеличении
силы тяги Рк наибольшие значения Z\ и Z2
снижаются, как это следует из формулы
где <р — коэфициент сцепления; QK — нагрузка
ведущих колёс.
Условие невозможности сползания под
уклои для неподвижного трактора на баллонах:
G Sin а ^ф G COS а или tga^?.
ОБЩАЯ ДИНАМИКА ГУСЕНИЧНЫХ
ТРАКТОРОВ
Кинематика гусеничных лент. Скорость
относительного движения ленты (фиг. 8)
Vt = rK WK = Г1 Ш1 = Г2 Ш2>
где <ок, о>! и ш2 — угловые скорости ведущего
колеса (звёздочки), ленивца и катков.
Скорость переносного движения при от-
сутствии буксования ленты также равна Vf и
называется теоретическ ой.
Траектория абсолютного движения любой
точки ленты на участке 1 — 2 представляется
циклоидой, длина дуги которой равна
Г 2г2 sin -|-
о
4г2 A - cos Щ
Скорость, параллельная поверхности пути,
Vh = Г2 Ш2 A — C0S W2 0 — Vt (I — C0S °°2 0
изменяется в пределах от нуля до наиболь-
шего значения
vt(l— cos<h).
Скорость, перпендикулярная поверхности
пути,
Vv — Г2 «г sin
vt sin
изменяется в пределах от нуля до наиболь-
шего значения f/ sin ф].
Ускорения при равномерном вращении
катка
/А = Г2Ш2 sin Ш2*> yV=r2t02 cos Ш2^
Результирующее ускорение
представляет собой центростремительное уско-
рение.
Результирующая скорость точки ленты
на участке 2—3 постоянна по величине
j^j и по направлению (под углом
( fres =2vt sin
4
к поверхности пути
1.
Длина прямолинейной траектории точки на
участке 2—3 равна
где Lul — длина участка ленты 2—3. После-
дующие участки кинематически аналогичны
участкам 1—2 или 2—3, за исключением уча-
стка 8—/, на котором лента неподвижна в те-
чение промежутка времени —^соответствую-
щего пути, равного длине Ln участка ленты
8—1.
Гусеничные цепи состоят из отдельных
звеньев конечной длины. Длина этих звеньев
влияет на кинематику механизма. Так, ско-
рость поступательного движения трактора при
постоянной угловой скорости <ак ведущего
колеса изменяет свою величину согласно фор-
муле
vt = rKo>K (sinф + -^-f^-sin 2ф j?-cosФ ),
где Ьш — длина наклонного (ведущего) участка
гусеничной цепи; hK — высота расположения
оси ведущего колеса. В момент перехода зад-
него катка на последующее звено цепи Ьш
изменится на длину одного звена, что также
влечёт за собой соответствующее изменение
скорости трактора. Радиус гк началь-
ной окружности ведущего колеса ис-
числяется из условия равенства длины этой
окружности периметру многоугольника звеньев
2п
A4)
где /— длина звена; гк — число звеньев, соот-
ветствующее полной окружности ведущего
колеса.
Динамика гусеничных движителей. Урав-
нения моментов, приложенных к ведущим
колёсам, ленивцам и опорным каткам, имеют
следующий вид:
МК=(Т - То) гк + Мгк
T2r2=Mr2+Mc2+Mj2,
(а)
(б)
(в)
где Т, То и Т\ — натяжения ведущего, верхнего
и лобового участков цепи; Мгк — момент сил
ГЛ. VI]
ОБЩАЯ ДИНАМИКА ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
281
трения в шарнирах цепи, в зацеплении и по
окружности ведущих колёс; Мп — в шарни-
рах цепи и на оси ленивцев; Мг2 — на осях
опорных катков; М&—момент перекатывания
опорных катков по рельсам звеньев; MjK, Мд
и Mj2 — моменты касательных сил инерции
ведущих колёс, ленивцев и опорных катков;
7*2 — горизонтальная сила сопротивления пере-
катывания катков.
На горизонтальный участок гусениц, ле-
жащий на поверхности пути, действует резуль-
тирующая сила (Т—Г-, — 7), вызывающая
равную ей реакцию почвы Хк, направленную
по движению трактора. Вертикальное прес-
сование грунта вызывает реакцию почвы, назы-
ваемую лобовым сопротивлением,
горизонтальную составляющую которого обо-
значим Хп. Результирующая реакций X каХп
равна их разности, передаётся на корпус и
называется толкающей силой.
Мощность, сообщаемая остову трактора,
равна произведению (Хк — Хп) v, где v —
действительная скорость трактора. Мощность,
теряемая на буксование гусениц, равна
Мощность, теряемая на образование колеи,
равна Xn-v.
Коэфициент буксования гусеницы равен
На основании уравнений (а), (б) и (в) полу-
чим следующую зависимость:
MK=(XK-XJrK + Mr + Me + Mf, A5)
где Мг — момент всех сил трения в механизме
гусениц, приведённый к ведущему колесу;
Мс=Хпгк— момент сопротивлений перекатыва-
нию гусеницы; Mj—момент касательных сил
инерции деталей гусениц, редуцированных к
ведущему колесу.
Силы трения в механизме гусе-
ниц разделяются на две группы: 1) трение
в шарнирах ведущих участков, возникающее
под действием ведущего момента, и 2) трение,
возникающее под действием весовой нагрузки
и предварительного натяжения гусениц.
Момент трения первой группы с учётом
трения скольжения звеньев по ведущим колёсам
при длине звена /<* шага ведущего колеса
(фиг. 9) равен
К = ^ ['о № + Р) + 2 it -I) cos -1]
и к. п. д., учитывающий потери на трение пер-
вой группы, равен
Мк — М'
Уравнение A5) можно представить в сле-
дующей форме:
+ 2 (/-/) cos -I-1,
где [t. — коэфициент трения; г0 — радиус паль-
„, Мк ^
цев гусеничной цепи; Т = —-—.рабочее на-
тяжение ведущего участка.
мк—м'
A6)
гдеРк—касательная сила тяги трак-
M'r+Me+Mj
тора; Pf = сила сопроти-
гк
вления трактора перекатыванию (включая влия-
ние касательных сил инерции деталей гусеницы):
Фиг. 9.
Силы трения второй группы, редуцирован-
ные к оси ведущего колеса, создают момент,
равный
/И,
(/-/) cos
где 7*0 — предварительное натяжение гусениц,
принимаемое равным натяжению верхнего
участка цепи; Q — нагрузка опорных катков;
а — коэфициент трения перекатывания опор-
ных катков по внутренней поверхности гусе-
ниц. Трением переднего опорного катка по
звеньям лобового участка и трением в осях
опорных катков пренебрегаем.
Влияние расположения шпор показано на
фиг. 10. При переднем расположении шпор на
Фиг. 10.
звеньях цепи погружение их в грунт происхо-
дит относительно легко, выход же затруднён
и сопровождается большими разрушениями
грунта. При заднем расположении погружение
сопровождается уплотнением почвы, которое
повысит надёжность упора шпоры в горизон-
тальном направлении, т. е. снизит потери от
буксования; выход шпоры из грунта происхо-
дит относительно легко. На этом основании
предпочтение следует отдать заднему располо-
жению шпор.
282
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
Сцепление гусениц, с грунтом. Горизон-
тальное прессование грунта шпорами в напра-
влении, противоположном движению трактора,
в основном происходит в периоды выхода
шпоры заднего звена из почвы. Этот выход вы-
зывает дополнительную нагрузку всех осталь-
ных шпор, находящихся в зацеплении с грунтом.
Поэтому горизонтальное прессование почвы
и нагрузка шпор возрастают по мере прибли-
жения к задней кромке опорной поверхности
гусениц. Наибольшее горизонтальное напря-
жение почвы ат можно принять равным удвоен-
Хк—{J.G
ному среднему напряжению 2з = 2 —— , где
*v
Fv—упорная поверхность шпор.
Потеря от буксования гусеницы
определится по формуле
где Д/ — горизонтальное прессование почвы,
производимое каждой шпорой, равно наиболь-
шему напряжению почвы, делённому на коэ-
фициент сопротивления почвы с; Z-o — длина
опорной поверхности гусеницы.
В соответствии с этим получим для гори-
зонтального участка
u/7l су К ' /Щл/ с
A7)
т. е. потеря от буксования гусениц пропор-
циональна касательной силе тяги и обратно
пропорциональна упорной поверхности шпор Fv,
длине опорной поверхности гусениц /_0 и коэ-
фициенту сопротивления почвы с, характери-
зующему механические свойства грунта.
Экспериментальное определение потери от
буксования гусениц производится путём замера
чисел оборотов ведущих колёс пк и л*, соот-
ветствующих рабочему и холостому пробегам
на данном участке, и подстановки этих вели-
чин в формулу G').
Для выяснения коэфициента сцепления гу-
сениц с почвой определим при помощи фор-
мул A6) и A7) наибольшую допустимую по
сцеплению с почвой касательную силу тяги
при установившемся движении на горизонталь-
ном участке:
где Ьт — допускаемая потеря от буксования
гусениц.
Соответственно получим
_ Рк.т _ 0,5omcFvLQ
G
т. е. хоэфициент сцепления гусениц зависит
от допускаемой потери на буксование B—4%),
от механических свойств почвы, от пара-
метров, характеризующих конструкцию трак-
тора, и от коэфициента трения ;а.
Ориентировочные величины коэфициента
сцепления гусениц даны в табл. 5.
Общая динамика гусеничных тракторов.
На фиг. 11 показана схема гусеничного трак-
Таблица 5
Коэфициент <р сцепления гусениц
Дорога
Грунтовая сухая глинистая
„ » песчаная
. , на чернозёме
Луг влажный скошенный
Стерня влажная
Слежавшаяся пахота
Песок влажный
Болото
<Р
1,О
i,i
о,9
1,2
О,6
о,9
о,б
о.5
о,4
о,7
о.З
0,6
тора, движущегося ускоренно на подъём а.
Уравнение проекций всех сил на продольную
ось
На основании формулы A6) получим
Горизонталь
Фиг. П.
Подставляя в формулу A5) выражение раз-
ности Хк — Хп, получим
+ Mj. A8)
Сила сопротивления трактора перекатыва-
нию при равномерном движении приближённо
определяется по формуле
Pf = /G cos а,
где / — коэфициент перекатывания гусенич-
ного трактора (табл. 6).
Таблица 6
Коэфициент / перекатывания гусеничного трактора
Дорога
Асфальтовая
Сухая твердая грунтовая . .
Мягкая песчаная
Луг влажный
„ скошенный
Стерня влажная
Слежапшияся пахота
Песок влажный
„ сухой
Глубокая грязь
Сухой дёрн на плотной почве
Укатанный снег
ГЛ. VI]
ТЯГОВЫЙ РАСЧЁТ ТРАКТОРОВ
283
Теоретическое значение / может быть„уста-
новлено по формуле
, М"г + Мс
Координата х центра давления,
т. е. точки приложения равнодействующей
всех нормальных реакций грунта, определяется
из уравнения моментов внешних сил относи-
тельно точки О:
и задней кромках опорной поверхности гусениц
(фиг. 12) определяются по формулам
B1)
Ga cos a — PKph — (G sin a + Pj) hg — MJs — Xny
G cos a + PKp Xg i
где Mfs — алгебраическая сумма моментов ка-
сательных сил инерции деталей гусениц и
трансмиссии, установленных на поперечных
валах.
Величина х является критерием продоль-
ной устойчивости гусеничного трактора. Со-
гласно формуле A9) х уменьшается при увели-
чении силы тяги на крюке, силы инерции,
составляющей лобового сопротивления и сум-
марного момента касательных сил инерции
Mjs. Аналогично изложенному на стр. 279 можно
доказать, что наиболее опасные по устойчи-
вости условия имеют место при равномерной
работе трактора с прицепом.
Предельные углы подъёма и
уклона, на которых может стоять затор-
можённый трактор без тяги на крюке, не опро-
кидываясь, определяются по формулам
1е
vs
Наибольшая сила тяги на крюке при равно-
мерном движении машины по идеально хоро-
шей дороге равна
Ркр =
к — Мг
G since
М
— G sin a,
и условие продольной устойчивости х > ск при-
мет следующий вид:
М.
G г, .
ir[(a — с*) cos а —
— (hg — h) sin a] =/(a).
B0)
Полная аналогия формул B0) и A2') по-
зволяет решать вопросы устойчивости гусенич-
ного трактора так же, как колёсного.
Координата центра давления характери-
зует распределение нормальных реакций почвы
на опорные поверхности гусениц. Если центр
давления расположен по середине опорных по-
верхностей гусениц, то распределение давле-
ний по длине принимается равномерным. При
смещении центра давления нагрузка по длине
опорной поверхности гусениц принимается по
закону трапеции, центр тяжести которой лежит
на одной вертикали с центром давления (жёст-
кие гусеницы). Удельные нагрузки на передней
При балансирной подвеске нагрузки Yn и
YK, передаваемые почве гусеничными звень-
ями, лежащими под опорными
катками переднего и заднего
балансиров, соответственно
равны
A9)
Iп ~~ *«,
B2)
где 1п и 1К — расстояния осей переднего и
заднего балансиров от вертикальной плоскости,
проведённой через ось ведущих колёс.
Фиг. 12.
Если плечи балансиров одинаковы, то рас-
пределение давления под каждым балансиром
принимается равномерным. В этом случае диа-
грамма давлений получит ступенчатый вид.
ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ТРАКТОРОВ
Рабочие балансы и к. п. д. тракторов.
Баланс мощностей колёсного трактора
при установившемся режиме работы на гори-
зонтальном участке представляется схемой
(см. стр. 284), в которой Мд и <«^ — момент
,и угловая скорость двигателя.
На основании этой схемы возможно уста-
новить следующие к. п. д. колёсного трактора:
а) к. п. д. трансмиссии г\т учитывающий
потери на трение в элементах передачи,
гы-
тд Мд1 '
где /—передаточное число трансмиссии;
б) к. п. д. движителей г(8, учитывающий
потери от буксования ведущих колёс,
в) к. п. д. ч\р учитывающий
самопередвижение трактора,
кр
потерю на
B3)
284
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
Мощность, передаваемая
первичному валу трансмиссии,
мдшд
Мощность, потерянная
на трение в транс-
миссии,
Мощность, переданная
ведущим колёсам,
Мощность, потерянная
на буксование ведущих
колёс,
Мощность, переданная
остову трактора,
P..V
Мощность, потерянная
на перекатывание
трактора,
Полезная мощность на
крюке трактора
Полный к. п. д. трактора равен отношению
полезной мощности на крюке к соответствую-
щей эффективной мощности двигателя
N.
кр
Баланс мощностей гусеничного трак-
гора при установившемся режиме работы на
горизонтальном участке представляется сле-
аующей схемой
Мощность, передаваемая
первичному валу трансмиссии,
мдшд
Мощность, потерянная
на трение в транс-
миссии,
М
С1 -
д<°д
Мощность, переданная
ведущим колёсам гу-
сениц,
M.W..
Мощность, потерянная
на трение ведущего
участка гусениц,
Мощность, потерянная
на буксование гусениц,
Мощность, потерянная
на трение и перекаты-
вание гусениц,
Полезная мощность
на крюке трактора
Ркро
На основании этой схемы, кроме указан-
ных выше коэфициентов, следует ещё устано-
вить к. п. д. т)г, учитывающий потерю на тре-
ние в шарнирах и в зацеплении ведущих уча-
стков гусениц:
мк-м'г
Г
В целях обобщения формул возможно про-
изведение TjOTTjr условно заменить одним коэ-
фициентом t]mr. Тогда полный к. п. д. колёс-
ных и гусеничных тракторов представится об-
щей формулой
Сила тяги на крюке трактора. Необходи-
мая сила тяги на крюке трактора опреде-
ляется сопротивлением тракторного прицепа:
плуга, сельскохозяйственной машины или по-
возки. Сопротивление плуга с достаточной
точностью исчисляется по формуле
кр
kab,
B5)
где значения коэфициента k изменяются в ши-
роких пределах 0,2—1 кг/см2; а и Ъ — глу-
бина и ширина захвата плуга.
Сопротивление повозок определяется по
формуле
PKp = Q(sina + /^cosa), B6)
где Q — вес повозки с грузом;/?— коэфи-
циент перекатывания повозки.
Сопротивление сельскохозяйственных ма-
шин определяется по формуле
кр
kb,
B7)
где k — удельное сопротивление на 1 м ши-
рины захвата — изменяется для разных машин
в пределах 50—409 кг\м\ Ъ — ширина захвата
машины (см. ЭСМ т. 12).
Выбор структуры ряда передаточных чи-
сел трансмиссии. Чтобы крутящие моменты
двигателя изменялись в одинаковых пределах
при всех передачах (фиг. 13), передаточные
числа должны удовлетворять следующим усло-
виям:
кр max
кр
кр
Pf+l
к
k
к
о"
кр
h
"'Г
Pf
k.
4- Р
' кр min
h
откуда
т. е. передаточные числа трансмиссии должны
образовать геометрическую прогрес-
сию, знаменатель которой
т / pt-\- p , т / р ¦
1 / ' f I кр min 1 / к min
V р/+р„ртах=]/ р^х'
B8)
где т — число ступеней в коробке передач
трактора.
ГЛ. VI]
ТЯГОВЫЙ РАСЧЁТ ТРАКТОРОВ
285
Отношение крутящего момента двигателя
Mq при данном режиме работы трактора к
расчётному моменту Мт называется коэфи-
циентом х нагрузки двигателя. Из приведён-
ной выше диаграммы следует, что наимень-
ший коэфициент нагрузки двигателя %mJn
Аз А, я,
Фиг. 13.
остаётся при работе трактора на всех пере-
дачах постоянным и равным знаменателю q
геометрической прогрессии.
Недостатком геометрического ряда являет-
ся неравенство интервалов сил тяги на
крюке при работе на различных передачах.
На фиг. 14 показана диаграмма с одинаковыми
интервалами сил тяги на крюке. В соответствии
с указанным условием имеем
Р —р'=,р'~ р"
1 кр max г кр 1 кр кр-
С другой стороны,
р р' с а 1гЛ м '
кр max кр ^ vi '2/ irim»
откуда
h — h — h — h — const.
т. е. передаточные числа трансмиссии должны
образовать арифметическую прогрес-
сию. Разность арифметической прогрессии
равна
кр max
р
Нагрузка двигателя здесь изменяется в не-
одинаковых пределах: при работе на высших
передачах хш1п уменьшается.
Отметим, что скорости трактора при гео-
метрическом ряде передаточных чисел также
образуют геометрическую прогрессию с тем
же знаменателем; при арифметической про-
грессии ряд скоростей характеризуется фор-
мулой
— = ... = const.
Этот ряд называется гармоническим.
Сравнение фиг. 13 и 14 приводит к сле-
дующим заключениям: арифметический' ряд
передаточных чисел даёт повышение ът1а при
низших передачах; при геометрическом ряде
xmin одинаков на всех передачах.
Если предположить, что продолжительность
работы трактора при любых значениях силы
тяги в заданном диапазоне Ркр max —PKp min
одинакова, то ряд передаточных чисел транс-
миссии должен представлять собой среднее
между геометрическим и арифметическим ря-
дами.
Тяговый расчёт тракторов. Перед вы-
полнением тягового расчёта необходимо уста-
новить прицепной инвентарь, с которым дол-
жен работать проектируемый трактор, и на
основе его анализа определить расчётный диа-
пазон сил тяги на крюке Ркр шах — Ркр min.
Наибольшую скорость vm при выполне-
нии основных сельскохозяйственных работ (за
исключением междурядной обработки) можно
принять в пределах 6—7 км/час. Во избежа-
ние понижения полного к. п. д. трактора при
повышении скоростей следует повысить удель-
ную мощность двигателя на единицу веса трак-
тора.
Вес проектируемого трактора определяется
по наибольшей силе тяги на крюке Ркртах
коэфициенту сцепления ср и коэфициенту пере-
катывания /:
G
кр max
C0)
где X — коэфициент, определяющий нагрузку
на движители при работе трактора на первой
передаче по горизонтали и исчисляемый для
колёсных машин по формуле AГ); для гусе-
ничных X = cos a ^ 1.
Расчётная мощность двигателя равна
Р
* кр min
Полный к. п. д. трактора равен
кр tnln
B9)
(Р \ Р
, «, кр min \ г кр min ,0„
1-8«р )р Ц-fG' C2)
г кр max J ^кр min ПГ/и
где Ьт — допускаемая потеря от буксования
движителей.
286
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
Число оборотов пк ведущих колёс при выс-
шей передаче определится по формуле
vm = 0,377т]8 rf/iK км/час, C3)
где гк — радиус начальной окружности веду-
щих колёс в м.
Для колёсных машин гк принимается рав-
ным радиусу ведущих колёс по вершинам
шпор минус 15—50 мм в зависимости от
грунта.
Для гусеничных машин гк определится по
формуле A4):
ZK I
Тк ¦= "о— *•
Силы тяги, соответствующие расчётному
моменту двигателя, определяются по фор-
мулам
р __ Mmt ш р __ р р
гк
Действительные скорости трактора равны
v== ^0,377rKnMt
где коэфициенты tj8 исчисляются на осно-
вании пропорциональности потерь от буксо-
вания силам тяги на крюке.
Построение тяговой характеристики
проектируемого трактора. Основой построе-
5000 6000
Передаточное число, соответствующее выс-
шей скорости vm, равно
, _ пт
— ~п~ *
где пт — расчётное число оборотов коленча-
того вала двигателя.
Передаточные числа, соответствующие
другим передачам, определятся по фор-
мулам
/ /«, im *
___ "fit • f fit ф з __ Til #
lm-\ --••••• *2 — m _ 2 » *l ЩИ\
4 q q
Ведущие моменты, приложенные к движи-
телям при различных передачах и расчётной
мощности двигателя, определяются по фор-
муле
где Мт — расчётный момент двигателя.
* При подборе чисел зубьев шестерён найденные
выше передаточные числа корректируются в направле-
нии к арифметическому ряду.
ния характеристики являются: а) регулятор-
ная характеристика двигателя, показывающая
связь крутящих моментов двигателя М$ с
эффективной мощностью Ne, числом оборотов
коленчатого вала пд и часовым расходом то-
плива Gm\ б) диаграмма изменения теорети-
ческой скорости vt по числу оборотов дви-
гателя 11$:
_ 0,377 гкпд
щ _ .
и в) диаграмма зависимости касательной силы
тяги Рк от крутящего момента двигателя My.
'\тг
гк
Все указанные диаграммы объединяются
в один общий график, как показано на фиг. 15.
На основе их в верхнем правом углу строится
искомая тяговая характеристика, т. е. за-
висимости NKP, Ь, v, пд, дт и gKp от Ркр.
В целях сокращения места можно тяговую
характеристику представить и так, как по-
ГЛ. VI]
ТЯГОВЫЙ РАСЧЁТ ТРАКТОРОВ
287
казано на фиг. 16. Здесь по оси абсцисс от-
ложены касательные силы тяги Рк = Ркр -f- Pf
и для каждой передачи свой масштаб кру-
тящих моментов двигателя.
Динамическая характеристика трактора.
При использовании тракторов сельскохозяй-
ственного типа на транспорте необходимо
учесть подъёмы и уклоны пути.
1) Общий вес повозок определяется для наи-
более тяжёлого участка пути:
D — (sin a -f-/cos а)
Sin a + fg cos а '
где а, / и fq — параметры, соответствующие
наиболее тяжёлому участку пути; D прини-
^передача
Мд
Фиг. 18.
Уравнение тягового баланса колёсных и
гусеничных тракторов при их работе на транс-
порте с повозками может быть представлено
в следующей форме:
Рк = G sin a + Pf + PKp + Pj= G (sin a -f-
+ / COS а) + Q (sin а -f fq COS а) + mrj\
или
Мд1
(sin a -f- / cos a) -f- Д (Sin a -f-
о
C4)
где D — динамический фактор трактора, рав-
ный отношению касательной силы тяги к пол-
ному весу трактора; ф — приведённое сум-
марное сопротивление агрегата
ф = (sin a -f /cosa) + Д (sin о + fq COS a);
Д — отношение веса повозок Q к полному
весу трактора С/; ц — отношение редуциро-
ванной массы агрегата к массе трактора;
/ и g — ускорение агрегата и ускорение силы
тяжести.
Расчёт перевозок, выполняемых тракторной
тягой, производится в следующем порядке.
мается максимально возможным либо по сце-
плению движителей с почвой, т. е. равным срЛ,
либо по мощности двигателя (при хорошем
сцеплении с почвой).
2) Заданный путь разбивается на участки,
на которых величины а, / и fq можно считать
постоянными, и для каждого участка исчис-
ляется приведённое сопротивление:
ф = (sin a -f / cos a) + Д (sin a + fq cos a).
3) Для выбора передач, на которых должна
производиться работа трактора на• каждом
участке, выполняется специальный график
(фиг. 17). В правой части графика строится
динамическая характеристика трактора, по
оси абсцисс которой отложены крутящие мо-
менты двигателя, по оси ординат — соответ-
ствующие значения динамического фактора D
при различных передачах*, а также кривые
часового и удельного расходов топлива, В ле-
вой части графика строится диаграмма сум-
марного сопротивления агрегата ф п0 длине
заданного пути в том же масштабе, что и D.
Продолжая горизонтальные линии сопротивле-
ний <\> на отдельных участках до пересечения
с лучами диаграммы динамического фактора D,
выберем передачи с наибольшей нагрузкой
* На диаграмме нанесена также линия а — Ь, ограничи-
вающая тяговые свойства трактора сцеплением движи-
телей с почвой.
288
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
двигателя, определим по ним скорости агре-
гата, время движения и расход топлива.
Разгон тракторного агрегата. Для полу-
чения сравнимых результатов расчёта вре-
мени разгона принимается мгновенное вклю-
чение главного фрикциона, допуская, что в
момент включения двигатель работает на рас-
чётном режиме.
-Q/-
Ж
Баланс моментов на первичном валу
где Мп — момент сопротивлений агрегата, ре-
дуцированных к первичному валу трансмиссии;
наибольшая величина его принимается рав-
ной Мт.
Угловая скорость первичного вала транс-
миссии изменяется по
закону
у^ 7*&ы *
5,1fa%
Vj'8,5*ma
800
700
600
500
300
100
где ел—угловое уско-
рение первичного
вала,
В момент оконча-
ния буксования глав-
ного фрикциона оH =
= ш„, в соответствии
с чем продолжитель-
ность первого периода
равна
-• CS)
S км
О 5
Фиг. 17.
10
Первый период разгона агрегата
характеризуется буксованием главного фрик-
циона, в течение которого угловая скорость
ведомой части увеличивается, а ведущей по-
нижается. Для расчёта все движущиеся массы
редуцируются к первичному валу трансмиссии
на основании равенства кинетических энер-
гий по формуле
G 4- Q гк . V^ ®г /ък\
Qn ~ • — + > ,-f. C5)
15 20 25 ЗОМднгм
Работа L трения
элементов главного
фрикциона за весь период буксования опреде-
ляется по формуле
L =
g
где 0Г — момент инерции какой-либо враща-
ющейся части агрегата; ir — передаточное
число от первичного вала до указанной части
агрегата. Как видно из этой формулы, наи-
больший в„ имеет место при включении
высшей передачи.
Баланс моментов на коленчатом валу
где Мф — момент трения главного фрикциона,
равный §Мт; М$ — крутящий момент дви-
гателя, принимаемый равным расчётному
Мт — const. Угловая скорость коленчатого вала
двигателя уменьшается по закону
2 fi_!
C9)
Согласно этой формуле работа трения повы-
шается при увеличении вот, в„ и <ат и умень-
шении коэфициента запаса главного фрик-
циона р.
Второй период разгона агре-
гата начинается с момента выравнивания
а>0 и шп. Разгон агрегата считается завершён-
ным в момент установления расчётной ско-
рости.
Для простоты расчёта кривая крутящих мо-
ментов двигателя по регуляторной характе-
ристике заменяется прямой (фиг. 18). Угловое
ускорение всей системы
где е«э — постоянное угловое замедление ко-
ленчатого вала;
Мф — Мт
C6)
dt
где AM — приращение крутящего момента дви-
гателя, соответствующее понижению угловой
скорости Дш.
ГЛ. VI)
ТЕОРИЯ ПОВОРОТА КОЛЁСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
289
Продолжительность второго периода раз-
гона до угловой скорости о>т
w/71
4 со
вя)
"а.
равна бесконечности. Поэтому в целях срав-
нительной оценки различных тракторов время
Щ
йш
Фиг. 18.
разгона определяется лишь до угловой ско-
рости 0,95 <от:
Ш
ТЕОРИЯ ПОВОРОТА КОЛЁСНЫХ
И ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
Поворот колёсных тракторов. Поворот
колёсных тракторов достигается или только
изменением положения передних направля-
ющих колёс относительно остова машины, или
дополнительно к нему ещё и притормажи-
ванием соответствующего ведущего колеса
трактора.
На фиг. 19 показана схема колёсного трак-
тора, передняя ось которого повёрнута на
угол а *. Передняя ось перемещается по на-
правлению х — х, задняя — по продольной оси
трактора. Ось вращения О всего трактора —
на пересечении плоскостей, нормальных к
указанным траекториям.
Вращение заднего моста около оси О раз-
ложим на относительное вращение около оси
От и переносное поступательное движение.
При отсутствии диференциала силы трения
ободов и реакции грунта на шпоры создадут
* Изложенное ниже легко применить к конструкциям,
снабжённым механизмом Жанто
19 Том 11
момент, равный произведению силы сцепления
каждого колеса с почвой на ширину колеи.
Mszz<p-»-В, где ср — коэфициент сцепления.
Действие передней оси на остов предста-
вится: 1) силой, приложенной к точке О3,
составляющие которой Р в продольной пло-
скости симметрии и Рв по радиусу О3 — О,
и 2) моментом М , приложенным к рулевому
механизму.
На остов трактора может действовать ещё
сила тяги на крюке Р .
Результирующий момент сопротивлений по-
вороту около полюса О-р равен
D1)
если пренебречь центробежной силой и со-
ставляющей силы тяжести (при поворотах на
косогорах).
При установившемся повороте момент MTts
уравновешивается моментом силы Рв, на
основе чего определяем
Р
L COS a
D2)
Вращение переднего ската около оси О
также разложим на относительное враща-
тельное движение около полюса О3 и пере-
носное поступательное движение в направле-
нии, перпендикулярном передней оси. При
относительном вращении возникнут силы тре-
ния и реакции на реборды передних колёс,
момент которых уравновешивается моментом,
приложенным к рулевому механизму. Действие
остова на передний скат представится, кроме
того, силами Р и Рв, направленными проти-
Фиг. 19
воположно показанным на фиг. 19. Резуль-
тирующая реакция грунта на реборды напра-
вляющих колёс (так называемая повора-
чивающая сила) равна
•ZVes = Рв + Psina = -—т~е$- -j- P sin a.
L COS a
При наличии диференциала абсолютное
движение ведущих колёс может быть пред-
ставлено как относительное вращение около
290
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. DV
полюсов 0% и О] и переносное поступательное
движение со скоростями
V, = V
R + 0,5 В
R
R
где v — средняя скорость трактора.
Суммарный момент Ms в этом случае при-
близительно равен произведению силы сце-
пления каждого колеса с почвой на 2/3 ши-
рины обода. Таким образом наличие дифе-
ренциала значительно облегчает движение
трактора на повороте.
Поворот гусеничных тракторов. Вра-
щение гусениц около оси О разложим на
относительное вращение около полюсов О2
Точное выражение этой зависимости не уста-
новлено; в дальнейшем коэфициент jj. прини-
мается постоянным.
Величина смещения полюсов Xq опреде-
ляется из уравнения проекций внешних сил
на поперечную ось машины. При установив-
шемся повороте на горизонтали (фиг. 21), при
равномерном давлении гусениц на грунт и не-
больших скоростях получим
,а If- @,5L0 + х0) =
@,5L0 - х0)
4PKpsin5,
откуда
Фиг. 20-
и О\ и переносное поступательное движение
со скоростями и, и vx (фиг. 20), определяе-
мыми по приведённым выше формулам.
При вращении гусениц около полюсоз О2
и Oj башмаки и шпоры гусениц, находящиеся
в соприкосновении с грунтом, перемещаются
лишь в поперечном направлении. Момент сил
трения и реакций грунта на шпоры и кромки
гусениц равен
'—V4
D3)
где |л — приведённый коэфициент, учитываю-
щий все реакции грунта и называемый коз-
фициентом сопротивления пово-
роту; G и Lq— вес машины и длина опор-
ных поверхностей гусениц; х0 — расстояние
полюсов вращения гусениц от середины их
опорных поверхностей.
Опытные значения коэфициента \х приве-
дены в табл. 7.
Таблица 7
Коэфициент сопротивления повороту
Дорога
Взрыхлённый грунт
Неукатаниая грунтовая дорога после
дождя .
Нетвёрдый грунт, слегка покрытый
травой (после дождя)
Твёрдая грунтовая дорога
Укатанный снег (погружение 5—7 см) .
Снежная дорога
Величина коэфициента [х. растёт с увели-
чением скорости поперечного перемещения
гусениц и с уменьшением радиуса поворота.
D4)
Эта формула распространяется на все слу-
чаи приложения поперечных сил. Поперечные
силы, направленные в сторону отстающей
гусеницы, вызывают смещение полюсов назад,
и наоборот. Влиянием продольных сил, вызы-
вающих изменение положения центра давле-
ния, на смещение полюсов вращения гусениц
можно пренебречь.
Результирующий момент всех сил, сопро-
тивляющихся повороту трактора с прицепом
на горизонтали, равен
iGL0
-т-^рС-
sin 8.
D5)
Классификация механизмов поворота.
Поворачивающий момент. Механизмы пово-
рота гусеничных машин можно подразделить
на следующие группы: а) механизмы поворота
с простым (фиг. 23) или двойным диференциа-
Серединв
'опорных
поверхност
гусении
Фиг. 22.
лом (фиг. 25); б) с бортовыми фрикционам»
(фиг. 26); в) планетарные механизмы пово-
рота (фиг. 28); г) комбинированные механизмы
поворота, в которых подвод мощности к ве-
дущим колёсам гусениц осуществляется двумя
потоками. Комбинированные механизмы при-
меняются в гусеничных машинах специаль-
ГЛ.
ТЕОРИЯ ПОВОРОТА КОЛЁСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
291
ного назначения и в последующем не рассма-
триваются.
Дальнейшее изложение проводится при сле-
дующих допущениях: движение агрегата на
повороте принимается установившимся; силы
Pf сопротивления перекатыванию (фиг. 22)
v
Фиг. 23.
принимаются постоянными; составляющая
Ркр cos 8 принимается равной Ркр при уста-
новившемся прямолинейном движении агре-
гата. Из уравнений равновесия внешних сил
необходимые при повороте силы тяги забегаю-
щей и отстающей гусениц определяются по
формулам
Ms+(p'Kpsmo)(l-x0)
M
res .
= 0,5
В '
(pcosb)~
= 0,5/V
M,
D6)
• D7)
В
где Рк —касательная сила тяги при устано-
вившемся движении агрегата по прямой.
Почленное вычитание приведённых уравне-
ний даёт следующее выражение:
0,5В (Р3 - Рх) = Mres , D8)
т. е. при установившемся повороте повора-
чивающий момент Мв = 0,5В (Р2 — Pi) должен
быть равен моменту сопротивлений.
Возможность поворота гусеничной машины
на горизонтали ограничивается мощностью
двигателя (см. ниже) и сцеплением забегаю-
щей гусеницы с грунтом, т. е.
2(?-Л
т. е. возможность поворота определяется не
только механическими свойствами почвы и
конструкцией шпор (коэфициенты <р, / и jj.),
но зависит ещё от отношения длины опорных
поверхностей гусениц Z.o к колее В.
Мощность двигателя, необходимая для
поворота, может быть представлена в виде
суммы PKv ¦+ iVfres шг + Мгыг, расходуемой
на переносное поступательное движение, на
1,8
относительное вращение гусениц около полю-
сов и на трение в тормозах или фрикционах.
Крутящий момент м'к, приложенный к ве-
дущему элементу заднего моста при устано-
вившемся повороте, определяется по формуле
Мг
мг
D w ...
В
0,5 <р С,
D9)
где <р — коэфициент сцепления гусениц с
почвой.
Для случая поворота трактора без прицепа
К
м.
ркгк
292
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
Мд Мд
где у. = —— и* = -z-^- коэфициенты на-
грузки двигателя на повороте и на прямоли-
нейном участке.
а) Механизм поворота с про-
стым диференциалом (фиг. 23). При
простом диференциале моменты, передаваемые
T
Фиг. 25.
полуосям, можно считать равными половине
ведущего момента Мк. В соответствии с этим
забегающей и отстающей гусе-
силы тяги
ниц равны
0,5 Л*
j
0,5/И к — Мг
где Мг — момент трения тормоза на отстаю-
щей полуоси.
При установившемся повороте поворачи-
вающий момент Мв равен моменту Л1гез
сопротивлений:
Мв = 0,5В (Pa-Pj) = ^— Мг -
'к •
откуда
М — Гк М
т~ O5S" res"
E1)
Наибольшая теоретическая величина мо-
мента трения тормоза Мг (при Р = 0 и
Pf ss 0) равна наибольшему ведущему моменту
Мк при условии достаточного сцепления гу-
сениц с грунтом. В противном случае момент
трения тормоза должен быть равен zGrK.
Для установления коэфициента *.' нагрузки
двигателя определим среднюю скорость v,
угловую скорость и>г трактора и угловую
скорость шг тормоза.
При диференциальных механизмах пово-
рота
v =
и сог =
v
~R~
R
(см. фиг. 20).
При простом диференциале
R — 0,5В
R
(см. фиг. 23 и 20).
Подставляя в формулу E0), получим
Hres . о Mres R-0.5B
— =1
R
Мг
-=l+2v,
E2)
где v =
— параметр поворота,
характеризующий дорожные условия.
Зависимость между отношением -х/ : % коэ-
фициентов нагрузки двигателя и параме-
тром поворота v представлена на диаграмме
(фиг. 24). На диаграмме показаны также из-
менения отдельных слагаемых правой части
формулы E2), характеризующих сопротивле-
ние машины прямолинейному движению и
вращению гусениц около полюсов, а также
потери в тормозе при разных радиусах пово-
рота. При повороте с наименьшим радиусом
Rmin = 0,5В потери в тормозе равны нулю.
С увеличением радиуса уменьшается работа
сопротивлений повороту, но соответственно
увеличиваются потери в тормозе так, что
Л
Л
Фиг. 26.
радиус поворота в явной форме не влияет на
отношение коэфициентов нагрузки двигателя.
Однако следует иметь в виду, что уменьше-
ние радиуса поворота влечёт за собой увели-
чение Mres, что в свою очередь вызывает
увеличение параметра >, а следовательно, и
отношения коэфициентов ¦*.' :•*..
б) Механизм поворота с двой-
ным диференциалом (фиг.25). Из кине-
матики двойного диференциала угловые ско-
рости забегающей и отстающей полуосей
\
1~
В,
E3)
где А и В с соответствующими индексами
обозначают радиусы начальных окружностей
шестерён механизма ^фиг. 25); и>к и шг —
угловые скорости коробки диференциала и
тормоза.
При остановленном тормозе (шг = 0), при-
нимая произведение -^- • —Л =—г- » получим
У . В соответствии с фиг. 20 получим
п с D / _1_ 1
= ?гт' откуда Rmin = °'5 Шд'
ГЛ. VI]
ТЕОРИЯ ПОВОРОТА КОЛЁСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
293
Уравнения моментов:
— Mi = Mrid,
откуда
E4)
где М2 и Mt—моменты на полуосях;
М, — момент тормоза.
Поворачивающий момент равен
Ме = 0.5Я (Р2 - Л) = °
0,56 .
res,
откуда
id
E5)
Наибольшая теоретическая величина мо-
мента трения тормоза Мг (при Р =0 и
Р^ и 0) равна Мк при условии достаточного
сцепления гусениц с грунтом. В противном
случае момент трения тормоза должен быть
K
равен —.— .
1д
Установим баланс мощностей в случае до-
статочного сцепления гусениц. Согласно фор-
муле E4) момент, передаваемый забегающей
полуоси (при /^ = 3), M-L = 1,5 Мк ; угловая
скорость при затянутом тормозе io2 = -^-wK и
мощность, расходуемая забегающей полуосью,
определится по формуле
т. е. равна удвоенной мощности, передаваемой
диференциалу от двигателя через трансмиссию.
Кажущееся противоречие закону сохране-
ния энергии разъясняется динамикой отстаю-
щей полуоси. Момент, передаваемый отстаю-
щей полуоси, согласно формуле E4) равен
Мj — — 1,5 Мк; угловая скорость её wj — -^-юл,-
и мощность Nt — — М'к и>к Отрицательный
знак указывает, что поток мощности здесь
идёт не от двигателя к гусенице, а от остова
машины через отстающую гусеницу к дифе-
ренциалу.
Таким образом в рассматриваемом случае
мощность Мк<&к циркулирует в такой после-
довательности: забегающая полуось — остов
машины — отстающая полуось — диферен-
циал — забегающая полуось. Описанный про-
цесс носит название рекуперации мощ-
ности. При рассмотрении баланса мощно-
стей не учтены потери на трение, а также
наличие прицепа и сопротивлений перекаты-
ванию гусениц, которые снижают величину
циркулирующей мощности.
Для установления коэфициента нагрузки
двигателя определим среднюю скорость ма-
шины v — <*>к г){, момент трения по формуле
E5), угловую скорость машины (см. фиг. 20)
-JL- !JL
и угловую скорость тормоза из формул E3)
и плана скоростей (фиг. 20)
J шк —
ш,с — шг\ R— 0,5В '
1д ш«
откуда
<°г = A —16—\
R ) *'
Подставляя приведённые выражения в фор-
мулу E0), получим
R
М
res
min
Id
При повороте с Rmin =0,5/^5 потери в тор-
мозе, представляемые третьим членом фор-
мулы E6), равны нулю. При ббльших радиу-
сах нагрузка двигателя, обусловленная сопро-
294
ТЕОРИЯ ТРАКТИРА
[РАЗД. IV
тивлением повороту, уменьшается, но соот-
ветственно увеличиваются потери в тормозе.
Первые два члена формул E2) и E6) одина-
ковы. Поэтому диаграмма фиг. 24 относится и
к механизмам поворота с двойным диференциа-
лом, но суммарное отношение %': т. здесь пред-
ставится прямой с индексом R = 0,Ыд В == 1,5В
(при id = 3). Поэтому коэфициент нагрузки
двигателя при двойном диференциале значи-
тельно ниже, чем при простом. Это достигнуто
при одинаковом радиусе поворота за счёт сни-
жения потерь в тормозе.
в) Механизм поворота с бортов
вы ми фрикционами (фиг. 26). В зависи-
мости от условий поворота следует различать
два случая.
Первый случай -— сила тяги отстающей
гусеницы положительна, т. е.
или v =
ВР„
0,5.
Поворот достигается уменьшением момента
трения отстающего бортового фрикциона
Mr = Mi. Момент, передаваемый забегающей
гусенице, равен ^М'к — М^\ и поворачиваю-
щий момент равен
Мв = 0,5В (Р2 - />,) =
(М'к - 2МГ) ,
т. е. поворачивающий момент увеличивается
с уменьшением момента трения Мг. Скорость
забегающей гусеницы равна скорости прямо-
линейного движения v2 — '<ак гк_ Средняя ско-
рость v машины на повороте и угловые ско-
рости си- и Wj определятся из плана скоро-
стей машины (фиг. 20):
R
R
,5В '
Jl =
R — 0,5В
« R -+- 0,5В
Относительная угловая скорость ведущих и
ведомых дисков отстающего фрикциона равна
В
Момент трения отстающего фрикциона
равен моменту касательной силы тяги отстаю-
щей гусеницы
Подставляя приведённые выражения в фор-
мулу E0), получим
R
"\ KD >
/? + 0,5В
т. е. нагрузка двигателя на повороте (при
v <. 0,5) равна нагрузке на прямолинейном
участке.
Второй случай — сила тяги отстающей гу-
сеницы отрицательна, т, е.
Рг =0,5Р„-
Мг
В
ИЛИ V =
Мг
ви.
Поворот достигается выключением отстаю-
щего фрикциона и притормаживанием отстаю-
щей полуоси. Поворачивающий момент равен
М. = 0,5В (Р2-Рг)=
(Мк + Мг)
так как А = и Р2 =
г г
1 к к
Отметим, что расчётный момент трения
каждого бортового фрикциона должен быть
не менее М'к, так как в разбираемом случае
вся мощность двигателя передаётся к забе-
гающей гусенице.
Наибольшее теоретическое значение мо-
мента трения тормозаМт (при Я =0 и PfxO)
равно Мк при условии достаточного сцепле-
ния гусениц с грунтом. В противном случае
момент трения тормоза должен быть равен
0,5 yGrK .
Нагрузку двигателя определим по фор-
муле E0) подстановкой приведённых выше
выражений v, <лт и шг = и»1# Момент трения
тормоза равен моменту силы тяги отстающей
гусеницы:
Получим
R
+
R-\-Q,5B ' PK{R-\-i),5B>
OJi\R-o,bB
~T
E8)
Km\VL I
Сравнение формул E2) и E8) даёт сле-
дующий вывод: коэфициент нагрузки двига-
теля на повороте при бортовых фрикционах
в два раза меньше, чем при простом дифе-
ренциале. Это снижение нагрузки достигается
за счёт снижения потери в тормозе, а также
вследствие понижения средней скорости ма-
шины на повороте. Зависимость между коэ-
фициентами нагрузки двигателя и параметром
поворота показана на диаграмме фиг. 27.
Наименьший радиус поворота машины ра-
вен половине колеи. Потери в тормозе в этом
случае равны нулю. При больших радиусах
поворота работа сопротивлений повороту
уменьшается, но возникают соответствующие
по величине потери в тормозе.
г) Планетарный механизм пово-
рота. Из кинематики механизма (см. фиг. 28)
при шг — 0 имеем:
Передаточное число планетарного меха-
низма iM, при котором наименьший радиус
ГЛ. VI]
ТЕОРИЯ ПОВОРОТА КОЛЁСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ ТРАКТОРОВ
295
поворота равен /?mIn, определится из плана
скоростей машины.(см. фиг. 20):
Поворачивающий момент равен
. _ Лт1п-0,5В__
'л — - з . —
(при Яш1п= 1,5В).
Угловая скорость тормоза планетарной
передачи <х>г, соответствующая повороту ма-
шины с i заданным радиусом R, определится
ио формуле
— (**+ 0.5) В
# ч- 0,5В
E9)
Момент на тормозе планетарной пере-
дачи Мт:
Мг= -. — Mi, F0)
где Mi — момент на отстающей гусенице.
Динамика поворота машины при выклю-
чении фрикциона и торможении остановочным
тормозом аналогична динамике с бортовыми
Фиг. 28;
фрикционами. Наименьший радиус поворота
в этом случае равен половине колеи.
В последующем излагается динамика по-
ворота, достигаемого воздействием водителя
на фрикцион или тормоз планетарной пере-
дачи. В этом случае наименьший радиус пово-
рота равен Rm-m --- {iM + 0,5) В.
Если параметр v меньше 0,5, поворот до-
стигается уменьшением момента трения фрик-
циона отстающего механизма. Нагрузка дви-
гателя при повороте в этом случае равна на-
грузке при прямолинейном движении.
Если параметр v больше 0,5, поворот дости-
гается полным выключением фрикциона и тор-
можением корпуса отстающего механизма.
Уравнение моментов, приложенных к зад-
нему мосту:
В соответствии с формулой F0) получим
следующие выражения моментов, приложен-
ных к полуосям:
Л1в=0,5В (Р2- Л)=^5- [М'к + (l + 2lM)Mr).
гк
Наибольшее теоретическое значение мо-
мента трения тормоза Мг (при Ркр=0 и Pf^
«0) равно М'к при условии достаточного сце-
пления гусениц с грунтом. В противном слу-
чае момент трения тормоза должен быть равен
0,5
При повороте машины, снабжённой плане-
тарным механизмом, имеет место рекуперация
мощности, если параметр поворота больше 0,5.
Баланс мощностей аналогичен изложенному
на стр. 293.
Нагрузку двигателя определим по фор-
муле E0) подстановкой приведённых на стр. 294
выражений величин v и u>j. Угловая скорость
тормоза оуг определится по формуле E9). Мо-
мент трения тормоза на основании формулы
F0) равен:
1
(L
\+iM\BPK
Получим
0,5
Мт
/V + 0,5В ^ (R + 0,5В) Рк ^
Шге9 0 A R- (/ж + 0,5) В
#min
0,5
-г L
т-iV -• F1)
Наименьший радиус поворота равен полу-
торной колее машины (при iM=\). При боль-
ших радиусах работа сопротивлений повороту
уменьшается, но возникают соответствующие
по величине потери в тормозе.
При сравнении формул E8) и F1) видим,
что первые два члена этих формул одинаковы;
поэтому диаграмма (фиг 27) относится и к пла-
нетарным механизмам. Суммарный коэфициент
нагрузки двигателя при планетарном механизме
представится прямой с индексом R = \,bB (при
1М = 1). Снижение нагрузки двигателя дости-
гается при одинаковом радиусе поворота за
счёт снижения потерь в тормозе.
д) Сравнение различных меха-
низмов поворота. Формулы E2), E6),
E8) и F1) можно заменить следующим выра-
жением:
М2 = М'
iMMr.
vo
где Vq—скорость при прямолинейном движе-
нии.
Как видно из этой формулы, уменьшения
нагрузки возможно достигнуть либо умень-
шением v (как при бортовых фрикционах),
либо увеличением Rmiu (как при двойном ди-
ференциале), либо одновременным примене-
296
ТЕОРИЯ ТРАКТОРА
[РАЗД. IV
нием обоих мероприятий (как в планетарном
механизме).
Установим возможность поворота тихоход-
ного сельскохозяйственного трактора и быстро-
ходной транспортной машины по мощности дви-
гателя и сцеплению забегающей гусеницы с
грунтом, основные параметры которых приве-
дены в табл. 8.
Таблица 8
Основные параметры гусеничных тракторов
Название величин
Удельная мощность
трактора в л. elm . . .
Скорость движения
Отношение длины
опорной поверхности к
Коэфициент нагрузки
на прямолинейном пути.
К. п. д. трансмиссии .
Коэфициент, учиты-
вающий смещение полю-
сов и влияние попереч-
Коэфициент сопроти-
вления повороту ....
Условные
обозначе-
ния
G
V
X
1)
I*
о.
о
н
7 я
¦ о.
U н
IO
I
1,2
о,94
°,85
2 О
о.7
Л°
ж н а
?•§"§.
не"
12,5
1.4
О.6
0.85
1,2
о.7
Параметр поворота и коэфициент сцепле-
ния забегающей гусеницы определяются по
следующим формулам:
Mres fiX 103G Ц
res _ t* ov. F2)
BPK
300r
В
2Mt
SP,
Nr,
F3)
Подставляя цифровые значения в форму-
лу F2), получим для сельскохозяйственного
трактора
V~ 300
300.0,85-0,94
2-U)
094 ''
для транспортного трактора
= 0.7-1,2-80-1,4-4,0_д ,
V~ 300-0,85-0,6 ~ ' '
Коэфициенты нагрузки двигателя, исчислен-
ные по формулам E2), E6), E8) и F1),'приве-
дены в табл. 9.
Таблица 9
Коэфициенты нагрузки двигателя х' при повороте
трактора
Тип механизма поворота
Простой дифереициал
Двойной . (при ктт = 1,5В)
Бортовые фрикционы
Планетарный механизм (при Rm -т = \,ЬВ)
С.-х. трак-
тор
2,2б
1.38
1ДЗ
1.оз
Транспорт-
ный трак-
тор
3.6?
1,6+
1,84
1,22
Коэфициент сцепления забегающей гусе-
ницы, исчисленный по формуле F3) для сель-
скохозяйственного трактора, равен 1,44, для
транспортного трактора — 0,78.
Как видно из приведённых цифр, примене-
ние простых диференциальных механизмов
вызывает заглухание двигателя при повороте
трактора
Возможность поворота сельскохозяйствен-
ного трактора с бортовыми фрикционами ли-
митируется сцеплением забегающей гусеницы
с грунтом. Коэфициент нагрузки %' указанного
трактора на повороте вполне реален. При
оценке двойных диференциальных механизмов
необходимо учесть, что увеличение наимень-
шего радиуса поворота обусловливает сниже-
ние коэфициента }*, а следовательно, соответ-
ствующее снижение параметра поворота \. По-
этому при этих механизмах возможность по-
ворота сельскохозяйственного трактора лими-
тируется также сцеплением забегающей гусе-
ницы с грунтом. На основании изложенного
для сельскохозяйственных тракторов можно
рекомендовать механизмы поворота с борто-
выми фрикционами или двойным диференциа-
лом.
Поворот транспортного трактора требует
применения планетарного механизма поворота,
рассчитанного на ббльшие значения наимень-
шего радиуса поворота (RmiD > l,5fi). Все рас-
смотренные выше механизмы обусловливают
перегрузку двигателя на повороте.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Груздев Н. И., Танки (теория), Машгиз, 1944.
2. Карельских Д. К. и Кристи М. К., Теория,
конструкция и расчёт трактора, Машгиз, 1940.
3. Крживицкий А. А., Тяговые свойства трактора
на транспорте, Машгиз, 1941.
4. ЛьвовЁ. Д., Теория трактора, Машгиз, 1946.
5. Медведев М. И., Конструирование трактора»
ОНТИ, 1935.
6. С в и р щ е в с к и й Б. С, Эксплоатация машино-
тракторного парка. Сельхозгиз, 1937.
7. X а л к и о п о в А. Д., С.-х. тракторы, изд. ЛИМЭСХ,
1931.
Глава VII
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
РАЗВИТИЕ КОНСТРУКЦИЙ СЕЛЬСКОХО-
ЗЯЙСТВЕННЫХ ТРАКТОРОВ
Механическая тяга в сельском хозяйстве
осуществляется почти исключительно при
помощи тракторов, к которым присоеди-
няются различные орудия и машины. Другие
приёмы (канатная тяга, автоплуги, электро-
плуги и пр.) применяются лишь в особых
условиях.
Тракторы стандартного типа пока-
заны на фиг. 1—4.
Универсальные тракторы, пригод-
ные для обработки не только зерновых, но и
пропашных культур, показаны на фиг. 5-7.
Ходовая система их приспособлена для
движения по междурядьям, над растениями.
Пневматические шины низкого давления рас-
ширили универсальность трактора, облегчив
его использование на транспорте.
Новейшей тенденцией развития являются
тракторы-агрегаты, у которых с.-х. инвен-
тарь разного назначения навешивается на
трактор и управляется трактористом непо-
средственно с сиденья. Это уменьшает вес
агрегата и позволяет механизировать упра-
вление инвентарём.
Гусеничные тракторы и колёсные мощ-
ностью свыше 30 л. с. выпускаются преиму-
щественно стандартного типа, а колёсные
тракторы до 30 л. с.— универсального и в боль-
шинстве снабжаются пневматическими шинами
низкого давления. Садовые тракторы отли-
чаются небольшими габаритами и обтекаемыми
формами, позволяющими проходить под кро-
нами деревьев; огородные имеют небольшую
мощность A,5—8 л. с) и выполняются в виде
одноосного передка, опирающегося сзади на
присоединённое к нему орудие.
Мощность тракторов характеризуют ма-
ксимальной мощностью двигателя на регуля-
торе и тяговой мощностью в нормальных
полевых условиях.
Конструктивными признаками трактора
являются тип двигателя и род топлива, тип
движителя и особенности конструкции, опре-
деляющие его назначение.
Плановое хозяйство СССР обусловливает
необходимость и возможность создания для
сельского хозяйства единой системы тракто-
ров. Под последней понимается совокупность
минимального количества типов и моделей,
способных обслужить все потребности сель-
ского хозяйства в механической тяге.
Одним из критериев при решении данного
вопроса может быть экономичность работы
трактора. Для сохранения высокого эксплоа-
тационного к. п. д. рабочий диапазон тяговых
усилий трактора не должен быть выше чем
1,65—1,8 в зависимости от его конструкции.
В связи с этим шкала тяговых мощностей
системы тракторов должна представлять собой
геометрический ряд. Показатель ряда можно
принять ~ 1,5, чтобы рабочие зоны тяговых
усилий смежных по мощности тракторов
частично перекрывали друг друга.
Другим критерием могут служить условия
агрегатирования. Исходя из этого, шкала
тяговых мощностей системы должна пред-
ставлять собой арифметический ряд, поскольку
ширина захвата с.-х. инвентаря при увели-
чении числа машин и орудий в сцепке воз-
растает в арифметической прогрессии. Раз-
ность прогрессии может быть принята равной
6 тяговым л. с. для тракторов малой и средней
мощности и 12 л. с. для более мощных. Эти
цифры соответствуют мощности, необходимой
для работы одного и двух плужных корпусов
захватом 35 см при пахоте стерни со средним
удельным сопротивлением 0,45 кг/см2 на глу-
бину 20 см при скорости 5 км/час.
Совещание по механизации сельского
хозяйства A946 г.) наметило систему с.-х.
тракторов из пяти классов со следующими
тяговыми мощностями на стерне: 1) мелкие
тракторы 6—8 л. с, 2) тракторы малой мощ-
ности 12 л. с, 3) средней мощности 24 л. с,
4) мощные 36 л. с. и 5) большой мощности
50 л. с.
ОБЩАЯ КОМПОНОВКА С.-Х. ТРАКТОРОВ
Все механизмы трактора могут быть раз-
биты на следующие пять групп: 1) силовая
установка, 2) силовая передача, 3) ходовая
система, 4) органы управления и 5) рабочее
оборудование.
В качестве силовой установки на тракто-
рах преимущественно применяются четырёх-
тактные бескомпрессорные дизели и карбю-
раторные двигатели. Карбюраторные двига-
тели в основном устанавливаются на тракто-
рах малой и средней мощности и работают на
бензине, дестиллате, лигроине и керосине.
Фиг. 1. Трактор СХТЯ 15/30.
Фиг. 2. Трактор СТЗ-НАТИ.
Фиг. 3. Трактор „Кировец Д-35"
Фиг. 4. Трактор „Сталинец-80".
302
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
В иностранном тракторостроении имеются
случаи применения двухтактных калоризатор-
ных двигателей (немецкие тракторы Ланц) и
двухтактных дизелей GMC (американские гу-
сеничные тракторы Аллис-Чалмерс). Имеют
распространение тракторы с газогенератор-
ными установками. Большинство тракторных
двигателей — четырёхцилиндровые, при боль-
ших мощностях—шестицилиндровые. На трак-
преимущественно трёхколёсную систему с
одним часто сдвоенным передним направляю-
щим колесом. Для узких междурядий, когда
под трактором проходят три рядка, приме-
няются четырёхколёсные универсальные трак-
торы. На гусеничных с.-х. тракторах пре-
имущественно применяются ходовые системы
полужёсткого типа. Трактор СТЗ-НАТИ имеет
упругую гусеничную систему.
Фиг. 5. Трактор Джон-Днр.
торах небольшой мощности иногда устана-
вливаются двигатели с меньшим числом ци-
линдров A, 2 и 3).
Двигатели устанавливаются на тракторе
продольно при вертикальном расположении
цилиндров или поперёк — при горизонтальном.
Расположение двигателя оказывает непосред-
ственное влияние на схему трансмиссии
(фиг. 8 и 9).
Остов трактора выполняется рамным, без-
рамным и полурамным.
На фиг. 10 показана рама СТЗ-НАТИ. Дви-
гатель вместе с муфтой монтируется на двух
передних поперечинах, а задний мост с короб-
кой передач — на двух задних. Приспо-
собляемость агрегатов к деформациям рамы до-
стигается трёхопорной системой крепления и
применением соединительных зубчатых муфт.
При безрамной конструкции картеры транс-
миссии и двигателя соединяются на фланцах
в общий жёсткий корпус, опирающийся на
ходовую систему трактора.
В полурамных конструкциях (фиг. 11) дви-
гатель устанавливается на подрамнике, при-
крепляемом к картеру трансмиссии. Благодаря
этому он разгружается от передачи веса
остова и легко может быть снят с трактора.
У стандартных колёсных тракторов ходо-
вая система выполняется с двумя задними
ведущими и двумя передними направляющими
колёсами. Универсальные тракторы имеют
Ширина колеи у стандартных тракторов
определяется из условия центрального рас-
положения тяги при пахоте и подсчитывается
по уравнениям:
где Вк — ширина колеи колёсного трактора,!
Вг — ширина колеи гусеничного трактора^
Вп — захват плуга и b — ширина колёс или
гусениц.
У универсальных тракторов ширина колеи
подбирается с учётом получения между кром-
кой гусеницы или колеса и рядком защитной
зоны не меньше 15—20 см (фиг. 12). Совре-
менные универсальные тракторы имеют пере-
менную ширину колеи, минимальный размер
которой назначается из условий пахоты, а
максимальный — по наиболее широким между-
рядьям. Задние колёса в этом случае делаются!
переставными, а передняя ось — раздвижной
У гусеничных тракторов изменение размера
колеи достигается применением сменных де-<
талей.
Вертикальная проходимость универсальных
тракторов определяется возможностью про-
хода растений под трактором при междуряд-
ной обработке. При этом зоны вертикальных
просветов должны иметь достаточную ши-
рину, а прилегающие к ним детали трактор^
должны быть обтекаемой формы.
гл. чщ
ОБЩАЯ КОМПОНОВКА С.-Х. ТРАКТОРОВ
303
Фиг. 6. Трактор Фор мол.
Фиг. 7. Трактор Клетрак HG.
304
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
[РАЗД.IV
Фиг. 8. Трансмиссия трактора при продольном рас-
положении двигателя.
Фиг. 10. Рама трактора СТЗ-НАТИ.
Фиг. 9. Трансмиссия трактора при поперечном рас-
положении двигателя.
Фиг. 11. Остов полурамной конструкции.
— 1390-
Фиг. 12. Схема проходимости по междурядьям тракторов „Универсал,
ГЛ. VII]
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТРАКТОРОВ
305
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТРАКТОРОВ
Наиболее экономичный двигатель для трак-
тора — дизель; минимальный удельный расход
200—225 г/л. с. ч., а кривая удельных расходов
имеет пологий характер. У калоризаторного
двигателя Ланц минимальный удельный рас-
ход топлива ~ 260 г\л. с. ч. при повышенном
Nnc. XT3на металлических колесах
ШНотётГв трансмиссииШ
стз-нлти
0.5
О
1 v м/сек
Мпс. X ТЗ на пневматических шинах
600
1.5
v м/сек
Фиг. 13. Диаграммы рабочих балансов тракторов.
расходе масла, попадающего в цилиндр с
продувочным воздухом. У карбюраторных
двигателей, работающих на бензине с октано-
вым числом не ниже 70, минимальный удель-
ный расход приближается к дизелям. Двига-
тели, работающие на дестиллате, расходуют
250 — 280 г/л. с. ч., а на керосине — 300 г/л. с. ч.
и выше.
Экономичность работы трактора в боль-
шой степени зависит от его ходовой части.
Из сравнения рабочих балансов (фиг. 13),
составленных по материалам испытаний на
стерне нормальной влажности, следует: 1) трак-
торы на металлических колёсах со шпорами
имеют большие потери на самопередвижение;
потери на буксование у них быстро растут с
увеличением тягового усилия; 2) у тракторов
на пневматических шинах низкого давления
потери на самопередвижение невелики, но
буксование сильно растёт с увеличением тяго-
вых усилий, особенно на рыхлых почвах и
при повышенной влажности; 3) у тракторов
на гусеничном ходу потери на самопередви-
жение несколько выше, чем у тракторов на
пневматиках, но благодаря хорошему сцепле-
нию с почвой и малому буксованию суммар-
ные потери у них ниже.
Испытания гусеничных тракторов в поле-
вых условиях, проведённые в СССР в 1945 г.,
показали, что на стерне при буксовании ~ 7%
тяговые усилия составляли 0,65—0,7 от веса
трактора.
По испытаниям НАТИ в 1935 г. тяговые
усилия тракторов на шинах низкого давления
20 Том И
составляли на сухой стерне 32—40% от общего
веса трактора при буксовании ~ 10—15%.
В последующие годы эти соотношения удалось
повысить благодаря увеличению диаметра ве-
дущих колёс, развитию почвозацепов на по-
крышках и снижению веса на передок. На треке
опытной станции в Небраске в 1937—1941 гг.
получены тяговые усилия до 0,6—0,65 от веса
при буксовании 10—15%
Для увеличения сцеп-
ного веса тракторы на
шинах снабжаются бал-
ластом в виде грузов
на ведущих колёсах и
жидкости, заливаемой в
камеры. В качестве ти-
пичного примера можно
привести трактор сред-
ней мощности, у кото-
рого при собственном
весе ~- 2150 кг вес доба-
вочных грузов, устана-
вливаемых на задние ко-
лёса, составляет ~885 кг,
а вес жидкости, заливае-
мой в камеры, 365 кг.
У тракторов-агрегатов
потребность в балласте
меньше за счёт исполь-
зования веса орудия
и вертикальных соста-
вляющих реакций почвы
на его рабочих органах.
Тракторы на металличе-
ских колёсах со шпора-
ми по тяговому усилию
на единицу веса зани-
мают среднее положение между гусенич-
ными тракторами и тракторами на пневма-
тиках.
1,5
1J5 v м/сек
ЖОР,/, кг
Фиг. 14 Тяговые характеристики трактора Мак-Кормик
W-9 на пневматических шинах по испытаниям в Небраске.
Эволюция передач тракторов происходит
направлении расширения диапазона пе-
306
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
по5_
'мин
1200Vni.
кги
14
12
10
8
6
-1400
-1200
-1000
кг
L.
•я"
.—
-—
4=
A
)
Л
о
II
!^*
n
Г
Mi
A-
e
s
1
/
>
го Ng
9e
г
псч.
500
400
300
ГС
90
80
1000
800
600
s —
70
6
т
I
z
-
-и
—
У
/
="
-н-
- V
V
2
- Л1
;
>
1
/
С
г
S
/
1
s-
к)
1
S4
N
12
\
S
7
\
100 200 300 400 500
П.С.Ч
1000
900
800
Фиг. 15. Регуляторная характеристика двигателя
.Универсал".
то
то
1000
Фиг. 18. Тяговая характеристика трактора „Универсал-2-1
на второй передаче при культивации пропашных.
W0
380
360
340
зго
\
/7
_»»
t
+
|
и—
\
\
V
4
—о
—<
—¦
SS
0 5 10 15 ?0 25 30 J5 40 45 50Nenc
Фиг. 16. Регуляторная характеристика двигателя
СТЗ-НАТИ.
об
мин -псч.
1500
Ю00
600
500
-400
400
-
I
4-
I
\
\
i
-r
V
>
\
-/7 -
7 1
1
и
4
3c-
0
—*
1
e
"Г*
ч
—
—I—
A
|
L-
|
T
-
l
i
Ц
-
Фиг. 19. Тяговые характеристики трактора СТЗ-НА.ТИ
на первой вспашке пара
0 W 20 30 Nenc 0 400 800 W0 1600 2000 ?Ш РКркг
Фиг. 17. Регуляторная характеристика двигателя КД-35. Фиг. 20. Тяговые характеристики трактора КД-35 на стерне
ГЛ. VII]
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТРАКТОРОВ
307
Таблица 1
Спецификация советских тракторов
Наименование
1
Дви гатель
Тип двигателя
Топливо:
основное
пусковое
Гарантированная максималь-
ная мощность Nm на регуля-
торе В Л. С.
Число оборотов в минуту
при Nm
Вес двигателя с вспомога-
тельными агрегатами в кг
Число цилиндров
Диаметр цилиндров в мм
Ход поршня в мм
Рабочий объём в л
Степень сжатия
Порядок работы цилиндров
Число поршневых колец:
компрессионных
масляных
Число опор коленчатого
вала
Расположение клапанов
Начало открытия всасываю-
щих клапанов в градусах по-
сле в. м. т.
Конец закрытия всасываю-
щих клапанов в градусах по-
сле и. м. т.
СХТЗ 15/30
2
Четырёх-
тактный
карбюра-
торный
Керосин
32
1050
760
4
152
6,4
4,15
1-3-4-2
3
i
2
Стали-
нец-60
3
Четырёх-
тактный
карбюра-
торный
Лигроин
72
650
1300
4
i«5
2l6
18,45
З.96
1-3-4-2
4
1
3
Стали-
нец-65
4
Четырёх-
тактный
дизель
Ди»ельное
75
85о
2ООО
4
145
2O5
13-53
15.5
1-3-4-2
5
2
5
Универ-
сал 1 и 2
5
Четырёх-
тактный
карбюра-
торный
Керосин
Бензин
22
I2OO
45°
4
95
137
3-57
4.1
1-3-4-2
3
i
2
Кировец
Д-35
6
Четырёх-
тактный
дизель
Дизельное
37
1400
685
4
IOO
13О
4,о8
17,о
1—3-4—2
4
2
5
СТЗ-НАТИ
7
Четырёх-
тактный
карбюра-
торный
Керосин
52
1250
72O
4
!25
7.46
4.о
*-3-4—2
3
i
5
Стали-
нец-80
8
Четырёх-
тактный
дизель
Дизельное
93
IOOO
2ООО
4
45
2O5
Г3-53
15-5
1-3-4-3
5
2
5
Верхнее
10
40
10
42
2О° ДО
в. м. т.
20
9
39
ю° до
в. м. т.
46
8
38
14 ДО
в. м. т.
32
308
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
Продолжение табл. 1
Наименование
1
Начало открытия выпуск-
ных клапанов в градусах
до н. м. т.
Конец закрытия выпускных
клапанов в градусах после
в. м. т.
Подача топлива в систему
питания
Карбюратор или система
смесеобразования
Система зажигания
Угол опережения зажигания
в градусах
Система смазки двигателя
Ёмкость масляной системы
в л
Система охлаждения
СХТЗ 15/30
2
5°
10
Самотёк
Карбюра-
тор Энсайн
RW
Магнето
СС-4
35
Разбрызги-
ванием с
насосом
IO
Термоси-
фон
I
Ёмкость системы охлажде-
ния в л 4°
1
Регулятор
Система пуска
Центро-
бежный
Вручную
Стали-
нец-60
3
35
IO
Вакуум-
бачок
Карбюра-
тор Энсайн
ААЕ
Магнето
СС-4
35
Комбиниро-
ванная
Принуди-
тельная
бо
Центро-
бежный
Вручную
Стали-
нец-65
4
50
1б
Подкачи-
вающая
помпа
Форка-
мера
Самовос-
пламенение
-
Комбиниро-
ванная
2О
Принуди-
тельная
9°
Центро-
бежный
всережим-
ный
Пусковым
двухци-
линдровым
четырёх-
тактным
двигателем
Универ-
сал 1 и 2
5
о1
IO
Самотёк
Карбюра-
тор К-11
Магнето
СС-4
35
Разбрызги-
ванием
с насосом
7.5
Термоси-
фон
27
Центро-
бежный
Вручную
Кировец
Д-35
6
55
13
Подкачи-
вающая
помпа
Вихревая
камера
Самовос-
пламенение
Принуди-
тельная
15
Принуди-
тельная
Центро-
бежный
всережим-
ный
Пусковым
одноци-
линдровым
двух-
тактным
двигателем
СТЗ-НАТИ
7
51
9
Самотёк
ЛКЗ-50В
Магнето
СС-4
4°
Комбиниро-
ванная
Принуди-
тельная
55
Центро-
бежный
Вручную
Стали-
не ц-80
8
Ь4
25
Подкачи-
вающая
помпа
Форка-
мера
Самовос-
пламенение
-
Комбиниро-
ванная
27
Принуди-
тельная
б4
Центро-
бежный
всережим-
ный
Пусковым
двухци-
линдровым
четырёх-
тактным
двигателем
ГЛ. VII]
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТРАКТОРОВ
309
Продолжение табл. 1
Наименование
1
Трансмиссия
Главная фрикционная муфта
Передаточные числа транс-
миссии:
а) в коробке на передачах:
первой
второЯ
третьей
четвёртой
пятой
в) в центральной передаче
с) в конечных передачах
j •
Раздаточные механизмы
трансмиссии
Тормозы:
Тип тормозов
Диаметр барабана в мм
Рабочая ширина в мм
Ходовая система
колёсных тракторов
Продольная база в мм
Колея ведущих колёс в мм
Колея направляющих колёс
в мм
Диаметр и ширина обода
ведущих колёс в мм
СХТЗ 15/ЗС
2
Однодиско-
вая по-
стоянно
замкнутая
48/15
45/18
38?5
-
-
5o|i3X
X 75/13
Кониче-
ский
диферен-
циал
Ленточный
с двумя
затягивае-
мыми кон-
цами
3°5
64
2170
*35°
136°
1270X31°
Стали-
нец-60
3
Однодиско-
вая непо-
стоянно
замкнутая
32/14
29,17
35/21
-
-
43'12
52/12
Много-
дисковые
фрикцион-
ные муфты
Ленточный
с закре-
плённым
концом
387
IOO
—
-
-
Стали -
нец-65
4
Однодиско-
вая непо-
стоянно
замкнутая
З3 Х4
29/17
25/21
-
-
48/i2
52/12
Много-
дисковые
фрикцион-
ные муфты
Ленточный
с закре-
пленным
концом
387
IOO
—
-
-
Универ-
сал 1 и 2
5
Однодиско-
вая по-
стоянно
замкнутая
36/16
32/20
27,'25
-
-
бз/*з
8о/13
Кониче-
ский ди-
ференциал
Двухколо-
дочныи
У1-2
У2-1
242
45
У1-2170
У2-21О8
У1-1550
У2-134О
У1- зю
У2-139°
IO2OX2OO
Кировец
Д-85
6
Однодиско
вая непо-
стоянно
замкнутая
1
2,39
1,9б
1.75
1.49
Прямая
49/13
66/13
Много-
дисковые
фрикцион-
ные муфты
Ленточный
с закре-
пленным
концом
2
32O
7°
—
-
СТЗ-НАТР
7
Однодиско-
вая по-
стоянно
замкнутая
48/15
46/17
44/19
38/25
-
4i/16
6313
Много-
дисковые
фрикцион-
ные муфты
Ленточный
двойной
315
9о
—
-
-
Стали-
1 нец-80
8
Однодиско-
вая непо-
стоянно
замкнутая
2,54
1,58
1,12
°>77
о,59
39/14
27/12 Х53/*2
Много-
дисковые
фрикцион-
ные муфты
Ленточный
плавающий
2
42о
GO
—
310
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Продолжение табл. 1
Наименование
1
Почвозацепы:
Тип
Число, высота и ширина
почвозацепов
Тип передка
Подвеска передней оси
Диаметр и ширина обода
направляющих колёс в мм
Ходовая система
гусеничных
тракторо в
Колея гусениц в мн
Расстояние между осями
звёздочек и ленивцев в мм
Зацепление
Число звеньев, перемещае-
мых за один оборот звёз-
дочки
Гусеница:
Шаг звена в мм
Ширина в мм
Подвеска остова трактора
Число катков:
опорных
псддерживающих
СХТЗ-15/30
" 2
Клиновид-
ные
33
127X88
Двух-
колёсный
Шарнирная
864X158
-
-
-
-
-
_
Стали-
нец-60
3
-
-
-
-
1823
~2О25
Цевочное
i3o
2ОЗ
5°°
Полужё-
сткая
5
2
Стали-
не ц-65
4
-
-
-
-
1823
-2Г25
Цевочное
i3o
2ОЗ
5<х>
Полужё-
сткая
5
2
Универ-
сал 1 и 2
5
Клиновид-
ные
24
127X88
Двухко-
лёсный У-2;
сдвоенное
колесо У-1
Шарнирная
У-2;
Жёсткая
У-1
У1-бзо
-
-
-
-
-
Кировец
Д-35
6
-
-
-
-
1090
~i65o
Гребневое
12
173
аЗо
Полужё-
сткая
4
i
СТЗ-НАТИ
7
-
-
-
4 —
1435
~2бОО
Цевочное
".5
i76
39O
Балансир-
ная
4
2
Стали-
нец-80
8
-
-
-
i88o
-2375
Цевочное
13
аоз
5оо
Полужё-
сткая
5
2
ГЛ. Vll]
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТРАКТОРОВ
311
Продолжение табл. 1
Наименование
1
Оборудование:
Высота прицепа в мм при
погруженных почвозацепах
Число оборотов вала отбора
мощности в мин.
Приводной шкив:
число оборотов в мин.
диаметр в мм
ширина в мм
Генератор освещения
Мощность в вт
Напряжение в в
Общие данные:
Длина в мм
Ширина в мм
Высота в мм по радиатору
Вертикальный просвет в мм
(при погруженных почвозаце-
пах)
Рабочий вес трактора без
водителя в кг
Расчётные скорости вперёд
в км/час
Ёмкость топливных баков
в а:
основного
пускового
СХТЗ-15/30
2
345-545
536
6=5
428
230
ГБТ-4541
65
6-5
3485
1685
1625
2б2
Зооо
3-5-45 и
74
7°
3.5
Стали-
нец-60
3
45°
285 или 546
650
406
254
ГАУ-4Ю1
1ОО
6,5
4090
^395
2030
4оо
юооо
3,° -4.3 и
5.9
39°
i6
Стали-
нец-65
4
45°
-
850
32O
28О
ГАУ-4684
1ОО
6.5
4°9°
2415
2X5°
. 4°°
нооо
3.6-4.85
и 6,9
Зоо
7.5
Универ-
сал 1 и 2
5
420—580
536
б9б
Збо
i6o
ГБТ-4541
65 '
6,5
332O
У1-18бо
У2-165О
-155°
У1-73°
У2-5ОО
2О5°
3,4—4.8 и
7,2
8о
3
Кировец
Д-35
6
325
545
-
ГАУ-4Ю1
IOO
6,5
3°3°
143°
1390
335
385о
3.8-4,6-
5,2- 6,1-9,1
97
3
СТЗ-НАТИ
7
Зоо—48о
52б
735
34°
250
ГБТ-4692
65
6,5
3698
i86i
1575
33°
5100
3,8-4,5-
5-3 и 8,о
170
9
Стали-
нец-80
8
385
-
Г-о66
35°
12
4228
2456
2767
33°
11400
3,25-3 6
5,14-7-4 и
9-65
230
7
312
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
редач, увеличения числа их ступеней и повы-
шения скоростей движения. Скорости сель-
скохозяйственных тракторов на шинах рас-
пределяются следующим образом: на первой
передаче 4—5 км\яас. на второй 5—6 и на
третьей 6,5—7,5. Четвёртая и следующие пе-
лиях и неблагоприятных почвенных условиях
к. п. д. резко падает.
В полевых условиях на стерне к. п. д.
тракторов на металлических колёсах со шпо-
рами ~ 50%, при особо благоприятных почвен-
ных условиях до 60%.
»е
/1С
90
80
70
60
Gt
кг
час
20
16
12
в
/
/
/
Ну
м
>
V-
А
\\
\\
\\
г
м
кгм
90
80
70
60
J2
п.см.
210
210
400 600 800 1000 о5/мим
Фиг. 21. Характеристика двигателя трактора Сталинец-80.
редачи используются для транспортных ско-
ростей. Максимальная скорость доходит до
25 км\час.
Диапазон скоростей советских гусеничных
тракторов от 3,6—4,0 км/час на первой пере-
даче до 8—9 на высшей. На американских
гусеничных тракторах первая скорость обычно
ниже B,4—2,7 км\час). Число скоростей у
гусеничных тракторов 5—6.
К. п. д. тракторов на пневматиках при
наших испытаниях в 1935 г. на сухой стерне
не превышал 68%. В условиях опытной стан-
ции в Небраске на искусственном треке к. п. д.
достигает 80%. При больших тяговых уси-
О 1990 2000 3000 W0O 5000 6000 7С00 Ркркг
Фиг. 22. Тяговые характеристики на стерне тр"актора
Сталинец-80.
К. п. д. гусеничных тракторов 70—75%,
причём величина его относительно мало
чувствительна к изменению почвенных усло-
вий.
Для повышения экономичности работы
трактора зона его высоких к. п. д. должка
быть расположена на участке наиболее упо-
требительных тяговых усилий (фиг. 14).
В сводной табл. 1 сгруппированы спе-
цификации тракторов отечественных моделей,
а на фиг. 15—22 приведены регуляторные
характеристики двигателей и тяговые харак-
теристики тракторов, полученные при офи-
циальных испытаниях.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. К а р е л ь с к и х Д. К. и Кристи М. К., Теория,
конструкция и расчёт тракторов, Машгиз, 1940.
2. Львов Е. Д., Теория трактора, Машгиз, 194в.
3. Свирщевский Б. С, О системе с.-х. тракторов,
„Вестник машиностроения" №9—10, 1945.
4. Слонимский В. Я-. Анализ конструкций иностран-
ных с.-х. тракторов и прогресс их конструкций за по-
следние годы". Сборник докладов на научной сессии,
посвященной 25-летнему юбилею НАТИ 30 мая —
3 июня 1944 г. НАТИ (на правах рукописи).
5. Чудаков Д. А и Трепененков И. И., Неко-
торые проблемы советского тракторостроения, „Сред-
нее машиностроение" № 2, 1941.
6. Ч у д а к о в Д. А., Теория подбора передач для с.-х.
тракторов. .Труды НАТИ", выпуск 38, Машгиз, 1940.
7. Ч у д а к о в Д. А., Баллонные шины для тракторов и
с.-х".машин, „Механизацяя социалистического сельского
хозяйства" № 11, 1936.,
8. The Tractor Field book —1945 Chicago Farm Imple-
ment News Co.
9. The Red Tractor Date book—1944—It) 15 гг. Kansas City.
Implement & Tractor.
Глава VIII
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
ГЛАВНЫЕ МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ
Классификация и типовые конструкции.
Для соединения двигателя с трансмиссией при-
меняются главным образом сухие однодиско-
вые муфты трения: а) постоянно замкну-
тые, б) полуцентробежные и в) непостоянно
замкнутые.
В муфтах постоянно замкнутого типа давле-
ние на диски осуществляется пружинами
(фиг. 1). В муфтах полуцентробежного типа
Фиг. 1. Главная муфта
трактора СТЗ-НАТИ.
для нажатия на диски используется, помимо
давления пружин, центробежная сила грузи-
ков (фиг. 2). В муфтах непостоянно замкну-
того типа давление на диски осуществляется
рычажным нажимным механизмом — жёстким,
как у трактора КД-35 (фиг. 3), или с упругими
элементами (фиг. 4).
Определение размеров поверхностей
трения муфты. Расчётный момент трения глав-
ной муфты Мф подсчитывается по формуле
гв)
A)
где Мт — расчётный момент двигателя (при
максимальной мощности); р = 2-5-2,5 — коэфи-
циент запаса сцепления; Рн — усилие нажатия
на диски при включённой муфте; ц— коэфи-
циент трения; гт — плечо трения; 1ф — число
пар поверхностей трения; р — удельное давле-
ние на диски; гн и гв — наружный и внутрен-
ний радиусы дисков (табл. 1).
Таблица 1
Расчётные коэфициенты трения \х. и удельное
давление р для сухих муфт
Поверхности трения
Сталь по чугуну
Сталь по стали
Сталь по райбесту
Сталь по металлокерамике .
0,15—0,18
о, 15
°'3
°>3
Р
в кг]см?
1.5—3.0
2,5—4,0
1,0—2,5
4-6
Проверка муфт на нагрев производится по
формуле
..г
< Зч-5°, B)
' ~~ 427cG
где М — повышение температуры в градусах;
L — работа трения в кгм (см. гл. VI); 7~Д°ЛЯ
тепла, отводимая рассчитываемой деталью;
с — теплоёмкость, для чугуна и стали с —
= 0,115 ккал/кгград; G—^вес детали в кг.
Расчёт нажимного механизма муфт
постоянно замкнутого типа. Выбор на-
жимных пружин. Усилие каждой из г
пружин в рабочем состоянии
Усилие при выключенной муфте
Р'= A,15-=-1,25) А
314
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Главные муфты
Таблица 2
1рактор
СХТЗ 15/30 . . .
„Универсал* . . .
СТЗ НАТИ . . .
С-65 •
.Коминтерн" . . .
Мт
в кгсм
2250
I3O0
Зооо
7ооо
75°°
Основные размеры
\ф
2
2
2
2
4
гн
В ММ
176
!37»5
17б
197
2°5
Гв
в мм
IO2
86
IO2
89
137.5
Давление
Рн
в кг
744
72O
744
2б8о
825
на диски
Р
в кг/см1
J.I5
2,О
I.I5
2,76
1,14
МФ
в «ген при
ji-0,3
636о
493°
бзбо
24 ооо
I" 2ОО
в
2,8
3-8
а, 12
344
2-3
• При усилии на рычаге управления, равном 2Ъкг.
Диаметр проволоки пружины
где D:d = 5ч~8 — отношение диаметров пру-
жины и проволоки; т — допускаемое напряже-
ние на кручение 4000-4-5000 кг/см'К
Полученный d округляется согласно
ОСТ/НКМ 20006.
Пружины тракторных муфт изготовляются
холодной навивкой из проволоки ПК-1.
Коэфициент жёсткости пружины
Р' — Р
k = ^~J-. D)
Зазор между дисками при выключенной сухой
муфте: As = 0,75ч-1,25 мм для однодисковых
муфт и 0,35-5-0,6 — для многодисковых при об-
шивке райбестом, 0,2-г-0,35 — без обшивки.
Число рабочих витков пружины
E)
где G — модуль упругости на кручение.
Таблица 3
Пружины
Трактор
СХТЗ 15 3). . . .
„Универсал" . . .
СТЗ-НАТИ . . .
„Коминтерн" . . .
пружин
о
о
S
У
12
ч
12
I
главных муфт
со
5
5
ю
ю
С|
27
27
27
84
Число
витков
6
Я 1)
р.»
5
5
5
5-5
о
ОЛЬ
с
7
7
7
7
Усилия
пружи-
ны в кг
Р
62
Ьо
62
190
Р'
72,5
оо
72,5
23°
S3
ЗРоо
49оо
39°о
49QO
Привод управления. Ход передвиж-
ной втулки:
se = (Ah -f As) 1ф[н, F)
где ДЛ — допускаемый межрегулировочный из-
нос трущихся поверхностей, iH — передаточное
Фиг. 2. Муфта сцепления
полуцентробежного типа:
1 — рычажки с центробеж-
ными грузами; 2—компен-
сирующие ролики; 3 — ве-
дущие пружины; 4 —ведо-
мый диск с пружинными
пластинками.
число рычагов, расположенных между пру-
жинами и втулкой.
Максимальное усилие на педали 20—25 кг
при ходе педали 80-f-120 мм.
Фиг. 3. Главная муфта трактора .Кировец Д-35".
Фиг. 4. Муфты непостоянно замкнутого типа с упругими элементами в нажимном
механизме:
а—главная муфта трактора Катерпиллер D-6: 1 —двуплечие рычажки с центро-
бежными грузами; 2 — пружинные серьги F штук), коэфициент жёсткости каждой
ft = 250 кг/мм; 3 — оттяжные пружины C штуки), k — 16,5 кг/мм каждой;
4 — крестовина; 5 — передвижная втулка; 6 — тормозок.
б— главная муфта трактора Аллис-Чалмерс HD-7: / — компенсационные пружины
A5 штук), коэфициент жёсткости каждой k = 20 кг/мм, предварительная затяжка
56,6 кг; 2—двуплечие рычажки с центробежными грузами F штук); 3 — регулиро-
вочный диск; 4 — фиксатор его; 5 — нажимные винтовые дорожки; 6 — тормозок.
При выключенной муфте
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
317
Расчёт нажимного механизма муфт полу-
центробежного типа. Нажимное усилие на
диски
р = p_i_maJr,_fL G)
Здесь Р — давление нажимных пружин;
т — масса грузика; г — число их; о> — угло-
вая скорость муфты; г—расстояние центра
тяжести грузиков от оси вращения муфты;
а и Ъ — см. фиг. 2.
Нажимные пружины рассчитываются на
передачу только расчётного момента двига-
Фиг. 5. Схема к расчёту муфт непостоянно замкнутого
типа.
теля; грузики же должны обеспечить коэфи-
циент запаса.
Расчёт нажимного механизма муфт не-
постоянно замкнутого типа. Согласно схеме
фиг. 5 приведённый ход деформации деталей
муфты при включении
(8)
где
С\ —
a sin ср0
k — приведённый коэфициент жёсткости де-
талей муфты.
Полный ход передвижной втулки
(9)
Величина хода замыкания s3 = 2 -f- 3 мм.
Наибольшее усилие на передвижной втулке
A0)
где
a sin ср0 -\- jj.k (a cos у0 + р)
W
\kh — коэфициент трения между диском и ры-
чажками, у\м—к. п. д. механизма.
Усилие на передвижной втулке для выклю-
чения муфты
» г- г,
(Н)
В муфтах с компенсационными
пружинами (фиг. 4, б) предварительное
сжатие пружин должно быть не больше нажим-
ного усилия при изношенной на ДЛ-/^ муфте,
т. е.
где Ря и р — нажимное усилие и коэфициент
запаса сцепления у новой муфты, Pmin—у из-
ношенной.
Отсюда коэфициент жёсткости пружин
k ~
Ри 1 —
A2)
Приведённый ход / деформаций деталей
муфты за время включения
f ~ Т- + ~-Р^ = С, D -s2-, A3)
где ki — приведённый коэфициент жёсткости
других деталей муфты, деформируемых при
включении, помимо компенсационных пружин
Параметры муфт сцепления непостоянно
замкнутого типа не стабильны и зависят от ре-
гулировки; поэтому для оценки выбранной
Рнкг
Фиг. 6. Регулировочная характеристика главной муфты
трактора Аллис-Чалмерс HD-7.
схемы и конструктивных размеров нажимного
механизма следует построить регулиро-
вочную характеристику муфты
(фиг. 6). На оси абсцисс отложены sp рабочий
ход передвижной втулки, соответствующий
различным регулировкам, а на оси ординат —
Рн, f и Qm&x, подсчитанные по приведённым
формулам.
318
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Таблица 4
Трактор
„Сталинец-65"
„Кировец Д-35"
Катер пиллер D-6
Аллис-Чалмерс HD-7
Нажимные механизмы муфт непостоянно
Нажимной механизм
Жёсткий рычажный
-
С пружинными се-
рёжками
С компенсацион-
ными пружинами
а
i8
16
19
20
Зазмеры
Ь
39
25.5
33
5°
по фиг
1
48
51
54
48
замкнутого типа
. 5 в мм
?
7,5
12
15
5
«Ро
4°
1Об
75
i°5
Постоянные
нажимного ме-
ханизма в Чмм
с,
0,003
О.ОО2
о,оо5
о,оо4
с2
о,оо9
о,он
0,0137
о,оо8
Коэфици-
енты жест-
кости
в кг мм
А* 47°°
-
k«»2700
ftj»IOOO
ft« 300
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Классификация и типовые конструкции.
На тракторах устанавливаются коробки с пере-
ключаемыми шестернями или с зубчатыми муф-
тами. Число ступеней преимущественно 4—6.
По кинематической схеме тракторные ко-
робки разделяются: 1) на коробки с однопар-
ными передачами, 2) с прямой пере-
дачей, 3) с многопарными передача-
ми и 4) составные коробки. На фиг. 7 Д^_
п
по ДВСВ
Фиг. 7. Коробка передач трактора СТЗ-НАТИ.
48 46 44
Передаточные числа: /, =— = 3,2-, i3 — — = 2 " '
15 XI
1,52; i,
приведён чертёж коробки однопарного типа
СТЗ-НАТИ. Коробка имеет четыре ступени
передач вперёд и одну назад.
Для расширения диапазона передаточных
чисел в коробке транспортного трактора
СТЗ-НАТИ для пятой пониженной скорости
введены две дополнительные промежуточные
пары.
Ведомый вал коробок с однопарными переда-
чами у с.-х. тракторов общего назначения рас-
полагается ниже, у пропашных—часто выше оси
коленчатого вала двигателя.
У коробок с прямой пе-
редачей (фиг. 8) валы со-
единяются непосредственно
(прямая передача) или че-
рез две пары шестерён, из
которых одна постоянная
к промежуточному валу.
Прямая передача назна-
чается для транспортной
скорости, или для наиболее
употребительной рабочей.
В коробках гусенич-
ных тягачей „Интернацио-
нал М-5* (фиг. 9) шестерни
находятся в постоянном за-
цеплении, а переключение
передач производится по-
средством передвижных зубча-
тых муфт.
В коробках с многопарными
передачами трактора Аллис-Чал-
мерс HD-7 (фиг. 10) на всех пере-
дачах вперёд, кроме четвёртой,
участвуют три пары шестерён;
при четвёртой - одна пара. Зад-
ний ход получается через четыре
пары шестерён.
В коробке „Сталинец-80" (фиг.
11) на всех передачах, кроме пя-
той, применён промежуточный
редуктор переднего и заднего
хода. Всего коробка даёт пять пе
редач вперёд и четыре назад.
Передача осуществляется через
одну пару шестерён при пятой
скорости, через две — при пере-
дачах заднего хода и через три
пары на всех остальных.
Составные коробки передач (фиг. 12) пред-
ставляют собой сочетание коробки и двух-
ступенчатого редуктора.
= ^ = 2,31;
Схема расположения
валов
(бид спереди трактора)
Ч-Ш
34 27
34 24
. 34 23 ,„ . 34 21
34 23 23
Фиг. 8. Коробка передач трактора „Кировец Д-35". Передаточные числа: *i - Те ¦ sj - 2,39; ;„=. ^ • у6 « 1,96; j3- ^ _ "Ь75; ''= Tfi ' SO ™ l>49; '5==1; *V~ Тб ' 23 ' li " 2>67-
От дви-
гателя
Фиг. 9. Коробка передач гусеничного тягача „Интернационал М-5" (рзз-
вбртка). Передаточные числа:
52 57 52 48
оН • oi = 5,42; л, ~ — • — = 3,2,
26 21
26 30
/ 52 36 1 м-
'8=26'42a1'48'
I -1.
_ 52 44 57
V " 26 26 36 55-
Фиг. 10. Коробка передач трактора Аллис-Чалмерс HD- 7 (развёртка).
9fi 42 47 26 32 33
Передаточные числа: /, = — • ^ • fj =2.94; '= ~ 28 " 22 ' 2l = 2>12;
. 26 32 29 . 26 . .„ . 26 .32 26 32
'3~28 " 22 ' 25 " M7; '* ^ 28 ~ ' ' г " 28 22 " 17 " 26 " '
(О
н
о
Передаточные числа:
19 28 30
'2*19*15 '
19 28 25
h ~ 22 ' ГЭ* 2E " ' '
19 28
19 28
4 ~ 22 ' 19
16
5~27
28
i/-i" 26 '
28
'r«~ 26
28
S" 26'
28
Г4 "~ 26
21
17
8
\
- 0,77;
- 0,59;
30
15"
25
*2o "
21
24 "
17
*28
2,15,
- 1,34;
. 0,94;
- 0,65.
Расположение валов
Верхняя плоскость корпуса
Фиг. 11. Коробка передач трактора „Сталинец-80" (развёртка).
322
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
Переключение передач. В тракторных ко- Момент трения тормозка (табл. 6) опре-
робках применяются два способа переключе- деляется, исходя из длительности торможения
ния передач: посредством скользящих шесте- t =1-5-1,5 сек. первичного вала от расчётной
рён и посредством передвижных зубчатых угловой скорости шт до полной остановки
муфт (фиг. 9 и 12).
Переключение передач на с.-х. тракторах ®\шт t\p.\
почти всегда происходит при неподвижном Мтр= ^ . (lo)
тракторе.
Ш I
Ш\
Фиг. 12. Коробка передач трактора Аллис-Чалмерс HD-10W (развёртка).
Импульс ударного момента при переклю-
чении:
A5)
где к — отношение -~ редуцированных к пер-
wi
вичному валу моментов инерции масс, связан-
ных с ведомым и с ведущим валами коробки;
юх — угловая скорость ведущей шестерни в мо-
мент включения.
Применение зубчатых муфт уменьшает 8j
и распределяет ударную нагрузку на несколько
зубьев.
Для уменьшения <ох устанавливаются т о р-
м о з к и с приводом от вилки управления
-главной муфты (фиг. 13).
Для лёгкости включения сопрягаемых
шестерён торцы зубьев со стороны включения
делаются закруглёнными. У зубчатых муфт
иногда для облегчения включения зубья через
один на одном венце делаются укороченными,
а на другом совсем срезаются (фиг. 14).
Для быстрого переключения передач на
транспортном тракторе „Интернационал" при-
менена муфта двухстороннего дей-
ствия (фиг. 15), которая даёт возможность под-
ключать к основной коробке передач (фиг. 9)
промежуточный демультипликатор и таким
образом изменять передачи без переключения
шестерён в коробке.
Управление коробками передач.Переклю-
чение шестерён в коробках осуществляется
посредством передвижных вилок от одного
ручного рычага. Два рычага встречаются
в составных коробках.
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
323
Таблица 5
Коробки передач
Трактор
Тип коробки
Колёсные тракторы
Универсал
Аллис-Чалмерс WC
Форд Фергюсон
Фармол Н и М
Оливер 70НС
С однопарными
передачами
С прямой пере-
дачей
То же
Я
Составного типа
Гусеничные тракторы
„Сталинец-65"
СТЗ-НАТИ
С однопарными
передачами
То же
Число
ступе-
ней
•5
о.
впе
л
наз
3
4
3
5
б
i
i
i
i
i
3
4
i
i
Диапа-
зон пе-
реда-
точных
чисел
(вперёд)
2,1
3.6
6^25
5.25
1.9
2,1
Трактор
„КировецД-35"
, Сталинец-80"
Катерпиллер D-2
Катерпиллер D-6
Аллис-Чалмерс
НП 7
Аллис-Чалмерс
HD-10
„Интернационал
TD-9"
.Интернационал
TD-18"
Тип коробки
С прямой пере-
дачей
С многопарными
передачами
С прямой пере-
дачей
С многопарными
передачами
То же
Составного типа
С прямой пере-
дачей
Составного типа
Число
ступе-
ней
в*
хи
Си
впе
с
о
5
5
5
4
6
5
6
я
наз
4
i
4
I
2
I
2
Диапа-
зон пе-
реда-
точных
чисел
(вперёд)
4-32
3>°
4,о
3-17
3,85
3.4
3,9
Фиг. 13. Типовые конструкции тормозков первичного вала коробки передач: а — „Коминтерн"; tf--СТЗ-НАТИ;
в — Клетрак; г - С-65, д — Катерпиллер.
324
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Фиксация положения, занимаемого вилками
переключения передач, производится двумя
способами: стопорами и замками.
Таблица 6
Тормозки первичного вала коробки передач
Трактор
„Сталинец-65"
СТЗ-НАТИ .
Аллис-Чал-
мерс HD-7 .
s «
к ч
Момент ш
первичног
в кг • см ¦
7.55
I.O
пт об/ми
850
1250
15°°
Размеры
поверхно-
стей трения
в мм
гн
75
об, 5
6з
Гв
5°
32,5
31
§
са
X
Давление
ски в кг
170*
36
22O*
Расчётный
при и-=0,3
32O
48
Зоо
<и
г^
S а:
Время тор
ния f в се
2,1
2,7
о,6
* При усилии на рычаге водителя, равном 25 кг.
В качестве стопора применяют или
цилиндрический стержень с коническим на-
конечником (фиг. 16), или шарики.
Стопоры, показанные на фиг. 16, выполняют
одновременно функции предохранителя
от включения двух передач.
На фиг. 17 приведены кривые усилий, необ-
ходимых для выключения стопоров.
На мощных тракторах распространены фи-
ксаторы замкового типа. На фиг. ^по-
ложение вилок фикси-
руется замками-за-
щёлками /, заскаки-
вающими в пазы на
вилках 2 и отжимае-
мыми рычагом 3 при
входе его в паз.
На ряде тракторов
применяется блоки-
ровка механизма пе-
реключения передач
с приводом главной
муфты. На фиг. 10 по-
казана блокировка по-
средством рычажков/,
запирающих замки 2
П
Фиг. 14. Схема муфты
облегчённого включения.
механизма переклю-
чения передач, при
включённой главной
муфте.
Ход рычага управления 80—120 мм от ней-
трального положения.
Кинематический расчёт коробки пере-
дач. Передаточные числа трансмиссии трактора
на разных передачах ilt i2,..., im определяются
из тягового расчёта трактора (см. гл. VI).
Передаточное число трансмиссии равно
произведению передаточного числа коробки
1К на постоянное передаточное число /о
остальных редукторов трансмиссии.
/ = iK k = iK '
В с.-х. тракторах в большинстве случаев
*0"О/п> т- е- в коробке нет ускоряющих пе-
редач.
Таблица 7
Механизмы переключения передач
Трактор
„Универсал"
„Кирове ц-35"
(первые об-
разцы) ....
„Сталинец-65"
Аллис-Чал-
мерс HD-7
Число передач
3
5
3
4
Количество вилок пере-
ключения
2
3
2
3
Тип фикса-
тора
Стопор
(стержень)
Стопор
(шарик)
Замок
То же
Пружина
фиксатора
Усилие Р во вклю-
чённом положении
в кг
8
*9
5
4
Усилие Р' при
выключении
в кг
2О
24
Ч
34
Коэфициент
жёсткости ft в
кг/мм
1.9
о.5
о,8з
Таблица 8
Передаточные числа трансмиссий
Трактор
«Универсал"
Фармол Н. .
СТЗ-НАТИ .
.Киров ец Д-35"
„Сталинец-80«
Катерпиллер
D-6
Общее
транс-
миссии
h
67.1
104,8
39-73
45.75
7°<4
86,5
1т
32,2
i6,84
18,87
19.14
16,3
21,78
Постоянное
редукторов
'0
6з
13
49
1б
41
1б
49
13
39
Ч
5?
12
*0
8о
13
66
12
63
13
бб
13
27 53
12 12
59
12
'0
29,8
16,84
12,4
19>2
27,8
2О,9
Коробки
передач
36
i6
55.47
18'23
48
15
3427
16 24
2.54
1кт
27
25
1,О
з?
25
1,О
16
27
?5
24
Числа зубьев шестерён в однопарных короб-
ках подсчитываются из условия одинакового
расстояния А между осями валов.
Число зубьев ведущей и ведомой шесте-
рён:
A7')
2 (Л + t\m) iK
здесь т—модуль шестерён коробки; tq —коэ-
фициент разведения осей.
ГЛ. VIH]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
325
Фиг. 15. Муфта двухстороннего действия с демультипликатором гусеничного тягача .Интернационал М-5":
/— ведущий диск; 2 —переключающие пальцы; 3 — коромысло переключения; 4—пружины механизма
включения; 5 — демультипликатор.
Окг
30
25
20
15
(О
5
О
\
Ркг
24
16
~ 8
~ 0
\
\
5)
Z
я/
/р,
р} у
Ур'
4 R 19 f ми
а)
Н
\
12N 5 6 7 SMM
Фиг. 16. Механизм переключения передач трёх-
ступенчатой коробки трактора „Универсал".
Фиг. 17. а — диаграмма связи усилий Q и переме-
щений s вилки коробки передач при стержне-
вом / и шариковом // стопоре; б— характеристика
пружин стопоров.
326
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
В тракторных коробках применяется в ос-
новном нулевое и смещённое симметричное
зацепление (т) = 0). В том случае, когда при
Y) = 0, требуемое передаточное число не полу-
чается, то для корректировки применяют на
отдельных передачах смещённое несимметрич-
ное зацепление; при т) = -f- 0,5 сумма чисел
зубьев будет на единицу больше, а при ч\ =
= —0,5 — на единицу меньше, чем при т)=0.
При косозубых шестернях для той же
цели можно изменять угол у наклона зуба.
В составных коробках при последователь-
ном комбинировании всех ступеней коробки
сначала с одной, а затем с другой ступенью
редуктора передаточное число редуктора
т-\
A5)
где т — общее число передач.
Вторая ступень редуктора в современных
конструкциях обычно выполняется прямой
передачей.
Фиг- 18. Механизм переключения передач трактора
„Сталинец-65".
Вид по стрелке 7
) ! Фиг. 19. Механизм переключения передач
*—' трактора Катерпиллер D-4.
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
327
ЗАДНИЕ МОСТЫ
Основные механизмы и общая компо-
новка. Механизмы заднего моста: 1) централь-
ная передача, 2) раздаточные механизмы (ди-
ференциалы или муфты поворота) и 3) конеч-
ные передачи.
На колёсном тракторе СХТЗ 15/30 конечные
передачи отсутствуют. Центральная передача
состоит из конической и цилиндрической пары.
На фиг. 21, 22 и 23 приведены конструкции
задних мостов гусеничных тракторов с тремя
типами двойных диференциалов.
Задние мосты с муфтами поворота выпол-
няют с общим монтажом обеих муфт и с инди-
видуальным монтажом.
На тракторах СТЗ-НАТИ (фиг. 24) обе
муфты сидят на поперечном валу и образуют
с ним общий монтажный комплект, который
вставляется в корпус сверху и закрепляется
Фиг-. 20. Задний мост трактора .Универсал
Фиг. 21. Задний мост гусеничного тягача .Интернационал М-5".
На пропашном тракторе „Универсал" в нём бугелями. Вставные перегородки отде-
(фиг. 20) конечные передачи расположены у ляют муфты от центральной передачи,
ведущих колёс и высоко поднимают над зем- Нарушение сцепления в центральной пе-
лёй корпус заднего моста. редаче при каждой переборке муфт, трудность
328
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
Ш5Ц5 копеп
650 до середины машины
Фиг. 22. Задний мост трактора Фамо, модель Рюбецаль
Фиг. 23. Задний мост трактора Ганномаг.
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
329
надёжно уплотнить вставные перегородки,
уменьшение жёсткости корпуса из-за отсут-
ствия постоянных перегородок послужили при-
чиной применения конструкций с индивиду-
ально монтируемыми муфтами.
У трактора Кировец Д-35 (фиг. 25) каждая
муфта монтируется с боковых сторон трак-
тора. Такие конструкции применимы для
тракторов небольших и средних мощностей.
Для индивидуального монтажа муфт пово-
рота на тракторах Аллис-Чалмерс (фиг. 26)
вал заднего моста 1 выполнен полым и про-
шлицован внутри. Вал муфт 2 прошлицован
чем при спиральных, и почти такие же, как
при прямозубых конических шестернях.
На фиг. 29 приведены схемы установки и
регулировки центральных передач. На
схеме а — четыре объекта регулировки: люфты
в подшипниках валов обеих шестерён и осе-
вые положения шестерён, на схеме б — три
и на схеме в — две регулировки.
Ступени регулировки должны быть не гру-
бее чем 0,075 мм.
В некоторых конструкциях применяются
регулируемые упоры 4 (фиг. 28) для ограни-
чения деформаций большой конической ше-
стерни.
Фиг. 24. Задний мост трактора СТЗ-НАТИ.
снаружи и пропущен внутри первого, что по-
зволяет при монтаже, отодвинув внутренний
вал, поднять муфту вверх.
С той же целью на тракторе „Сталинец-80"
(фиг. 27) поперечный вал 1 заднего моста вы-
полнен из трёх частей, соединённых фланцами 2.
Чтобы снять муфту, достаточно отъединить
наружный барабан от диска 3, сидящего на
валу конечной передачи, и разъединить фла-
нец вала заднего моста:
В составном валу тракторов Мак-Кормик
TD-18 (фиг. 28)связь между отдельными частями
вала выполнена в виде шлицевого соединения
боковых хвостовиков 1 с зубчатыми муфтами 2,
ириболченными к средней части вала 3. Хво-
стовики центрируются в подшипниках, уста-
новленных в дисках тормозных барабанов.
Центральные передачи. Центральные пе-
редачи выполняются преимущественно в виде
пары конических шестерён с прямыми или кри-
волинейными зубьями — спиральными или зе-
рольными.
Благодаря нулевому углу спирали осевые
усилия шестерён с зерольными зубьями меньше,
Диференциалы. На тракторах устанавли-
ваются простые диференциалы на колёсных
и двойные, или сложные, на гусеничных.
При простых диференциалах распределение
ведущего момента Мк между полуосями дифе-
ренциала с учётом трения в шестернях сле-
дующее:
ЛЯ Г\ С АЛ \Л . \
A9)
Момент трения в диференциале Мтр при
повороте может доходить до 0,2ЬМк.
При блокировке расчётный момент на по-
луоси
Мтъх =
B0>
однако по сцеплению с грунтом он ограничен
величиной
0,5cpG2r«
BО'>
Здесь ср — коэфициент сцепления трактора
с грунтом; О2 — реакция грунта на ведущие
330
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД, IV
Фиг. 25. Задний мост трактора „Кировец Д-35".
Фиг. 26. Задний мост трактора Аллис-чалмерс HD-7: / — вал заднего моста, 2—вал
муфт поворота.
Фиг. 27. Задний мост трактора .Сталинец-80*: 1 — ведуцрш вал; 2— фланцы составного вала; 3 — диск тормозного барабана.
332
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
колёса; гк — радиус качения их и 1п — пере-
даточное число между диференциалом и ко-
лёсами.
Двойные диференциалы устанавли-
ваются на гусеничных тракторах. От простых
они отличаются наличием двойных сателлитов,
из которых внутренние находятся в зацепле-
нии с полуосевыми шестернями, а наружные —
с шестернями тормозных барабанов. При под-
тормаживании одного из барабанов сателлиты
однако, не больше чем допускает сцепление
гусениц с грунтом, т. е.:
B2)
1п
Соответствующий тормозной момент
при условии
GrK
Здесь i
Фиг. 28. Задний мост трактора Мак-Кормик TD-18:
/—боковые хвостовики; 2 — зубчатые муфты; 3 — средняя часть вала;
4 — упор конической шестерни.
поворачиваются вокруг своих осей, перека-
тываясь по шестерне тормозного барабана,
и тем создают разные скорости гусениц.
По конструкции двойные диференциалы
разделяются на: б — конические, в - цилин-
дрические иг — комбинированные (фиг. 30).
В коническом диференциале один и тот
же двойной сателлит находится в зацеплении
с полуосевыми и тормозными шестернями на
обеих сторонах трактора.
В диференциалах с цилиндрическими ше-
стернями число сателлитов вдвое больше, чем
в конических. Кинематическая связь между
полуосями осуществляется путём зацепления
между собой внутренних сателлитов обеих
сторон.
У комбинированного диференциала вну-
тренние сателлиты конические, наружные —
червячные пары; связь наружных сателлитов
с тормозными барабанами осуществляется ци-
линдрическими зубчатыми передачами: на
одной стороне через одну пару шестерён, а на
другой — через две.
Расчёт двойных диференциалов. Связь
угловых скоростей и моментов см. гл. VI.
В двойном диференциале величина крутя-
щих моментов на полуосях может превышать
момент, передаваемый коробкой диференциала.
Предельная величина их
М
t),)>tJ-b/
•1
отношение угловых скоростей
тормоза и отстающей полуоси при остановлен-
ном корпусе (шк = 0). B2').
Для возможности сборки диференциала
сумма чисел зубьев полуосевой и тормозной
шестерён должна быть кратной числу сател-
литов. При двойных сателлитах, помимо этого,
необходимо, чтобы взаимное расположение
зубьев внутреннего и наружного сателлитов
было одинаковым у всех сателлитов.
Передаточное отношение / шестерён двой-
ного диференциала должно быть взято в соот-
ветствии с заданной величиной минимального
радиуса поворота /?2min забегающей гусеницы
B3)
B1)
где В — ширина колеи трактора.
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
333
Обычно при двойных диференциалах
A825)В
а1 (,)
Расчёт шестерён диференциала произво-
дится по моменту на полуоси на первой
передаче при равномерном распределении на-
грузки на все сателлиты. Напряжения в шестер-
нях до 3000 кг/см2 по Льюису. Удельное давле-
ние на осях сателлитов 200—250 кг/смК
Муфты поворота. Муфты поворота в боль-
шинстве случаев многодисковые постоянно
Поворот по в
8,7 м,
Поворот по 30
Фиг. 29. Типовые схемы установки и регулировки цен-
тральных передач.
Фиг. 30. Схемы тракторных диференциалов.
замкнутого типа. Ведомые барабаны одновре
менно тормозные. Поверхности трения — ме-
талл по раисбесту или биметаллические диски
с металлокерамическим покрытием. У с.-х.
тракторов в связи с редким применением тор-
мозов отвод тепла от дисков производят на
ведомый барабан, для чего ведомыми делают
стальные диски, а ведущими — райсбестовые;
у транспортных тракторов — наоборот.
Метод расчёта муфт поворота аналогичен
расчёту главных фрикционных муфт.
Таблица 9
Диференциалы тракторов
Трактор
. Колёсный СХТЗ
15/30
Колёсный „Уни-
версал*
Гусеничный Кле-
трак HG
Гусеничный
Линке — Гофман
Гусеничный
Ганиомаг
Тип диференциала
Простой конический
То же
Двойной цилиндри-
ческий
Двойной кониче-
ский
Двойной комбиниро-
ванный
Число зубьев, или число ходов червяка
внутренних
сателлитов Вх
13
9
14
13
полуосевых
шестерён Ах
Зб
24
33
23
2О
наружных са-
теллитов Вг
i8
5°
12
тормозных
шестерён At
24
28
27
червя-
ка
3
червяч-
ного
колеса
14
Передаточ-
ное отно-
шение
. Л.»1
2.75
a,8i
З.46
Минималь-
ный радиус
поворота
забегаю-
щей гусе-
ницы
^2 mln=
-?•
1,86 В
i,9i В
2,23 В
334
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Расчётный момент трения муфты поворота
определяется по сцеплению с грунтом
при коэфициенте запаса 0 = 1,8 -ч- 2,5.
Расчётный коэфициент сцепления с почвой
у с.-х. тракторов <р = 1,2.
Конечные передачи. У колёсных тракто-
ров конечные передачи располагаются в кар-
тере заднего моста; у гусеничных и некото-
рых колёсных пропашных — возле ведущих
колёс.
X.-J
Фиг. 31. Конечная передача трактора СТЗ-НАТИ.
Центральное расположение конечных пере-
дач облегчает регулировку ширины колеи
трактора путём перемещения ведущих колёс
по полуосям.
Картеры конечных передач жёстко (фиг. 31)
соединены или составляют одно целое (см.
фиг. 21) с картером заднего моста.
На фиг. 32 приведён вариант конструкции
двойной конечной передачи для гусеничного
трактора пропашного типа, а на фиг. 32а —
двойная конечная передача трактора „Стали-
нец-80".
Вращение ведомой шестерни конечной пе-
редачи передаётся ведущему колесу или звёз-
дочке трактора посредством общего вала (см.
фиг. 25) или общей ступицы (фиг. 31), враща-
ющейся на неподвижной оси.
Для защиты от утечки масла и попадания
грязи на тракторе СТЗ-НАТИ применён цен-
тральный самоподжимной сальник (фиг. 32).
Широкое распространение получили тор-
цевые сальники, состоящие из двух шайб,
одна из которых вра-
щается.
У торцевых саль-
ников трактора „Ста-
линец-80* (см. фиг.
32а) вращающиеся
Фиг. 32. Двойная конечная передача гусеничного про-,
пашного трактора.
шайбы металлические, а неподвижные—кожа-
ные. Нажимное устройство представляет собою
гофрированную латунную трубку с восемью
спиральными пружинами.
На тракторах Аллис-Чалмерс обе уплотни-
тельные шайбы из стали С —1,5%, Ni —0,29%,
Si — 0,780/0, Мп — О,47°/о и Сг — 0,02<У0 и зака-
лены до твёрдости Rq — 64 -f- 66. Трущиеся
поверхности обработаны с высокой степенью
чистоты. Шайбы прижимаются друг к другу
с удельным давлением 0,9—1 кг\см*.
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
335
Расположение осей
Вид на трактор едоку
Фиг. 32а. Двойная конечная передача трактора .Сталинец-80"
336
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Таблица 10
Муфты поворота
Трактор
СТЗ-НАТИ
(с.-х. тип)
СТЗ-НАТИ
(транспортный)
,Сталинец-65в
.Коминтерн"
„Кировец Д-35"
Основные размеры
1Ф
18
i8
3*
33
12
гн
в см
13.9
13-9
16,85
14.65
13.9
гв
в см
9.95
9-95
-.15
".45
9/95
Поверхности
трения
характери-
стика
Сталь по рай-
бесту
То же
Сталь по чу-
гуну
Сталь по рай-
бесту
V-
о.З
о.З
о,3
о, i8
о.З
Давле-
ние на
диски
Рн
7зо
7ЗО
9бо
46о
75°
МФ
в кгсм
4,6 7°°
46 7оо
135 ооо
34 ооо
Зззоо
Крутящий момент
на первой переда-
че в кгсм
34600
43 5оо
бэ ооо
18500
17 ioo
0,6 О • г„
п
1п
19700
зз зоо*
39 ооо
63000
is 9оо *
15400
14800
Р
по дви-
гателю
1.9
I.O7
3,i8
.,s
1,88
по сце-
плению
3,43
3,О1
х,б
215
1,86
1/56
3,i8
• Верхняя цифра без груза на платформе, нижняя — с грузом.
Нажимные механизмы муфт поворота
Таблица 11
1
Трактор
СТЗ-НАТИ
,Сталинец-б5"
.Коминтерн"
.Кировец Д-35"
Число
нажимных
пружин
6 наружных
6 внутренних
8
i
6 наружных
6 внутренних
d
в мм
5/5
3.5
5.5
14
5.5
3,5
D
в мм
34
2О
зз,5
88
39
23/5
Рабочее
число
витков
7.5
10
зо
4
б
8
Усилие одной
пружины в кг
Р
9°
30
I2O
460
оо
35
Р'
113
43,5
140
58о
из
5°
Давление на
диски
Рн
в кг
7зо
обо
4бо
75°
Р
в кг/см*
3.44
3/34
1.75
2.53
X
в кг/см3
574°
5ооо
59О0
47оо
574O
54оо
ДЕТАЛИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Шестерни. В тракторостроении приме-
няются прямозубые цилиндрические шестерни
с зубьями эвольвентного профиля; нарезка
зубьев производится методом обкатки; шли-
фовка зубьев обычно не практикуется. Угол
зацепления 20°.
Расчёт прямозубых шестерён на прочность
ведётся по формуле Льюиса:
° = Wt; B4)
корригированных — по формуле инж. Осипяна
(НАМИ):
^ B4.)
где sx —толщина зуба на расстоянии, равном
глубине захода Л3 от вершины зубьев.
Критерием стойкости зубьев против пит-
тинга служит напряжение осм смятия по Герцу.
Принимая одну пару зубьев в зацеплении,
в начале зацепления
600
Х2 {A sin a —
в конце зацепления
= 600]/^.
(A sin a — Xi)
Здесь А — межцентровое расстояние
B5)
B5)
Re — радиус окружности выступов, а го— ра-
диус основной окружности; индекс 1 отно-
сится к ведущей, а индекс 2 к ведомой
шестерням.
Напряжения смятия на поверхности зубьев
принимают: для среднеуглеродистых, закалён-
ГЛ. VIUJ
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
337
Таблица 12
Шестерни трансмиссий
Трактор
СХТЗ 15/30
.„Универсал"
СТЗ-НАТИ
(с.-х. тип)
„Стали нец-65"
„Кировец Д-35"
8
ёг
01
X
Я
"=;
Передача
Коробка передач
Коническая пара централь-
ной передачи
Цилиндрическая пара цен-
тральной передачи
Коробка передач
Центральная передача . . .
Конечные передачи ....
Коробка передач
Центральная передача . . .
Конечные передачи ....
Коробка передач
Центральная, передача . . .
Конечные передачи ....
Коробка передач
Центральная передача . . .
Конечные передачи ....
Коробка передач
Центральная передача . . .
1-я пара конечных передач .
2-я пара конечных передач .
Число зубьев
От 12 до 48
13—5°
13—75
От i6 до зб
13—63
13—8о
От 15 До 48
i6—41
13-63
ОТ 12 ДО 32
12-48
12—52
От i6 до 34
?3-49
13-66
От 15 ДО з°
14—39
12—27
12—53
Модуль
в мм
5/3.75
7-25
8,5.6,375
4,5/3-6
5.25—3.75
6/4,8
5/3,75
7,о
6,5/5.0
8,5/6,8
9,°
10,0
5/3.75
6,о
6,5/5
7,о
9,о
9°
ю.5
Длина
зубьев
в мм
От зо до 34
45—56
7З-84
ОТ 22 ДО 24
3. х.—so
37-34
46—40
От 24 до з*
52
бо—64
От з8 до 51
95-97,5
95— юб
От 23.5 ДО
32
42,4-40
59-45
От зб до ф
57
8о~- 75
IO5 -IO2
Угол
зацепления
"о В °
2О
I41.-,
2О
2О
2О
ЗО
2О
14'/а
2О
2О
17'/,
2О
го
н'/2
20
20
so
20
2О
Корригирование
зацепления
I, II и з. х., v-0
По Глиссону
V—0
V—0
1—о-О
По Глиссону
V— 0
По Глиссону
г»—0
¦и — у шестерён
постоянного заце-
нления и 1 передачи
по Глиссону
v — 0
V— 0
V
V
Примечание. Все шестерни прямозубые, за исключением конической пары центральной передачи трактора
.3Сталинец-80",у которой средний угол спирали = 4°22'2О".
ных в масло, или т. в. ч., хромистых и хромо-
никелевых сталей—ъсм < 16 ООО-г-20 000 кг/см2;
для цементованных легированных сталей асм <
< 20 000 -г- 25 000 кг\см*. Данные по шестер-
ням приведены в табл. 12—14.
Смазка в тракторных трансмиссиях — раз-
брызгиванием; смена масла через 200—300 час.
работы. На тракторах Клетрак применена не-
прерывная фильтрация масла. Принудительная
подача масла под давлением к трущимся де-
талям коробки передач применена на гусенич-
ных тягачах «Интернационал*.
Валы и оси. Конструкция валов трактор-
ных силовых передач зависит от способов
соединения их с сопряжёнными деталями. Пе-
редача крутящих моментов осуществляется
при помощи шпоночных, фланцевых или шли-
цевых соединений.
Материал сталь 40 или 40Х. Цементуемые
стали применяются для валов, изготовляемых
за одно иелое с шестернями, и для осей, на
которых вращаются детали, работающие под
¦большой нагрузкой.
22 Том 11
Расчёт валов тракторных передач состоит
из определения опорных реакций, расчёта на
прочность и проверки жёсткости.
Данные о напряжении в валах коробок
передач некоторых тракторов приведены в
табл. 15.
От прямозубой цилиндрической шестерни
вал нагружен окружной силой Р и радиальной
В случае косозубых шестерён, кроме окруж-
ной Р и радиальной,
р = j
r
cos у
ещё и осевой
От конической прямозубой или зерольной
шестерни с углом конусности 8 силами Р,
Pr = Ptga. cos о и
Ро == р tg a sin Ь.
338
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Таблица 13
Напряжения в зубьях шестерён трансмиссий
Трактор
СХТЗ 15/30
„Универсал"
СТЗ-НАТИ (с-.х. тип)
„Сталинец-65*
„Кировец Д-35"
Марка
стали
20ХН
20Х
20Х
45Х
20Х
Термообработка
глубина
це ментации
в мм
1.2—1,5
1.2-1,5
1.3-1»6
-
1.3—L6
твёрдость
54-6о Rq
54-6о Rq
>5б RC
444-512 НВ
54-61 Rq
Напряжения в зубьях в кг/ел* по уравнению B4')
коробка
передач
600—950
i6oo *
600-1000
900—1400
2300 *
600—950
750-1550
центральная
передача
конечные
передачи
при прямолинейном движении
на первой передаче
В конической паре
1750, в цилиндриче-
ской 1750-1850
i8oo
2250
1575
2300—2000
2400—2500
i8oo—195°
1650—1750
1300—1700
* При заднем ходе.
Таблица 14
Напряжения смятия на поверхности зубьев
шестерён конечных передач по уравнению B5)
Таблица 15
Напряжения в валах коробок передач
Трактор
СХТЗ 15/30 (цилин-
дрическая пара). . .
„Универсал" ....
СХТЗ-НАТИ (с.-х.
тип) •
„Сталинец-65" . . .
Кировец Д-35 . . .
и
о>
X •
|з
1-я пара
2-я пара
В
кг/см" на передаче
первой
в начале
зацепле-
ния
х8 25°
го ооо
17 7°°
22 5О0
и 5оо
II 7оо
16750
в конце
зацепле-
ния
9 боо
10500
99°о
9 ооо
6 боо
8гоо
7 4оо
высшей
в начале
зацепле-
ния
12 бОО
13 ооо
19 ГдО
l6 2O0
в конце
зацепле-
ния
6650
735°
6900
6500
Для спиральных зубьев с углом спирали f
сводка формул дана в табл. 16.
Жёсткость валов проверг^ется подсчётом угла
закручивания прогибов и углов наклона вала
в разных сечениях. Допустимые деформации
валов: угол закручивания — 0,01 рад./м; сум-
марный прогиб в сечениях, где приложены
Трактор
OS
и
Q.
О)
си
>>
СТЗ НАТИ (с.-х. тип)
а
О)
X
| Ч
t я
6
Вал коробки
передач
Веду-
щий
Ведо-
мый
Веду-
щий
Ведо-
мый
Веду-
щий
Ведо-
мый
Марка стали
45Г2
A345)
45Г2
A345)
45
20Х
45
45Х
Термическая
обработка
Твёрдость
269-321 Нв
То же
Твёрдость
286-321 Нв
Цементация
всего вала
1,3—1,6 мм и
термическая
обработка ше-
стерни до
Я#с > 56
Твёрдость
217-255 Яд
Закалка ше-
стерни до
444-512 Нв
Остальное
187-228 Нв
Напряжение на
разных передачах
(кроме заднего
хода) в кг1сл?
на кру-
чение
t
240
Я7О—55»
235
340—500
280
результи-
рующее
"рез
310—440
ох»—i8oo
600—95°
765—1500
390-360
575—1070
ГЛ. VIII]
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА ТРАКТОРА
339
силы — 0,15 мм; прогиб в плоскости валов— где п — произвольное расчётное число обо-
0,1 мм: суммарный перекос пары шестерён— ротов вала в минуту, h — срок службы под-
0,001 рад.
Шлицевые соединения. В силовых пере-
дачах советских тракторов применяются пре-
имущественно цилиндрические шлицевые со.-,
единения с прямоугольным профилем шлицев.
В приводах управления встречаются много-
шипника в часах.
Эквивалентная нагрузка
- т1*/~У а
зк — у Ь Z
B8)
Таблица 16
Усилие
Осевые
льные
Радиа
Шестерня
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Формулы для расчёта усилий шестерён со
У ведущей шестерни направление спирали
и направление вращения одинаковы
(tc л sin 5, \
,tgacos8i л
Гг Р К cos Т ' tg ' °Ш Jl 1
, /tgacoeS, \
' ; ^ C0ST 'ЕТ"П5я'1
спиральным зубом
У ведущей шестерни направление спирали
. и направление вращения разные
/tgaslne, 1
• о l \ cosy |tET"-e.J
/tgaCOSfi,
Р^ Я1 cost ts^mo'J
(tgaCOsS,
Г'-Г1 cosT «tg.JnB.j
Примечание. Положительное направление осевых усилий от вершины к основанию; радиальных—к оси
конуса. Индекс 1 относится к ведущей шестерне, 2 — к ведомой.
шлицевые соединения трапециевидного про-
филя. В новых конструкциях внедряется эволь-
вентный профиль шлицев, который проще
в изготовлении и менее ослабляет сечение вала.
Для неподвижной посадки на концах валов
применяют также конические шлице-
вые соединения с трапециевидным и с пря-
моугольным профилем; в последнем случае
на конус обрабатываются только внутренние
поверхности вала и ступицы.
Для цилиндрических шлицевых соединений
с прямоугольным профилем применяется цен-
трирование как по наружному диаметру D
так и по внутреннему d.
Центрирование по d обязательно при за-
калённых втулках.
В шлицевых соединениях с эвольвентным
и трапециевидным профилями центрирование
производится по боковым поверхностям шли-
цев.
При центрировке по D преимущественно
А
применяют посадки
2А
для неподвижных
соединений и — для подвижных. Здесь верх-
ние обозначения относятся к отверстию, а ниж-
ние к валу.
При числе шлицев п ^ 10 длина их
B6)
но не менее 1 -ь l,2rf.
Подшипники. Валы тракторных передач
монтируются на подшипниках качения.
Коэфициент работоспособности подшипни-
ков.
0,3
Здесь ах—часть времени работы трактора на
передачех;$х—отношение фактического числа
оборотов к расчётному п; Qx~ (R-^tnA) kgkK—
условная радиальная нагрузка на подшип-
ник.
Примерный эксплоатационный режим ра-
боты тракторов приведён в табл. 17.
Таблица 17
Распределение времени работы по передачам в %
Тип
трактора
Гусенич-
ный или
на метал-
лических
колёсах
Баллонный
(по амери-
канским
данным)
Коробка передач
i Трёхступен-
I чатая
J Четырёхсту-
| пенчатая
I Пятиступен-
1 чатая
г Трёхступен-
1 чатая
\ Четырёхсту-
1 пенчатая
Время работы в %
на разных пере-
дачах
I
2О
15
1б
ю
11
65
4о
3°
68
ад
Ш
ю
Зо
ЭР
i6
44
IV
ю
15
17
V
ю
B7)
Посадка вращающихся колец подшипников
напряжённая или тугая B-й класс точности);
посадка неподвижных — скользящая или плот-
ная. Посадки на валу по системе отверстия,
в корпусе — по системе вала.
Выбор посадок определяется также усло-
виями монтажа и регулировки узла.
340
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Таблица 1Н
Долговечность подшипников
Г
Трактор
„Универсал"
СТЗ-НАТИ (с.-х.тип)
„Сталинец-65"
Расчётная долговечность в часах
Подшипники коробки передач
4200—7250; задний подшипник вто-
ричного вала h = 7U0 час.
4600- 6350
1450—7000
Подшипники
муфт поворота
или диференциала
185O — 2О ООО
5800—20 ооо
> 20 ООО
Подшипники
конечных
передач
i°5°
3400-4200
18500
Подшипники
звёздочек
гусениц
-
2500—5400
2600—7600
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
ОСНОВНЫЕ СПОСОБЫ СОЗДАНИЯ ПОВО-
РАЧИВАЮЩЕГО МОМЕНТА
Поворачивающий момент, необходимый для
поворота трактора, может быть получен
(фиг. 33): а) изменением направления движе-
ния управляемых колёс при помощи рулевого
механизма у колёсных тракторов, б) регули-
а)
Фиг. 33. Схемы
получения поворачивающего
тракторов.
рованием крутящих моментов на ведущих
органах у гусеничных тракторов и в) комби-
нированием обоих способов, главным обра-
зом у пропашных тракторов.
У тракторов, имеющих в качестве разда-
точных механизмов диференциалы, изменение
ведущих моментов осуществляется путём за-
тягивания тормоза на отстающей стороне трак-
тора.
У тракторов, где раздаточными механиз-
мами являются фрикциэнные муфты, измене-
ние ведущего момента производится путём
частичного или полного выключения муфты
на отстающей стороне, а для создания отри-
цательного момента дополнительно затягива-
нием тормоза.
РУЛЕВЫЕ МЕХАНИЗМЫ КОЛЕСНЫХ
ТРАКТОРОВ
В трёхколёсных тракторах для изменения
положения передних колёс применяют пово-
ротную переднюю ось, в четырёхколёсных —
поворотные цапфы.
В табл. 19 приведены некоторые данные
по рулевым механизмам тракторов.
Таблица 19
Рулевые механизмы тракторов
Трактор
СХТЗ
15 30
Форд-
Фер-
гюсон
.Универ-
сал-1*
Фармви
MD
Передача рулевого
механизма
Червячная пара 25,2;
т = 5,5, у = 12 18'
Спиральная кони-
ческая передача 48/6;
питч=6; угол спи-
рали 28'
Цилиндрическая
пара шестерён 23/8
и коническая пара
50/9
Червячная пара32 2;
питч — 6,25; у ¦= 12°
Передаточ-
ные числа
'¦
«,5
8
i6
«з
о,88
о,8
и,о
Руле-
вое
колесо
Наклон вала
к горизонту
в градусах
43
75
о
2О
Диаметр
в мм
42O
460
42O
У трёхколёсного трактора Фармол (фиг.
34) поворот рулевого колеса через продоль-
ный вал /, расположенный над двигателем,
ГЛ. VIII]
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
341
и червячную пару, передаётся вертикальному
рулевому валу 2 и жёстко закреплённой на
нём передней оси 3 с колёсами. Вертикальный
рулевой вал установлен внутри кронштейна
перед радиатором. На фиг. 35 показан рулевой
механизм трёхколёсных тракторов Молин.
У трактора „Универсал I"
с комбинированным способом
получения поворачивающего
по Л В
Чистое
условии:
качение колёс выполняется при
tg Э
B9)
__ Посадка червячного сектора
г*" на конических шлицах вертикального
поворотного вапо
где о и р — углы поворота цапф внутреннего
и внешнего колёс, L — продольная база трак-
поСЯ
Фиг. 34. Рулевой механизм тракмрв Фармол MD.
момента на вертикальном рулевом валу уста-
новлены ркчаги, от которых идут тросы к
тормозам. Тормоз вводится в действие при
крутых поворотах. В других типах тракторов
управление тормозами производится от само-
стоятельных рычагов или педалей.
Рулевой механизм четырёхколёсных трак-
торов (фиг. 36) такой же, как на автомо-
билях.
тора к 2а — расстояние между осями шарниров
новоротных цапф.
Особое устройство имеет рулевой меха-
низм на тракторе Форд-Фергюсон (фиг. 37).
Поворот цапф передних колёс осуществляется
здесь посредством конической шестерни и
двух конических секторов, связанных с по-
воротными цапфами через рулевые тяги. Раз-
ница в углах поворота внутреннего и внешнего
342
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
колёс достигается установкой рычагов пово-
ротных цапф под соответствующими углами
к передней оси.
На фиг. 38 приведена диаграмма зависи-
мости между углами аиру трактора Форд-
Фергюсон. На диаграмме даны теоретические
кривые, составленные по уравнению B9), и
действительные кривые по замерам на трак-
торе. Кривые построены для двух значений
ширины колеи: нормальной48* и широкой 76";
для нормальной колеи теоретическая и фак-
тическая кривые совпадают; для широкой
Применяются как простые, так и двойные
ленточные тормозы. Простые тормозы бывают
следующих типов: 1) с одним постоянным не-
подвижным концом, 2) с переменным непо-
движным концом (плавающие), 3) с обоими
подвижными затягиваемыми концами и 4) ди-
ференциальные тормозы.
Тормозы с одним постоянно закреплённым
концом (фиг. 39) при одинаковом усилии за-
тяжки развивают разные моменты трения при
разном направлении вращения барабана.
Плавающий ленточный тормоз (фиг. 40) не
обладает этим недостатком. Концы ленты его
перемещаются в дугообразных направляющих,
сделанных в неподвижном кронштейне, благо-
даря чему независимо от направления враше-
ния барабана неподвижным будет всегда ко-
нец набегающей ветви.
Более или менее одинаковые тормозные
моменты, не зависимые от направления враще-
Фиг. 35. Рулевой механизм трактора Молин.
колеи — между кривыми имеются значитель-
ные расхождения.
Передаточное число / рулевого механизма
должно быть таким, чтобы наибольший угол
поворота управляемых колёс C5 — 40°) полу-
чался при числе оборотов рулевого колеса
1,5—1,8
где ix и Ij, — передаточные числа передачи
рулевого механизма и рычагов.
Передача рулевого механизма чаще всего
выполняется в виде червячной пары.
Расчёт рулевого механизма на прочность
производится по максимальному усилию на
рулевом колесе D0 кг).
ТОРМОЗЫ
На тракторах преимущественно применя-
ются ленточные тормозы. Ленты имеют обыч-
но обшивку из феродо и работают всухую;
тормозы двойных диференциалов работают
в масле.
ния барабана, дают также тормозы, у кото-
рых затягиваются одновременно оба конца
ленты (фиг. 41). Однако момент трения та-
кого тормоза меньше, чем у предыдущих.
В диференциальном ленточном тормозе
(фиг. 42) затяжка ленты определяется раз-
ностью перемещений обоих её концов. В ре-
зультате ход рычага, необходимый для вы-
борки зазора, больше, чем у других ленточ-
ных тормозов. Величина момента трения зна-
чительно меняется с переменой направления
вращения барабана. На тракторах диферен-
циальные тормозы не применяются.
У двойных ленточных тормозов (фиг. 43)
лента разделена неподвижной опорой на две
части, работающие самостоятельно. Момент
трения почти не зависит от направления вра-
щения барабана, но величина его меньше
момента простого ленточного тормоза.
В табл. 20 приведены формулы для под-
счёта моментов трения ленточных тормозов,
применяемых в тракторостроении.
На фиг. 44 приведена схема двойного лен-
точного тормоза комбинированного действия
СТЗ-НАТИ. Здесь лента 2 прижимается к
барабану нормальной силой Рн. Эта сила
равна сумме силы трения Qp\>-K от нажимного
кулачка и составляющей силы натяжения
ГЛ. VIII)
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
343
Фиг. 36. Рулевой механизм трактора СХТЗ 15/30
Фиг. 37. Рулевой механизм трактора Форд-Фергюсон
344
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
ленты /. Наличие нормальной силы Рн увели-
чивает тормозной момент, создаваемый лен-
той 2. При вращении против часовой стрелки
момент трения
М.о = \Qn -г- е*** —
C0)
при вращении по часовой стрелке
или чугун по феродо при работе без смазки
р. = 0,3; в масляной ванне р. = 0,1; сталь или
чугун по стали при работе без смазки ;л =
= 0,15н-0,18. В табл. 21 приведены основные
данные по тормозам некоторых тракторов.
Расчёт тормозов гусенич-
ных тракторов производится
по моменту трения, необходи-
мому для поворота согласно
табл. 22.
/
S «
Ko/ief
щ
148'
Кош
/
У
у*
176"
о Теоретические
• Фактические
/
У^
15 20 25 30 35сС
При расчёте тормозов принимают следую-
щие значения коэфициента трения р.: сталь
35
30
25
20
15
Ю
5
0 ч п я м 94 чп ч*н° Здесь ода — максимальный угол иодъёма;
Фиг. 38. Диаграмма изменения углов поворота иередних гг —ЧИСЛО тормозов; /„ — передаточное ЧИСЛО
колёс трактора Форд-Фергюсон. ОТ ТОрмОЗЛ ДО КОЛёс.
Фиг. 39. Силовая схема простого ленточнвие тормоза
с одним постоянно закреплённым концам.
Подсчёт моментов М2 на забегающей гусе-
нице и Mt на отстающей см. гл. VI.
Расчётный тормозной момент у колёсных
тракторов берётся из условия удержания трак-
тора на крутом подъёме
Расчётные формулы момента трення ленточных тормозов
Таблица 20
Г
Тормоз
Простой, с одним
постоянно закреплён-
ным концом (фиг. 39)
Простой плавающий
(фиг. 40)
Простой, с двумя
затягиваемыми кон-
цам : чфиг. 41)
Двойной (фиг. 43)
Момент трения Mf при различных направлениях
вращения барабана
Против часовой стрелки
Mr-Qpip(eV-a-1)R
По часовой стрелке
М - Qnin(l 1 )R
Т РР\ gf*«/
( eV" -l\n
Mr=QP«[(*»ai-diPi +
Примечание
i — передаточное числе
привода
i - щ
i - l l
P *I *S
. a,
P\ t>t
i a
гл. vih]
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
345
Фиг. 40. Силовая схема плавающего лентвчног*
тормоза.
Фиг. 42. Силовая схема диференциального лентечнбго
тормоза.
Уш/Ш//
j[////)it//jj/
Фиг. 41. Силовая схема простого ленточного тормоза
с двумя затягиваемыми концами. Фиг. 43. Силовая схема двойного ленточного тормоза.
Фиг. 44. Силовая схема двойного лен-
точного тормоза комбинированнвго дей-
ствия.
346
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Таблица 21
Данные по тормозам тракторов
Трактор
„Универ-
сал"
СХТЗ 15/30
СТЗ-НАТИ
„Сталинец-
65"
.Сталинец-
80"
Тормоз
Двухколо-
дочный
Простой лен-
точный с дву-
мя затягивае-
мыми концами
Двойной лен-
точный
Простой лен-
точный с одним
закреплённым
концом
Плавающий
ленточный тор-
моз
II
Мате
накла
Феродо
То же
ра-
етр ба
в мм
Диам
бана
242
3°5
3*5
387
42O
о.
а!
Шир]
моза
45
64
9°
IOO
9О
се
обхва
дусах
Утл
в гра
2XJ45°
310
34°
300
S10
Размеры тормоза определяются по удель-
ному давлению у набегающего конца ленты.
Для простого тормоза с углом обхвата а в
радианах.
Мге*
** — \)R?b'
C1)
Таблица 22
Момент трения в тормозах поворота гусеничных
тракторов
Раздаточ-
ные меха-
низмы
Простые
диферен-
циалы
Двойные
диферен-
цналы
Фрикцион-
ные муфты
Потребный
тормозной мо-
мент при
повороте
мг = м, - л,
Mr = ^1
Предельный тормозной
момент
по мощно-
сти двига-
теля
г"™ к
мг~ мк
по сцеплению
с почвой
М = (р GrK
М ~ с От „ т
Т 1
Мг = о,5<р Огк
Примечание. Формулы даны без учёта переда-
точного числа конечных передач.
У двойного тормоза
Rb
C1')
где а^. — угол обхвата половины ленты с набе-
гающим концом у опоры; ip— отношение плеч
рычагов, затягивающих данную половину
ленты.
В выполненных конструкциях сухих тор-
мозов с обшивкой из феродо ртах = 4-4-
-г- 8 кг/см2. У тормозов, работающих в масле
Ртах допускается до 20-=-25 кг\см?.
На фиг. 45 и 46 приведены две типовые
конструкции ленточных тормозов, применяе-
мые на тракторах.
<>иг. 45. Ленточный тормоз с одним неподвижно закреплённым кондом гусеничного трактора средней мощноств.
гл. viii]
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
347
Лента тормоза рассчитывается на разрыв
усилием, возникающим в набегающем конце
при максимальной силе затяжки тормоза во-
дителем. Напряжение в этих условиях допу-
Фиг. 46. Ленточный тормоз плавающего типа мощного
гусеничного трактора.
екается 600 — 900 кг)см2 для стали 40. Толщина
ленты берётся в пределах 1,5—3 мм. Рабочую
ширину ленты рекомендуется брать не выше
100 мм.
ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ МУФТАМИ И
ТОРМОЗАМИ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНЫХ
ТРАКТОРОВ
Приводы управления осуществляются не-
зависимыми для правой и левой стороны. При-
меняемые приводы управления бывают: а) раз-
дельные для муфт и тормозов у с.-х. тракто-
ров; б) объединённые — у транспортных.
Различают простые приводы (непосред-
ственного действия) и приводы с серводей-
ствием (серзоприводы).
Простые приводы должны удовлетворять
следующим требованиям:
1. Передаточное число рычагов привода
должно быть постоянно или несколько возра-
стать по мере перемещения. Для нарастания
передаточного числа нужно, чтобы углы между
ведущими рычагами и тягами по мере пере-
мещения рычага управления всё больше от-
личались бы от 90°, а углы между тягами и
ведомыми рычагами приближались бы к пря-
мым. 2. В систему привода к муфтам должен
быть включён уравнитель той или иной кон-
струкции, обеспечивающий равномерный на-
жим на подшипник выключения муфты. 3. Ре-
гулировка привода должна восстанавливать
холостой ход по мере износа трущихся по-
верхностей. 4. В приводе должна быть преду-
смотрена оттяжная пружина, возвращающая
рычаги в исходное положение.
На фиг. 47 приведена конструкция про-
стого механического привода к муфтам по-
ворота гусеничного трактора. Роль уравни-
теля выполняет здесь шаровая опора / в ниж-
ней части отводки 2. Холостой зазор регули-
руется изменением положения шарового су-
харя 3.
Ход s рычага управления муфтой может
быть подсчитан по уравнению:
S
rls
C2)
где sx — холостой ход втулки, выключающей
муфту, sp— рабочий ход её, r,s — к. п. д. хода
привода, учитывающий зазоры и деформации
@,75 — 0,85), ip— среднее передаточное число
рычагов привода.
Фиг. 47. Механический привод управления муфтами
поворота гусеничного трактора средней мощности.
Усилие на рычаге управления в конце вы
ключения
(Рн + bsp) 3
C3)
здесь Рн — усилие нажимных пружин при
включённой муфте; k — коэфициент ж2сткости
пружин; -(]м — механический к. п д. привода,
о — коэфициент, учитывающий оттяжные пру-
жины A,15—1,3); ip — передаточное число
рычагов привода в конце выключения муфты.
Кулачковый механизм Алтайского трактор-
ного завода приведён на фиг. 48. Поводковая
348
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
шайба / может только поворачиваться на
валу, не перемещаясь в осевом направлении;
отжимная шайба 2, наоборот, может только
перемещаться вдоль оси вала. На поводковой
шайбе имеются торцевые скосы 3, профиль
которых в развёрнутом виде показан отдельно.
где /?i — радиус шарика; /?2 — радиус
лунки дорожки качения; lh — осевой зазор
между шариком и лункой в холостом поло-
жении.
Зазор ДЛ выбирается ~ 1,5 мм как запас
на износ трущихся поверхностей муфты.
Фиг. 48. Кулачковый механизм привода управления мусртамш поворота конструкции АТЗ.
Против этих скосов располагаются три ро-
лика 4, установленные на отжимной шайбе.
При повороте поводковой шайбы скосы пере-
двигают отжимную шайбу вдоль оси вала,
выключая муфту.
На фиг. 49 приведён другой вид кулачко-
вого механизма с наклонными сферическими
канавками (обычно тремя) на торцах обеих
шайб и шариками, помещёнными в указан-
ных канавках. Угол р поворота поводковой
шайбы кулачкового механизма, необходимый
для выключения муфты, определяется по
формуле
J»L () C4)
Окружное усилие Q на рычаге поводко-
вой шайбы, необходимое для преодоления со-
противления Р нажимных пружин муфты,
равно:
где х — холостое перемещение шарика от
нейтрального положения; sp — осевое пере-
мещение отжимной шайбы, необходимое для
разведения дисков; а — угол подъёма поверх-
ности дорожки качения; гк — средний радиус
дорожки. Входящая в формулу C4) величина
(R2
(I — COS a) -|- A/t COS а
C5)
Фиг. 49. Схема кулачкового механизма с канавками
в обеих шайбах.
где гп — радиус рычага поводковой шайбы,
"% — к. п. д. кулачкового механизма
*8а
гл. viii]
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
349
Здесь <р — угол трения; tgcp равен коафи-
циенту сопротивления перекатыванию шарика
по винтовой дорожке.
В раздельных приводах ход рычагов упра-
вления муфтами поворота берётся в пределах
200—300 мм; максимальное усилие на ры-
чаге не выше 15 кг.
Для тормозной педали полный ход выби-
рается не больше 200 мм, а усилие при рас-
чётном тормозном моменте не выше 25 кг.
Педали тормозов снабжаются храповым
приспособлением, позволяющим оставлять тор-
мозы в затянутом виде.
Приводы с объединённым управлением
муфтами и тормозами должны дополнительно
удовлетворять следующим требованиям: 1) тор-
можение должно начинаться после выклю-
чения муфты; для этого за время выключения
муфты концы тормозной ленты должны пере-
меститься на величину Ва, где 8 — зазор между
лентой и барабаном A—2 мм), а а — угол
обхвата ленты в радианах; 2) с момента n.i-
чала торможения перемещение втулки выклю-
чения муфты должно прекратиться, и усилие
для удержания муфты в выключенном состо-
янии во время торможения должно быть
возможно малым. В выполненных конструк-
циях последнее условие, в особенности на
тракторах небольшой мощности, не всегда
соблюдается. В приводах с объединённым упра-
влением муфтами и тормозами поворота ход
рычагов допускается 400—500 мм.
СЕРВОПРИВОДЫ
Сервоприводы применяются, когда работа
на рычаге управления превышает 300 кгсм.
Простейшим сервоприводом для муфт сце-
пления постоянно замкнутого типа являются
сервопружины (фиг. 50), работающие на рас-
тяжение или на сжатие. При включённой
муфте сервопружины занимают положение,
показанное сплошными линиями, и прижимают
рычаг управления к упору D. При выключе-
нии муфты сервопружины переводятся через
ось мёртвых точек 00, после чего помогают
выключению муфты. Положение сервопружин
при выключенной муфте показано пунктиром.
При включении муфты усилие нажимных пру-
жин возвращает приводной механизм в исход-
ное положение, натягивая сервопружину до
первоначального состояния. Для обратного
перехода сервопружины через ось мёртвых
точек включение муфты должно заканчиваться
после перехода сервопружиной указанного
положения. Сервопружины, работающие на
сжатие, имеют ряд преимуществ перед пру-
жинами, работающими на растяжение. Их па-
раметры подсчитываются по следующим фор-
мулам:
/0
.- rf -r 2-га»,
C7)
где /0 — длина сервопружины в свободном со-
стоянии; а иг — длины звеньев согласно
фиг. 50; а — угол поворота плеча г сервопру-
жины в радианах на рабочем участке.
Коэфициент жёсткости сервопружины:
C8)
Здесь 1.0 — потенциальная энергия, накоплен-
ная нажимными пружинами при выключении
муфты; у\м — механический к. п. д. привода;
i
Фиг. 50. Схемы сервопружин.
тш ~ 0,7 — коэфициент неполноты использо-
вания энергии нажимных пружин; т)„ — коэ-
фициент запаса.
Расчётное усилие сервопружины:
= ke[l0—(a-r)].
C9)
На фиг. 51 приведена диаграмма усилий
на рычаге управления муфтой поворота гу-
сеничного трактора, построенная для случая
I г I I
(tou airctpicmSuu сервопружины
/0 [Y а- гJ + ard? - (а - г)] -
5 Ю 15 20 25
d °- Чгяы поворота рычага управ/тин
Фиг. 51. Диаграмма усилий на рычаге управления муфтой
поворота трактора при установке сервопружины, рабе-
таюшей на сжатие.
установки сервоиружины, работающей на сжа-
тие, и подобранной по изложенному методу.
Из диаграммы видно, что применение серво-
350
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
пружины позволяет снизить работу выклю-
чения на 35—40%. Снижения максимального
усилия на рычаге управления сервопружина
почти не даёт.
На мощных гусеничных тракторах при-
меняются гидравлические приводы упра-
вления муфтами поворота. Гидравлическая си-
стема трактора „Сталинец-80" (фиг. 52 и 52а)
состоит из насоса, распределителей, сервомо-
торов и резервуара. Питание системы произ-
водится шестерёнчатым масляным насосом,
вращающимся от первичного вала коробки
передач. Насос подаёт масло из резервуара
в приёмную магистраль. Из приёмной маги-
страли масло направляется распределителями
выхода масла из цилиндра и устанавливается
автоматически в соответствии с сопротивле-
нием на рычаге. Перемещение цилиндра про-
порционально перемещению золотника (сле-
дящая система).
При неисправности гидравлической си-
стемы выключение муфты может быть осу-
ществлено непосредственным нажатием зо-
лотника на цилиндр.
Диаметр D цилиндра сервомотора опреде-
ляется по заданному нажимному усилию Рн
и давлению р0 масла.
\\Куправления
\ \ \ 9
Чровень масла
Фиг. 52. Гидравлический привод управления муфтами поворота трактора „Сталинец-80": /—корпус; 2 — гильза
золотника; 3 — золотник; 4 — толкатель; 5 — обратный клапан; 6 — цилиндр сервомотора; 7 — рычаг отводки;
8 — установочный винт; 9 — вилка рычага управления; 10 — корпус насоса; //— маслоналивная горловина.
или в один из сервомоторов, или на слив в
резервуар. Водитель воздействует на золот-
ники распределителей при помощи рычагов
управления.
Схема а (фиг. 52а) соответствует езде
трактора по прямой. Насос работает вхоло-
стую. Обе муфты остаются во включённом
положении. Схема б соответствует повороту
трактора. Масло из насоса нагнетается в ра-
бочую камеру одного из сервомоторов и,
перемещая цилиндр его, поворачивает рычаг
отводки муфты. Давление в цилиндре серво-
мотора зависит от степени дросселирования
Давление масла р0 при шестерёнчатых
насосах не выше 25 кг\см*. Производитель-
ность VH насоса подбирается по времени t =
= A-^2) сек. выключения муфты.
здесь smax — максимальный ход сервомотора,
Ин — объёмный к. п. д. сервомотора.
Усилие, необходимое для перемещения
толкателя (фиг. 53).
0-^. D2,
ГЛ. VIII]
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА И ТОРМОЖЕНИЯ ТРАКТОРА
35 Г
Фиг. 52а. Принципиальная схема работы гидропривода трактора „Сталинец-80" (обозначения см. фиг. 52):
12 - впускные каналы в цилиндр; 13— выпускные каналы.
Фиг. 53. Силовая схема гидропривода управления муфтами поворота трактора „Сталинец-80"
352
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
где d—диаметр золотника, 5 — коэфициент,
учитывающий влияние оттяжных пружин.
Коэфициент у— берётся обычно не выше 0,25.
Механические сервоприводы
основную часть работы выключения муфты
также вьполняют за счёт энергии трактор-
ного двигателя.
Примером механического сервопривода
может быть активизатор Мак-Кормик
(фиг. 54). Кулачковый роликовый механизм
помещается в корпусе 1 активизатсра. Он
включается в работу посредством прижатия
корпуса к обойме 2 нажимной пружины, вра-
щающейся вместе с ведущим барабаном муфты.
Моментом трения подвижной кулачок 3 на-
катывается по роликам 4 на неподвижный 5
и отжимает пружину. Когда процесс выклю-
¦Фиг. 54. Активизатор выключения муфты поворота трак-
тора Мак-Кормик.
чения муфты подходит к концу, корпус акти-
визатора упирается приливом (на чертеже не
показан) в выступ вилки 6 и перестаёт вра-
щаться, а фрикционная накладка 7 скользит
ло обойме нажимной пружины. Регулировка
осуществляется гайкой 8.
Усилие/-1^ (фиг. 55) на приводной вилке,
необходимое для выключения муфты, опре-
деляется из выражения:
где Рн — сопротивление нажимной пружины
муфты, }х — коэфициент трения.
При надлежащем подборе угла а подъёма
винтовой поверхности усилие, потребное для
выключения муфты, снижается почти на 80%.
~r
D0)
i w
Фиг. 55. Спловая схема активизатора Мак-Кормик.
РАЗМЕЩЕНИЕ ОРГАНОВ УПРАВЛЕНИЯ
НА ТРАКТОРЕ
Установленных норм на расположение
органов управления на тракторе не суще-
ствует. Ориентировочно можно пользоваться
следующими данными: 1) вершины рычагов
управления при включённых муфтах распола-
гаются на 250—350 мм выше переднего края
сиденья и на 750—9Э0 мм от спинки сиденья.
В выключенном положении расстояние от
спинки не менее 350 мм; 2) педали распола-
гаются на дуге, проведенной из переднего
края сиденья радиусом 420—500 мм. В вы-
ключенном положении они лежат на высоте
180—300 мм ниже переднего края сиденья.
Расстояние между серединами педалей 225—
300 мм. При рядом расположенных педалях
просвет между ними ж50мм; ширина педалей
70 —100 мм; 3) рычаги и педали управления
главной муфтой сцепления располагаются по
левую сторону от водителя; 4) нижняя точка
рулевого колеса на высоте 150—180 мм от си-
денья и 410—500 мм от спинки; 5) для при-
способления к индивидуальным особенностям
водителей применяется регулировка положе-
ния рычагов и педалей и перестановка си-
денья в пределах +50 мм.
ХОДОВАЯ СИСТЕМА ТРАКТОРОВ
Ходовая система гусеничного трак-
тора состоит из гусеничных цепей с веду-
щими колёсами (звёздочками), ленизцев с
натяжными механизмами, амортизирующих
устройств, тележек с опорными катками и
направляющими механизмами (фиг. 56).
Жёсткая ходовая система а применяется
илько на тихоходных машинах (торфяных,
эскаваторах и др.).
В полужёстких системах б, в и г оси
ленивцев, опорных и поддерживающих катков
закреплены на общих тележках гусениц.
У трёхточечной подвески с частичным подрес-
сориванием б передняя поперечная рессора
качается на среднем шарнире; каждая тележка
гусениц качается на оси звёздочек или на спе-
циальной оси. Четырёхточечная — в имеет не-
зависимые передние рессоры на каждой гусе-
нице. При полном подрессоривании г полужё-
сткой системы задняя часть трактора также
устанозлена на поперечной рессоре, середина
которой жёстко закреплена на раме трактора.
ГЛ. VIII]
ХОДОВАЯ СИСТЕМА ТРАКТОРОВ
353
1 ! i M ' i I Г-Е
J LS
OI
ли
Фиг. 56.
¦I-
д)
fj—j
Фиг. 57.
23 Том 11
354
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
В упругих системах д оси опорных кат-
ков соединены с рамой при помощи упруго-
балансирных кареток. Оси ленивцев и под-
держивающих катков закреплены на раме
трактора. Вес неподрессоренных частей при
упругой системе значительно меньше, чем при
полужёсткой.
Схемы ходовых систем колёсных трак-
торов показаны на фиг. 57. Жёсткая ходовая
система а применяется на универсальных
тракторах. У жёсткой трёхточечной системы б
передняя ось качается на среднем шарнире.
При трёхточечной с частичным подрессори-
ванием системе в передняя часть трактора
подрессорена на поперечной рессоре, качаю-
щейся на шарнире; применяется на транспорт-
ных типах тракторов.
ХОДОВЫЕ СИСТЕМЫ ГУСЕНИЧНЫХ
ТРАКТОРОВ
Полужёсткая ходовая система и трёх-
точечная подвеска с частичным подрессори-
ванием применяются на большинстве гусенич-
ных с.-х. тракторов. Переднюю упругую опор-
ную точку выполняют в виде поперечной рес-
соры, закреплённой шарнирно в средней части
к корпусу. Концы рессоры и оси звёздочек
опираются на тележки гусениц.
На тракторе „Кировец Д-35" две задние
опорные точки корпуса расположены на спе-
циальной оси, закреплённой к раме трактора
перед звёздочкой (фиг. 58). Подобная кон-
струкция упрощает монтаж звёздочек, но
Фиг. 58. Задний шарнир подвески трактора .Кировец
Д-35": /—подшипник тележки; 2 — швеллер тележки;
3 — ось качания.
сокращает продольную базу подвески и изме-
няет натяжение гусеничной цепи при качании
тележки.
У трактора Катерпиллер D-6 (фиг. 59
и 60) соединение рессоры с корпусом осуще-
ствлено посредством двух дополнительных
рессор 1 и стремянок 2, смягчающих удар в
упоры 3 при перекосах.
Моменты в горизонтальной и поперечной
плоскостях вызывают реакции в шарнирах 5
(фиг. 60) тележек гусениц; поперечные усилия
воспринимаются шарнирами раскосов 4.
На фиг. 61 показана ходовая система трак-
тора Аллис-Чалмерс HD-7. Поперечная рес-
сора неразборного типа — хомуты 2 при-
варены к балансиру (фиг. 62). Направляющий
механизм состоит из кривошипов 10 и сере-
жек 9. При повороте тележки около оси
(ПЕ
Фиг. 59. Схема. Поперечная рессора трактора
„Сталинец-80* и Катерпиллер D-6:
1 — дополнительные рессоры; 2 — стремянка
дополнительных рессор; 3 — упор.
звёздочек кривошип поворачивается, сохраняя
через серёжку связь с корпусом.
На фиг. 63 показана схема ходовой системы
трактора „Интернационал TD-18". Средний
шарнир поперечной рессоры образован двумя
цилиндрическими накладками 7 большого ра-
диуса. Направляющий механизм, кроме рас-
коса, имеет еще переднюю направляющую 4,
воспринимающую вместе с шаровым шарни-
ром оси 3, боковые силы и горизонтальные
моменты.
Полужёсткую ходовую систему и четырёх-
точечную подвеску с частичным подрессори-
ванием имеют тракторы Клетрак-Оливер. На
моделях малой мощности в качестве рессор
применяются витые пружины, установленные
между кронштейном 1 рамы трактора и тележ-
кой гусениц 2 (фиг. 64). Передняя часть те •
лежек гусениц получает направление от
стержня 3, скользящего в направляющих 4.
На тракторе Клетрак с особо узкой колеёй
G85 мм) витые пружины передних опорных
точек установлены в механизме, показанном
на фиг. 65. Перемещение шарового шарнира 3
по перпендикуляру к плоскости пути обеспе-
чивается четырёхзвенным механизмом, как
в независимой передней подвеске автомоби-
лей. На более мощных моделях той же марки
стоят продольные листовые рессоры (фиг. 66).
Средняя часть рессоры 1 закреплена на те-
лежке гусеницы; концы рессоры лежат на крон-
штейнах 2 рамы трактора. 'Задние опорные
точки корпуса выполнены на оси 3, располо-
женной впереди звёздочек. Четырехточечная
подвеска не допускает таких углов качания
тележек, как трёхточечная, так как углы ка-
чания здесь определяются только деформа-
цией рессор.
Полужёсткая ходовая система и трёхточеч-
ная подвеска с полным подрессориванием
выполнялась на тракторах Фамо (Германия)
(фиг. 56, г). Передняя опорная точка выполнена
в виде качающейся на шарнире поперечной
рессоры, а двумя задними опорными точками
язляются консольные части второй, жёстко
укреплённой к картеру заднего моста, попереч-
ной рессоры. Горизонтальные моменты воспри-
нимаются кривошипом и ползуном направляю-
щего механизма. Момент в поперечной пло-
скости— только кривошипом.
Упругая ходовая система с четырёхточеч-
ной подвеской корпуса применена на тракторе
Расположение опорных катков
(двух-и четырех-ре6ардны.ч)
I i
1 1_ _™_
550-
Фиг. 60. Гусеничный ход трактора Катерпиллер D-6: / — тележка гусениц; 5—опорный каток; 3 — поддерживаю-
щий каток; 4 — раскос направляющего механизма; 5 — шарниры раскоса и тележки; б — опора рессоры; 7 — болт
натяжного механизма гусеницы; <? —пружины амортизирующего устройства; 9—стяжной болт пружины.
998-
Расположение опорных
катков
етре
-330-
l-и четырехре5ордных) i t
' " - - ^i " I ¦ n ¦¦ ¦—• ¦ - ii—\—ii ¦¦ ¦ ¦ ir-T tt ¦ ¦¦- ii ' ii' —' ii—I— it --J
Фиг. 61. Ходовая система трактора Лллис Чалмерс HD-7: / — тележка гусениц; 2— кривошип направляющего механизма; 3 — серёжка;
4 — опора рессоры; 5 — болт натяжного-механизма;б— картер амортизирующего устройства.
Схема действия кривошипного механизма
Фиг. 62. Рессора и направляющий механизм трактора Аллис-Чалмерс HD-7: 1 — рессора; 2 — хомуты рессоры; 3 — ось качания рессоры; •/-опора
корпуса трактора; 5—опора рессоры;б— предохранительный хомут; 7 — ограничитель; 8— ось качания серёжек; 9— серёжка; 10— кривошип; 11— картер
амортизирующего устройства; 12— хомут оси качания серёжек.
358
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Ппоскость сим-
метрии рессоры
Фиг. 63. Схема подвески и направляющего механизма
трактора .Интернационал TD-1 8" : 1 — тележка гусениц;
2— рессора; 3 — ось качания тележки; 4 — передняя на-
правляющая; 5 — ролик; 6 — кронштейн ролика; 7 — на-
кладка рессоры.
Фиг. 64. Передняя опора трактора Клетрак НО
(колея 1070 или 1730 мм): Фиг. 65. Передняя опора трактора Клетрак HG (колея
i — кронштейн рамы; 2 — тележка гусениц; 785 мм): 1 — лонжерон рамы; 2 — кронштейн рессоры;
3—стрежень; 4 — направляющая. 3—шаровой шарнир тележки гусеницы.
Фиг. 66. Ходовая система трактора Клетрак К.
ГЛ. Vlll]
ХОДОВАЯ СИСТЕМА ТРАКТОРОВ
359
СТЗ-НАТИ-1ТА и унифицирована с ходовой
системой транспортного трактора СТЗ — 2ТБ.
Каждая опорная точка выполнена в виде
двухкатковой упруго-балансирной каретки
(фиг. 67), которая качается на цапфе попереч-
ного бруса рамы трактора. Распределение на-
грузки на оси опорных катков зависит от
\щ jf'
Фиг. 67. Каретка трактора СТЗ-НАТИ-1ТА.
плеч балансиров. Нагрузки на цапфы стати-
чески неопределимы. Моменты в поперечной
и горизонтальной плоскости воспринимаются
реакциями в шарнирах на цапфах. Диаметр
катков и расстояние между осями их при
упругой системе делают обычно больше, чем
при жёсткой. Поэтому при движении по мяг-
кой ровной почве удельное давление на
грунт распределено менее равномерно, но на
плотном дорожном полотне и при более высо-7
ких скоростях упругие системы обеспечивают
меньшие ударные нагрузки на корпус и урав-
нивают нагрузки на оси опорных катков. Эти
обстоятельства делают упругие системы более
применимыми к транспортным тракторам.
ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ГУСЕНИЧНОГО
ХОДА
При проектировании длина Z,o опорной
поверхности гусеницы определяется располо-
жением центра давления гусеницы на грунт
и отношением Lo к колее трактора В. Центр
давления на грунт в рабочих условиях должен
располагаться у середины опорной поверх-
ности. Отношение —~- определяется из усло-
D
вий поворота трактора. Расстановка опор-
ных катков, расположение звёздочки и
ленивца должны учитывать влияние их на
распределение давления и на колебание на-
тяжения цепи при перематывании. В табл. 23
приведены данные по основным размерам
(фиг. 63) узлов гусеничного хода с.-х. тракто-
ров, которые позволяют сделать следующие
выводы.
1. Отношение расстояния t0 между осями
опорных катков к шагу гусеничной цепи t
у большинства тракторов с полужёсткой
ходовой системой составляет 1,5—1,6. Таким
образом, все звенья гусеницы, лежащие на
грунте, нагружены вертикальными силами,
что улучшает сцепление с почвой.
2. Ось звёздочки располагается так, что в
момент набегания на неё очередного звена
задний опорный каток отходит от нижнего
звена наклонной ветви, а передний входит
в соприкосновение со звеном передней ветви
(фиг. 68). Проекция 1зд расстояния между
осью звёздочки и осью заднего опорного катка
на заднюю ветвь равна 2,4—2,6 шага цепи.
3. Ось ленивца располагается так, чтобы
верхнее звено цепи на нём было на 35— 65 мм
ниже звена на звёздочке. Нижние образую-
щие ленивца и звёздочки—на 25—45 мм
выше беговой дорожки звеньев на грунте.
Минимальное расстояние между ребордами
ленивца и переднего опорного катка при пол-
ном сжатии амортизирующих пружин — 25 —
35 мм.
4. Расположение поддерживающих катков
по высоте выполняется так, что поверхности
качения их, звёздочки и ленивца находятся
примерно на одной прямой.
УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ГУСЕНИЧНОГО ХОДА
Опасные (расчётные) положения трактора
и узлы, подвергающиеся наибольшим нагруз-
кам в этих положениях, приведены в табл. 24.
Тележка гусениц рассчитывается при II, III
и IV опасных положениях. При II положении
рассчитывается тележка отстающей гусеницы
на сложное напряжение изгиба в горизон-
тальной и вертикальной плоскостях, сжатие
в продольном направлении и на кручение в
поперечной плоскости. При III положении
аналогично рассчитывается тележка нижней
гусеницы. При IV — на сжатие и изгиб в вер-
тикальной плоскости. Схемы поперечных се-
чений тележек гусениц указаны в табл. 25.
Габариты сечения тележки обычно вписы-
ваются в габариты гусеничной цепи. В свар-
ных тележках между катками вводятся для
жёсткости поперечные рёбра. Опорные пло-
щадки рессор привариваются к верхнему
листу. Для защиты от грязи и снега аморти-
зирующий и натяжной механизмы покры-
ваются кожухом из листового железа 3—4 мм.
Уклон плоскостей кожуха 45—55°. Швеллеры
тележек „С-65* и „Кировец Д-35" изготовлены
из Ст. 5.
Опорные и поддерживающие катки.
Подшипники опорных катков рассчитываются
при II и III опасных положениях (см. табл. 24)
на радиальные и осевые нагрузки, учитывая
боковые реакции грунта. На большинстве трак-
торов с полужёсткой ходовой системой при-
меняются катки со скользящими под-
шипниками.
Опорные катки тракторов „Сталинец-80"
показаны на фиг. 69. Осевые усилия передаются
упорным буртом оси 1. По сравнению с кон-
струкцией катка „Сталинец-65" (фиг. 70) упор-
ные торцы здесь лучше предохранены от попа-
дания грязи и других абразивов; зазоры в осе-
вом направлении мгньше и не зависят от ши-
рины тележки; устранён износ фиксирующих
штифтов. Уплотнением катка ,Сталинец-80"
служит торцевой кожано-металлический ком-
360
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
Ленивец Рессора
L \
Шарнир телеЖки задний
с- .—_j збёздочко
Фиг. 68.
Таблица 23
Основные размеры узлов гусеничного хода
Трактор
сп
597
670
7°9
998
И3°
7Ю
о
775
53°
о
75=
973
325
224
35°
182
180
218
177
203
203
152
181
200
"к
676
В8о,э
65а
742
8о4.а
886,1
656
743.4
768
648,7
575
*л
боо
63о
5бо
540
6id
, 73O
494
615
584
485
438,5
54О
08
0
128**
0
0
О
15
0
0
0
0
40
*..
„Кировец Д-35"
„
СТЗ-НАТИ-1ТА
Аллис-Чалмер HD-7
Аллис-Чалмерс HD-10
„Интернационал TD-18"
Катерпиллер D-2
Катерпиллер D-4
Катерпкллер D-6
Клетрак НО
Клетрак ADL
Фаио-Рюбе цаль
395
о
7°9
4<х>
38а
42O
481,75
434
39°
54
490
Зба
462
4O2
322
351
385
225
15»
175
153
177
i8o
о
122
Н7.5
120
I5O
214,5
297
217
2O5
252
ЗО2
О
252
2б6
226
i87
243.5
8
345
259
3°4
188
236
242
214
153
215
372
217
392
231
Продолжение табл. 23
Трактор
780
1104
1610
964
1016
III2
648
75O
1365
636
855
I080
1Л
1645
2125
2604
1700
1965
2150
!4°5
Ij6o
2139
1278
1568
хфг
0
У о х
sg.II
Я а, я Я
„Кировец Д-35*
„Сталинец-65"
СТЗ-НАТИ-1ТА
Аллио Чалмерс HD-7
Аллис-Чалмерс HD-10
.Интернационал TD-18"
Катерпиллер D-2
Катерпиллер D-4
Катерпиллер D-6
Клетрак HD
Клетрак ADL
Фамо-Рюбецаль
640
1533 ***
1070 ***
1275
1435
144°
565
1290
1564
846
66i •
W2O *****
бо
13
127
35
35
45
43
8
3°
23
24
54
14
75
3°
15
аб
15
16
15
5О
63
198
63
168
167,3
127
146
I5O.8
128
152
2ОЗ
"I4
165, х
2ОО
J9O.5
159. о
171,45
171.45
149.6
або
276
х
S4I
254
278
2l6
25O
273
318
285
270
37 :з
аз : а
Ч
25: a
39: а
as: 5
27 :а
28 :а
27 : а
34
4»
34
37
32
39
3°
29
3»
* До среднего шарнира продольной рессоры. ** До осей качания кареток. **¦ Между осями качания кареток.
**** Между задней рессорой и осью звёздочки. ***** Между рессорами.
х=584 между 1 и 2-м, а также 3 и 4-м катками,
дг=452 между 2 и 3-м катками.
ГЛ. VIIIJ
ХОДОВАЯ СИСТЕМА ТРАКТОРОВ
361
Таблица 24
Опасные положения трактора для расчёта ходовой
системы
Продолжение табл. 24
бпасные по-
ложения
I
11
Краткая характеристика
Подъём в гору задним
ходом. Расчётный уклон
а определяется по Л1шах
двигателя.
Поворот на горизон-
тальной плоскости ма-
ксимальным поворачиваю-
щим моментом на первой
передаче. Ркр = 0. Реак-
ции Z •= \к — грунта при-
ложены под крайними
опорными катками.
Рассчитываемые узлы
Поперечная рессо-
ра.
Тележка гусеницы;
направляющий меха-
низм; подшипники
опорных катков.
о
с
<и к
2 s
S Я
Опас
ложе
III
IV
Краткая характеристика
Максимальный крен
р. по устойчивости
В
tg p = ттг • Под одним
g
опорным катком нижней
гусеницы короткое пре-
пятствие.
Камень между гусени-
цей и катком; амортизи-
рующая пружина сжата
до упора.
Рассчитываемые узлы
Тележка гусениц;
направляющий меха-
низм; оси и подшип-
ники опорных катков.
Ось ленивца; те-
лежка гусениц; на-
тяжной механизм;
ось качания тележек;
ось звёздочек.
Таблица 25
Схемы поперечных сечений тележек гусениц
Тип сечения
Эскизы сечений
Основные раз-
меры в мм
h s
Тракторы
Швеллерное открытое на бол-
тах
Швеллерное открытое сварное
Швеллерное закрытое сварное
Трубчатое сварное
Арочное
Арочное с двойной стенкой
-}-*
7.5
„Сталинец-65"
Аллис-Чалмерс HD-7
.Кировец Д-35"
.Интернационал TD-18"
Катерпиллер D-4
„Сталинец-80"
Катерпиллер D-6
Клетрак НО
Фамо-Рюбецаль
Клетрак F
362
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
ллект. Вращающаяся шайба его хромирована
и полирована до зеркальной гладкости. Ко-
жаная шайба (материал: полувал тяжёлый
ОСТ НКЛП 8652/1299) неподвижна. Разжимные
детали 4 с кулачками выполнены из цинкового
литья под давлением (ОСТ/ЦМ 47-40); зазор
между ними закрыт кожаной манжетой 5.
Удельное давление в сальнике 0,35 кг/см2 при
средней скорости трения (на второй передаче)
€,35 м\сек. Размеры пружин 8 X 0,85 мм;
9 витков; деформация сжатия 12 мм; коэфи-
щиент жёсткости 0,17 кг}мм. Смазка катков
выми шайбами 2. Уплотнением служит кожа-
ный самоподжимной и фетровый сальники;
уплотнительное разрезное чугунное кольцо 3
создаёт лабиринт. Резервуаром для смазки слу-
жит сверление в оси катка. Катки с вращаю-
щейся осью имеют в 2—2,5 раза большую
базу подшипников, что значительно снижает
нагрузку на них при повороте трактора.
Радиальные усилия на оси опорных катков
при полужёсткой подвеске зависят от грунта.
Если принять, что деформация почвы про-
порциональна удельному давлению, то на-
?0. ПО CLt
Ж Г
Фиг. 69. Опорный каток трактора „Сталинец-80": 1 — упорный бурт оси катка; 2 — вставной корпус подшип-
ника; 3 — самоподжимной сальник; 4 — разжимные шайбы; 5—кожаная манжета.
производится солидолом при помощи тавот- грузка на катки в связи со смещением центра
пресса (через 60 час). Смазка поступает через давления распределится по арифметической
карманы корпусов 2 в лысху A,5 мм) на верх- прогрессии,
ней части оси.
Опорный каток трактора Клетрак HG
<фиг. 71) имеет также неподвижную ось с
Фиг. 70. Опорный каток тоактора „Сталинец-65".
фуртиком и подшипники скольжения. Кожа-
ный самоподвижной сальник запрессован
с торца, что затрудняет разборку.
Опорный каток с вращающейся осью уста-
новлен на тракторе „Кировгц Д-Зо* (фиг. 72),
Подшипники 1 оси закреплены на тележке гу-
сениц; их взаимное положение и осевой зазор
зависят от точности монтажа и жёсткости те-
лежки. Осевые усилия воспринимаются торце-
Фиг. 71. Опорный каток трактора Клетрак HG.
Под действием тяги на крюке Ркр смеще-
ние центра давления назад от середины опор-
ной поверхности
. PKP
х = Л -~- — е,
где е — начальное смещение вперёд.
1 Л. VIII]
ХОДОВАЯ СИСТЕМА ТРАКТОРОВ
363
Усилие на ось заднего катка
г„ =
по
п,—
D3)
где п0 — число катков.
При разгрузке первого катка в заднем
катке действует удвоенная средняя нагрузка
Ось опорного катка должна быть прове-
рена на прочность в III опасном положении
трактора (см. табл. 24). Максимальные осевые
усилия действуют во II опасном положении.
Реборды на опорных катках располагаются
или только на наружной стороне (две реборды)
или на обеих (четыре реборды) (см. фиг. 60
и 61). Назначение наружных реборд — напра-
J
Фиг. 72. Опорный каток трактора „Кировец Д-35": 1 — подшипник оси; 2 — шайба упорная; 3- разрезное кольцо.
GK
2—. Разгрузка первого катка получается при
смещении центра давления
. . _ т «o-4-l
6(яо-1) '
D4)
Если х > хт, то передние катки разгружа-
ются, и подсчёт Уп необходимо производить, ис-
ходя из числа оставшихся нагруженных катков.
Удельное давление в подшипниках сколь-
жения задних опорных катков при прямо-
линейном движении
Р =
2Ь ¦ d '
D5)
где b — длина одного подшипника в катке и
d — диаметр подшипника. В табл. 26 даны
удельные давления при максимальной на-
грузке на крюке на второй передаче и при
ркр - о.
влениг катков; внутренних — очистка гусеницы
от грязи и снега. Ленивец и поддерживающие
катки для сокращения ширины имеют вну-
тренние реборды. Крайние опорные катки вы-
полняются только с наружными ребордами.
Опорные катки с подшипниками каче-
ния. На фйг. 73 показан опорный каток на
сферо-конических подшипниках трактора
Аллис-Чалмерс HD-7. Уплотнение сходное со
„Сталинцем-80" (см. фиг. 69) позволило при-
менить жидкую смазку—автол 10 и 18 с заправ-
кой через 20J —- 240 час. Трущиеся плоскости
уплотнения обработаны с высокой степенью
чистоты A мк). Материал — сталь ЭУ-12;
твёрдость 64—65 Нрс. Удельное давление —
0,9 кг/см2 при средней скорости трения (на
второй передаче) 0,35 м/сек.
Размеры пружины: 48,5X2,5 мм; два ра-
бочих витка; деформация сжатия 31 мм; коэ-
фициент жёсткости 0,23 кг\мм. Смазка с про-
мывкой производится от специального насоса
через длинный наконечник, вдвигаемый до
середины оси. Роликовые подшипники с ви-
364
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
(РАЗД. IV
тыми и гладкими цилиндрическими роликами
устанавливались в опорных катках тракторов
выпуска 1930—1938 гг. (см. фиг. 70).
Расчёт подшипников качения опорных кат-
ков носит условный характер вследствие не-
определённости работы уплотнений и дина-
Нагрузка подшипников опорных катков
Осевой силой Z нагружается только один
подшипник; при этом в зависимости от мон-
тажа нагружённым может быть как /, так и 2
подшипник. Учитывая, чтонагружённый силой Z
подшипник догружается осевой силой другого
подшипника и что при расчёте на долговеч-
ность таблицы уже учитывают
Таблица 26 собственную осевую силу кони-
ческого подшипника, расчётной
осевой силой будет
Трактор
Катерпиллер
D-S
.Интерна-
ционал TD-18"
Клетрак НО
е
~о
о, 141
0,214
0,29
Усилие на зад-
ний каток
на вто-
рой пе-
редаче
в кг
IOOO
i856
49°
при
Ркр-0
в кг
баб
IOOO
2бо
Размеры под-
шипников
Ь
в см
2X7.»
=Х4,8
яХ4.5
d
в см
4,5
5.7
3,8
Удельное
давление
на вто-
рой пе-
редаче
в кг/см*
14.3
17-о
14.3
при
ркр=о
в kijcm7
8,95
9,io
7,бо
— Z ±
D7)
мичности нагрузки. Например, срок службы
роликоподшипников опорных катков СТЗ-
НАТИ-1ТА после замены кожаных само-
где 3 — угол конуса наружной
обоймы. Когда осевая сила воз-
действует на подшипник 2, бе-
рется знак +, на подшипник
/—знак —. Коэфициент 1,2 учи-
тывает неравномерность на-
грузки отдельных роликов.
Коэфициент характера на-
грузки принимается равным
К 5
Упругие элементы под-
вески. На^ всех современных тракторах с
полужёсткой ходовой системой устанавли-
вается поперечная рессора. Расчётное усилие
У7/77Л
Узел 5
Фиг. 73. Опорный каток трактора Аллис.Чалмерс HD-7.
поджимных сальников на торцевые войлочно-
металлические возрос в 1,5—2,0 раза.
Расчёт конических роликоподшипников
должен учитывать осевую силу Z, возникаю-
щую на ребордах катка при повороте, равную
~~- 0,7 наибольшей радиальной У, в связи с
чем радиальные нагрузки 1 и 2 на подшип-
ники катка при повороте будут:
> + 0,7f)K,
Г, D6)
где г — радиус катка и / — база подшипников.
на её середину в I опасном положении (см.
табл. 24).
Q='—. [a cos a + {гк + Ъ + Ar)sina], D8)
где If — продольная база корпуса, hr — вы-
сота оси звёздочки над осью тележки, а и b —
координаты центра тяжести относительно оси
тележки, г^ — радиус звёздочки.
Шарнирное крепление середины рессоры
выполняется: 1) на пальце, закреплённом на
раме (см. фиг. 62); 2) в хомуте, охватывающем
две цилиндрические подушки на верхнем и
нижнем листах рессоры {см. фиг. 63); 3) при
ГЛ. VIII)
ХОДОВАЯ СИСТЕМА ТРАКТОРОВ
365
помощи дополнительных рессор (см. фиг. 59).
Второй тип имеет развитые упорные поверх-
ности и не смазывается в эксплоатации. Тре-
тий тип снижает удары при наклоне попереч-
ной рессоры.
Расстояние if от рессоры до заднего шар-
нира подвески для большинства тракторов со-
ставляет 0,65—0,72 расстояния между осями
ленивца и звёздочки. Углы качания попереч-
ных рессор применяются в пределах 3—6°.
Ограничители деформации рессор на тракто-
рах не применяются.
Профиль рессорной стали прямоугольный
с выпуклыми вертикальными стенками. Высота
выпуклости 75 — 1/б толщины листа. У трактора
Катерпиллер D-6 применён специальный про-
филь листов (см. фиг. 74).
Для рессорной стали Е = 2 • 10е кг/см2. При
га ах = 7000 ч- 8000 кг\слО аст рекомендуется
5d 3000
Фиг. 74. Сечение листов рессоры
трактора Катерпиллер D-6,
Витые пружины применяются в амор-
тизирующих устройствах и в качестве рессор.
Листовые рессоры тракторов с полужёсткой ходовой системой
Таблица 27
Трактор
„Сталинец-80*
Катерпиллер D-6
.Интернационал TD-18'
АллисНалмерс HD-7
Клетрак AGL
о
на стя
ута в
_
- .
обо
68о
i°5
X Ш
очая д
соры *
Ю и
а. о.
i88o
1880
8оо
92O
7ю
е
а
о
н
ло лис
Я
Т
7
7
4
6
9
S
рина л
UI
U4
127
юз
5°
«
ч
X *
s !|
§«
н-е
25
24
31
15.5
5.5
В статическом состоянии
= ? *
ш
м <U Q.
J- о о
_
35«>
53°°
Зооо
~5оо
S
^«?
3- S 05
21бо
I27O
279°
380О
"К
Ю
S
о ^
§.4
34
3
17
39
* По обе стороны хомута.
Таблица 28
Основные данные по пружинам подвесок
Трактор
СТЗ-НАТИ - f Наружная
1ТА \ Внутренняя
Клетрак НО
Длина в
свободном
состоянии
L в мм
Збо
33°
323
Число ра-
бочих вит-
ков
п
ю
15
9
Средний
диаметр
витка
D в мм
об
58
«5
Диаметр
проволоки
d в мм
2О
14
и
В статическом состоянии
Нагрузка
на пру-
жину
Q в кг
82O
20О
ago
Напряже-
ние кру-
чения
х в кг/см'
334°
1520
4600
Деформа-
ция
/ в мм
45
15
5°
Листовые рессоры обычно зажаты
посредине на значительной длине в хомутах.
Результаты поверочного расчёта листовых
рессор по формулам:
1 ? П1
D9)
E0)
0,325 Qlb
J En bh*
приведены в табл. 27.
Коэфициент 0,325 взят с учётом разной дли-
ны листов. При проектировании задаются Qcm;
°спи fern и 1 и определяют
4,62 Л
~ь\ nb
последовательно:
Результаты поверочного расчёта витых
пружин подвесок по формулам
х = ^ * иг - E1)
G • d*
E2)
приведены в табл. 28.
Коэфициент {л, учитывающий дополнитель-
ные напряжения от наклона винтовой линии
D л
и сжатия витков, для отношения -т= 4 равен
3,6, изменяясь до
D
d
3.2 при =- = 6.
d
366
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
При проектировании задаются Qcm,
D
fcm и т и определяют
п =
G-f
cm '
(cm '
L ъ (\,5+ n'{d +0,2)+fcm, E3)
где 1,5— число концевых витков, 0,2 см—
зазор между витками.
Для пружинной проволоки
0 \ \ 7500 f 80
G = 750 000
Д ру р
-4- 810 000 кг\см\ \ = 7500 -f- 8000 кг/см* с учё-
том поправки на наклон винтовой линии.
Направляющие механизмы гусениц
(фиг. 75) при полужёсткой ходовой системе
предназначены ограничить подвижность те-
лежек гусениц относительно корпуса только
Реборды на ленивцах для сокращения ширины
обода располагаются посредине. Натяжение
гусеницы обычно осуществляется одним цен-
тральным болтом, ось которого пересекает
ось ленивца. Это гарантирует от перекосов
и от заедания салазок при действии амортизи-
рующего устройства.
Расчёт оси ленизца на изгиб и натяжного
винта на продольный изгиб производится при
IV опасном положении (см. табл. 24), допуская
напряжение равным пределу упругости. Ре-
борды салазок рассчитывают на четвертую
часть веса трактора.
Амортизирующее устройство. Предохра-
нение гусеницы от перенапряжений при попа-
дании посторонних тел (камень, грязь, лёд,
снег) производится амортизирующим устрой-
ством. Когда действующее на ось ленивца
усилие больше усилия @,8—1,0 веса трактора)
от предварительной затяжки пружин, ось
ленивца перемещается назад. Упругий ход
амортизирующего устройства указан в табл. 29.
Фамо-Рюбеиаль,
боксер
Фиг. 75. Схемы направляющих механизмов полужёстких ходовых систем: 7 — тележка гусениц; 2 — корпус трак-
тора; 3 — кривошип; 4 —серёжка; 5 — передняя направляющая.
качанием около поперечной оси, и рассчиты-
ваются во II, III и IV опасных положениях
(см. табл. 24).
Схема а имеет большую базу Bxz — &yz
общую для реактивных моментов в плоскости
XZ (при повороте и при крене) и в плоско-
сти YZ от боковых сил. Осевые усилия вос-
принимает внутренний шарнир. Схемы б, в и
г имеют раздельные базы, причём поперечная
база ByZ короткая и равча расстоянию между
серединами втулок шарнира. В схеме д обе
базы достаточно развиты. Во всех схемах,
кроме а, боковые силы при крене не со-
здают момектов в плоскости XZ, восприни-
маемых шарнирами направляющего механизма;
осевые силы передаются на оба шарнира
базы Bxz-
Кроме указанного, шарниры на оси кача-
ния нагружены диойным натяжением гусенич-
ной цепи (см. II и IV опасные положения,
табл. 24). Расчёт шарниров ведётся на удель-
ное давление для бронзы по стали 150 kzjcm2.
Ленивцы и натяжные механизмы. Кон-
структивные схемы подшипников и уплотне-
ний ленивцев такие же, как в опорных катках.
Усилие при перемещении оси ленивца на
4") мм возрастает у трактора Катерпиллер
D-6 и „Интернационал TD-18" в 1,5—1,6 раза.
Таблица 29
Основные Д1нные амортизирующих устройств
Трактор
СТЗ-НАТИ-1ТА ......
Аллис-Чалмерс HD-7 ....
Катерпиллер D-6
.Интернационал TD-18" . .
Упругий ход
оси ленивца
в мм
2О
44
45
8о
18
Усилие на оси
лен.:вца в кг
в нача-
ле пе-
реме-
щение
i гдо
6 ооо
7 ооо
II Q.OO
I 82O
Г РИ
ходе до
упора
3 2OO
4 ioo
ю 050
а4 боо
3180
На это усилие и проверяется прочность меха-
низмов гусеничного хода в IV опасном поло-
жении.
Конструкция амортизирующего устройствi
трактора Катерпиллер D-6 вид та на фиг. 60.
Фиг. 76. Натяжной механизм и амортизирующее устройство трактора Аллис-Чалмерс HD-7: 1 а 2— шатуны; 3 - соединительное звено; 4 — упор звена; 5 — ось
качания звена; 6 — клеммовое соединение натяжного болта; 7 — кривошип направляющего механизма.
368
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
У трактора Рюбецаль-Фамо предварительное
сжатие пружин осуществлено трубой, в ко-
торую заключены пружины.
У трактора Аллис-Чалмерс HD-7 аморти-
зирующее устройство (фиг. 76) снижает до
2/g усилие на оси ленивца при его перемеще-
увеличивается, а заднего 2 уменьшается.
Таким образом этот механизм при налипании
грязи и снега резко смещает назад ось ле-
нивца, предохраняя гусеничный ход от пере-
грузок. Амортизирующая пружина заключена
в чугунный картер, заполненный маслом.
Таблица 30
Основные данные по пружинам амортизирующих устройств
Трактор
СТЗ-НАТИ-1ТА
Аллис-Чалмерс HD-7
Катерпиллер D-6
„Интернационал TD-18"
Клетрак HQ |
Число пружин на
одну тележку
I-
i
1 — наружная
1 — внутренняя
2
3
Запас деформа-
ции от предвари-
тельного сжатия
до упора в мм
so
5?
45
45
8о
i8
Длина в свобод-
ном состоянии
L в мм
З7о
374
7io
785
74°
i8o
Число рабочих
витков л
8,5
7
13
29
12
7.5
Средний диаметр
витка D в мм
75
128
128
7О
144
55
Диаметр прово-
локи d в мм
22
29
35
18,5
41
15
Предварительное сжатие
Нагрузка
Q в кг
133°
3°7°
5°8о
1920
595O
9Ю
Напряжение
кручения
т в кг/см"
339°
5820
55°°
77°°
4650
55°°
Деформация
/ в мм
2О
64
93
164
75
24
нии. Предварительное натяжение пружины
уравновешивается упором 4, с которым со-
прикасается звено 3. При смещении оси ле-
нивца назад плечо силы переднего шатуна 1
Данные по пружинам амортизирующих
устройств приведены в табл. 30. Напряжения
и деформации подсчитаны по уравнениям, ука-
занным выше.
ГУСЕНИЧНЫЕ ДВИЖИТЕЛИ ТРАКТОРОВ
Гусеничныйдвижитель состоит из
гусеничной цени и ведущего колеса (звёз-
дочки). Гусеница представляет собой заукну-
тую цепь, состоящую из шарнирно соединён-
ных звеньев.
В соответствии с материалом звеньев, кон-
структивными особенностями и способом за-
цепления различают гусеницы: 1) металличе-
ские и резино-металлические; 2) с составными
и с неразборными звеньями; 3) с цеьочным
зацеплением и с гребневым.
Гусеничные движители должны обладать
высокой износостойкостью, надёжным сцепле-
нием с грунтом, ограниченным удельным
давлением на него, минимальным сопротивле-
нием повороту и минимальным разрушением
грунта.
ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ ГУСЕНИЦ
Гусеницы с составными звеньями. Звено
собирается из нескольких деталей. Это позво-
ляет при износе заменять отдельные детали
новыми, изготовлять их из разных материалов
и для разных условий работы применять раз-
личные типы опорных башмаков. Несмотря
на относительно больший вес, сложность про-
изводства, сборки и разборки звеньев при
ремонте, этот тип гусениц является единствен-
ным, получившим распространение за гра-
ницей, для с. х. тракторов. В СССР разборные
звенья применялись на тракторах .Коммунар",
„Сталинец-СО и 65".
Разборное звено состоит из двух штампо-
ванных рельсов и приболченного к ним баш-
мака (фиг. 77). Рельсы соединяются между
собой при помощи запрессованных в них
втулок и пальцев, вследствие чего втулка
вращается с одним звеном, а палец с сосед-
ним. Выступающие концы втулок заходят
в выточки наружных проушин, образуя лаби-
ринтовые уплотнения шарнира. Зацепление со
звёздочкой цевочное; цевкой служит втулка
звена. Запрессовкой пальцев и втулок в рельсы
достигается жёсткость всей конструкции со-
ставного звена Величины прессовых натягов
выходят за пределы, рекомендуемые стандар-
тами. Например натяги (в микронах) для по-
садки пальцев в проушинах у трактора
С-65 170—400, у С-60 натяг равен 150-268;
ГЛ. VIII]
ГУСЕНИЧНЫЕ ДВИЖИТЕЛИ ТРАКТОРОВ
369
для посадки втулок соответственно 220—5Ю
и 220—350. Для запрессовки и распрессовки
применяются специальные прессы. Усилие для
запрессовки втулки гусеницы С-60 равно 14 т,
Фиг. 77. Гусеница трактора „Сталинец-60" в сборе.
для запрессовки пальца одновременно в оба
рельса — 44 т.
Рельсы штампуются из стали 45 или анало-
гичных марок. Твёрдость на поверхности ката-
ния 321—388 Ив- Втулка и палец из стали 15
или 20 цементуются с поверхностной твёрдостью
>¦ 54 Rq. Для разъёма гусеницы одно из звеньев
(замыкающее) имеет прессовую посадку пальца
более слабую и изготовляется из более каче-
ственного материала (например, сталь45Х)с по-
верхностной твёрдостью 444—512//в Башмаки
изготовляются из стали 6 фасонного проката, за
одно целое со шпорой. Башмаки двух сосед-
них звеньев перекрывают друг друга, образуя
непрерывную ленту. К рельсам башмаки кре-
пятся болтами с мелкой резьбой и высокими
Фиг. 78- Шпоночное соединение
башмаков с гусеницей трактора
TD-18 Мак-Кормик.
гайками, или резьбу нарезают в подошве
рельсов. Фирма Мак-Кормик на тракторе TD-18
в дополнение к болтовому креплению приме-
няет шпоночное соединение башмаков с рель-
сами (фиг. 78).
Применяются также конструкции состав-
ных звеньев, в которых рельсы соединены
площадкой, образуя одну деталь (фиг. 79).
Прессовые посадки для пальцев и втулок
в этом случае нужны более слабые, чем
24 Том 11
в конструкциях с раздельными рельсами. Для
уменьшения износа втулок и зубьев звёздочки
на втулки иногда надевают ролики.
На фиг. 80 показаны сменные и дополни-
тельные башмаки и шпоры составных звеньев.
На фиг. 81 показаны способы крепления паль-
цев и втулок составных звеньев: а — палец
и втулка запрес-
сованы в проуши-
ны: б — замыкаю-
щий палец запрес-
сован, концы за-
шплинтованы; в —
замыкающий палец
вместо запрессов-
ки получает натяг
от конических про-
бок, запрессован-
ных в сверления
разрезного по кон-
цам пальца (Катер-
Фиг. 70. Звено гусеницы
трактора Клетрак.
пиллер D-6 и др.);
г — втулка разрез-
ная, крепится за
счёт натяга от ко-
нических шпилек, забиваемых в сверления
в месте разреза (Линке-Гофман); д — один
из концов втулки имеет лыски и входит в
д)
Фиг. 80. Башмаки, накладки и шпоры разборных звеньев:
а — стандартный башмак с накладкой для движения по
дорогам; б—башмак для снега и грязи со шпорой для
льда; в — универсальный гладкий башмак; г — то же, со
шпорой, д — башмак для снега; е — то же со шпорой;
ж — резиновый башмак для асфальта; з — башмаки для
болота.
квадратные отверстия проушины; палец удер-
живается от вращения при помощи прямо-
угольной головки в гнезде рельса и шплин-
туется (Линке-Гофман); е — палец с одной
стороны имеет вставку с усом, с другой —
370
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
конический штифт, ж—квадратная головка
пальца удерживается от выпадания при по-
мощи разводного шплинта; з — палец замы-
кающий удерживается от проворачивания фа-
сками на конце (трактор TD-18).
При большом износе втулки и пальца уве-
личение шага гусеницы может вызвать нару-
шение правильности зацепления со звёздочкой
Неразборные Звенья широко приме-
няются для танков и транспортных тягачей.
Для с.-х. тракторов массового производства
такие звенья впервые начали применяться
в СССР (трактор СГЗ-НАТИ-ITA). Более
сложной конструкции неразборные звенья
ранее применялись на с.-х. тракторах ARA,
Шток и др.
Фиг. 81. Способы крепления втулок и пальцев разборных звеньев.
и интенсивный износ втулки и зубьев звёз-
дочки. При ремонте изношенной гусеницы
пальцы и втулки можно снова использовать
путём поворота их при запрессовке на
180° при условии сохранения достаточного
натяга.
Гусеницы с составными звеньями имеют
относительно большой вес, доходящий до
25% от веса трактора. В табл. 31 приведены
основные размеры составных звеньев совре-
менных с.-х. тракторов.
С целью увеличения к. л. д. гусениц при-
меняют в шарнирах гусениц транспортных
тягачей игольчатые подшипники (фиг. 82).
Шарнир снаружи закрыт резиновыми саль-
никами с пружинящими кольцами, крышками
и лабиринтовым уплотнением [1].
Гусеницы с неразборными звеньями.
Звено представляет одну литую или штампо-
ванную деталь. Звенья соединяются в цепь
при помощи пальцев, свободно проходящих
через литые отверстия проушин. Положи-
тельные качества звеньев этой конструкции:
1) меньший вес по сравнению с составными
звеньями; 2) простота технологии и дешевизна
при массовом производстве; 3) простота
сборки и разборки при ремонте. К недостат-
кам относятся: 1) невозможность ремонта
звена; 2) необходимость применения для всего
звена специальных сталей с повышенным
сопротивлением абразивному износу и 3) труд-
ность защиты шарниров от попадания абра-
зива.
Для литых звеньев главным образом при-
меняется высокомарганцевистая аустенитная
сталь Гадфильда состава: С1—1,5%; Мп—15°/о;
Si — 1,3%; Р— 0,Ц0/0; S — 0.05%. Эта сталь
не поддаётся механической обработке; в сыром
состоянии имеет твёрдость 210—360 Нв в за-
калённом при температуре 1050—1100° С в
Фиг. 82. Шарнир звена с игольчатыми подшипниками
германского тлгача.
воде 170—228 Нв; но эта сталь обладает
способностью к наклёпу с повышением по-
верхностной твёрдости до 500Нв, обусловли-
вающем её повышенную износостойкость.
Отверстия в проушинах звена отливаются
ГЛ. VIII]
ГУСЕНИЧНЫЕ ДВИЖИТЕЛИ ТРАКТОРОВ
371
с допусками, обеспечивающими при сборке
зазор 0,5—1,5 мм. Пальцы обычно изгото-
вляются из малоуглеродистой стали с цемен-
тацией и закалкой до твёрдости 54—62/?с
жат для направления опорных катков.' Окно
в звене предназначено для входа зубьев
звёздочки при зацеплении со средней про-
ушиной, служащей в качестве цевки.
Основные размеры звеньев
Таблица 31
Название трактора
а.
о
й
га
X
<и
ю
т
о >
а>
CQ m
9.°
4-1
12,6
2,6
12,5
IO
12,2
7,66
36,4
2О,3
19.3
12,7
14.2
27.8
20,6
20,8
3°'9
¦А
со ~$
о.
=f 0
S 1-
я а
из а
14.5
12,4
16,6
13,5
ю,6
"•9
и,о
14.8
22
17Д
19,8
17.4
19.7
I9.-6
i8,5
22,1
2О,2
1)
Н
ч »•
а» и
Оя
Звено
Шпора
Ширина
x
s»
El
S3
с ^
СТЗ-НАТИ-1ТА
СТЗ-3 транспортный 2ТВ . .
СТЗ-8 болотный
Карден-Лойд транспортный
,Сталинец-2"
«Коминтерн" .
„Ворошиловец"
„Кировец-35" ,
„Сталинец-65" .
Катерпиллер 50
Катерпиллер D-6 ,
Катерпиллер 30
Катерпиллер D-4
Катерпиллер D-7
.Интернационал TD-1S" . .
„Интернационал TD-14" . .
Аллис Чалмерс К
Аллис Чалмерс HD-7. . . .
Аллис Чалмерс HD-10 . . ,
Линке-Гофман 50
З
0,48
О,28
О,66
о,44
о,55
о.57
о,4о
о,44
о,4о
о,з8
о,45
3
0,48
197°
2050
174
86
ig6
88,9
2160 170
3400
3500
960
170
170
173
2125 203
1900
2150
I9O-5
I7L45
1540 I7
1715
2400
2300
3140
1660
1830
.45
203,20
190.5°
177.80
165,10
165,10
200,00
1600 200
39O 53
5°° З2
266 j32
360 Uo
428I58
280 57
5°о 65
380 5О
— чо
_!3б
5
56
56
54
65,5
25
14
зз>з
33.3
44,5
U.2
ЗЗЗ
го |39,6
20 44о
— 25
65
6
54
5О,5
5L4
66,5
6о
56.8
5°»8
58,8
63.5
IO2
,
66
74
9L5
Ю1,6
9°
?i
108
50
19
19
i8
19
25.4
18,5
20
20,5
20,5
14
37
34'5
26
35.5
23
37
31.8
25,4
37
27,6
18**
гб**
i85*
23**4
24
i8**
54
49
42
40
38
42
50.8
44,
40
43
49
35
* На втулке находится свободно посаженный ролик диаметро\1 55 мм.
** Смещение центров проушины и отверстия 2 jm,
*** То же 3 мм.
**** То же 4 мм.
или из стали со средним содержанием угле- На фиг. 84 показана гусеница В. Я. Сло-
рода (сталь 45) с закалкой до твёрдости 30— нимского (НАТИ), в которой звенья, литые
45/?с из углеродистой стали, соединяются при по-
На фиг. 83 показано звено гусеницы с.-х. MOU*H пальцев через промежуточные вставки,
трактора СТЗ-НАТИ-1ТА. Звено изготовлено отлитые из стали Гадфильда. Пальцы закре-
90 IF
tuv +э——
Фиг. 83. Звено гусеницы с.-х. трактора СТЗ-НАТИ-1ТА.
Фиг. 84. Гусеница с промежуточными вставками.
в виде плиты, которая одновременно служит плены в звене неподвижно, поэтому износ про-
беговой дорожкой для катков и башмакбм ушин происходит только в отверстиях про-
с почвозацепами. Гребни сверху плиты слу- межуточных вставок. Благодаря односторон-
372
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
нему износу пальцев последние при износе
могут быть повёрнуты на 180°. Зацепление
зубьев звёздочки происходит за вставку, ко-
торая помещается во впадинах между зубьями.
Вес вставок равен примерно 20<70 общего
Фиг. 85. Звено гусеницы с.-х. трактора „Кировец-35".
веса гусеницы. Износ звеньев происходит
только на беговой дорожке.
На фиг. 85 показано звено с гребневым
зацеплением трактора яКировец-35". Гребень
на плите служит одновременно для зацепле-
ния со звёздочкой и для направления опорных
и удерживаются от выпадания в сторону го-
ловки клиновидным кулаком, размещённым на
корпусе машины против ленивца.
В табл. 31 приведены основные размеры
неразборных звеньев.
Гусеницы резино-металлические шар-
нирные состоят из металлических звеньев,
в шарнирах которых применены резиновые
втулки (фиг. 87). Слой резины привулканизи-
рован к пальцу и к наружной тонкостенной
Фиг. 87. Шарнир с резиновыми втулками
гусеницы трактора Катерпиллер-60.
втулке, выполненной из двух половин. Ком-
плект запрессовывается под давлением 6—7 т
в наружную втулку, при этом взаимное рас-
положение звеньев выдерживается под углом,
соответствующим положению звеньев на звёз-
дочке. Подобные гусеницы широко приме-
няются на американских танках и тягачах.
Шарнир этих гусениц несколько отличается
от вышеописанного: вместо сплошной рези-
новой втулки на пальце привулканизирован
Фиг. 86. Способы крепления пальцев неразбор!ых звеньев.
катков. Плита, не имеющая окна для зубьев
звёздочки, обладает большой жёсткостью.
Способы крепления пальца в отверстиях
проушин неразборных звеньев показаны на
фиг. 86: а — головка на одном конце пальца
и расклепка другого конца; применяется для
пальцев небольшого диаметра; б — на обоих
концах пальца — шплинтовка; в — пружиня-
щее разрезное кольцо в канавке на одном
или на обоих концах пальца; г — пружинящее
разрезное кольцо (одно на палец) помещается
в выточке с торца одной из cj-едних проушин
звена; выступающие концы пальца исполь-
зуются для крепления дополнительных шпор;
д — пружинящее разрезное кольцо в кольце-
вой канавке проушин на обоих концах звена;
е — расклёпанная шпилька: ж — шплинты;
з—отрезки трубки с загнутыми отростками;
и — головка и разрезное пружинящее кольцо
в канавке пальца; к — пальцы не закреплены
ряд отдельных резиновых втулок, располо-
женных с промежутками в 12—16 мм. Пальцы
со втулками запрессовываются в цилиндри-
ческие отверстия шарниров звеньев.
Фиг. 88. Бесшарнирная гусеница с резиновыми вставками
Джонсона.
Гусеницы резино-металлические бес-
шарнирные (фиг. 88) состоят из металличе-
ских звеньев, соединённых между собой при
ГЛ. VIII]
ГУСЕНИЧНЫЕ ДВИЖИТЕЛИ ТРАКТОРОВ
37а
помощи резиновых вставок, закладываемых
в гнёзда. Подобные гусеницы применяются
на с -х. тракторах Rushton, Case, Bristol и др.
На фиг. 89 показана гусеница с резино-
выми вставками для вездеходных автомобилей.
Фиг. 89. Бесшарнирная гусеница с резиновыми встав-
ками (фр. пат. Бялковского).
Отдельные стальные звенья этой гусеницы
соединяются при помощи крючков, между
соприкасающимися поверхностями которых
проложены резиновые вставки во всю длину
звена. Резиновые башмаки, крепящиеся снизу
звена, препятствуют произвольному разъеди-
нению звеньев.
ТРЕНИЕ В ШАРНИРАХ ГУСЕНИЦ
Механический к. п. д. гусениц, характери-
зующий потери на трение в шарнирах и на
звёздочке при перематывании гусеницы, мало
исследован. Для сравнительной оценки потерь
в шарнирах на фиг. 90 приведена диаграмма
затуханий колебаний маятника, осью подвеса
¦10 20 30 40 50
Число полных колебаний маятника
60
Фиг. 90. Диаграмма затуханий колебаний маятника
с различными шарнирами гусениц в оси подвеса.
которого служили шарниры гусениц разных
конструкций; / — шарнир звена с игольчатыми
подшипниками и резиновыми сальниками;
2 — гусеница с резиновыми вставками кон-
струкции по фиг. 89; 3—та же гусеница
со снятыми резиновыми башмаками; 4 — гусе-
ница трактора Катерпиллер-60 с резиновым
шарниром; 5—гусеница вездехода, состоящая
из резиновых лент с металлическими наклад-
ками, резиновые башмаки сняты; 6—та же
гусеница с надетыми башмаками; 7—гусеница
мелкозвенчатая литая транспортного трак-
тора СТЗ-3; 8 — гусеница литая трактора
„Сталинец-2"; 9 - гусеница литая с.-х. трак-
тора СТЗ-НАТИ-1ТА; 10 - та же гусеница
с введённым в шарнир песком; 11 — гусеница
трактора „Сталинец-60" с изношенным шар-
ниром [2].
ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
ГУСЕНИЦ
В основу расчёта на прочность элементов
гусеницы и звёздочки принимают величину
максимальной силы тяги р соответствующей
наибольшей мощности двигателя Nem по ре-
гуляторной характеристике, при движении
трактора на повороте на низшей передаче.
При расчёте проверяется возможность реали-
зации Рк по сцеплению гусеницы с грунтом.
Полагая, что на прочном грунте коэфициент
сцепления ? < 1.2 и нагрузка на гусеницу
может доходить до 0,8 от веса трактора G,
наибольшее значение
/>,„,« =1,2.0,80*0:
В деталях звеньев рекомендуется выбирать
допускаемые напряжения с пятикратным за-
пасом прочности. В звеньях с большим коли-
чеством проушин запас прочности прини-
мается 2,5—3
РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ ПАЛЬЦА
И ВТУЛКИ СОСТАВНЫХ ЗВЕНЬЕВ
Наиболее неблагоприятный случай нагрузки
на палец будет для приработавшихся пальца
и втулки. Палец рассматривается как балка
с равномерно распределённой нагрузкой на
длине /2, равной длине втулки. Опоры распо-
ложены посредине крайних проушин. Расстоя-
ние между ними /3.
Наибольший момент, изгибающий палец:
2
U
E4)
где Т—натяжение гусеницы.
Для втулки наиболее неблагоприятный слу-
чай нагрузки будет при зацеплении её с зубом
звёздочки.
При набегании звеньев на звёздочку паль-
цем вперёд, что обычно принято на тракторах,
втулку можно рассматривать как балку, сво-
бодно лежащую на опорах своими концами,
и с сосредоточенными нагрузками: от дей-
ствия усилия зуба звёздочки Рк приложен-
ного в середине втулки, и натяжения сбегаю-
щей ветви гусеницы Т, приложенного у опор
под внутренними проушинами (фиг. 91). Натя-
жение гусеницы определяется по способу, ре-
комендуемому в теории трактора [7].
Наибольший момент, изгибающий втулку,
равен:
E5)
374
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
1РАЗД. IV
Расчёт на прочность составных звеньев,
у которых крепление пальца и втулки в про-
ушинах рельсов осуществляется при помощи
запрессовки, следует
производить/как жё-
сткие рамы (фиг. 92).
Под действием на-
грузки Р и опорных
моментов Mt и Af2
Фиг. 91. Схема к расчёту Фиг. 92. Схема к расчёту
втулки. разборного звена.
концы балок АВ (втулка) и CD (палец) по-
вернутся .соответственно на углы:
48ЕЛ
2ЕЛ
E6)
Концы балки АС (рельс) повернутся на
углы:
<P +
E7)
6EJ,
AM
ЗЕЛ
Решением этих уравнений определяются ве-
личины опорных моментов. Результирующий
момент, изгибающий втулку АВ:
E8)
где q — нагрузка на единицу длины втулки.
Результирующий момент, изгибающий па-
лец CD:
М"р=Мх-М2.
Рх
Для участка Ь: Мх— -^-;
р р (х
Для участка /: Мх = —^ j- • -—^
E9)
Каждый рельс АС рассчитывается на изгиб
моментами Мх и М2 и на растяжение си-
лой -7j-; J\, Л, Уз ~~ моменты инерции балок
АВ, АС и CD; t — шаг звена. Для упрощения
обычно применяют графоаналитический метод
расчёта.
Проушины звеньев рассчитываются на раз-
рыв по сечению, перпендикулярному линии
действия растягивающей силы.
Напряжение растяжения
Р,
F0)
где R и г—внешний и внутренний радиусы
проушин; bj — длина рассчитываемой про-
ушины, на которую действует растягивающая
сила Р}.
Проушины, в отверстия которых втулки и
пальцы запрессовываются с очень большими
натягами (например, типа „Сталинец-^5"), необ-
ходимо рассчитывать как составные цилиндри-
ческие сосуды с учётом напряжений, полу-
чающихся от запрессовки [Р] (см. ЭСМ т. I,
кш 2, стр. 350 и т. 2 стр. 163).
Обозначения к расчёту запрессовки:
/*1 — внутренний радиус втулки до запрес-
совки, г2—наружный радиус втулки до за-
прессовки, г2 — наружный радиус втулки после
запрессовки, г2 — радиус отверстия в проу-
шине до запрессовки, г3 — наружный радиус
проушины1 р1 — давление внутри отверстия
втулки на единицу поверхности, /?3 — давле-
ние в отверстии проушины после запрессовки
втулки на единицу поверхности, Е—модуль
упругости, \х — коэфициент Пуассона.
При запрессовке радиус г'2 отверстия про-
ушины увеличится на величину:
'Л =
Наружный радиус г2 втулки уменьшится
на величину:
Ул" Е Л SJ-Й
г
FГ)
Разность между наружным радиусом втулки
н радиусом отверстия проушины до запрес-
совки будет:
8 = Г2 — г\ = ип + ип-
После запрессовки наружный радиус втулки:
г-2 = г'2 + Uл = г2 — Un.
Для внутренней стенки втулки:
а) максимальное нормальное напряжение:
-г2
F2)
Го — П
б) максимальное напряжение в радиальном
направлении;
ГЛ. VIII]
ГУСЕНИЧНЫЕ ДВИЖИТЕЛИ ТРАКТОРОВ
375
Для наружной стенки втулки:
$___М'*±«1..т
F3')
при той же стреле прогиба будет в 9,6 раза
меньше, чем в средних проушинах 17].
.Pl;Pt:PB:...Pu.
_i_ . _i_ . _i_. . _ i
9,6 ft? ' й2 "*§'"* б3
I/O f/J—
9,6 bi
F8)
Для отверстия проушины:
'K't-'?) 'з-^
,--• F4)
^ И - r22)
Для наружной стенки проушины:
°Г=—о
F4')
F5)
Давление между втулкой (пальцем) и про-
ушиной:
Уравнениями F4) и F5) пользуются при
расчёте проушины в случае запрессовки
вальца, подставляя гг = 0.
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗКИ МЕЖДУ
ПРОУШИНАМИ В НЕРАЗБОРНЫХ
ЗВЕНЬЯХ
В практике сравнительных расчётов при-
меняются условные допущения, характерные
для некоторых способов расчёта.
Способ L Нагрузка между отдельными
проушинами звена распределяется прямо
пропорционально длинам проушин (фиг. 93);
п = р h-Ъ^ _Рп
р ъ~ъ-ь ••• ъ
Ь\ + Ь^-\- Ь^ -\- .,. -\- Ьп — Ь,
где Я1г #j и т. д. — нагрузки в кг на отдельные
проушины, длины которых соответственно
ij, ?2 • • • bn; p — нагрузка в кг\см длины про-
ушины.
Способ 2. Нагрузка между проушинами
эвена распределяется обратно пропорцио-
нально кубу их длины.
Этот способ основан на допущении, что
при растяжении звена все проушины удлиня-
ются на одну и ту же величину и что стрелы
ирогиба пальца во всех проушинах поэтому
©динаковы. Палец рассматривается как раз-
резная балка на двух опорах, расположен-
ных в зазорах между проушинами, нагружён-
ная равномерно распределённой нагрузкой.
В крайних проушинах Ьх и Ъп палец изгибается
как консольная балка, у которой нагрузка
Расчёт пальца неразборных
звеньев. Расчёт пальца на изгиб можно с
6,г- ~^
i I
I I
'з U—I 6,
[ _,
Фиг. 93. Схема распределения нагрузок
между проушинами.
достаточной степенью точности вести по ча-
стям, рассматривая каждую часть пальца как
балку на двух опорах с равномерной нагрузкой.
Опоры соответствуют
зазорам между про-
ушинами (фиг. 94).
Наибольший изгиба-
ющий момент пальца:
Фиг. 94. Схема к расчёту
пальца.
Среднее удельное
давление внутри шар-
нира (палец — втул-
ка) проверяется по
усилию -Р^при прямолинейном движении трак-
тора на рабочей скорости и предварительному
натяжению гусеницы:
а- ь '
где d — диаметр пальца, Ъ — длина втулки или
суммарная длина проушин с одной стороны
звена. Значения р для литых звеньев лежат
в пределах 40 — 60 и для разборных звеньев
40 — 90 kzjcm^. Определение удельного давле-
ния на поверхности зуба звёздочки опреде-
ляется по формуле Герца [11] (см. ЭСМ т. 1,
кн. 2, стр. 357).
ЗАЦЕПЛЕНИЕ ЗВЁЗДОЧКИ С ГУСЕНИЦЕЙ
В цевочном зацеплении ведущим эле-
ментом является зуб звёздочки, ведомым —
цевка звена, причем ось цевки совпадает с
осью шарнира. В гребневом зацеплении.веду-
щим элементом является зуб или ролик на
звёздочке, ведомым—гребень на звене, при-
чём линия зацепления располагается ближе
376
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
к центру звёздочки, чем окружность осей
шарниров.
При постоянной угловой скорости враще-
ния Зоёздочки набегание гусеницы происходит
с переменной скоростью. Средняя скорость
перематывания цепи:
v = 0,06 U z^. n,. км/час,
где tz — шаг гусеницы в м; гк — число звеньев,
набегаемых на звёздочку за один оборот
пк— число оборотов звёздочки в минуту.
Диаметр начальной окружности звёздочки
(окружность, на которой располагаются
центры шарниров гусеницы) определяется по
формуле
180°
sin
где tK— шаг звёздрчки по хорде начальной
окружности, величина которого может отли-
чаться от шага гусеницы 1г в зависимости от
выбранного способа зацепления.
Способ 1. Шаг гусеницы равен или
больше шага звёздочки: tz ^> 1К- При этом спо-
собе по мере увеличения шага гусеницы,
происходящего в связи с износом в шарнирах,
характер зацепления не нарушается в пре-
делах, определяемых профилем зуба. Часть
цевок располагается на боковом рабочем
профиле зубьев и вследствие этого в пере-
даче касательной силы тяги участвует не-
сколько зубьев. По этому способу осуще-
ствлено зацепление у тракторов „Сталинец-60
и 65", Катерпиллер, Аллис-Чалмерс, Мак-
Кормик и др. .При набегании звена на звёз-
дочку пальцем вперёд суммарные потери на
трение цевок о звёздочку и в шарнирах будут
меньше, чем при набегании звена втулкой
вперёд.
Способ 2. Шаг гусеницы меньше шага
звёздочки tg<itK. При этом способе по мере
увеличения в определённых пределах шага
гусеницы характер зацепления также не на-
рушается. Цевки располагаются во впадинах
между зубьями. Вследствие разности в шагах
гусеницы и звёздочки ведущим зубом является
только один передний, выходящий из заце-
пления. При выходе его из зацепления все
звенья, лежащие на звёздочке, проскальзывают
по поверхности впадин между зубьями на
величину M=tK — te, пока следующий зуб не
войдёт в зацепление. Величина kt должна
учитывать помимо износа шарнира ещё про-
изводственные зазоры в шарнирах (допуск на
палец, на отверстие в проушине, на длину
шага звена звёздочки, на толщину зуба и на
точность расположения зубьев на звёздочке).
о
Максимальная величина М <—, где s — ве-
личина свободного перемещения цевки во
впадине между зубьями, z0—число звеньев,
одновременно лежащих на звёздочке.
Из условий равномерного износа всех
зубьев звёздочки предпочтительно выбирать
число зубьев нечётным и осуществлять заце-
одение через один зуб.
Вопрос профилирования зубьев тракторных
звёздочек мало исследован и в практике кон-
струирования используется опыт проектирова-
ния цепных передач (например ГОСТ 590-41).
В качестве примера приводим построе-
ние профиля по германскому стандарту
DIN-Kr 3231 (фиг. 95). Способ построения и
при 2*20 j «^ /
при 1
Фиг. 95. Пробил» зуба по стан-
дарту DIN-Kr 3231.
обозначения: t — шаг цепи; z — число зубьев
звёздочки; d — диаметр ролика (цевки); D —
диаметр начальной окружности (размеры
в мм):
А. Для звёздочек с числом зубьев до 20:
dx = 1,005 d + 0,076; а = 35° +
ЛЫ= 0,8 d; г, = 0,8 d + Ц-; С = 1,24 d\
Da = D + 0,8d; CF =
= dfl,24 sin ( 17° - — ) — 0,8 sin pi .
В. Для звёздочек с числом зубьев 20 н
больше:
rf, = 1,065 d; D =
sin
180
-.; Da = D -f 0,9 d
до 1,6
58°
>1,6 до 1,7
60°
62°
В американской практике применяется про-
филирование системы Линк-Белт (фиг, 96):
D
180°
; dx = 2rx = 1,005 d + 0,08 мм;
ГЛ. VIII]
ГУСЕНИЧНЫЕ ДВИЖИТЕЛИ ТРАКТОРОВ
377
Величины s n g выбираются из конструк-
тивных соображений; для звёздочек с числом
180°
зубьев > 12 а = 30° ; углы а при числе
зубьев от б до 11:
г 6 7 8 9 10 11
а 10° 11° 12° 13° 14° 15°
Длина прямолинейного участка профиля
(р = mb и _}_ km) зависит от допускаемого
увеличения шага звена М:
2 sin
180° /
• cos I
180°
По американским нормам удлинение звена
в цепных передачах допускается на 4%. При-
Звёздочки с.-х. тракторов обычно сталь-
ные литые со средним содержанием углерода;
механической обработке не подвергаются.
Твёрдость на поверхности зубьев 388—477 Hq.
\
Фиг. 97. Профиль гребневгго зацепления трактора
„ Сталинец-2*.
Гребневое зацепление может применяться
только в крупнозвенчатых гусеницах из-за
трудности размещения на плите гребня. Гре-
Фиг. 96. Построение профиля зуба системы
Линк-Белт.
L) со Фиг. 98. Гребневое зацепление гусеницы германского
нимают в среднем р = ^- при г = о-+-8ир~ тягача.
_ прИ г > 8. Радиус головки зуба r2 = t бень располагается на каждом звене или
43 через одно звено; на звёздочке для направле-
при z<^10 и /-2 = 0,5 t при г>Л0 [8]. ния гусеницы делаются боковые направяяю-
Таблица 32
Название трактора
СТЗ-НАТИ-1ТА. . .
СТЗ-3 BТВ)
Карден-Лойд ....
„Сталинец-2" ....
„Кировец Д-35" . . .
„Коминтерн" ....
„Ворошиловец" . . .
„Сталинец-65" ....
.Катерпиллер D-7" . .
„Интернационал TD-18"
„Интернационал TD-14"
Аллис-Чалмерс К . .
Аллис-Чалмерс HD-7
Аллис-Чалмерс HD-10
Линке~Гофман . . .
>ев на
3" n
23
23
2О
l6
12
12
14
27
26
29
27
28
14
25
9
Основные
Шаг
2
сени
и
174
86
88,9
170
173
170
170
2ОЗ
2ОЗ,2О
19О,5О
Т77,8о
165,10
1бд,Ю
200
200
В ММ
S i I
хор
ч. он
ЖН01
о в >.
С X Q-
88,85
88,85
172,46
175
169,78
170,23
IO2,l8
102,34
95.81
89,50
83.15
165,10
100,79
200
эазмеры звёздочек современных тракторов
Диаметр звёз-
дочки в мм
•я i
о о
X X
J а
5*
Э- О. я
X О и
6 52
652
584
884
676
656
765
88о,2
849.08
886,17
77О,97
742,о
742,о
8o4,2i
584.8
«
3
X
руж:
X
688
688
64O*
830
635
598
715
9ОЗ
875
9°7
788
773
760
814
620
Si
?3
as s
a i- s
0 и =t
616
616
554
—
—
815
782,5
826
714
691
Угол в градусах
0 4* щ>
та X со
5°°
481
—
—
48°4o'
55°
54°
6o°
47C8'34*
683 i34°i7'8,6"
74O,7
53O
54°
44°
2 S
адин
жду
бьям
Ю S m
65°39'
6539'
66J
—
—
_
—
620
68°5о'4б"
66°24'50"
7320'
60
6o°
68 24'
S
влен!
34-'
5°°
48J
—
—
—
35-30'
41 9'14"
4i°35'io"
46°4o'
34° 17'8,6*
—
39еЗб'
44°
Радиус f
вин
cs
ffl
0 я
SO
U >\
0 m
25
25
14
90
90
90
135
40
36,5
35
33.3
25.4
29.4
38,1
40
или
вки
ебня
l8
l6
15
9O
9O
9O
135
32.5
33.25
ЗО
28,4
25,4
29,4
31.25
27*5
MM
^ X
3" 4» >.
О 0 m
5
8
20
so
so
30
—
6
7
6
0 *
Si =
m 0.
ra u
* в
45
45
19 <.
5OX34**
40X38**
76X54**
120X80**
94
89
89
75
56.8
66
76
40
* Диаметр окружности расположения вершин углов заострения зубьев.
** Ширина гребня звена внизу и вверху.
378
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
щие рёбра. При гребневом зацеплении шаг
гусеницы обычно меньше шага по хорде на-
чальной окружности. Профилирование про-
изводится методом графического подбора
необходимых размеров; линию зацепления при
этом располагают возможно ближе к окруж-
ности шарниров, чтобы уменьшить плечо вы-
ворачивающего момента.
На фиг. 97 приведён пример хорошо рабо-
тавшего гребневого зацепления транспортного
трактора „Сталинец-2". Аналогичную кон-
струкцию профиля имеют звёздочки тракто-
ров „Коминтерн", „Ворошиловец", с.-х. трак-
тора „Кировец-35" и др. [3,4].
Вместо зубьев с вогнутым профилем, со-
ответствующим профилю гребня, иногда на
звёздочках применяются свободно посаженные
на осях ролики. Применение роликов с высо-
кой поверхностной твёрдостью уменьшает
износ и потери на трение. Такой вид гребне-
вого зацепления применяется на некоторых
танках и тягачах. На фиг. 98 показано греб-
невое зацепление гусеницы германского артил-
лерийского тягача. Звенья, огибая звёздочку,
ложатся на обрезиненные в виде многоуголь-
ника обода.
В табл. 32 приведены основные размеры
звёздочек современных тракторов.
КОЛЁСА ТРАКТОРОВ
Колёса современных тракторов в зависи-
мости от назначения и условий работы имеют
различную форму и размеры. Ведущие (зад-
ние) колёса всегда отличны от направляющих
(передних).
В некоторых эксплоатационных условиях
ярименяют колёса с пневматическими шинами
(баллонами).
Ведущие металлические колёса состоят из
ступицы, спиц, обода и почвозацепов.
-г- 1,0 кг/см2 при погружении колеса на п —
= 25 мм, вычисляемому по формуле
q =
2Ь
, ()
(D - h)
где Q — статическое давление колеса на грунт
в к>. ; =
При движении колесо оставляет за собою
след и рабочее удельное давление будет при-
мерно в два раза больше [7].
*)
Фиг. 99. Колёса с.-х. тракторов: а — с закрытыми клиновидными шпорами; б—с дополнительным ободом;
« — со штыревыми шпорами; г—с узким ободом и клиновидными шпорами; д— с узким и дополнительным обо-
дом; е — с решетчатым ободом; ж — со свешивающимися шпорами; з с узким ободом; и— с лопаточными шпо-
рами; к — с угловыми шпорами; л — со свешивающимися лопаточными шпорами; м —то же, с дополнительным ободом.
Диаметр D обода выбирается из усло-
вий обеспечения просвета, допустимого удель-
ного давления на грунт и достаточного сце-
пления с грунтом и лежит в пределах 1000—
1600 мм.
Ширина обода Ь устанавливается по услов-
ному среднему удельному давлению q =0,8 -г-
На фиг. 99 показаны типичные конструк-
ции металлических тракторных колёс. Обод
колеса изготовляется из полосовой стали марки
15 и выше, толщиной 6—10 мм с отбортовкой
краёв при помощи специальных валков. Иногда
вместо отбортовки приклёпываются или при-
вариваются к ободу кольца из углового про-
ГЛ. VIII]
КОЛЁСА ТРАКТОРОВ
379
ката. Концы обода свариваются встык, реже
склёпываются при помощи накладок с внутрен-
ней стороны. Для увеличения жёсткости иногда
провальцовываются продольные канавки вдоль
обода.
На некоторых тракторах применены колёса
с решётчатым ободом, состоящим из двух колец,
соединённых между собою поперечинами. На
пропашных тракторах применяются колёса,
обод которых представляет собой узкое кольцо
шириною 50—65 мм, или кольцо, поставленное
на ребро, шириною 13—15 мм, диаметром
1270—1500 мм. В зависимости от почвенных
Расположение спиц обычно радиальное,
с наклоном к оси колеса.
Ступицы изготовляются литыми из чугуна,
ковкого чугуна или стали.
На фиг. 100 показаны соединения ступиц
колёс с полуосями: а — шпоночное на конусе
(Кейс); б — шлицевое на цилиндрическом конце
полуоси (СТЗ 15/30); в фланцевое (.Уни-
версал 2", Фармол, Фергюсон и др.); г — че-
рез промежуточную разрезную втулку на шли-
цевом цилиндрическом конце полуоси (Ф. П.).
У пропашных тракторов, требующих пере-
менной колеи, ступицу можно перемещать на
500—600 мм вдоль полуоси на шпонках или
шлицах. Закрепление ступицы на полуоси про-
изводится или при помощи затяжки кониче-
ской втулкой разрезной ступицы колеса
(фиг. 101, а), или при помощи бугелей и распор-
ных колец с обеих сторон ступицы (фиг. 101, б
Фпт. 100. Посадка ведущих колёс тракторов на полуосях.
условии шпоры крепятся или центрально отно-
сительно обода, или по краям, свешиваясь с
него.
Для работы на весьма мягких почвах к оСо-
ду колеса прикрепляется дополнительный обод
шириною 120—250 мм. В табл. 33 приведены
размеры металлических колёс современных
советских и американских тракторов.
Спицы изготовляются из полосового, реже
из круглого проката стали 20—30. Одним кон-
цом спицы приклёпываются к ободу или к его
отбортовке, другим приклёпываются или зали-
ваются в ступице.
Фиг. 101. Посадка ведущих колёс тракторов на полувек
при переменной колее.
и в). У некоторых тракторов с той же целые
применяют дополнительные промежуточные
ступицы, удлиняющие заднюю полуось
(фиг. 102).
На фиг. 103 показан способ получения пе-
ременной задней колеи трактора Форд-Фер-
гюсон изменением расположения обода пне
вматика относительно диска колеса и поворотом
диска на 180°.
Сцепление ведущих металлических
колёс с почвой достигается установкой на
ободе специальных почвозацепов (шпор). В за-
висимости от условий работы шпоры приме-
няются клиновидные, лопаточные, угловые и
др. (см. фиг. 99).
Угловые шпоры изготовляют обычно из
углового проката марки стали 40. Для плавности
хода трактора особенно на твёрдом грунте
шпоры располагают по винтовой линии, при-
чём концы шпор перекрывают друг друга
f
5
•о
о
О
So1
о
СО
-J
О
4-
I
"О
•-!
X
Е
ге
&
4-
опато
g
to
Ok
10
10
ОС
о»
н'
B9
&:
"О
I
to
-J
13
-a
Оливер 80
о
оо
со
оо
<й
f
1
Ю w
ю
п
¦о я
и Ь,
р!3
геи
Ov
Ol
ы
со
1-11
1
п
о
tr
ге
5N
4-
п
и
о-
'"
све
с'
s
п л
?
s
ге
Оливер 70
О
-о
о
to
1
1
ге
ооб
СО
VO
10
опато
ные
со
ON
00
по
NO
-Ё
1
1
1
.
1
i
1
1
1
Оливер 7С
D
Oi
о
to
ю
>о
4-
оо
0
ю
*¦
н
-Sn
1
1
1
1
1
ю
а\
с^
,11
Мак-Корм
и
о
Со
о
00
03
1
1
¦3
СО
Oi
со
10
ю
9°
1
to
to
4-
Мак-Корм
я
¦п
о
н
ю
00
1
1
to
8.
g.
со
Ol
to
0
CN
a
SO
!
(
1
I
4
о
to
1
1
Массей-Га
•о
¦о
Я"
101
Я
м
-о
со
Ol
4-
СО
1
со к
аа
*
СО
to
to
со
Ol
1
1
1
о
о
Л
X
Е
ю
СП
Ю1,б|
Массей- Г
а ррис
1
CD
н
сс
н
Н
О
Д1
¦*•
Н
О
a
.Р
ю
со"
Си
1
1
1
1
1
to
to
Массей-Га
ррис
О
гг
ю
о
1
1
*О 00
ю
ста
ft
та
ТНЫ
ге
к
со
опато
ные
8-
ю
со
Ol
1
00
Ol
1
н
и
X
0"
ге
о
а
В
S
а to
)щие-
Фордзон
¦
Q
&
н
1
1
Ol
Оч
Ol
to
n
у:
re
IH
re
goo
to
"d
°о
оо
bl
опато
ные
Б
CN
vo3
1
1
1
1
Ol
о
ОС
to
0
Джон-Дир
О
&
о
со
Ol
чэ
Oi
to
1
ю
&
I
-о
00
to
IOI
CN
H
to
о
as
oc
40
00
Ol
о
ч;
re
K>
On
VO
ON
to
Джон-Дир
CO
00
Ol
s
-о со
to
со
ш
о
I2O
ON
о°?
со
со
со
н
о
1
1
со
OI
с
а
О
to
Ol
%
со
б"
Кейс L.
•
to
о
4-
О
СП
со
SO
to
ON
ю
no
Lzi
о?
¦°
¦'
1
1
1
1
к
^j
to
CO
Кейс RC
•
at
о
00
1
1
to
CN
CO
Ol
H
о
re
00
О
ON
00
1
1
1
1
1
Ol
-a
Oi
to
i-
Аллис-Чал
мерс
Hi
4-
o
Й
1
¦H
I»8
о
к
to
4-
опато
ные
to
d
00
to
1
CO
Ol
n
я
о
re
X
E
to
v8
О
s
m
re
•o
0=
Ю
Сл
К
ы
Ol
со 5
° s
я
»8
со о
s
§
Si S
X я
toM
to
1
1
1
n
i
"O
X
E
-re
to
.j
TOO I
X
5
re
¦o
*
О
со о
° S
s
CO
s
H
X
о
¦о ,^
5 °°
tt S
и
X^
to
1
1
j
1
1
n
Ю
о
re
X
X
o-
re
to
'on
IOO 1
CT3 15/30
%
0
*8
Ol
CO
ы
to
ч
X
о
CO
t=
X
о
ts
1ные
(s3
X »
X
CO
CO
00
00
o'
I
1
1
00
n
1ГНВ.
"O
¦в
E
re
!0
05
4-
Название
трак
(арка
тор
в
S
Вес в кг
Мощность двигателя
ы
eg
is .
перед-
няя
в мм
о
к|
-* X.
я ™
го
о
диаметр в мм
ширина в мм
н
а
о
О ° О
ге я S
о ю х
ге ге
"-* '
Высота в мм
Ширина в мм
Ширина обо-
да в мм
Количество
шпор
Высота шпо-
ры в мм
Ширина шпо-
ры в мм
Коле{
со
к
X
S
7!
О
в
а
¦о
Е
Доп
о
о 5
tr
s
»
Диаметр полуоси
в мм
н
Количество
Диаметр в мм
Ширина в мм
а
х)
ге
X
Ж
ПК
ai
Mi/viau и ии-ел аинеонэо
08S
ГЛ. VUI]
КОЛЕСА ТРАКТОРОВ
381
(фиг. 99,«). Расположенные так шпоры вызы-
вают боковую (осевую) силу Q = Р tg а, где Р —
сила тяги колеса, а — угол наклона шпоры к
образующей обода. Наклон шпор для обоих
колёс трактора делается
в разные стороны и для
разгрузки полуосей так,
чтобы боковые силы Q
действовали внутрь трак-
тора. Угловые наклонно
расположенные шпоры
обладают способностью
самоочищения от налип-
Ц>иг. 102. Увеличение ко-
яеи трактора Кейс СС.
шей почвы, способствуют боковой устойчи-
вости трактора во время движения, но нали-
чие осевой силы усложняет опоры полуосей.
с.-х. трактора. Высота шпор в современных
тракторах 100—127 мм D — 5") при ширине
50—100 мм. Шпоры клиновидные и лопаточ-
ные изготовляются штамповкой из стали 35—40
с закалкой острия шпоры до твёрдости Нв
415-514.
Крепление шпор к ободу — при помощи
болтов. Для возможности постановки различ-
ных почвозацепов на ободах колёс предусма-
тривается ряд дополнительных отверстий, Для
передвижения тракторов по дорогам на колёса
поверх шпор надевают гладкие обода из угло-
вой или полосовой стали, укрепляемые лап-
ками на ободе болтами (фиг. 104). Имеются
многочисленные попытки осуществить колёса
с выдвижными шпорами для регулирования их
высоты в зависимости от почвенных условий;
колёса с качающимися башмаками для увели-
чения сцепления с грунтом и пр. не получили
широкого распространения.
Расчёт на прочность металлических колёс
В технической литературе рекомендуется
несколько способов расчёта, применимых в
зависимости от жёсткости обода и устойчи-
вости спиц при продольном изгибе. Экспери-
ментальная проверка прочности колёс с.-х.
машин проведена в ВИСХОМ [10,15].
Фиг. 103. Способы изменения колен трактор \ Форд-Фергюсон.
В современных тра'кторах наибольшее при-
менение имеют клиновидные и лопаточные
шпоры (фиг. 99, и), которые располагаются
по ширине рядами (от одного до трёх), а по
окружности — в шахматном порядке.
Расстояния между соседними шпорами
(шаг) делают 250—310 мм, что достаточно
для надёжного сцепления и не способствует
залипанию влажным грунтом. Для очистки
обода от налипшей почвы применяются спе-
циальные очистители в виде лопаток или
скребков.
На тяговые свойства колеса имеет большое
влияние положение рабочей поверхности
шпоры относительно обода колеса [9]. Кон-
струкция клиновидных шпор с углом заостре-
ния около 30° (СТЗ 15/30) является вполне
рациональной для обычных условий работы
При расчёте принимают 100% нагрузки на
одну спицу и сравнивают её с допустимой
нагрузкой по формуле Эйлера:
р —
/2
При достаточном коэфициенте запаса устой-
чивости спицы расчёт обода можно произво-
дить, пользуясь теоремой о трёх моментах
многопролётной балки. Приняв длины край-
них пролётов равными нулю (фиг. 106), полу-
чим случай, аналогичный балке с заделанными
концами и двумя опорами. Тогда:
=— -§¦ P/2,
о
+ 2Ms2l
382
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
так какМ01^=0; М%=М$и все пролёты равны, то
2МХ + М2=0; Мг + 5М2=—| PU
откуда
Р1
G0)
PI
Суммируя моменты Af2 и -j-, получим для
среднего пролёта
G1)
Так как / =—-, то напряжение в ободе:
РкР
G2)
где W— момент сопротивления обода, D —
диаметр обода, z — число спиц.
Наклонное к пло-
скости колеса распо-
ложение спиц рассчи-
тывается на действие
осевой силы Q на ко-
лесо (фиг. 106)
^ esrQ=» sir-- <73)
Расчёт ведут на
две спицы: на одну
из них действует сжи-
мающая сила, на дру-
Фит. 104. Съёмный обод гую—равная ей растя-
для движения по дорогам. ГИвающая:
_ _JY_ _ _9_
х~ 2 cos а ~~ 4 sin а *
G4)
Наиболее рациональные углы наклона спи-
цы а -= 7-г-Ю0.
Колёса с пневматическими ши-
Г
*«' 1М1 f*2 У |^3
1*0
1=0
Фиг. 105.
нам и в некоторых условиях имеют ряд преи-
муществ: возможность работы на более высо-
ких скоростях, высокие амортизирующие свой-
ства, уменьшение потерь на самопередвиже-
ние, понижение расхода топлива, меньшая
чувствительность к изменению нагрузки.
Однако в отношении сцепных качеств шины
более чувствительны к состоянию почвы, чем
металлические колёса со шпорами [9, 14].
В табл. 34 приведены размеры шин и колёс
современных американских с.-х. тракторов.
В принятых американской практикой обозна-
чениях шин первая циф-
ра означает номиналь-
ный поперечный размер
в дюймах Ь, вторая —
диаметр обода d, заме-
ряемый от закраины ши-
ны (фиг. 107).
Под нагрузкой шина,
опираясь на грунт, де-
формируется на вели-
чину /, образуя площадь
контакта F. Для опре-
деления связи площади/7
с деформацией на. осно-
вании опытных данных
[12] предлагается фор-
мула, дающая достаточно
близкие результаты для
шин низкого давления: фщ-. юб.
F - D-4,8) (X — 0,03) й»,
G5)
где X
коэфициент усадки шины, рав-
ный при статической нагрузке 0,2—0,3. Чем
больше коэфициент усадки, тем лучше амор-
тизирующие свойства шин и тем меньше по-
тери на деформацию грунта при движении.
Для с.-х. шин низкого давления с соотно-
шением
-т- = 3,5
4,2 внутреннее давле-
ние в шине практически не зависит от нагрузки.
Удельное давление q на грунт зависит от жёст-
кости покрышки и от давления воздуха внутри
шины р. При жёсткости покрышки, равной
Фиг. 107.
нулю, q = p независимо от нагрузки на ко-
лесо. Жёсткость шины / = — по эксперимен-
тальным данным колеблется в пределах 1,16—
1,70.
По данным американской практики [14], про-
веренным в НАТИ для шин задних колёс всех
размеров, при полевых работах рекомендуется
в среднем давление воздуха р=0,84 кг/см^
(табл. 35); для колеса, идущего в борозде, р
на 0,28 кг/см2 больше; в четырёхслойных
шинах передних колёс всех размеров —
1,96 кг/см? и в шинах шестислойных —
2,52 кг\см\
ГЛ VIII]
КОЛЁСА ТРАКТОРОВ
383
Грузоподъёмность колёс с пневматическими
шинами для ориентировочных подсчётов можно
определить по формуле
G = qF= ipF. G6)
Амортизирующее действие шин низкого
давления имеет для тракторов особое значе-
того, показывают [12,14], что увеличение на-
грузки на шину до определённой величины
улучшает её работу, уменьшая буксование и
расход топлива.
Для увеличения нагрузки на колесо при-
меняют массивные ступицы (фиг. 108) или
чугунные диски, закрепляемые болтами
Таблица 34
Название и марка
трактора
Аллис-Чалмерс В . .
Аллис-Чалмерс RC.
Аллис-Чалмерс WC.
Кейс R
Кейс L
Джон-Дир L . . . .
Джон-Дир В ....
Джон-Дир Н . . . .
Массей-Гаррис 101R
Массей-Гаррис Рас.
Массей-Гаррис 101-S
Массей-Гаррис 10Щ
Мак-Кормик F14. .
MM Tw. City UTS .
MM Tw. City GT . .
1
m
и
m
1190
i8ao
2010
1870
4640
0 ч
99O
1980
1360
228o
2090
238O
2бОО
245O
222O
ЗбО0
426O
эазмеры колёс
"С
° я
ь ч.
11
S 1
15.6
18,2
25,4
20,5
47
1U5
14,8
22,4
26
38,8
35
35.4
17.4
36,5
55.о
с пневматиками американских
Колея
задняя
в мм
ioi6 -1320
1650—1930
1650—193°
IT7O
*5**
92O
1420—2130
II2O—2O35
1320—2240
1320—2280
1170
I32O
1320—2280
1120—1980
1524
1435
перед-
няя
в мм
«43
346/238
330/230
1052
I4OO
99O
278/132
28o'i4o
362/165
305/203
1120
1210
317/235
241/152
1346
1290
Задние колёса
Размер
bxd
в дюймах
7X24
ЮХ28
11,25X24
11,25X24
13,5 X 28
6X22
9X3°
7.5X32
9X36
12,75X24
2,75X24
11,25X36
9X4°
12,75X32
13,5X33
Щ
К ст
s g
<v Z
t; ¦—
1,54
о
о
i
i
i
о
о
I
I
J
I
I
I
I
I
84
84
12
12
12
98
98
12
12
12
65
°5
12
12
12
Дополни-
тельный
вес в кг
2
X
>.я
в- ч
64
193
193
от;
67,5
125
129
121
329
320
192
202
348
385
л
ИДК01
•¦&
61
9°
129
IOO
192
2б
—
—
__
IO2
136
136
*5°
—
i8o
190
тракторов
Передние колёса
Тип
Сдвоенный
То же
Сдвоенный
То же
.
_
—
Сдвоенный
я
—
Размер
в дюй-
мах
5X15
4,75X15
5.5X16
5X15
7,5 X2O
4X15
5X15
4X15
5,5 Xi6
5X15
6X16
6X16
5.5X16
5X15
7,5Xi6
7,5Xi8
||
m
1,54
i,54
1,54
т.74
0,98
1,75
1,96
2,24
1,96
1,68
1-75
1.75
1,26
1,75
1,96
Допол-
нитель-
ный вес
в кг
°3
¦~ и
—
—
—
—
—
—
44
18
36
сть 1
идко
IO
II
IO
col
—
—
-
—
—
—
—
едущ
са
ct о
5° 8
6з',5
«3,5
63,5
54
7°'
—
—
—
—
ние, так как колёсные тракторы не подрес-
сорены. Исследования показывают, что оно
зависит как от давления воздуха, так и осо-
Фиг. 108. Способ увеличе-
ния нагрузки на пневмати-
ческие колёса при помощи
массивной ступицы (трак-
тор Minneapolis Moline).
Фиг. 109. Способ увеличе-
ния нагрузки на пневмати-
ческие колёса при помощи
грузов, прикрепляемых к
ступице колеса (трактор
Аллис-Чалмерс).
бенно от количества его в шине, т. е. от раз-
меров 1ЙИНЫ.
На сцепные качества шины влияет состоя-
ние поверхности почвы. Испытания, кроме
(фиг. 109), а также заливают внутрь шины
воду или незамерзающий 25°/о-ный раствор
СаС1а. Большой наружный диаметр шины ска-
зывается на повышении сцепления с грунтом
в большей степе-
ни, чем широкое
поперечное сече-
ние. Для улучше-
ния сцепных каче-
ств шины с грун-
том делают на по-
крышках профи-
лированную бего-
вую дорожку в ви-
де выступов или
рёбер (шпор). Для
очистки поверхно-
сти шины от на-
липшей земли при-
меняются скребки,
расположенные ПО- фИг. ПС. Дополнительные
ЗЭДИ ведущих КО- цепи со шпорами для повы-
Лес. В некоторых шения зацепления.
случаях приме-
няют дополнительные металлические шпоры
и цепи (фиг. НО), а также стальные диски с
зубцами. Закрепление покрышки на ободе
от проворачивания достигается формой опор-
ных поверхностей обода (фиг. 111), заклини-
вающих покрышку [13].
Передние колёса (фиг. 112) трактора
являются направляющими. В зависимости от
назначения трактора передние колёса имеют
колею, равную колее задних колёс, или выпол-
384
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТА ПИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
няются в виде сдвоенного или одинарного ко-
При работе на слабых почвах для ушире-
леса по середине колеи. По окружности обода ния обода присоединяются дополнительные
металлические передние колёса снабжаются ободы. Сдвоенные и одинарные передние ко-
ребордой высотой 40—75 мм из углового про- леса имеют литые или штампованные диски,
ката марки стали 20—30 для предохранения от Конструкция передних колёс при применении
Таблица 35
i
j Колёса
1 :
i
C_
О
¦i с ¦
a
s
«t
га
со
j
j
Размеры
шины в
дюймах
4,oo-i5
4,75- i-5
5,00—15
5,5О- -16
о,оо—9
6,оо—16
6,О0—2О
6,5O—16
7,50—ю
7,50—16
7,5О- 18
7,50-20
9,00—10
6,00—22
6,00 — 40
7,00—22
7,00—24
7,00—4°
7,50—22
7.50—24
7.5O—36
7,50—40
8,25-36
8,25—40
9,00— 24
9,00— 28
9,00—36
9,00—4°
10,00—28
10,00—36
10,00—4°
10,00—44
11,25—24
11,25—28
11,25—36
11,25—40
12,75—24
12,75-28
12,75—32
13/5°—24
13,50—28
i3o°—З2
Нины с
0,84
—
—
—
—
—
—
—
—
—
-
—
407
4O7
434
554
458
488
594
O24
694
7б2
боо
736
828
874
848
960
юэз
1070
9о6
97O
1090
4
и86
1268
I34O
1344
1435
1520
-х. тракторов.
0,93
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
33°
448
448
476
бе?
499
54O
658
685
79°
834
756
8о6
906
0о
93°
Ю5°
IIIO
1172
995
1обо
1190
12б2
13°°
1385
1468
1472
1566
1658
Нагрузка в кг
Нагрузка в кг при
1,12
* Т54
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
357
485
485
5i6
657
54O
578
716
739
848
898
8I5
872
985
1040
1000
1136
1200
1270
1066
1146
1285
1360
1403
1495
I59O
1595
1692
1790
1,26
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
38о
5l6
5l6
555
704
580
620
766
794
906
965
875
935
1055
1113
1074
1218
1286
1360
1150
1225
1380
1460
1508
1600
1700
1710
1815
1918
1,40
177
277
241
293
234
34O
409
39°
37«
500
546
595
472
4°7
554
554
59O
748
бгб
662
8ю
844
965
IO22
925
9Э5
II2O
и8б
1140
1295
13<>8
7444
1225
13O4
1467
1522
1боо
1700
i8io
1815
1938
2040
л давление в кг'смг [6]
давлении воздуха в кг/см"
1,54
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
43°
585
585
62O
788
«5»
698
8,56
980
IO2O
IO78
„975
IOjO
11~8э
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
1,68
197
2J2
2(8
325
258
378
454
435
420
560
609
662
529
454
612
612
653
830
685
734
900
944
1072
1136
—
—
—
_
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
1,Ь2 1, 9S
— ' 2Гб
274
— ; 292
— ; 354
^4
~~ ! 41-5-
— 5оз
47^
— 433
МО
—
f-65
— 7 26
474
644
644
685
870
720
77°
942
—
_
—
—
—
-
—
—
576
495
670
670
71ft
gob
—
—
—
—
_
—
—
—
_
—
—
—
_ —
—
—
—
-
_
—
—
—
-
—
—
—
—
—
2,24
234
29З
317
381:
306
447
54O
5[5
49°
6j6
718
784
622
—
¦ —
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
_
—
—
—
—
—
—
—
2,52
250
318
34O
408
329
483
578
55O
525
707
77°
840
666
—
—
—'
—
—
—
—
—
—
_
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
Примечания. 1. Отмеченные * относятся к рекомендуемой максимальной нагрузке для двухслойных шин.
2. Подчеркнутые одной чертой — максимальная нагрузка для четырехслойных шин.
3. Подчеркнутые двойной чертой — максимальная нагрузка для шестислойных шин.
бокового скольжения. Диаметр передних колёс
обычно на 30—50% меньше диаметра задних.
Ширина обода определяется из допускаемого
удельного давления на грунт.
пневматических шин аналогична ведущим ко-
лёсам. Беговая дорожка покрышки передних
колёс имеет по окружности продольные ре-
борды или канавки.
ГЛ. VIII]
КОЛЁСА ТРАКТОРОВ
385
Размеры передних стальных колёс и пнев-
матических шин и допускаемые на них на-
грузки приведены в табл. 33—35.
На фиг. 113 показано крепление передних
сдвоенных колёс, вращающихся на роликовых
В тракторах с переменной колеёй перед-
няя ось может раздвигаться. Передняя раз-
движная ось трактора Фергюсон (см. фиг. 37)
качающаяся, состоит из средней основной
части, шарнирно соединённой с остовом трак-
конических подшипниках. На фиг. 114 пока-
зано типичное крепление управляемых ши-
Фиг. 111. Сечение обода для тракторной шины
низкого давления.
тора, и двух переставных частей, соединён-
ных со средней двумя болтами каждая, для
роко расставленных колёс на передней оси чего в них сделан ряд отверстий с шагом
и крепление последней к остову трактора
Ось крепится к остову шарнирно при по-
101 мм. Изменение передней колеи, кроме
того, возможно за счёт поворачивания диска
переднего колеса. Переставные части
оси оканчиваются вертикальными
втулками, куда входят оси поворот-
мощи опорного кронштейна, закреплённого
на остове трактор'а. Угол отклонения оси
в вертикальной плоскости 15—20° и ограничи-
вается либо жёстким упором, либо пружин-
ным буфером. В современных с.-х. тракторах
подрессоривание передней оси обычно не при-
меняется. Для передачи толкающего усилия
служит упорная вилка, соединяемая с корпу-
сом трактора при помощи шарового или ци-
линдрического шарнира. К концам передней
оси шарнирно присоединяются поворотные
цапфы, на осях которых вращаются колёса.
Фиг. 112. Передние колёса тракторов.
ных цапф передних колёс. Управление от
отдельных тяг на каждое колесо.
Аналогичную конструкцию имеет раздвиж-
ная передняя ось трактора Кейс DC и трак-
тора Джон-Дир L и LA (фиг. 115>. В послед-
них передняя ось трубчатая, раздвижная, пе-
редвижные части закрепляются хомутами.
Передние колеса трактора ставятся с раз-
валом кверху, т. е. расстояние между ободами
их вверху больше, чем внизу. Делается это
для устойчивости прямолинейного движения
при разных сопротивлениях перекатыванию
правого и левого колеса, что на пахоте всегда
имеет место.
25
Том 11
386
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 113. Посадка передних сдвоенных колёс
трактора Кейс.
Фиг. 115. Изменение передней колеи трак-
тора Джон-Дир.
Фиг. 114. Передняя ось трактора Кейс.
ГЛ. VH1]
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
387
Таблица 36
Продолжение табл. 3&
Размеры в мм и сроки службы конических
роликоподшипников передних колёс
Наимено-
вание
трактора
стз-хтз \
1530 1
.Интерна- ^|
ционал >
10,20" )
„Интерна- \
ционал >
22,36" /
Фармол |
Располо-
жение в
колесе
Наружное
Внутреннее
Наружное
Внутреннее
Наружное
Внутреннее
Наружное
Внутреннее
Диаметр
вну-
трен-
ний
45
45
34.926
4L277
41.277
47,627
34.926
41,277
наруж-
ный
IOO
IOO
80,17
95.254
95.254
101,207
8o,i7
95>254
Ширина
27.5
43
ао.збб
27,782
27,782
42,864
29,366
27,782
Срок службы
в час.
1650
Н55
i6oo
145°
1600
1450
1600
145°
Наимено-
вание
трактора
Оливер J
Кейс L |
Джон- \
ДирС }
Джон- ¦>
Дир DD )
Располо-
жение в
колесе
Наружное
Внутреннее
Наружное
Внутреннее
Наружное
Внутреннее
Наружное
Внутреннее
Диаметр
вну-
трен-
ний
34,926
5О,8о2
3L75I
45
33.339
41.277
33-339
41,277
наруж-
ный
80,17
101,603
69,014
85
69,014
8о,17
76,203
8о,17
Ширина
29,366
34,926
19,845
19
19.845
26,989
23,814
29,366
Срок службы
в час.
i8oo
1600
2000
1800
2000
1800
2000
1800
Расчёт на прочность передней оси произ-
водят по удвоенной статической нагрузке от
веса с учётом горизонтальных сил Q на по-
вороте, перпендикулярных плоскости колёс,
сил сопротивления перекатыванию передних
колёс, и ударных нагрузок от препятствий.
Вследствие неопределённости этих сил упор-
ную вилку передней оси рассчитывают на силу,
равную половине веса трактора [7]. Для уста-
новки передних колёс и поворотных цапф
обычно применяются роликовые конические
подшипники, устанавливая их вершинами ко-
нусов внутрь (фиг. 113 и 114). Регулировка
осевого зазора (в среднем 0,025—0,050 мм)
осуществляется перемещением внутренней
обоймы наружного подшипника колеса. Для
закрепления её применяются специальные гай-
ки и стопорные шайбы. Для защиты их от
попадания песка, воды и пр. требуются на-
дёжные уплотнения.
В табл. 36 приведены размеры роликовых
конических подшипников, применяемых в пе-
редних колёсах тракторов.
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
К рабочему оборудованию с.-х. трактора
относятся: 1) прицепное устройство, 2) вал
отбора мощности и 3) приводной шкив.
ПРИЦЕПНОЕ УСТРОЙСТВО
На с.-х. тракторах применяются два типа
прицепных устройств, отличающихся между
собой расположением шарнира сцепного при-
бора.
У прицепного устройства первого типа
трактора СТЗ-НАТИ (фиг. 116) шарнир сцеп-
ной вилки 3 расположен на поперечной пло-
щадке /, закреплённой в бугелях 2 оси ведущих
колёс гусениц. Вилка может быть установлена
на площадке в пяти различных точках. В свою
очередь площадка допускает три перестановки
по высоте. Шарнир сцепной вилки распо-
лагается на 215 мм позади оси ведущих
колёс.
На фиг. 117 показано прицепное устройство
второго так называемого маятникового типа,
выполненное в виде дышла / с вилкой на конце.
Шарнир 2 дышла расположен под тракто-
ром на 500 мм впереди оси ведущих колёс
и на 375 мм позади середины опорной по-
верхности гусениц. Дышло сцепного при-
бора имеет возможность поворачиваться в го-
ризонтальной плоскости на + 13,5° от продоль-
ной оси трактора. Во время работы дышло
может или свободно качаться вокруг шар-
нира 2, или быть зафиксировано в заданном
положении на площадке 3.
На тракторе Кейс (фиг. 118) фиксация
дышла при заднем ходе или при накате при-
цепа происходит автоматически заскакиванием
штыря в отверстия на вертикальной полке
площадки прицепного устройства.
Расположение шарнира сцепного прибора
вблизи центра поворота трактора уменьшает
поворачивающие моменты, возникающие при
несовпадении направления силы тяги трактора
с направлением тягового сопротивления при-
цепа, облегчает поворот трактора и помогает
удерживать желательное направление движе-
ния тракторного агрегата.
На прицепные устройства, предназначен-
ные для работы тракторов с сельскохозяйствен-
ными орудиями и машинами, имеется ГОСТ
3481-46, обязательный для всех с.-х. тракто-
ров, кроме пропашных. С.-х. тракторы, пред-
назначенные также для тяги транспортных
прицепов, должны иметь дополнительные тя-
гово-сцепные приборы по ГОСТ 234У-45. На
фиг. 119 показано положение сцепного при-
бора на тракторе по ГОСТ 3481-46. При от-
сутствии регулировки по высоте А = 350 +
± 100 мм, при наличии регулировки: нижнее
388
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
Фиг. U6. Прицепное устройство трактора СТЗ-НАТИ.
От середины опорной \
\^ поверхности
—375-г 500-
Фиг. 118. Прицепное устройство и карданная пере-
дача от вала отбора мощности трактора Кейс.
При установке сцеп-
ного прибора в верх-
нее положение
Л
250-350
Фиг. 119. Расположение сцепного прибора на
тракторе по ГОСТ 3481-46 и вала отбора мощ-
ности по ГОСТ 3480-46.
Фиг. 117. Прицепное устройство маятникового типа.
Фиг. 120. Сцепная серьга трактора .Универсал*
гл. viii]
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
389
положение не выше 300 мм, а верхнее —
не ниже 450 мм, с интервалами между двумя
соседними положениями не больше 100 мм.
Smin = 180 мм, при этом перемещения от
среднего положения на оси трактора должны
быть симметричные и расстояние между двумя
соседними положениями не более 100 мм.
Сш1п = 50 **•
Для соединения трактора с прицепом при-
меняются серьги, вилки и крюки. На фиг. 120
приведена конструкция серьги трактора „Уни-
версал'. Сцепные серьги применяются на
тракторах небольшой и средней мощности.
На фиг. 121 приведена конструкция сцепной
вилки трактора СТЗ-НАТИ. Размеры вилок
по ГОСТ 3481-46 и соответствующие им раз-
меры сцепного прибора на сельскохозяй-
ственном орудии или машине даны в табл. 37
(схемана фиг. 121а).
Таблица 37
Размеры сцепных приборов по ГОСТ 3481-46
Расчёт прицепных устройств должен вестись
по максимальной силе тяги трактора с учётом
вертикальных и поперечных составляющих её.
Максимальная
сила тяги
трактора в кг
До 1500
Св. 1500 до з°°°
„ з°°° » бооо
. бооо » 9°°°
Вилка
Н
5°+4
55+4
6о+4
7°+4
5°
5°
б»
бо
dmax
38
Зб
45
5°
Сцепной
прибор
орудия
нли машины
лтах
зо
За
5°
*тах
18
25
28
35
1
Вилка
Фиг. 121а. Схема к табл. 37.
к\\\\\\\\\\\\\,Уч
I ]
Фиг. 122. Унифицированная конструкция сцепного крюк»
военного департамента США.
Таблица
Основные размеры тяговых крюков
по ГОСТ 2349-45
Тяговые усилия в т
До 1,5 \
1.5-3.0 1
3,0-5.0 [
5,о-8,о )
Размеры в мм (фиг. 122)
D
52—3
В
Не
менее
48
С
Не
менее
55
d
40
50
60
До 7°
Фиг. 121. Сцепная вилка трактора СТЗ-НАТИ.
На фиг. 122 приведена унифицированная
конструкция крюка военного департамента
США. Крюк 1 имеет замок 2, препятствующий
расцеплению во время хода. Замок снабжён
предохранителем 3 от 'самопроизвольного от-
пирания.
В табл. 38 приведены основные размеры
крюков по ГОСТ 2349-45.
ВАЛЫ ОТБОРА МОЩНОСТИ
Валы отбора мощности с.-х. тракторов
передают вращение на прицеп через кардан-
ную передачу. Расположение вала по ГОСТ
3480-46 показано на фиг. 119. Вращение вала—
по часовой стрелке, смотря сзади; число обо-
ротов по ГОСТ—535 ± 15 в минуту независимо
от передачи в коробке.
Весьма желательно чтобы вал работал не
только на ходу и при остановке, но и в мо-
390
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
1РАЗД. IV
менты переключения передач трактора, т. е.
при выключенной главной муфте. Вал отбора
мощности выполняется или как самостоятель-
Фиг. 123. Вал отбора мощности трактора „Сталинец-60"
ный агрегат, или монтируется в трансмиссии
трактора.
Вал отбора мощности трактора,Сталинец-60*
(фиг. 123) получает вращение от ведущего
вала коробки передач через
пару выключаемых шестерён
и расположен в отдельном
картере.
Вал отбора мощности трак-
тора Фармол Н (фиг. 124) уста-
новлен в корпусе заднего мо-
ста и получает вращение от
промежуточного вала короб-
ки передач. Управление ва-
лом производится рычагом /
через трубку 2 и зубчатую
муфту 3.
Вал отбора мощности рас-
считывается на полную мощ-
ность двигателя. При расчёте
на долговечность время ра-
боты вала принимается рав-
ной 20% от общего рабочего времени трактора.
Выходящий наружу конец вала должен
иметь стандартную конструкцию и размеры.
Для тракторов с двигателями до 60 л. с. па
ГОСТ 3480-46 конец вала шлицованный с коль-
цевой выточкой для стяжного болта вилки
кардана (фиг. 125). Для предохранения от
несчастных случаев карданные шарниры и те-
лескопический вал должны быть закрыты за-
щитным кожухом (см. фиг. 118).
Кроме описанных, применяют фронтальные
(вперёд) и хедерные (вбок) валы отбора мощ-
ности.
Глу5окие эбольбентные
шлицы по„0S/J"z
сеч. noab
сеч. по ей
Фиг. 124. Вал отбора мощности трактора „Фармол Н".
ГЛ. VIII]
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
391
По ASAE окружная скорость ремня
3100+ 100 футов в минуту («15,7 + 0,5 м/сек).
Ширина приводного шкива назначается
в соответствии с мощностью двигателя
(табл. 40).
Под болт 0f4
Рабочая длина^78-~
Фиг. 125. Шлицевое соединение вала отбора мощности
с вилкой кардана по стандарту.
ПРИВОДНЫЕ ШКИВЫ
Приводные шкивы устанавливаются на
тракторах или сбоку (справа), или сзади.
Боковое расположение шкива применяется на
колёсных тракторах, а заднее — на гусеничных.
В обоих случаях ось вращения шкива парал-
лельна оси ведущих колёс трактора.
На фиг. 126 приведены рекомендованные
НТУ 258-41—НКСМ параметры расположе-
ния приводного шкива на
тракторе.
На фиг. 127 приведена
конструкция приводного
шкива трактора «Универ-
Расположение блшкаиших деталей
Фиг. 126. Расположение приводного шкива на тракторе,
рекомендованное НТУ 258-41. Размер а выдерживается
минимальный. Л=500— 750; для пропашных тракторов и
при мощности двигателя свыше 60 л. с. Л=850-г1150 мм.
Фиг. 127. Приводной шкив трактора .Универсал-1".
сал-1", расположенного сбоку, а на фиг. 128—
СТЗ-НАТИ, расположенного сзади. В той и дру-
гой конструкции шкив получает вращение от
вала отбора мощности через пару конических
шестерён. Изменение направления вращения
шкива у трактора СТЗ-НАТИ достигается пе-
рестановкой ведущей конической шестерни
на валу по другую сторону от ведомой
шестерни.
НТУ 258-41 НКСМ устанавливают три ре-
комендуемых размера диаметров шкивов
(табл. 39).
Таблица 39
Рекомендуемые диаметры и окружные скорости
приводных шкиров с.-х тракторов
(по НТУ 258-41 НКСМ)
Диаметр
шкива
в мм
32°
Збо
4<х>
Окружная скорость икива в м мин
при л об мин
560
7°3
630
712
791
710
715
8оз
892
800
8о4
9°4
900
ОО4
392
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
В табл. 41 приведены данные гго призодным
шкивам советских тракторов.
Для уменьшения скольжения ремня обод
шкива обпезинивается снаружи.
Расчёт деталей приводных шкивов произ-
водится на полную мощность двигателя.
Фиг. 128. Приводной шкив трактора СТЗ-НАТИ.
Таблица 40
Размеры обода приводного шкива и ширина ремня
Мощность
двигателя в л. с.
До зо
Зо—бо
Свыик 6о
Ширина
обода
шкива
Стрела
выпуклости
обода
Ширина
ремня
Размеры в мм
2ОО
азе
3°о
з.Э
3
3
175
225
350 и 375
Таблица 41
Основные параметры приводных шкивов
советских тракторов
Параметры
Коническая
передача
Число
оборотов
в минуту
Шкив
Число зубьев
Модуль в мм
Длина зубьев в мм
Ведущего вала
Шкива
Диаметр в м н
Ширина обода в мм
Окружная скорость ремня в м мин
(без учёта скольжения)
Трактор
СХТЗ 15/30
18/21
6,35
"Зо
536
б25
428
23О
84
«Универсал"
17/22
5
32
53б
б9б
Збо
1бо
78,7
СТЗ НАТИ
*5/21
7.°
35
5=6
735
34°
25O
78,5
МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ НАВЕСНЫМ
С.-Х. ИНВЕНТАРЁМ
Механизация управления навесным с.-х
инвентарём осуществляется посредством подъ-
ёмников, работающих от двигателя. Они под-
нимают рабочие органы орудия в транспортное
положение, удерживают поднятое орудие
навесу и регулируют быстроту опускания
орудия.
На фиг. 129 приведена схема механического
подъёмника- Ведущим элементом подъём-
Фиг. 129. Схема механического подъёмника для навесных
орудий.
ника является ячейковый барабан /, сидя-
щий на валу отбора мощности, ведомым эле-
ментом служит вал 2, соединённый кривоши-
пом 3 и шатуном 4 с подъёмным рычагом
Фиг. 130. Предохранительная муфта подъёмника
трактора .Универсал"
навесного орудия. Связь ведущего и ведомого
элементов осуществляется при помощи водила5
с подвешенным к нему роликом 6. Пока ро-
лик 6 находится вне ячеек, барабан вращается
вхолостую. Орудие поднято кверху и удержи-
ГЛ. VIII]
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
393
вается от опускания левым запирающим
роликом 7. При включении подъёмника
ролик 7 отводится в сторону. Одновременно
ролик водила под действием отжимнсй пру-
жины 8 входит в ячейку барабана /, в резуль-
тате чего орудие будет опускаться вниз со
ШВ О
Фиг. 131. Схема гидравлического подъёмника.
скоростью, определяемой числом оборотов
ведущего барабана. Собачки 9 предохра-
няют от быстрого падения орудия при опу-
скании. Через полоборота вал 2 автома-
тически остановится, так как ролик водила
подходит в это время к запорному ролику 10
и выводится последним из зацепления с бара-
баном.
При последующем включении подъёмника
орудие за полоборота кривошипа будет под-
нято таким же образом в верхнее положе-
ние.
Исходные данные для кснструирования ме-
ханических подъёмников следующие: 1)радиус
кривошипа ~ 75 мм; 2) число оборотов веду-
30
щего барабана в минуту п= .—, где *=* 1,5-5-
¦т- 2 сек.— длительность подъёма (или опуска-
ния) орудия; 3) максимальное усилие на радиусе
кривошипа до 10@ кг при четырёхрядных
навесных культиваторах и до 1500 кг при
шестирядных.
Для предупреждения перегрузок подъём-
ники снабжаются предохранительными муф-
тами.
На фиг. 130 приведена конструкция предо-
хранительной муфты подъёмника трактора
„Универсал". Рабочими элементами муфты
являются два стальных храповых диска с тор-
цевыми волнообразными выступами, сжатые
пружиной.
Усилие пружины при включённой муфте:
р
bR tg (a +
G7>
где Afmax—момент, передаваемый муфтой;
R — средний радиус выступов: а — средний
Фиг. 132. Схема навески плуга трактора Форд-Фергю-
сон.
угол подъёма поверхности выступов; ср — угол
трения; 8 — коэфициент дополнительного под-
жатия пружины при выключении.
Храповые выступы цементованы на глу-
бину -1,5 мм, твёрдость HjfC ~56.
На фиг. 131 приведена принципиальная
схема гидравлического подъёмника.
Шестерёнчатый масляный насос / при
показанном на схеме положении распредели-
тельного золотника 2, нагнетает масло через
клапаны 3 к рабочим цилиндрам. Число ци-
линдров равно числу отдельных независимо
Фиг. 133. Схема нагоса гидрарлического механизма
трактора Форд-Фергюсон.
управляемых секций орудия. Сначала масло
поступает только в цилиндры 4 и 5 передних
секций. В цилиндр 6 задней секции маслу
закрывает вход замедляющий клапан 7, пока
не окончится подъём передних секций и да-
вление в системе не возрастёт до~20 атм~
¦ Распределительны"! золотник 2 занимает
указанное на схеме положение при установке
рычага управления в позиции 1 и автоматы-
394
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И ДЕТАЛИ ТРАКТОРОВ
[РАЗД. IV
чески удерживается в этом положении до
конца подъёма орудия. Достигается это по-
средством коромысла 8, которое при наличии
давления в системе поворачивается поршень-
ком 9 и запирает поводок 10. После подъёма
всех секций давление возрастает доЗО—35 атм,
и масло, пройдя через выпускной клапан //,
отводит коромысло и освобождает поводок.
плуга 1 шарнирно подвешивается на боковых
тягах 2, связанных с гидравлическим меха-
низмом 3 при помощи раскосов 4. От пово-
рота плуг удерживается центральной тягой 5.
Когда плуг поднят, тяга 5 работает на растяже-
ние, при пахоте — на сжатие. Действующая на
тягу при пахоте сила Q поджимает пружину 6
и через стержень 7 перемещает распредели-
тельный золотник гидравлического механизма.
Величина силы Q зависит от величины, на-
правления и точки приложения, равнодейст-
вующей силы Р, приложенной к плугу. На этой
Фиг. 134. Гидромотор и привод
управления гидравлического меха-
низма трактора Форд-Фергюсон:
/—рукоятка управления; 2—состав-
ной ломающийся рычаг ;3—распре-
делительный золотник насоса; 4—
ось звеньев рычага 2—2,5—подвиж-
ная ось рычага 2—2; 6—кривошип-
ная ось рукоятки управления; 7 —
бобышки рычага 2—2; 8 — упор
звеньев рычага 2 — 2; 9 — корпус
масляного насоса; 10—картер транс-
миссии; 11— гидромотор; 12 и
13 — рычаги подъёмного вала;
14 — пружина автомата; 15— стер-
жень автомата; 16 — соединитель-
ная скоба автомата.
Под действием пружины поводок поднимает
распределительный золотник кверху и масло
через перепускное отверстие 12 уходит в ре-
зервуар.
Опускание орудия происходит при переме-
щении рычага управления в позиции II и III.
В первом случае толкатель 13 отжимает вниз
стержень 14 и шариковый клапан к цилиндрам
передних секций, во втором случае — стер-
жень 15 с шариковым клапаном задней сек-
ции. Это позволяет маслу стекать обратно
в резервуар под действием веса орудия.
На тракторах Форд-Фергюсон, помимо
механизации управления навесным инвентарём,
применяется ещё автоматическое регулирова-
ние рабочего процесса. Соединение этого
трактора с плугом показано на фиг. 132. Ось
связи основано автоматическое регулирование
работы тракторного агрегата.
Гидравлический механизм состоит из
насоса, гидравлического мотора, распреде-
лительного золотника и привода упра-
вления.
Насос (фиг. 133) четырёхсекционный; в по-
ложении, показанном на схеме, секции 1 — за-
сасывают масло, а секции 2 нагнетают. Из
нагнетательной магистрали масло поступает
в цилиндр гидравлического мотора. Работа
механизма регулируется установкой распре-
делительного золотника 3. Золотник может
занимать три основных положения: 1) всасы-
вающие отверстия открыты, перепускные
закрыты; масло нагнетается в цилиндр гидро-
мотора и орудие поднимается; 2) всасывающие
отверстия закрыты, перепускные открыты;
Маслу открыт выход из гидромотора1, орудие
опускается; 3) всасывающие и перепускные
гл. viii]
РАБОЧЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТРАКТОРА
395
отверстия перекрыты; количество масла
в гидромоторе неизменно; орудие стабили-
зируется на определённой высоте.
Привод управления (фиг. 134) к распреде-
лительному золотнику приспособлен как для
Фиг. 135. Схема настройки автомата в системе трактора
Фер! юсон (обозначения см. фиг. 134).
непосредственного воздействия со стороны
водителя, так и для автоматического регули-
рования работы орудия.. При установке руко-
ятки управления 1 в вертикальное положение
составной ломающийся рычаг 2 — 2 под дей-
ствием оттяжной пружины отводит распреде-
лительный золотник 3 влево, открывая всасы-
вающие отверстия насоса и закрывая пере-
пускные. Орудие поднимается кверху. Подъём
автоматически заканчивается, когда поршень
гидравлического мотора, дойдя до бобышек
ломающегося рычага 2 — 2, отведёт последний,
а вместе с ним и распределительный золотник
в нейтральное положение. При перестановке
рукоятки управления вниз распределительный
золотник отводится вправо, закрывая всасы-
вающие отверстия насоса и открывая пере-
пускные. Орудие будет опускаться.
Во время работы глубина погружения ору-
дия в почву устанавливается автоматически в
зависимости от положения рукоятки управле-
ния на секторе. Из схемы настройки автомата,
приведённой на фиг. 135, видно, что при про-
межуточном положении рукоятки управления
рычаг 2 — 2 начинает переламываться вокруг
шарнира, соединяющего его звенья. Чем ниже
опущен рычаг, тем больше будет угол раствора
между звеньями. По мере погружения орудия
в почву стержень 15, соединяющий подвижную
ось 5 рычага 2 —2 с центральной верхней
тягой навесной системы, будет под дей-
ствием сжимающего усилия Q перемещаться
влево, в результате чего угол раствора между
звеньями рычага уменьшится. Когда сила Q
достигнет такой величины, при которой угол
раствора будет выбран полностью и распре-
делительный золотник займёт нейтральное
положение, глубина погружения орудия стаби-
лизируется.
Глубина погружения будет тем больше,
чем больший был установлен при настройке
автомата угол раствора ломающегося ры-
чага.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Вержбицкий Н. Ф., Гусеницы с игольчатыми 8.
подшипниками, «Вестник машиностроения" № 1—2,
1944. S.
2. Вержбицкий Н. Ф., Определение коэфици- 10.
ента трения в шарнирах гусениц, „Труды НАТИ",
вып. 40 М. 1«44.
3. Вержбицкий Н. Ф., Гусеницы современных 11.
тракторов, „Труды НАТИ", вып. 39, М. 1940.
4. Воробьёв Н, В., Цепи и цепные передачи, 12.
ГНТИ, М. 1940.
5. Ж е г а л о в В. С, Принципы построения схем и
расчёты экипажей с.-х. машин. ВИСХОМ. Теория, 13.
конструкция и производство с.-х. машин под обшей 14.
редак. акад. Горячкина, т. III, Сельхозгиз, М. lt'35.
6. К а д ы к о в В. И., Расчёт цилиндрических сосудов,
изд. Ленинградского машиностроительного инсти-
тута, 1933. 15.
7. Карельских Д. К. и Кристи М, К., Тео-
рия, конструкция и расчёт тракторов, М. 1940.
Константинов А., Профиль зуба звёздочек.
„Сельскохозяйственная машина" № 1, 1935.
Львов Е. Д., Теория трактора, ГИТИ, 1946.
Раевский Н. П., Колёса с.-х. машин. Расчёт на
прочность и лабораторные испытания (ВИСХОМ),
ОНТИ, 1937.
Тимошенко С. П., Курс сопротивления мате-
риалов, М. 1929.
Чудаков Д. А., Баллонные шины для тракторов и
с.-х. машин, „Механизация социалистического сель-
ского хозяйства" № 11, 1936.
Jear Book 1945 The tire and rim association Inl.
Russel E. W., Hine H. J., К e e n B. A., The
effeciency of pneumatic tyred tractors under farm
conditions, „J. of Agricultural Science, m. 33, ч. 1.
1942.
Z i m m e г m a n n. OB., Analisis of the farm impl.
type of spoked wheels, „Agric. Eng.' № 8, 1934
и № 3, 1935
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
Глава IX
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
ПРОЦЕСС ГАЗИФИКАЦИИ
При газификации твёрдого топлива горю-
чая часть нацело превращается в газообраз-
ное топливо (генераторный газ) под действием
кислорода в условиях высоких температур.
Кислород вводится в свободном состоянии
(воздух, обогащенный кислородом, воздух,
чистый кислород) или в связанном (водяной
пар, углекислый газ).
В табл. 1 приведены выход и составы ге-
нераторного газа [8].
Газогенераторы (фиг. 1) снабжают за-
грузочным приспособлением и колосниковой
решёткой, распределяющей дутьё и поддер-
живающей слой топлива. При подводе дутья
снизу (газогенераторы с противоточным дви-
жением газов — газогенераторы с восходящим
движением газов — газогенераторы пря-
мого процесса) загружаемое топливо
вначале подсушивается за счёт тепла горячих
газов, движущихся снизу вверх. При дальней-
шем нагреве из топлива выделяются продукты
сухой перегонки: пары воды, углекислый газ,
тяжёлые углеводороды (главным образом эти-
лен), метан, водород, окись углерода, пары
смол, уксусная ' кислота, древесный спирт,
азот, аммиак, сероводород. Молодые топлива
(дрова, торф) выделяют при сухой перегонке
значительное количество СО2, уксусную ки-
слоту и древесный спирт. Сероводород полу-
чается не только в результате разложения
органической массы угля, но и вследствие
разложения пирита, содержащегося в угле, и
взаимодействия получающихся продуктов
сН,и Н2О.
Наименование газа
Водяной из кокса .
Двойной водяной из
буроугольных брике-
Паро-воздушный из
каменного угля ....
Воздушный из ка-
менного угля
Силовой из угля
(при разложении
смол)
На паро-кислородном
дутье из буроуголь-
ного полукокса при
нормальном давлении.
То же из подмо-
сковного угля ....
То же из буроуголь-
ного тлукокса при
давлении в 30 ати .
Карбюрированный
водяной из кокса . ¦
Выход
2Й
|-
и со
1.7
о ,845
3,38
2,6О
5 i8
2,59
0,825
1,41
3%
ч *?
о ^j-
s
О OQ
7,2
12
IO
—
—
—
Выход
СО,
7 О
jo о
6,3
7,3
8,6
25,5
4- 2О,7
H.S2.3)
38,2
5,3
и состав генераторного
Состав газа
о,
0,2
О,1
^.
О,1
0,2
О,1
С Н
т п
о,з
о,4
0,2
о,8
°>9
9,2
газа
(в объёмных °/„)
СО
4О,8
29,6
24,0
21,0
i8,3
21,0
31,0
10,9
29,2
сн4
о,8
6.Q
"O
2,5
2,2
0,6
1,8
4,8
12,7
13,9
н,
48,5
4°,9
14, о
9,°
14,о
51,4
37,4
37.2
36,2
1
N,
2,9
9,6
52,7
6о,о
58,5
—
2,8
—
6,2
Низшая
теплотвор
ная спо-
собность
.Л
О- в
2553
2537
1347
ио8
обд
2142
2432
25OI
4294
л
н
о
Влажно!
Wb %
5,о
11,2
5,5
6,3
2,0
29,25
14,2
Таблица 1
Анализ
топлива
12
и
X ~о~
Л
ДО,О
0 8
У»"
12,3
19,6
18,о
19,о
Ю,2
«^
О* и
68бо
4200
6307
5288
7ооо
ббоо
~
54°5
• См. также табл. 7.
ГЛ.IX}
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
397
Остающийся после сухой перегонки
кокс реагирует с кислородом, образуя горю-
чие газы. Получаемый генераторный газ в
более высоких слоях смешивается с продук-
тами сухой перегонки и влагой топлива и
отводится в верхней части газогенератора.
Продукты сухой перегонки повышают тепло-
творную способность генераторного газа. Со-
став продуктов сухой перегонки влияет на
свойства и ценность генераторного газа и
его очистку. Чем больше влаги в топливе,
тем ниже температура выходящего газа. При
высокой влажности и больших размерах ку-
сков топлива зона подсушки имеет наиболь-
ший размер. При недостаточных размерах га-
зогенератора или большой интенсивности
газификации крупного влажного топлива ка-
чество газа ухудшается вследствие поступле-
Загрузка топлива
Отвод газа
О 20°при
Загрузке
1000-1300"
300-500
Гидравлический Подвод дутья
затвор
Фиг. 1. Распределение зон в газогенераторе (цифрами
показана температура топлива в С).
ния большого количества влаги в зону гази-
фикации и охлаждения её.
Если дутьё подаётся в газогенератор
сверху, а газ отводится снизу (газогенера-
торы с прямоточным движением газов и
топлива — газогенераторы с нисходящим дви-
жением газов — газогенераторы обрат-
ного процесса), влага топлива и про-
дукты сухой перегонки вместе с газами дутья
движутся вниз, нагреваясь, окисляясь и раз-
лагаясь. Опускающееся топливо нагревается
горящими продуктал;и перегонки и подсушка
происходит за счёт тепла, выделяемого при
окислении топлива. Влага целиком попадает
8 зону газификации. Поэтому допускаемая
влажность топлива ограничивается низкими
пределами. Газ, получившийся в газогенера-
торах с прямоточным движением газа и то-
плива, содержит мало углеводородов, повы-
шенное количество водорода и следы смол.
Теплотворная способность газа ниже, чем по-
лучаемого в газогенераторах с противоточ-
ным движением газа и топлива.
В результате газификации топлива полу-
чаются очажные остатки (зола, шлак
недогар), которые лежат на колосниках и пе-
риодически или непрерывно удаляются.
В соответствии с изменениями, происхо-
дящими с топливом, в газогенераторе разли-
чают зоны (фиг. 1): 1) сушки и подогрева
топлива; 2) сухой перегонки топлива; 3) реак-
ционную или газификации; 4) золы и шлака.
В зоне газификации получается собственно
генераторный газ, смешивающийся в дру-
гих зонах с продуктами сухой перегонки и
влагой топлива. Основные реакции, протекаю-
щие в зоне газификации:
Скоке + °2 = СО2 + 95 407 KuAJMOAb, A)
2СК(ЖС + О2 = 2СО + 55 514 кал/моль, B)
С>ко«с + С02 7Ш 2СО — 39 893 кал/моль, C)
2GO 4- О2 = 2СО2 + 135 300 кал/моль, D)
+ Н2Оля;, = 00 + 42 —
30 044 кал!моль, E)
2Н2Ояар = СОа + 2Н2 -
— 20195 кал1моль,
F)
СО + Н2О ;zt CO2 -Ь Н2 + 9849 кал/моль. G)
В зоне газификации могут также протекать
реакции образования NH3, H2S и SO2 (см.
также ЭСМ т. 1, кн. 1, стр. 372 и т. 6, стр. 165).
Особенное значение имеет образование СН^
В специальных газогенераторах [8] метан
получается при взаимодействии в условиях
высокого давления углерода топлива с водо-
родом или различных газов между собой, напр..
2СО + 2Н2 = СН4 + СО2 + 59 000 кал. (8)
Увеличению выхода СН4 благоприятствуют
низкие температуры и повышенное давление.
В табл. 2 приводятся объёмный вес и те-
плотворная способность газов.
Таблица 2
Объёмный вес и теплотворная способность газов
Наименование веществ
Родород
Кислород
Азот
Окись углерода . . .
Углекислота
• Метан
Этилен
Этан
Сероводород
Сернистый ангидрид .
Водяной пар
Воздух
,0 ц,
о,о8о8
1.429
I,25O
1.977
0,717
1,260
,539
,927
,804
Теплотворная
способность
(низшая)
57801
67650
314200
341 Зю
123 92O :
2 579
14 oi8
15227
5 53°*
* При сгорании в НаО и SO,.
398
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Зона газификации подразделяется на зоны
окисления или горения и восстановления.
При прямоточном движении газов и то-
плива в зоне газификации дополнительно про-
исходят разложение и окисление пролуктов
сухой перегонки, а также и взаимодействие
их и влаги топлива с углеродом и продуктами
газификации.
Реакции взаимодействия газов с углеро-
дом топлива и между собой протекают и в
более холодных слоях топлива, но с малой
скоростью. Режим зоны газификации в основ-
ном определяет состав генераторного газа.
В зоне золы и шлака происходит догора-
ние углеродистого остатка топлива и подо-
грев дутья. Шлаковая подушка оказывает
влияние на распределение дутья. При низком
слое шлака ухудшается распределение газов
и возникает опасность прогара колосниковой
решётки. Чем меньше диаметр колосниковой
решётки, тем больше должна быть высота
слоя шлака над головкой решётки. В ста-
ционарных газогенераторах она составляет
100—250 мм.
ВИДЫ ГЕНЕРАТОРНЫХ ГАЗОВ
Воздушный газ получают при подаче в га-
зогенератор чисто воздушного дутья. В зоне
газификации протекают реакции A), B), C)
и D). С повышением температуры и понижением
давления равновесие реакции C) смещается
в сторону образования СО.
В табл. 3 приведён состав равновесной
смеси газов при различных температурах и
давлении в 1 ата.
Таблица 3
Состав равновесной смеси газов в "/„
Температура
в °С
4<х>
^оо
боо
7<эо
8оо
СО,
2О,6
17.i
10,1
3.1
о,6
СО
о,9
6,4
i8,i
29,4
33.7
N,
78.5
76>5
71,8
67,5
°5,7
На процессы взаимодействия СО2 и О2 с
углеродом каталитическое влияние оказывают
металлы, их соли и окислы. Молодые то-
плива дают после сухой перегонки более актив-
ный остаток, чем старые, как это видно из
фиг. 2. Повышению активности топлива
способствует перегонка его при более низких
температурах. Исследования процесса газифи-
кации [8] показывают, что в условиях ра-
боты обычных газогенераторов восстановле-
ние СО2 не лимитирует процесса газифика-
ции, т. е. увеличение интенсивности газифи-
кации вызывает соответствующее увеличение
скорости восстановления CO-j.
Воздушный газ содержит много азота. Для
получения воздушного газа хорошего каче-
ства и достижения высокой производительно-
сти газогенератора необходимы высокая тем-
пература раскалённого слоя, развитая поверх-
ность топлива, равномерное и интенсивное
обтекание газами кусков топлива.
Слой топлива, находящийся над зоной га-
зификации в газогенераторе с противоточным
движением газа и топлива, служит теплооб-
менником — поток газов отдаёт ему своё
тепло. Чем влажнее и крупнее топливо, тем
большая высота требуется для достаточной
отдачи тепла газов топливу.
Водяной газ получают при подаче в газо-
генератор водяного пара. Между паром и
углеродом и между получающимися газами в
реакционной зоне протекают реакции E—7)
и C). При высоких температурах количество
5 10 15 20 25 30 35 40 сек
Время соприкосновения
Фиг. 2. Скорость восстановления углекислого газа
коксом, антрацитом и древесным углём.
СО2 уменьшается. Повышение давления пре-
пятствует разложению водяного пара. При по-
лучении водяного газа образуется также СН4
На фиг. 3 приведены кривые, характери-
зующие равновесный состав водяного газа
§70
60\~
%>
—^.
. 7
Si.
/
-х-
/
V
к '
/
20
<з о
Ш0 200 300 U00 500 600 700 800 900 /000 "С
температура
Фиг. 3. Равновесный состав водяного газа при
давлении 1 ата.
при давлении 1 ата. В обычных условиях
работы газогенераторов водяного газа сопро-
тивление химической реакции разложения во-
дяного пара значительно. Для увеличения
производительности и разложения водяного
пара нужно повышать температуру. Водяной
газ содержит главным образом СО и Н2, а
также небольшие количества СО2, N2 и СН4.
Обычно в первый период в газогенератор
вдувают воздух (горячее дутьё), и за счёт
окисления углерода топлива в СО2 и СО тем-
пература слоя повышается. В следующий пе-
риод в газогенератор подают пар (газование)
и получают водяной газ. Температура слоя
топлива постепенно падает, количество разла-
гаемого пара и получаемого водяного газа
уменьшается. Когда дальнейшее вдувание во-
дяного пара становится невыгодным, его пре-
ГЛ. IX]
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
399
кращают и снова переходят к воздушному
горячему дутью. В период горячего дутья
стремятся полз'чить как можно больше СО2,
чтобы выделить в газогенераторе максималь-
ное количество тепла и свести до минимума
унос тепла с продуктами горения. Воздушное
дутьё ведут при температуре слоя, более низ-
кой, чем в газогенераторе воздушного или
паро-воздушного газа (начинают дутьё при
температуре в зоне газификации 900— 100J0 С).
Однако это препятствует интенсификации ра-
боты газогенераторов в период парового
дутья. Имеются специальные конструкции га-
зогенераторов, в которых получение водяного
газа идёт непрерывно. Необходимое для про-
цесса тепло вводится с сильноперегретымводя-
ным паром или путём наружного обогрева ка-
меры газификации. Для получения водяного газа
обычно используют топлива, содержащие мало
летучих (антрацит, кокс, полукокс), в целях
уменьшения потерь в период воздушного
дутья.
Паро-воздушным (смешанным) называют
газ, получающийся при вдувании в газогене-
ратор воздуха с добавкой водяного пара.
Для уменьшения шлакования, понижения
температуры в зоне газификации и повыше-
ния теплотворной способности газа за счёт его
теплоты нагрева к воздушному дутью доба-
вляют водяной пар. Наряду с реакциями обра-
зования воздушного газа протекают реакции
получения водяного газа, понижающие темпе-
ратуру в зоне газификации. Теплотворная спо-
собность паро-воздушного газа выше, чем
воздушного. В нём содержится больше СО и
Н2 за счёт уменьшения содержания N2.
Процессу получения паро-воздушного газа
благоприятствуют те же факторы, что и по-
лучению воздушного газа. Количество вводи-
мого пара составляет 400—600 г на I кг неле-
тучего углерода. Введение излишнего коли-
чества водяного пара вызывает сильное пони-
жение температуры зоны газификации, ухуд-
шение качества газа и понижение производи-
тельности. Избыток влаги вводится топливом:
1) при высокой влажности, 2) при большом
размере кусков влажного топлива и 3) в слу-
чае прямоточного движения газа и топлива.
Легкоплавкость золы вынуждает вводить боль-
шие количества пара для уменьшения шлако-
вания.
Ведение генераторного, процесса при вы-
соких температурах снижает содержание СО2
и Н2О в генераторном газе до минимума. Уве-
личение производительности не вызывает ухуд-
шения качества газа и необходимости увели-
чения высоты реакционной зоны, так как ско-
рость химических реакций не лимитирует про-
цесса. На фиг. 4 приведены данные исследо-
вания газогенератора паро-воздушного газа
диаметром 3 м с вращающейся решёткой и
с охлаждающим кожухом при работе на коксе.
Регенеративный газ получается при введе-
нии в газогенератор в качестве дутья углеки-
слого газа. Действие углекислого газа анало-
гично действию водяного пара. При разложе-
нии он образует высококалорийный газ. Про-
цесс можно вести аналогично процессу полу-
чения водяного газа. Углекислый газ вводят
также в виде добавки к кислороду или воздуш-
ному дутыо с целью обогащения газа. Приме-
нение отходящих газов печных установок
даёт возможность использовать их теплоту
нагрева, но понижает теплотворную способ-
ность газа вследствие содержания азота в
отходящих газах.
Паро-кислородный газ получают при подаче
в газогенератор кислорода со значительной
добавкой пара. Получающийся газ имеет вы-
сокую теплотворную способность. Пар вво-
30%-
500 1000 1500 2000 2500 3000
Ш/; Кг/чсс; t°C
Фиг. 4. Распределение температур и состав газа по
высоте топливного слоя
дится для понижения температуры в газогене-
раторе и получения водорода. Увеличение
давления способствует повышению выхода
СН4 и уменьшению расхода кислорода. Угле-
кислый газ, являющийся балластом, легко
можно удалить промывкой водой газа, нахо-
дящегося под высоким давлением.
Подвергать сжатию приходится только кис-
лород, подаваемый в небольшом количестве.
Давление газа используется для его транспор-
тирования на дальнее расстояние. Сжатие газа
и уменьшение скоростей обусловливает ма-
лое сопротивление слоя, большую длитель-
ность соприкосновения и уменьшение выноса
мелких фракций и, как следствие, возмож-
ность газификации мелкозернистого топлива и
увеличения производительности газогенера-
тора. В связи с большими достижениями в
области получения кислорода способ газифи-
кации на паро-кислородном дутье имеет зна-
чительные перспективы.
КЛАССИФИКАЦИЯ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
Основные признаки, характеризующие кон-
струкцию и работу газогенератора: вид полу-
чаемого газа, зависящий от состава дутья;
способ подачи газифицирующей среды; напра-
вление движения газов; способ удаления золы;
способ шуровки топливного слоя.
В газогенераторной практике также уста-
новились следующие определения: I) газоге-
400
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
яепаторы с ручным обслуживанием при руч-
ных загрузке и удалении остатков (золы и
шлака); 2) газогенераторы полу механизиро-
ванные при механизированном удалении остат-
ков; 3) газогенераторы механизированные при
механических загрузке и удалении остатков
и автоматической шуровке топлива.
ПОДВОД ДУТЬЯ
Различают газогенераторы с естественной
тягой — самодувные — и с искусственной
подачей дутья. В газогенераторе с естествен-
ной тягой (фиг. 5) газ движется вследствие
выдавливания столбом холодного внешнего
воздуха легкого нагретого столба газа в га-
зогенераторе. Выдавливающая сила невелика,
Фиг. 5. Самодувный газогенератор с горизон-
тальной колосниковой решёткой: /—загрузоч-
ное отверстие; 2 — газоотнодное отверстие;
3 — коллектор;4 — горизонтальный колосник;
5—балки обвязки; б—связи; 7 — шибер.
что ограничивает род применяемого топлива
и производительность газогенератора. В на-
стоящее время преимущественно применяются
газогенераторы с искусственной подачей
дутья.
Дутьё можно нагнетать в газогенератор и
всасывать. В газогенераторах для паро-воз-
душного или воздушного газа воздух подаётся
вентилятором, иногда инжектором. Сопротивле-
ние слоя топлива, аппаратуры и трубопро-
водов, находящихся за газогенераторами, прео-
долевается давлением дутья. Недостаток этих
устройств — выбивание газа через неплотно-
сти.
Работа с искусственной тягой более ги-
гиенична. Газопровод и аппаратура за га-
зогенератором, а также сам газогенератор на-
ходятся под разрежением. Через неплотности
кладки, клапанов, люков и кожухов просасы-
вается воздух. Это является недостатком
устройства и может вызвать сгорание части
газа или взрыв. Отсасывающие установки
преимуществ нно применяются для газовых
двигателей. Засасывание газа последними про-
исходит за счёт разрежения, создаваемого
при движении поршня в цилиндре. Отсасыва-
ние также может производиться вентилятором
или компрессором, установленным за газоге-
«ератором или газоочистной аппаратурой.
Нижнюю часть газогенераторов с искус-
ственной подачей дутья герметизируют с по-
мощью гидравлического (фиг. 8—10) или су-
хого (фиг. 7 и 15) затвора. Сухой затвор при-
меняют при высоком давлении дутья (газоге-
нераторы водяного газа — фиг. 15, 16) и не-
благоприятном взаимодействии остатков с во-
дой, а также для упрощения конструкции.
УСТРОЙСТВО ШАХТ
Стены шахт круглой формы выполняют из
кирпича и заключают в стальной кожух. Кир-
пичные газогенераторы без кожуха имеют
прямоугольную форму и располагаются по не-
скольку штук в блоке (фиг. 6, и 7). Шахты не-
Фиг. 6. Дутьевой газогенератор со ступенчатой колосни-
ковой решёткой: / — колосниковая решётка; 2—воздухо-
провод; 3— гидравлический затвор; 4 —-перегородка;
5 — отвод газа; 6 —- шуровочное отверстие; 7 — дверке;
8 — загрузочная коробка.
Фиг. 7. Блок газогенераторов с крышеобразной решёт-
кой: 1, 2, 3, 4— шахты; 5— внутренние стены; 6—пе-
рекидные рукава; 7 — клапаны рукавов; 8 — пусковые
трубы; 9— крышеобразные решётки; 10— воздухопровод.
механизированных газогенераторов со сталь-
ными кожухами имеют более тонкую футе-
ровку (фиг. 8).
Полумеханизирозанные и механизирован-
ные газогенераторы имеют простые сталь-
ные кожухи (фиг. 9) и кожухи с водяным
охлаждением (фиг. 10) (водяные или па-
ГЛ. IX]
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
401
ро-водяные рубашки). Последние предупре-
ждают приваривание шлака к стенкам.
Шахты газогенераторов перекрывают кир-
пичными сводами, над которыми находятся
Фиг. 8. Газогенератор со стальным кожу-
хом и круглой неподвижной решёткой:
/ — головка-чепец; 2 — кольцевые колос-
ники; 3—подвод дутья к центру решётки;
4 — подвод дутья к периферии решётки;
5 — подвод дутья к периферии генера-
тора; 6—гидравлический затвор; 7—опор-
ная колонна генератора.
металлические плиты. В некоторых конструк-
циях взамен свода устанавливают полые ме-
таллические охлаждаемые водой крышки
впзду*
Фиг. 9. Газогенератор с вращающейся решёткой и
крышкой-испарителем.
(фиг. 13), что облегчает монтаж автоматиче-
ских загрузочных шуровочных приспособле-
ний. При необходимости в таких крышках по-
лучают пар (фиг. 9).
При газификации под высоким давлением
применяют специальные конструкции газоге-
нераторов. На фиг. 11 показан газогенератор,
работающий под давлением 10—20 ати.
26 Том 11
В охлаждающем кожухе получается пар. Охла-
ждение предупреждает разъедание кожуха кис-
лородом и обезуглероживание водородом.
УДАЛЕНИЕ ЗОЛЫ И ШЛАКА
Золу и шлак удаляют вручную, механиче-
ски и в жидком виде. В газогенераторах с не-
подвижной колосниковой решёткой (фиг. 6—8)
удаление шлака и золы производится перио-
дически вручную.
Для механического удаления золы и шлака
применяют специальные, обычно вращаю-
щиеся, решётки (фиг. 9, 10), допускающие не-
прерывное удаление остатков. Принцип дей-
ствия решёток заключается в выгребании на-
ружу ножом (лемехом) золы и шлака, лежа-
щих на вращающемся поддоне. Для ломки
шлака решётки снабжают приливами, делают
эксцентрическими и т. д. Различают централь-
ные решётки малого сечения, расположенные
по оси газогенератора, и большие, занимаю-
щие значительную часть сечения.
В газогенераторах с выпуском жидкого
шлака (фиг. 12) в нижней части шахты под-
держивается температура, необходимая для
расплавления шлака. Жидкое шлакоудаление
упрощает уборку золы, даёт возможность га-
зифицировать топливо с высоким содержа-
нием легкоплавкой золы и использовать по-
лучаемые в виде отхода металлы и шлак.
Производительность газогенератора при
жидком шлакоудалении значительно возра-
стает.
Для бесперебойной работы газогенератора
шлак должен быть достаточно легкоплавким и
текучим. С целью понижения температуры пла-
вления и увеличения текучести шлака к то-
пливу примешиваются флюсы (шлак, известняк,
бедные руды, отходы металлургических про-
изводств).
Газогенераторы с жидким шлакоудалением
не получили широкого распространения
вследствие лёгкости застывания шлака, значи-
тельного уноса пыли и сильного разъе-
дания футеровки. В них можно газифициро-
вать только механически и термически проч-
ное топливо (преимущественно кокс) во избе-
жание замусоривания горна. Условия их ра-
боты улучшаются при использовании подогре-
того или обогащенного кислородом дутья.
ЗАГРУЗКА ТОПЛИВА
Загрузочные приспособления приводят в
действие вручную или с помощью механизмов
(автоматические загрузочные приспособления).
Последние применяют при непрерывном пита-
нии или подаче в газогенератор больших ко-
личеств топлива. Режим газогенератора, а
следовательно, состав и теплотворная способ-
ность газа в значительной мере определяются
режимом загрузки топлива. Непосредственно
после загрузки температура газа падает, со-
держание летучих, влаги и СО2 повышается.
По истечении некоторого промежутка вре-
мени увеличивается содержание в газе СО.
Затем начинают возрастать температура газа
и содержание СО2. Применение автоматиче-
ских питателей непрерывного действия даёт
возможность создать устойчивый режим га-
зификации.
402
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 10. Газогенератор с вращающейся решёткой: / — механический питатель; 2—шуровочный затвор;
3 — крышка; 4 — корпус; 5—футеровка; 6—гаро-водяная рубашка 0 3000! //=3140; 7—фартук;
8 — двухсекционная колосниковая решётка; 9 — водяная чаша; 10 — поддон; 11 — коробка дутья; 12 — ша-
риковая опора; 13— колонна.
ГЛ. IX]
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
403
Загрузка топ/шва
ШУРОВКА СЛОЯ
Шуровка сводится к устранению прогаров,
разрушению комьев спекшегося топлива и
шлака, сбиванию со стен приварившегося
шлака и разравниванию слоя топлива. Шу-
ровка газогенератора производится вручную
и с помощью механиче-
ских и автоматических
приспособлений.
Автоматические шу-
ровочные приспособле-
ния, применяемые при
газификации спекаю-
щихся топлив, предста-
вляют собой охлаждае-
мые водой ломы (фиг. 13),
мешалки (фиг. 14) или
гребки, движущиеся в
слое топлива. Применяют
также шуровочные штан-
ги с пневматическим или
электрическим приводом.
Эти штанги устанавли-
вают в любом положе-
нии через отверстия в
своде газогенератора.
Разравнивание и шурование слоя топлива
достигаются также вращением шахт с примене-
нием одного из шуровочных приспособлений.
ный тепловой эффект процесса отрицателен,
и применяемые конструкции газогенераторов
имеют ряд особенностей. В газогенераторах
водяного газа (фиг. 15, 16) предусматривается
Удаление золы
Фиг. II. Газогенератор
высокого давления.
Фиг. 12. Газогенератор с выпуском жидкого шлака,
/ — воздухопровод; 2—охлаждаемые водой фурмы;
3 — паропровод; 4 — водопровод.
Автоматическая шуровка: а) даёт возмо-
жность значительно повысить производитель-
ность газогенераторов; б) улучшает условия
распределения газов по сечению шахты; в) пре-
дупреждает образование прогаров.
НЕПРЕРЫВНЫЙ И ПЕРИОДИЧЕСКИЙ
СПОСОБЫ ПОЛУЧЕНИЯ ГЕНЕРАТОРНОГО
ГАЗА
Непрерывное получение генераторного газа
без подвода тепла извне возможно в случае
конечного положительного теплового эффекта
протекающих в газогенераторе пр.жессов,
т. е. при получении воздушного, паро-воздуш-
ного и паро-кислородного газов. При получе-
нии водяного или регенеративного газа конеч-
Фиг. 13. Газогенератор с шуровочным ломом:
/ — питатель; 2, 3—барабаны питателя; 4— газопро-
вод; 5— шуровочный лом; 6—шахта; 7—гидравлический
затвоо крышки газогенератора; 8 — шлаковый нож; 9 —
воздухоподводящая труба с сальниковым уплотнением;
10—колосниковая решётка; 11— шаровая опора чаши;
12 — чаша; 13 — скребки; 14 — сливной лоток для воды;
15— паровой инжектор; 16 — мотор; 17—металлическая
охлаждаемая водой крышка;/& — зубчатый венец шахты;
19 — опорный рельс; 20—опорный ролик; 21 — опор-
ная колонна; 22 — шуровочные отверстия.
возможность подвода пара и отвода водяного
газа сверху и снизу. Ввиду значительных да-
влений в газогенераторе применяются питатели
специальной конструкции.
Продукты воздушного дутья уносят из га-
зогенераторов водяного газа большое коли-
чество тепла, используемое' в современных
установках для перегрева пара и в котлах-
утилизаторах. Для переключения клапанов
применяют автоматические устройства.
404
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
ПО йй
29
Фиг. 14. Газогенератор с шуровочной мешалкой: / — течка бункера; 2— приёмная воронка;
3— питатель; 4 — распределительный конус; 5 — привод барабана питателя; 6—горизон-
тальный стержень мешалки; 7 — пальцы мешалки; 8 — вертикальный стержень мешалки;
9—коробка с грузом; 10— червячная шестерня; Л — шланг для охлаждающей воды;
12—воронка для воды; 13 — охлаждаемая водой крышка; 14—охлаждающий кожух;
15—брус для удаления золы; 16 — чепец; 17—штурвал для регулирования раскрытия
воздушной щели решётки; 18 и 19 — ножи для передвижения и разрушения шлака;
20 — фартук; 21 — зубчатый венец для привода бруса; 22 — редуктор привода бруса;
23 — храповой привод бруса; 24—вентилятор (положение показано условно); 25 — паро-
вой инжектор (резервный}; 26 — щит контрольно-измерительной аппаратуры; 27—га-
зопровод от газогенератора; 28 — мотор привода питателя; 29 — мотор привода бруса
(положение показано условно).
ГЛ. IX] ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
405
= -, Показана условно
по ДД
Подбод 8оды
Фиг. 15. Газогенератор водяного газа: 1 — шахта газогенератора; 2 — колосниковая шестисекторная решётка;
3 — уплотняющая плита; 4 — вращающийся поддон; 5 — карманы для сбора золы и шлака; 6 — дутьевая коробка;
7— клапан с гидропроводом для спуска пыли и золы из коробки; 8 — трубы для спуска пыли; 9 — задвижка для
выгрузки золы с гидроприводом; 10 — привод поддона и решётки; 11 — основной бункер; 12 — вспомогательный
бункер; 13 — клапан основного бункера с гидроприводом; 14 —клапан вспомогательного бункера с гидроприводом;
15 — распределитель топлива (питатель); 16 — привод питате'ля; 17 — охлаждающий кожух; 18 — люк кожуха;
/9 —лаз; 20 — питательная трубка кожуха; 21 — отводящая пар труба; 22—паросборник; 23 — охлаждаемая
водой крышка; 24 — подвод воды в крышку; 25— отвод воды; 26—газоотводный штуцер; 27 — лестницы для
обслуживания; 28 — регулятор положения ножа для удаления золы; 29— секторы решётки с отверстиями;
30— колосники решётки; 31 — головка решётки; 32, 33 — балки с приливами для плитчатых колосников;
34 — букса для головки решётки.
406
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Водяной газ из битуминозного топлива с
сохранением летучих (двойной водяной газ)
получают в газогенераторах (фиг. 18), в кото-
рых продукты воздушного дутья не омывают
части топливного слоя, где происходит сухая
перегонка.
В конструкциях газогенераторов для непре-
рывного получения водяного газа (фиг. 17)
необходимое тепло подводится сильно нагре-
той в регенераторе смесью водяного пара и
циркулирующей частью газа.
Велись также исследования конструкций,
в которых тепло, требуемое для процесса, под-
водится путём сжигания газа в подогреватель-
ных камерах, охватывающих камеры газифи-
кации.
Газ с определённым соотношением СО и Н2
(синтетический газ) может быть получен как
непрерывным (введение Н2О и О2 в опреде-
выделяются в зоне более низких температур
и не разлагаются.
Различают газогенераторы с одним и двумя
отъёмами газа. При очень влажном топливе
(древесина, торф, очень влажный бурый уголь)
весь газ пропускают через швельшахту
(фиг. 19) и отводят через верхний отъём. Два
отъёма устраивают для топлив с малым со-
держанием влаги (каменный уголь, буроуголь-
ные брикеты). Температура газа верхнего
отъёма обычно не превышает 100—120° С. При
газификации каменного угля через швельшахту
пропускают i/g—lU всего количества газа.
Для разложения смол в газогенераторе
предусматривают пропуск газа, содержащего
смолы, через зону высоких температур газо-
генератора.
Распространена конструкция с прямоточ-
ным движением газа и топлива (см. фиг. 51).
Г
V
-\ 18
\
Фиг. 16. Простейшие установка и газогенератор для получения водя-
ного газа: 1 — паропровод к нижней части газогенератора; 2—паро-
провод к верхней части; 3—газопровод водяного газа от верхней части;
4 — газопровод водяного газа от нижней части; 5—газопровод водяного
газа к скрубберу; 6 — скруббер для промывки газов; 7 — подача воды
в скруббер;*— разбрызгивающие воду приспособления; 9—отвод воды;
10 — газопровод из скруббера; 11 — газогенератор; 12— воздухопровод
от вентилятора; 13— труба для отвода продуктов воздушного дутья
в атмосферу; 14 и 15— дверцы для осмотра и чистки; 16 — лебедка для
управления клапанами; 17 — опора решётки и распределитель дутья;
18 — отверстие для загрузки и отвода продуктов воздушного дутья.
ленных соотношениях), так и периодическим
процессом при вдувании в период газования
различных газов, содержащих углеводороды,
в частности газов сухой перегонки топлив.
Углеводороды в газогенераторе подвер-
гаются разложению.
СПОСОБЫ ВЫДЕЛЕНИЯ И РАЗЛОЖЕНИЯ
СМОЛ
В газогенераторах с низким слоем топлива
выделяющиеся смолы частично разлагаются.
Для создания благоприятных условий' сухой
Фиг. 17. Схема газогенератора для полу-
чения водяного газа: / — бункер; 2—авто-
матические весы; 3 — автоматический пи-
татель; 4 — камера швелевания (газы
отводятся в регенератор); 5 — камера га-
зификации; 6 — вращающаяся кольцевая
решётка; 7—регенеративная камера; <?—ды-
мовой боров; 9 — штуцер для отвода во-
дяного газа (частично в регенератор, ча-
стично потребителю); 10 — кольцевой тру-
бопровод для циркулирующего газа,
водяного пара и газов сухой перегонки;
И — кольцевой воздухопровод; 12 — от-
верстие для ввода циркулирующего газа
и пара.
Поскольку в этой конструкции выжиг очаж-
ных остатков неудовлетворителен, она может
быть использована только для малозольных
топлив. Лучший выжиг очажных остатков
достигается в двухзонном газогенераторе
(см. фиг. 56). Воздух подаётся сверху и снизу;
газ отводится из средней части газогенератора.
Благодаря вдуванию воздуха снизу, происхо-
дит лучшее выжигание углерода остатков.
Применяют и двухшахтные газогенераторы
перегонки топлива газогенератор снабжают (см.фиг.57). В одной шахте газифицируется смо-
шахтой меньшего сечения —- швельшахтой, листов топливо, в другой — бессмольное. Смо-
располагаемой над основной. При этом смолы листый газ из одной шахты вводится в дру-
ГЛ. 1X1
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
407
Фиг. 18. Схема установки я газогенератор для получения
двойного водяного газа: а - фаза горячего воздушного
дутья; б— фаза парового дутья — газования;
/ — швельшахта; 2 — основная шахта; 3 — загрузочное
приспособление; 4 — сухой затвор газогенератора;
S—газопровод продуктов горячего дутья; 6—камера
сгорания; 7 — пароперегреватель; 8 — газопровод—к па-
ровому котлу; 9 — воздухопровод—к камере сгорания
и карбюратору; 10 — паропровод к газогенератору;
11 — дымовая труба; 12 — зольный карман; 13 — газопро-
вод двойного водяного газа; 14 — карбюратор; 15—вен-
тилятор; 16— паровой котел.
Фиг. 19. Газогенератор со
швельшахтой для повыше-
ния выхода и качества
смол: / — швельшахта;
2 — нижняя шахта; 3 — за-
грузочная коробка; 4 — га-
зопровод; 5 — централь-
ная решётка; 6 — приливы
чаши; 7 — фартук; 8 — ча-
ша; 9 — подвод воздуха;
10 — сальник; 11 цилиндр
(юбка), предотвращающий
унос пыли; 12 — шуровоч-
ное отверстие.
Фиг. 20. Схема газогенератора с „кипящим
слоем": 1 — газогенератор; 2—бункер с под*
сушенным углем; 3 — шнек; 4 — решётка;
5 — побудитель для золоудаления; 5 — котел-
утилизатор; 7 — воздуходувка для воздуха и
кислорода; 8 — подвод пара.
408
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
гую шахту, где разлагается. Недостаток
устройства — необходимость применения двух
видов топлива.
ГАЗИФИКАЦИЯ ТОПЛИВА
ВО ВЗВЕШЕННОМ СОСТОЯНИИ
И В ПЫЛЕГАЗОВОМ ПОТОКЕ
В газогенераторах обычного типа топливо
лежит сравнительно плотным слоем на колос-
никовой решётке или поду. В некоторых спе-
циальных конструкциях топливо газифицируют
во взвешенном состоянии.
В конструкции „с кипящим слоем" (фиг.
20) [8] вследствие подачи дутья с большой
скоростью слой топлива находится в движе-
нии; пыль уносится с газом и газифицируется
с помощью дутья, добавляемого в верхнюю
часть газогенератора. Газогенератор имеет
ного газа насадка разогревается в периоды
воздушного дутья путём дожигания в ней про-
дуктов воздушного дутья; в других слу-
чаях насадка разогревается специально вво-
димым топливом. Карбюрация может быть про-
ведена и в самом газогенераторе при помощи
смолы, содержащейся в газе: смолу улавли-
вают и подают в раскалённый слой газогене-
ратора, где она разлагается и обогащает газ.
Трудность регулирования процесса препят-
ствует распространению этого способа.
ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ ГАЗО-
ГЕНЕРАТОРОВ
В табл. 4 приведены данные по интенсив-
ности газификации различных топлив в газо-
генераторах
Таблица 4
Интенсивность газификации различных топлив в газогенераторах*
Тип газогенера-
тора
С естественной
Тяг.ой, неподвиж-
ной решёткой и
ручной шуровкой
С дутьём и не-
подвижной решёт-
кой
С врашаюшей-
ся решёткой . . .
С автоматиче-
ским шуровочным
приспособлением .
Дрова
loo—аоо
150—300
Щепа
300—500
400—700
Торф
5°— 75
ioo—зоо
Зоо—боо
Бурый
уголь
5О—ioo
75-25°
350—500
Брикеты
бурого
угля
5°-9°
8о—зоо
150—250
Каменный
уголь
35-7°
60—150
120—250
аоо—35O
Антрацит
бо—iao
100—200
300—4°° **
Кокс
6о—I2O
IOO—200
боо—8оо**
* Для паро-воздушного газа в
** В м'/м'час.
для водяного газа в
очень большую производительность и исполь-
зуется для получения парокислородного газа
для целей синтеза. Вследствие высокой тем-
пературы газа по всей высоте слоя топлива
содержание СН4 в получаемом газе мало, а
смолистые вещества, содержащиеся в то-
пливе, целиком разлагаются.
В газогенераторе ВНИГИ [9, 38], сконструи-
рованном и испытанном Всесоюзным НИИ
газа и жидкого топлива, мелко измельчённый
торф или иное топливо газифицируется в ко-
нической шахте во взвешенном состоянии.
Высокая производительность и возможность
использования мелких сортов топлива, осо-
бенно фрезерного торфа, являются достоин-
ствами газогенератора. Имеются такие кон-
струкции, в которых пылевидное топливо
газифицируется в потоке газов.
СПОСОБЫ ПОВЫШЕНИЯ ТЕПЛОТВОРНОЙ
СПОСОБНОСТИ ГАЗА
Для повышения теплотворной способности
генераторный газ карбюрируют продуктами
разложения жидкого топлива в карбюраторах—
крэкер-камерах (фиг. 18) с огнеупорной на-
садкой. Насадку периодически разогревают.
При получении водяного или двойного водя-
В табл. 5 приведены примерные соотноше-
ния высот слоя топлива и зон (8].
Таблица Ь
Высота слоя топлива и отдельных зон
для различных топлив
Топливо
Древесина
Торф
Бурый
уголь
Каменный
уголь
Антрацит
Кокс
Высота слоя над решёткой в мм
всего
слоя
2ООО 7000*
3000—7000
IOOO—ЗООО
боо—i6oo
700—1600
IOOO--2O0O
слоя золы
Отюодозоо
раскалён-
ного слоя
300—2500
300—2500
ЗОО—IOOO
4О0—ioo
ioo—40O
темного
слоя
топлива**
200—300
300—500
700—I2OO
* Для поленьев зависит от размера и влажности; при
щепе может быть и меньше — от 1000 мм.
** После засыпки.
В табл. 6 приведены показатели газифика-
ции различных топлив при получении воздуш-
ного и паро-воздушного газа [8, 9, 16, 39].
Показатели газификации различных топлив при получении воздушного и паро-воздушного газа
Таблица 6
Параметр
Топливо
Дутьё
Газ
Очажные
остатки .
К. п. д,
газифика-
ции
Влажность W^
Зольность А^
Крупность
Теплотворная способность Q^
Расход воздуха
Расход пара
Температура паро-воздушной смеси
Давление
Состав сухого газа:
СОЯ
сотнл (С2н4)
О2
H,S
со
сн4
N3
QCH
Содержание на сухой газ:
влаги
смолистых веществ
пыли
Выход газа на рабочее топливо:
сухого
влажного
Температура газа на выходе из газогене-
ратора
Содержание горючих
Потенциальная теплота:
газа
газа и с!\'.элы
Размер-
ность
%
°/о
ММ
ккаМкг
м*1кг
кг\кг
°С
мм вод. ст.
°/о
°/о
°/о
7°
7°
ккал/м*
г/м*
ш
ш
м*/кг
°С
% от по-
тенциаль-
ной тепло-
ты топлива
То же
Дров»
25,5
о,5
120ХЮОО
3200
0,98
—
—
5,6
0,4
0,1
—
38,8
и,7
3.3
5o,i
1508
232
59
1,55
2,ОО
27O
5"
73,з
88
43,з
о,4
2345
о,87
—
—
—*
9,1
о,4
о,3
24,1
и,о
2,0
53.1
1239
405
56
1,29
1,94
250
50
68,2
83
Щепа
38,4
°.3
8oX8oXi2
2519
0,61
0,061
48
5О
6,9
0,4
0,4
39.3
15.2
44^6
1606
498
100
—
1,084
1,758
78
б
69,3
95,7
Торф
газогенератор
со
швель-
шахтой
36,3
4,5
2879
о,88
0,056
4°
215
9,4
о,6
0,2
—
23,6
15,о
2,9
48,3
I432
2б1
45
3
1,49
1,97
8о
9,2
74,1
88, и
без
шв ель-
шахты *
44,о
2,3
—
2599
I.OI
о,°5
Зб
бо
II,О
о,3
о,3
19.7
13,о
2,5
53,2
1184
332
31
1,53
2,15
i8o
19
69,3
вный
go
55 вй
§2
32,0
18,2
20-50
3042
0,93
0,12
53
150—300
5,6
0,4
0,2
0,9
26,0
13,9
2,2
50,8
1438
270
28
11
1,43
1,91
125
20
67,6
78,7
•Я
!¦"
22
19,о
l6,2
25-75
4166
1,04
0,2
55
150-300
4.5
о.3
0,2
0,2
28,0
15, о
2,0
49,9
1441
145
14
14
2,14
2,5а
3°о
15
74>о
8о,о
*
о °
>=(>,
12,5
и,8
I3-5O
5435
I.7O
о.З
58
150—300
7.о
о.З
0,2
1,О
24,0
15,о
2,5
5°,°
1413
IOO
15
12
2,74
3>°7
5оо
12
71,з
77,5
•Я
Я,
||
5.5
12,3
13—5°
6307
3,24
о,34
56
15° 3°°
6,о
°.з
0,2
о,з
24,о
14,о
2,5
52,7
1357
65
12
9
3,38
3,65
боо
IO
72,6
78,1
1ч
"^
?°
«Li ^
9,о
7.5
ю—75
6240
2,Ю
о,25
5°
15°~3°°
4,о
о.З
0,2
0,1
27,0
13,°
2,7
52,7
1428
65
15
6
3.24
3.52
5оо
IO
74,2
8i,i
S
<
ЕВ
И
ь
5,о
ю,45
ю—Яд
6726
2,77
о.5
58
150—300
5,5
0,2
0,2
27,5
13,5
о,5
52,6
1230
45
9
4,i6
4,4°
55O
15
76,2
—
о з-
и °
16,0
16,6
6-15
5224
2,17
°>35
5б'
150-300
4,°
0,2
0,2
29,0
12,0
о,6
54,о
1248
94
9
3,19
3,5б
475
12
76,3
—
¦ С неподвижной решёткой при невысокой интенсивности газификвпии и торфе со значительным содержанием мелочи.
410
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Более высокие величины интенсивности
газификации относятся к топливам с лучшими
свойствами золы и кокса; при благоприятных
свойствах они могут быть повышены. Высота
слоя топлива при малом размере кусков мо-
жет быть значительно ниже минимальных
размеров, указанных в табл. 5. Показатели,
приведённые в табл. 4, 5, 6, соответствуют
эксплоатационным условиям работы стацио-
нарных газогенераторов диаметром более 1 м.
При сортированном топливе с малым разме-
ром кусков высота зон и слоя может быть
снижена, а интенсивность газификации повы-
шена.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА
И РАЗМЕРОВ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
Расход топлива определяется по формуле
0-100
где GY — расход топлива в кг/час; Q— расход
тепла потребителем в ккал/час; ч\пр — коэфи-
циент использования потребителем тепла,
вносимого топливом в газогенератор, в °/0;
QP — низшая теплотворная способность то-
плива в ккал/кг.
Число газогенераторов определяется по
формуле
где z —число газогенераторов; #-—интенсив-
ность газификации в-— ; F—• площадь се-
м2 час
чения газогенератора в м*; п — число резерв-
ных газогенераторов (примерно 1 до 7, 2 до
15 и 3 до 25)
Наиболее распространённые максимальные
размеры площадей сечений: прямоугольные
кирпичные газогенераторы с неподвижной
решёткой—2,5 X 3 м\ круглые с неподвижной
решёткой-диаметр 2,6 м (обычно 1,2; 1,6; 2;
2,2 м)\ круглые с механическим удалением
золы—диаметр 3,6 м (обычно 1,0; 1,6; 2; 2,2;
2,6; 3 м).
Высота газогенератора берётся с учётом
требований максимальной высоты слоя то-
ялива над решёткой {Нм) (табл. 5) и необ-
ходимости расположения газоотводного окна.
Высота слоя золы и шлака составляет
200 мм над решёткой, высота зоны газифи-
кации — 500—600 мм. Высота зоны подго-
товки— подсушки и сухой перегонки — зави-
сит от свойств топлива. Большая высота тре-
буется при дровяном топливе и крупнокуско-
вом торфе.
КОЭФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
Отношение величины потенциальной те-
плоты газа к величине потенциальной теплоты
исходного топлива называют химическим
Н2О =
1 Wn - 0,0898 (Щ
к. п. д. —rix. Термическим к. п. д.—-цт называется
отношение количества всего тепла, могущего
быть использованным в идеальном случае
(потенциальной теплоты и теплоты нагреза
газа и смолы, теплоты, затраченной на полу-
чение пара в рубашке , к количеству тепла,
введённому с топливом и дутьём. Под практи-
ческим (%р) понимают к п. д., учитывающий
особенности использования тепла в каждом
отдельном случае.
Если 0% — низшая теплотворная способ-
ность топлива в ккал\кг, QZH — то же гене-
раторного газа в ккал\м%, V2 — выход газа
на 1 кг топлива в мэ/кг, Qz — теплота нагре-
ва влажного генераторного газа в ккал\ф,
Qcm—потенциальная теплота и теплота на-
грева смолы, получаемой из 1 кг топлива
в ккал/кг, СЛэ — теплота нагрева дутья, вводи-
мого на 1 кг топлива в ккал/кг, Ст, Нт, От, Nm,
Sm, Ат и W™ — содержание соответственных
элементов, золы и влаги в кг/кг топлива; СО^
Ог2, СОг, СН*, С2Н^, Щ, H2Sг и N^—содержание
соответствующих газов в 1 л3 сухого газа в м'А,
Сш — потеря углерода в остатках в кг/кг то-
плива, Ссм — то же в смолистых веществах
в кг/кг топлива, Сп — то же в пыли в кг\кг
топлива, С'см иС^-токе в кг\м* сухого
газа, Нси—содержание водорода в смолистых
веществах, пыли и остатках в кг/кг то-
плива, Нсм — то же в кг\мг сухого газа
Ус.г, Ув.г — выход сухого и влажного газа в
м*\кг топлива, Ve — расход первичного воз-
духа в m^jkz топлива, Wn — расход пара
в кг/кг топлива, Н2О —содержание влаги в
газе в кг/м%, то химический к. п. д. в %:
loo
и термический к. п. д. (без учёта пара) в о/о:
'Чт —
¦ юо.
Выход сухого газа
Ус.1=
0,536 (СО* + СО2 + СП\ + 2С2Щ)
или
cfrt р
Vc. г= 0,536(СО^+СОг +СН|+2СаН*) +С^+ С/
Влажность газа
Ve. г-Нсм
кг/м3.
ГЛ. IX]
ОСНОВЫ ПРОЦЕССА ГАЗИФИКАЦИИ И УСТРОЙСТВО ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
411
Н,0 = -i
1 Wm + ^
- 0,0898 (Щ + 2СН*
С. г - Н^ V, ,г
V = V 4--2°
v в.г v с.г ^
кс,г
0,804
Расход первичного воздуха
Nm
мЦкг.
0,79
м^кг.
У с г
- кг/м*;
Величиной Nn можно пренебречь.
УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ
ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
Улучшение конструкций газогенераторов
достигается применением специальных решёток
(решётки высокого давления с мелкими отвер-
стиями, решётки с регулируемым раскрытием
щелей и т. д.) и загрузочных приспособлений
(с движущимися желобами, разравнивающими
слой топлива или распределяющими топливо
по сечению и устраняющими сепарацию то-
плива). В некоторых конструкциях с высокой
производительностью отвод газов производится
для уменьшения уноса с периферии шахты.
Использование мелочи и пыли разрешено прак-
тически в газогенераторах высокой произво-
дительности.
Повышение производительности газогене-
раторов обычных конструкций и улучшение
качества газа достигаются соответствующей
подготовкой топлива: измельчением крупного
топлива (дров, торфа), применением топлива
с однородными размерами кусков (брикетиро-
вание, отсев мелочи), подсушкой очень влаж-
ного топлива (древесины, торфа). Обогащение
дутья кислородом, помимо улучшения качества
газа, допускает также дополнительную интен-
сификацию работы газогенераторов, в частно-
сти с жидким шлакоудалением.
Упрощения и удешевления конструкций
достигают заменой чугунного литья сталь-
Таблица 7
Показатели работы новейших газогенераторов
Показатель
Топливо брикетиро-
ванное
Зольность АР в %
Влажность WP в %
Высшая теплотворная
способность Qe в ккал/кг
Состав газа в %:
СОа
H2S
СО
н2
сн<
слнт
N,
Низшая теплотворная
способность Qe в ккал/кг
Выход сухого газа
в м31кг
Выход смолы в %
Вид дутья
Расход кислорода
в м3/кг
Расход водяного пара
В KZIM3
Объём рабочего про-
странства шахты bjk3
Производительность по
газу в Л1а/час
Напряжение рабочего
объёма шахты по газу
л3/ м3час
Тип газогенератора
С „кипящим
слоем"
Мелкий полукокс
или подсушенный
уголь
22
4
бооо
23.3
о.7
ЗЗ.о
4°>°
2,0
—
1,О
2236
1.47
—
Паро-кис-
лородное
О,25
0,48
9,0
°.i5
24.0
10,0
°.з
—
56,55
3.22
—
Воздушное
—
—
6i5
50 000—80 000
80—130
С выпуском
жидкого
шлака
Многозольное
топливо (шлак
из газогенера-
торов или кокс)
5°
3
35°°
7.°
6i,o
31.°
—
—
1,0
2639
о, 80
—
Паро-кисло-
родное
о.зб
°.з°
Зб
12 ООО —15 ООО
33°—41°
С обогревом цирку-
лирующим газом
Мелкозернистый
уголь
5.4
54.2
2815
i8,9
—
24i7
49i4
3-4
—
3.6
2309
0,65
—
Паро-кис-
лородное
о,о9
о,9
11,0
—
l6,O
16,0
2,0
—
55.°
1066
1,3°
Воздушное
—
—
25 ооо 35 °°°
— —
Высокого давления
Подсушенный мел-
козернистый бурый
уголь
12,О
20,0
48ОО
32,4
1,6
13.6
35.1
15.4
°.9
1,О
2848
—
—
Паро-кис-
лородное
—
—
7>7*
—
18,7
49.6
22,1
О.9
I.O
38б1
о,бз
до,о
Паро-кис-
лородное
°.i5
1-3
З2
2500
8о
* Очищен от СОа и HaS.
412
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
яыми сварными конструкциями, применением
фасонного огнеупора и огнеупорных замазок
(в малых газогенераторах), а также переходом
к конструкциям из жароупорной стали. Гази-
фикация различных топлив в одной и той же
конструкции производится в универсальных
газогенераторах [2, 10]. Газ определённого
состава, требуемого для химических синтезов,
получают подбором дутья(парокислородное,
обогащенное кислородом, содержащее угле-
водороды), а также путём газификации при
высоком давлении [8].
Некоторые показатели работы новейших
газогенераторов приведены в табл. 7 [36].
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ СТАЦИОНАРНЫХ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
КОЛОСНИКОВЫЕ РЕШЕТКИ
В стационарных газогенераторах с противо-
гочным и комбинированным движением газа
я топлива дутьё подводится под колосни-
ковую решётку. Назначение решётки — рас-
пределять дутьё по сечению шахты, способ-
ствовать удалению шлака и служить опорой
для слоя топлива.
В газогенераторах с прямоугольным сече-
нием шахты применяются плоские (фиг. 5), сту-
пенчатые (фиг. 6), наклонные, крышеобразные
(фиг. 7) и комбинированные колосниковые
решётки.
В немеханизированных газогенераторах с
круглой шахтой и стальным кожухом непо-
движная решётка обычно состоит из головки-
чепца и одного или нескольких колосников
(фиг. 8). В целях улучшения распределения
дутья при большом диаметре газогенератора
можно подводить воздух секционно — к отдель-
ным колосникам и с периферии газогенератора.
Гидравлический затвор в немеханизированных
газогенераторах состоит из бетонного резер-
вуара с цементной водонепроницаемой шту-
катуркой, в который погружено стальное или
чугунное кольцо-фартук, прикрепленное к
кожуху. Форма сечения затвора не должна
затруднять удаления шлака из газогенератора.
Высота части затвора, уравновешивающей
давление дутья, принимается равной 300 мм.
Расстояние между шахтой и фундаментом со-
ставляет ~ 500 мм; угол наклона бортов за-
твора не более 45°.
В газогенераторах с механизированным
удалением остатков колосниковые решётки
устанавливают на вращающемся основании.
Вращающиеся колосниковые решётки шевелят
топливный слой, передвигают шлаки от центра
к периферии и дробят их.
Вращающееся основание при гидравли-
ческом затворе представляет собой чашу
с водой и состоит из плиты (поддона) с чу-
гунными бортами. Высота бортов прини-
мается до 750 мм; высота части затвора,
уравновешивающей давление дутья, равна
400—450 мм. Величина промежутка для вы-
греба шлака 300 мм, угол наклона бортов 60°.
Вращающиеся колосниковые решётки
имеют сложную пространственную конфигу-
рацию.
Двухсекционная решётка (фиг. 10) имеет по-
лигональную эксцентрическую форму и при
вращении раздавливает основанием о фартук
крупные куски шлака и выталкивает золу
и шлак в чашу по мере опорожнения по-
следней.
Решётка состоит из опорной нижней короб-
ки, закреплённой на зольной чаше, и отдельных
колосников, накладываемых друг на друга.
Вверху решётки находится головка. Устрой-
ство решётки предусматривает секционную
подачу дутья к центральной и периферийной
частям решётки.
Показанная на фиг.21 решётка состоит из рас-
положенных эксцентрично конических чешуе-
образных колосников. При вращении решётки
Фиг. 21. Решётка с чешуеобразными колосниками газо-
генератора диаметром 3 м; 1—головка; 2—5 колосники;
6—выступ; 7—стол; 8 — стяжной болт; 9—балка.
отдельные колосники соответственно изгибу
их поверхности вызывают движение слоя
и проталкивание шлака в наружную часть
чаши. Щели колосников так направлены, что
в них не могут попасть зола и шлак.
Центральная решётка (фиг. 19, 22) состоит
из головки и колосников малого диаметра,
стянутых болтами и расположенных по оси
газогенератора.
ГЛ. IX]
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ СТАЦИОНАРНЫХ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
413
Нижняя часть решётки отлита вместе с
поддоном, имеющим коническую форму и
снабжённым винтовыми лопастями — рёбрами.
Решётка называется фрезерной. При вращении
Фиг. 22. Центральная фрезерная колосниковая решётка
газогенератора диаметром 3 м: 1 — основание решётки;
2 — нижний колосник; 3 — верхний колосник; 4 — го-
ловка решётки; 5, 6 — стяжные болты
чагу качательное движение. Каждое качание
рычага при помощи собачки вызывает поворот
траповика на некоторый угол. Вращение пе-
редаётся червяку через предохранительную
муфту, сжимаемую пружиной. Усилие пружины
регулируется гайкой из расчёта передачи на-
клонными зубьями муфт вращающего момента,
соответствующего максимальному усилию на
червячном венце поддона.
В связи с образованием шлаков, разрушае-
мых решёткой, окружное усилие на ободе
чаши резко меняется. Теоретический подсчёт
усилий не даёт точных величин, поэтому при
расчёте привода рекомендуется руководство-
ваться следующими данными:
Диаметр Усилие на Мощность
газогенера- червячном электродвига-
тора в м ободе в кг теля в кет
i,5
1,5-2
2-2,5
з,5-3
3,6
2500
Зооо
4ооо
5ооо
7ооо
2,О
2,1
2,25
2'5
2.85
Регулировка скорости вращения произ-
водится изменением радиуса кривошипа, чем
изменяется число зубьев, захватываемых
собачкой. В приводе (фиг. 25) число зубьев
изменяется от 1 до 3 с интервалом через пол-
зуба. Скорость вращения чаши при этом из-
меняется от 0,177 до 1,07 об/час.
В газогенераторах водяного газа приме-
няется сухое золоудаление. Колосниковая
решётка со столом вращается по роликам,
установленным на неподвижном поддоне. Под-
дон крепится на болтах к кожуху шахты газо-
решётки зола и шлак перемещаются от центра
к периферии. Удаление остатков, а следова-
тельно, и опускание топлива, происходит рав-
номерно. Дутьё подаётся по оси газогенера-
тора, что препятствует его преимуществен-
ному прохождению у стен, где топливо лежит
рыхло и возможно образование прогаров. Для
лучшего распределения дутья по сечению
шахты верхний колосник делается больших
размеров. Вращающаяся плита опирается на
шариковую или роликовую опору. Шариковая
опора состоит из двух стальных колец с
канавками. Между кольцами укладывают сталь-
ные шары диаметром 100 мм (для газогене-
раторов диаметром 2,6—3 м). Роликовая опора
состоит из опорных (фиг. 23) и упорных
(фиг. 24) роликов.
Для центрирования упорные ролики сидят
на эксцентрической оси.
Поддон вращается от червячного контр-
привода (фиг. 25), соединённого с индиви-
дуальным мотор-редуктором или трансмиссией.
Вращение передаётся через червячный венец,
укреплённый на наружном крае поддона.
G червячным венцом находится в зацеплении
стальной или чугунный червяк, сидящий на
валу между двумя шариковыми опорными и
упорными подшипниками. Нижняя часть чер-
вяка опущена в корыто, заполненное густой
смазкой. На консольной части вала насажено
храповое колесо с рычагом и собачками. При
вращении кривошипа ползушка сообщает ры-
Фиг. 23. Опорный ролик:
/ — ролик; 2 — корпус;
3 — ось; 4 — маслёнка;
6 — установочный штифт.
Фиг. 24. Упорный ролик".
1 — ролик; 2 — эксцентри-
ковая ось; 3 — ручка;
4~ корпус; 5—маслёнка.
генератора. К поддону снизу крепятся два
шлаковых кармана. Ёмкость двух карманов
рассчитывается на 6 -8-часовую работу газо-
генератора. Шлаковый карман имеет снизу
зольный клапан, обычно управляемый гидро-
приводом. .
414
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
(РАЗД. IV
Удаление шлака из газогенератора при щего шлак из чаши, применяют плуги или
мокром золоудалении производится при подрезные ножи, отгребающие шлак из шахты
помощи ножа-золоудалителя, при сухом — в чашу. Плуги бывают неподвижные, привёр-
зольными скребками. Нож-золоудалитель уста- тываемые к краю фартука газогенератора, или
навливается в чаше под углом 30° и имеет
винтовой механизм, позволяющий регулиро-
вать глубину его погружения. Зольные скребки
устанавливают вертикально и передвигают в
Фиг. 26. Низ газогенератора с вращающимся брусом:
/_горизонтальная неподвижная решётка; 2—брус;
3— зольный бункер; 4 — охлаждаемый водой фартук;
5 — кольцевая чаша; 6 — подвод дутья; 7 — подвод воды;
8 — отвод воды.
направляющих при помощи рычага и винта с
ползуном, вынесенным наружу.
В газогенераторах с мокрым золоудале-
нием, кроме ножа-золоудалителя, сбрасываю-
Фиг. 25. Индивидуальный чер-
вячный контрпривод газогене-
ратора диаметром 3 м: 1—ре-
дуктор шестеренный (i = 20.5.
л = 3 л. с); 2— мотор;
3 — основная плита; 4 — ста-
нина; 5 — эластичная муфта;
6 — зубчатый венец поддона;
7 — кривошип с регулировкой;
8—рычаг; 9—собачки; 10-хра-
повое колесо; 11—кулачковая
муфта; 12 — червяк.
с регулировкой винтом, как у ножа-золоуда-
лителя.
Основой конструкции решётки с вращаю-
щимся брусом газогенератора водяного газа
(фиг. 26, 27), является изогнутый в форме бук-
вы S полый стальной литой брус трёхгранного
сечения, внутренняя полость которого охла-
ждается водой. Брус вращается над неподвиж-
ной плоской решёткой. При вращении он дро-
бит шлак, проталкивает мелкий шлак сквозь
прозоры решётки в конический зольник, а более
крупный отводит к стенкам шахты и дробит
торцами о дробильные плиты шахты. Брус
делает до 4 об/час. Требуемая мощность для
бруса, обслуживающего газогенератор диа-
метром 3,2 м, до 14 кет. Иногда применяется
также гидравлический привод.
ЗАГРУЗОЧНЫЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ
Загрузочные приспособления подразде-
ляются на ручные и механические. К ручным
относятся: 1) загрузочные люки (крышки);
2) загрузочные коробки с рычагами, передви-
гаемыми от руки; 3) загрузочные коробки с
рычагами, передвигаемыми с помощью лебё-
док. К механическим загрузочным приспосо-
блениям относятся: 1) барабанные питатели;
2) конусные питатели; 3) питатели других
конструкций.
ГЛ. IX}
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ СТАЦИОНАРНЫХ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
415
К загрузочным приспособлениям предъ-
являются следующие требования; максималь-
ная газоплотность; равномерность распределе-
ния топлива по сечению газогенератора, с
возможностью желательных отклонений; лёг-
кость и простота обслуживания; прочность и
надёжность конструкций.
Загрузочные люки и загрузочные коробки
с одним затвором применяют в газогенераторах
корпуса. Прижим крышки осуществляется прид
помощи замка эксцентрикового (патефонного)
типа, открываемого и закрываемого одним:
движением.
Усилие, создаваемое замком, определяется
по формуле
Кг>
40000
где р — рабочее давление газа в верхней
части газогенератора в мм вод. ст.; D — вну-
тренний диаметр крышки по уплотняющему
шнуру в см.
Вес груза на конце рычага должен уравно-
вешивать вес крышки.
Подвеска и управление нижним конусом
осуществляются посредством двуплечего рычага
на горизонтальной оси, уплотнённой сальни-
ками. На внешних плечах рычага находится
груз, передвигаемый на роликах по рычагу.
Груз, находящийся в крайнем правом поло-
жении, уравновешивает вес конуса, рычагов,,
топлива, давящего на конус, а также обеспе-
чивает силу прижатия конуса к седлу, при-
нимаемую до Зрусл, где русл — наибольшее
давление в газогенераторе в мм вод. ст.
В боковой щеке груза имеется винт для закре-
пления груза на рычаге.
Конус в сочетании с юбкой, подвешенной
под коробкой, распределяет топливо по шахте
520 —
- 590 —
1050
Фиг. 27. Решётка с вращающимся брусом: 1 — брус;
2 — плоская секторная решётка; 3 — гидропривод для
вращения решётки; 4 — центрирующие ролики; 5 — лаз.
водяного газа небольшой производительности
и в качестве резервных при механических
питателях, в малых силовых газогенераторах
с прямоточным движением газа и топлива и в
примитивных газогенераторах с естественной
тягой. Загрузочные коробки с рычагами пере-
двигаемыми от руки или с помощью лебёдок,
имеют наиболее широкое применение бла-
годаря простоте, надёжности, плотности и лёг-
кости изготовления.
На фиг. 28 показана типовая загрузочная
коробка с полезной ёмкостью 0,55 м\ Два
затвора коробки (нижний — конусный и верх-
ний — крышка) позволяют производить за-
грузку газогенератора без выключения дутья.
Двойная продувка паром обеспечивает мини-
мальные утечки газа. При первой продувке
пар впускается в коробку за несколько секунд
до закрытия конусного затвора, т. е. после
загрузки топлива в газогенератор, и вытесняет
газ из коробки в газогенератор. Вторая про-
дувка производится в кольцевой паз в месте
прилегания конуса к нижней суженой части
корпуса, после закрытия конуса, перед от-
крытием крышки для заполнения коробки.
Пар, выходящий через неплотности между
конусом и корпусом, отсекает коробку от
газогенератора при загрузке коробки топли-
вом. Пар также предохраняет затвор от оседа-
ния на нём смолы.
Верхняя крышка открывается сдвиганием
в сторону. Для достижения плотности в
крышке имеется канавка, в которую заклады-
вается асбестовый шнур, прижимаемый при
закрытии к кольцевому рифу верхнего края
Фиг. 28. Загрузочная коробка для угля.
газогенератора. При небольшом опускании
конуса топливо ссыпается преимущественно
в середину. При дальнейшем опускании
конуса влияние юбки уменьшается и топлива
ссыпается ближе к периферии. Коробки из-
готовляют литые и сварные. Конусы седла »
416
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
юбки, работающие при высоких температурах,
выполняют из жароупорного чугуна.
Рычаг, на котором подвешен конус, при
опускании сдвигает конус с вертикальной оси
газогенератора, что нарушает равномерность
распределения топлива по сечению газогене-
ратора. Этот недочёт устраняется устройством
специальных направляющих для рычага, на
котором подвешен конус, или подвеской ко-
нуса на цепи, направляемой рычагом в форме
сегмента.
Хорошее распределение топлива дости-
гается:
1) устройством вращающихся и качаю-
щихся приспособлении под ручными загрузоч-
ными приспособлениями;
2) применением стационарно расположен-
ных распределителей.
Во вращающемся загрузочном приспо-
соблении (фиг. 35) имеются три рукава,
яз которых один обслуживает периферийную
часть шахты, второй — среднюю, а третий —
промежуточную область.
стоящее время чаще применяются двухбара-
банные питатели.
На фиг. 29 показан типовой механический
питатель Гипрогазтоппрома для антрацита,
кокса и каменных углей. Уплотняющий бара-
бан с автоматическим продувочным клапаном
выполнен в виде трёхполостной конической
чугунной пробки с конусностью 1:7, автома-
тически прижимаемой для плотности пружиной
к внутренней поверхности корпуса.
Паровой продувочный клапан диаме-
тром Vs" открывается кулачковой шайбой, по-
саженной на одном валу с норционером, и за-
крывается пружиной, давящей на шток клапана.
Дозирующий барабан с четырьмя поло-
стями, предназначенный для регулирования
заполнения ячеек порционера, вращается при
помощи цепной передачи от вала порционера.
Опорожнение одной ячейки дозирующего ба-
рабана соответствует заполнению одной ячейки
порционера. Изменение подаваемого объёма
осуществляется поворотной плитой, находя-
щейся над дозирующим барабаном.
•Фиг. 29. Двухбарабанный питатель: 1 — уплотняющий барабан; 2 — дозирующий барабан; 3 — компенсатор;
4 — бункерный затвор; 5 — привод; & - храповой контрпривод; 7 — регулирующая плита.
Ёмкость коробки определяется интервалом
•между двумя загрузками, равным 15—20 мин.
Различают барабанные, конусные и другие
•механические питатели. Простейшими являются
однобарабанные питатели. Питатель состоит
«з конуса, порционера и приводного меха-
низма. Недостатком однобарабанных питате-
лей является заедание барабана вследствие
попадания кусков угля между краями бара-
бана и корпусом. Угол подвода топлива к
барабану должен быть меньше угла естествен-
ного откоса, тогда край полости отсекает то-
адливо раньше, чем он дойдёт до края корпуса.
Даже при таком выполнении питателя не
устраняются частые остановки, поэтому в на-,
Привод состоит из собственно привода,
помещённого на отдельной раме, и храпового
контрпривода, расположенного на валу пор-
ционера.
Собственно привод состоит из электро-
двигателя мощностью N = 1,8 кет, редуктора
и приводной планшайбы с кольцом кривошипа.
На палец надет трубчатый шатун, делающий
9,5 качаний в минуту. Шатун соединён с
коромыслом контрпривода.
Производительность порционера составляет
0,6—4,15 мР/час в зависимости от числа зубьев,
входящих в зацепление. Число оборотов
дозирующего барабана меняется от 0,19 до
1,33 в минуту.
Г Л 1X1
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ СТАЦИОНАРНЫХ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
417
Для распределения топлива по сечению
газогенератора под питателем устанавливается
распределительный конус.
Вследствие подвески на шаровом шарнире
распределительный конус можно перемещать
и горизонтально, что позволяет добиться наи-
лучшего распределения топлива по сечению
шахты.
Противовес, уравновешивающий конус,
сделан из двух частей, из которых одна
является гайкой, а другая — контргайкой.
При высокой температуре газа корпус
питателя выполняют с водяной охлаждающей
рубашкой.
Для топлив с малой механической проч-
ностью и содержащих много мелочи во избе-
жание дробления при ударе о распределитель-
ный конус, а также для уменьшения уноса
мелочи вместо распределительного конуса при-
меняется юбка.
Питатель, показанный на фиг. 13, устана-
вливается эксцентрически и применяется в ком-
бинации с шуровочным ломом и вращающейся
шахтой.
Питатель состоит в основном из двух бара-
банов: нижнего — порционера и верхнего —
дозирующего. В изменённой конструкции пита-
теля вместо нижнего барабана-порционера
установлены два конусных затвора, работаю-
щих попеременно (фиг. 30). Конусные питатели
более плотны, чем барабанные.
Питатели газогенераторов, используемые
при получении паро-воздушного газа, не при-
годны для газогенераторов водяного газа
вследствие недостаточной плотности.
В условиях повышенных давлений в газо-
генераторах водяного газа требуется значи-
непрерывного действия. Последние (фиг. 32)
более дороги и громоздки, но позволяют из-
бежать нарушений режима, связанных с перио-
дичностью загрузки. Ёмкость камеры для то-
Фиг. 30. Питатель с двумя конусными
затворами.
тельный нажим на клапаны. Обычно приме-
няют гидравлические приводы, работающие
под напором до 35 ати. Вместо барабанных
применяют питатели с конусным уплотнением
периодического действия (фиг. 31) и питатели
27 Том И
Уровень попа
966
Фиг. 31. Схема питателя периодического действия с ко-
нусным уплотнением: / — рама; 2 — подъёмный механизм
рамы; 3— распределительный конус; 4 — лаз; 5—кор-
пус питателя; 6 — впускной клапан; 7 — гидропривод
распределительного конуса; 8 — ручка подъёмного ме-
ханизма распределительного конуса-
плива в питателях периодического действия
должна быть не менее максимальной произ-
водительности газогенератора за один цикл,
что при диаметре газогенератора 3 м соответ-
ствует 400 кг топлива. Эта порция загру-
жается единовременно. В питателях непрерыв-
ного действия камера вмещает до 12 т то-
плива и непрерывно питает газогенератор
около 2 час. Плотность непрерывно действую-
щих питателей больше, чем периодических, а
износ меньше, так как число переключений
клапанов примерно в 30 раз меньше.
Питатель периодического действия (фиг. 31)
представляет собой чугунную камеру, уста-
новленную на катучей опоре. С газогенерато-
ром питатель сообщается отверстием диаме-
тром 680 мм, закрываемым конусом с гидра-
влическим приводом. Сбоку расположена пря-
418
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
моугольная приёмная камера с люком 480 X
Х590 мм, закрываемым откидной чугунной
дверцей. Оба клапана имеют гидравлическую
блокировку, не допускающую их одновре-
менного открытия. Катучее основание пита-
теля снабжено подъёмным приспособлением.
При неисправностях пи-
татель поднимается и
по рельсам откатывается
в сторону. На время
ремонта на его место
устанавливается простой
загрузочный клапан.
Фиг. 32. Схема питателя непрерывного действия: / — регулирующая заслонка,
2— щуп; 3 — рычаг, регулирующий наклон плигы 7; 4 — промежуточный бункер,
5 — клапан; fi — приёмная камера; 7—подающая плита; 8—вращающаяся плита;
9 — жёлоб, распределяющий топливо; 10 — газогенератор.
В некоторых непрерывно действующих
питателях (фиг. 32)за промежуточным бункером
с верхней плоской задвижкой и нижним диско-
вым клапаном находятся три камеры: вспо-
могательная с измерительным щупом, указы-
вающим наличие топлива; промежуточная с
подающей качающейся плитой, угол наклона
которой регулируется, и центральная с вра-
щающимся распределителем. Распределитель,
подающая плита и щуп приводятся в действие
от общего электродвигателя мощностью
N — 2 кет.
Управление клапанами питателя и связан-
ной с ними по работе задвижкой основного
бункера централизовано на общем пульте и
приводится в действие гидравлическим на-
пором р = 33 ати. Все клапаны сблокиро-
ваны между собой для обеспечения опреде-
лённой последовательности работы клапанов.
На фиг. 33 показаны схема блокировки и по-
рядок работы клапанов в промежуточном
бункере.
ДЕТАЛИ ШАХТ
Шахты современных механизированных
газогенераторов в нижней части выполняются
в виде охлаждающих паровых или водяных
рубашек. Верхняя часть шахты футеруется
огнеупорным кирпичом. Фундаменты газоге-
нераторов выкладывают из бетона марки 90
на бутовой подушке. Кирпичные газогенера-
торы часто имеют осно-
вание из бутового камня
на цементном растворе.
Наружные стены прямо-
угольных газогенера-
торов выкладываются
обычно в 2*/г кирпича:
1 кирпич огнеупорный
и П/г красного. При
блочном расположении
шахт выкладывают про-
межуточные стены в 2
или 2У2 огнеупорного
кирпича. Иногда для по-
вышения газонепроница-
емости в промежуточ-
ных стенах предусматри-
вают полости, засыпае-
мые щебнем. Толщина
швов в кладке шахт не
должна превышать Змм.
Своды газогенерато-
ров выкладывают иэ
огнеупорного фасонного
и нормального кирпича
толщиной в 1 кирпич
. B30—250 мм) с поверх-
ностной засыпкой изо-
ляционным материалом
или выстилкой красным
или диатомовым кирпи-
чом. Своды предвари-
тельно выкладываются
насухо с плотной при-
гонкой фасонных камней
(шов толщиной не более
1 мм). Применяют рас-
творы: для огнеупор-
ного шамотного кирпича
из глины и шамотного
боя мелкого помола; для изоляционного кир-
пича— из 80% трепельного порошка, 10% га-
шеной извести и 10% цемента; для красного
кирпича — из песка, извести и цемента. Для
придания прочности стенам и предохранения
от выпучивания их скрепляют стойками
из рельсов или балок и перевязывают
тягами.
Футеровку круглых шахт с железными
кожухами выполняют из шамотного кирпича
стандартных марок. Толщина футеровки
230—250 мм.
Между кожухом и кладкой оставляют
зазор, заполняемый инфузорной землёй.
ГЛ. IX]
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ СТАЦИОНАРНЫХ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
419
шлаком или диатомовым кирпичом. Пятовые
кирпичи опорного пояса свода кладут вплот-
ную к кожуху без зазора. Качество огнеупор-
ного кирпича должно быть высоким. В местах
13
12
движка оункера
'? ЗадбиМамерника
*'3 Л Я
Условные обозначения
Давление
===- Сток
Фиг. 33. Схема блокировки питателя непрерывного действия: /—основной бункер;
2 и 3 — задвижки; 4— промежуточный бункер; 5— клапан; 6,7 — четырёхходовые
краны; 8,9 — сблокированные маховички; 10, 11 — гидроприводы; 12 и 13— золот-
ники; 14 — кулачковые кольца; 15 — вспомогательный шток гидропривода //;
16 — шток золотника 12.
лагаться в зоне максимальных изгибающих
напряжений, поэтому днища рубашек должны
иметь отбортованные края. Для удобства
чистки пространство между стенками рубашки
должно быть не менее
450 мм. Наиболее рас-
пространены рубашки с
отдельным паросборни-
ком, соединённым с ру-
башкой при помощи цир-
куляционных труб. На
паросборнике располо-
жены вся котельная ар-
матура и приспособления
для ручного и автомати-
ческого питания рубашки
водой. Вода из паросбор-
ника по циркуляционной
трубе поступает в ру-
башку, откуда вода с
образовавшимся паром
отводится в паросборник
через штуцеры, сборное
кольцо и циркуляцион-
ную трубу. На фиг. 34
показан типовой газоге-
нератор Гипрогазтоп-
прома с паро-водяной
рубашкой, циркуляцион-
ными трубами и паро-
сборником.
В некоторых кон-
струкциях паросборни-
ком служит верхняя
часть рубашки, которую
изолируют от сопри-
косновения с горячими
зонами газогенератора.
Для получения пара да-
влением выше 5,0 ати,
область применения ко-
торого более широка,
применяют трубчатые
рубашки (экранные
котлы).
Экранные котлы вы-
сокого давления (фиг. 35)
состоят из отдельных
труб, обычно плавнико-
вых. Трубки ввальцовы-
ваются в верхние и ниж-
ние кольцевые коллек-
торы, соединённые цир-
куляционными трубами
с выносным паросбор-
ником.
Дисковый клапан
закрыт
Сток
ЗадвиЖки
открыты
соприкосновения с шлаком кладку выполняют
из кирпича первого сорта ГОСТ 390-41, а
в остальных местах—из второго сорта.
Обычная высота охлаждающих рубашек
газогенераторов — не менее 1,2—1,4 м. В не-
которых конструкциях рубашки имеют значи-
тельную высоту, даже равную высоте шахты.
Увеличение высоты рубашки имеет целью
предупредить приваривание шлака к стенкам
при повышении слоя шлака, а также исполь-
зовать теплоту нагрева газа. Изготовление
рубашек должно быть тщательным. Давление
пара в рубашках обычно принимается равным
от 0,5 до 5 ати. Рубашки изготовляют из
мягкой стали сваркой встык качественными
электродами. Сварные швы не должны распо-
ДУТЬЕВЫЕ КОРОБКИ
Дутьевые коробки служат приёмными ка-
мерами для дутья, подаваемого в газогене-
ратор. Они представляют собой металлические
цилиндрические царги, устанавливаемые под
колосниковой решёткой на фундамент по оси
газогенератора (фиг. 10). Во избежание интен-
сивной коррозии конденсирующимся водяным
паром коробки выполняют из чугуна. В газоге-
нераторах с вращающимися решётками дутье-
вая коробка соединяется с решёткой при по-
мощи сухого сальникового уплотнения (фиг. 13)
или водяного затвора (фиг. 10). Высота во-
дяного затвора 300—400 мм. Предусматри-
вается возможность чистки коробок от про-
Фиг. 34. Газогенератор с паро-
водяной рубашкой и паросборни-
ком: / — рубашка; 2—кольце-
вые коллекторы; 3 — циркуля-
ционные трубы; 4 — паро-водяной
котелок с арматурой.
Фиг. 35. Газогенератор с рубашкой экранного типа:
/ — паросборник; 2 — пароперегреватель; 3 — отводя-
щая пар труба; 4—обратная труба; 5— выход газа;
6 — аппарат для распределения топлива по сечению.
ГЛ. ТХ]
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ СТАЦИОНАРНЫХ ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
421
валивающегося через решётку шлака и устрой-
ство трубопровода для отвода конден-
сата.
Предохранительный клапан, устанавлива-
емый на коробке (фиг. 19), рекомендуется
выносить наружу, так как обслуживание его
на дутьевой коробке очень затруднительно.
ШУРОВОЧНЫЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ
Для ручной шуровки пикой или ломом
устанавливают шуровочные затворы (фиг. 36)
на крышке и стенках газогенератора. Затвор
состоит из чугунного литого корпуса с коль-
поД8
Для облегчения условий ручной шуровки при-
меняют пневматические молотки, надеваемые
на конец пики или лома. Механическую шу-
ровку газогенераторов осуществляют при по-
мощи различных конструкций.
Фиг. 36. Сводовый шуровочный затвор:
/ — пробка с ручкой; 2 — корпус; 3 — юбка;
4 — штифт; 5 — кольцевая щель.
цевым паровым каналом и кольцевой щелью.
Диаметр затвора 65 мм. Уплотняющая по-
верхность расположена по наружному краю
с целью предохранения от забоин пикой или
ломом. Наклон паровой щели 30° к верти-
кали. Толщина струи пара 0,5 мм. Давление
пара 4 ати. Шуровочные затворы, устанавли-
ваемые на вертикальной стенке (фиг. 37),
имеют пробку, запираемую винтами.
Шуровочные затворы газогенераторов во-
дяного газа имеют меньший диаметр B5 мм)
и не имеют парового отбоя, так как действие
его ненадёжно при высоком давлении водяного
газа. Шуровку ведут при выключенном дутье.
ад.
Подвод пара, резьба <Р%"тр
Фиг. 37. Боковой шуровочный затвор:
/ — юбка; 2¦— корпус; 3 — крышка;
4 — гайка с ручкой.
Шуровочный лом (фиг. 38) применяют
в комбинации с вращающейся шахтой. Лом
представляет собой трубу с водяным охла-
ждением. Нижний конец трубы — съёмный из
кованой стали. Лом установлен эксцентрично
и наклонно к поверхности слоя топлива. Он
приводится в движение зубчатым сегмен-
том от общего привода, обслуживающего все
механизмы газоге-
нератора. Лом со-
вершает поступа-
тельно-возвратные
движения. За один
оборот шахты лом
делает около пяти
ходов.
Расход воды на
охлаждение 20—
25 л/мин.
Шуровочные
мешалки (фиг. 39)
применяются со-
вместно с автома-
тическим загру-
зочным приспосо-
блением. Мешалка
состоит из верти-
кального трубча-
того вала и горизонтально расположен-
ных трубчатых граблей в виде двух
ручиц с пальцами, направленными в сто-
рону вращения. Пальцы погружаются в слой
топлива на 200—300 мм. Внутри трубчатого
вала, ручиц и пальцев мешалки вставлены
трубки, подводящие воду для охлаждения.
Фиг. 38. Шуровочный лом.
422
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Расход воды 2—3 м*/час. Головка мешалки
выполнена в виде четырёхходового винта с
большим шагом. Она приводится во вращение
при помощи бронзовой втулки с винтовыми
пазами, сидящей на шпонке в ступице чер-
вячного колеса редуктора. При возникнове-
нии больших усилий в топливе мешалка дви-
гается вертикально по винтовым пазам сту-
пицы и выходит на поверхность топлива. Ме-
шалка может перемещаться по высоте в пре-
делах 500—600 мм. Она делает 7—12 об/час.
Движение пара, воздуха и газа по трубо-
проводам регулируется клапанами. Переклю-
чение клапанов должно быть точным по вре-
мени и последовательности, так как нару-
шение заданного порядка влечёт за собой
ухудшение качества газа, потери газа и опас-
ность взрыва. Переключение клапанов боль-
шого диаметра требует значительных усилий.
Неотъемлемой частью современных мощ-
ных установок является автоматическое
управление клапанами с использованием вспо-
Фиг. 39. Шуровочная мешалка: J— мешалка; 2 — тренога; 3 —корыто; 4 — тумба; 5—порционер; 6— питатель;
7 — редуктор; 8—противовес; Р — водяной затвор; 10 — ходовой винт; 11 — подвоя охлаждающей воды;
12 — распределительная плита.
Вес груза, регулирующего глубину погруже-
ния мешалки в топливо, можно менять. Для
газогенератора диаметром 3 м вес груза
равен 250 кг.
Гребки применяются в сочетании с враща-
ющейся шахтой газогенератора. Они крепятся
шарнирно к крышке генератора и при враще-
аии шахты скользят по верхнему слою то-
плива, производя ворошение и разравнивание.
Гребки имеют U-образную форму, устанавли-
ваются парами и снабжены водяным охла-
ждением.
УПРАВЛЕНИЕ РАБОТОЙ
ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ ВОДЯНОГО ГАЗА
Продолжительность одного цикла при полу-
чении водяного газа равна 3—15 мин. Наи-
более распространён цикл продолжитель-
ностью 4 мин., состоящий из шести фаз:
1-я фаза — дутьё паром снизу; 2-я фаза — дутьё
паром сверху; 3-я фаза—дутьё паром снизу;
4-я фаза — продувка воздухом; 5-я — фаза —
дутьё воздухом; 6-я фаза — продувка паром.
могательной силы. Наиболее распростра-
нены гидроавтоматические системы управления
с взаимной блокировкой отдельных клапанов.
Система управления состоит: 1) из авто-
мата, 2) клапанов, 3) гидроразводки между
автоматом и клапанами, 4) блокировки между
отдельными клапанами, 5) контролирующей
системы.
В установках небольшой мощности при-
меняют упрощённые системы управления.
Наиболее простая—рычажная система. Упра-
вление клапанами производится при помощи
рычагов и металлических тяг, рукоятки ко-
торых устанавливаются на посту управления.
Лебёдочное управление связывает лебёдку с
клапанами при помощи тросов и направля-
ющих роликов. Дистанционное гидравлическое
управление имеет гидравлическую связь с
клапанами, но не имеет автомата, и управле-
ние производится вручную.
Даже при простых схемах управления обя-
зательно устраивается блокировка клапанов
во избежание ошибок при управлении и аварий.
Лиаграмма колеса времени
Продувка
паром
Откр
первичн,
воздух
6'"фаза
Продувка
воздухом
Закрыт
зорячий
газ
—<п
Пар Верш газ НиЖн.газ Перввозд. Втор, возд. Горяч, газ Мым. труба
о ® о о о _®._ о Г
Пар п Газ
Лопесо времени
и об/мин.
I II | II | т г- ,| || ¦ и ||
.-«J
Услобные обозначения
imui Постоянное
давление
¦ Постоянней сток
! Линии пере мен-
= =——=/ наго
Пар
Верхи, газ
Фиг. 40. Принципиальная схема автоматического управления: /-дисковый вал; 2 - ручное управление с механической блокировкой; 3 — колесо времени с зубьями и выключателем- 4- одно-
оборотный механизм; 5 - комбинированный предохранительный клапан; 6 - аварийный клапан с соленоидом; 7 — распределительные клапаны золотникового типа: 8 - рабочие клапаны с гидоо-
приводами; 9 - световая сигнальная панель; 10 — временный контакт; И — кулачковые диски- 12 — трансмиссия
Спрапочник, т. 11, гл. IX
ГЛ. IX]
ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ СТАНЦИЙ
423
На фиг. 40 представлена примерная прин-
ципиальная схема устройства автомата и
всей системы автоматического управления за
исключением электрической контрольной си-
стемы. Пять распределительных клапанов зо-
лотникового типа монтируются на стальном
литом коллекторе с тремя каналами; через
средний создаётся давление, через крайние —
присходит сток жидкости. Клапаны переклю-
чаются кулачковыми дисками, расположен-
ными в должном порядке на валу, находя-
щемся в верхней части автомата. Вал / имеет
прерывистое вращение, совершая один оборот
за десять толчков. Он получает вращение от
электродвигателя через специальный одно-
оборотный механизм.
Моменты включения однооборотного меха-
низма, обусловливающие открытие или за-
крытие соответствующих задвижек, опре-
деляются колесом времени. Оно предста-
вляет собой делительную шкалу с десятью
передвижными зубьями на периферии: пять
зубьев для открытия клапанов, пять — для за-
крытия. Колесо делает один оборот за цикл.
Расстановка зубьев определяет продолжи-
тельность фаз в цикле. Колесо вращается от
того же синхронного электромотора, что и
дисковый вал. При нажиме зуба колеса на
педаль однооборотного механизма происходит
сцепление. Трансмиссия между однооборотным
механизмом и дисковым валом имеет переда-
точное число / = 1:10. Десять сцеплений
однооборотного механизма передают на
дисковый вал десять поворотов по 36е каждый
и производят десять операций по переклю-
чению распределительных золотников.
Помимо основной работы по переклю-
чению распределительных клапанов автомат
выполняет ряд дополнительных функций:
переводит всю установку в безопасное поло-
жение при поломках клапанов или других
неполадках в системе; механически блокирует
распределительные золотники, исключая воз-
можность создания опасной комбинации от-
крытых и закрытых клапанов; управляет све-
товой сигнализацией работы клапанов. Авто-
мат имеет устройство, позволяющее выклю-
чить его и вести управление вручную.
Перевод установки в безопасное положе-
ние происходит вследствие разрыва электри-
ческой цепи контрольной системы. Груз, нор-
мально удерживаемый соленоидом, падает
вниз и переводит рычаг, производящий пере-
ключение аварийного золотника, устано-
вленного на правом торце коллектора. Гидра-
влический напор, переключённый на другую
линию, направляется в трёхзолотниковый
аварийный клапан, действует на поршень
среднего золотника и перемещает весь
дисковый вал в правое положение, выводя
при этом из зацепления пальцы штоков с ку-
лачковыми дисками. Направляясь по аварий-
ной линии, гидравлический напор действует
на аварийные плунжеры золотников пара и
первичного воздуха, принуждая эти клапаны
к закрытию и золотник клапана дымовой
трубы к открытию. В это же
время происходит включение
аварийного гудка, не пере-
стающего гудеть до выключе-
ния его обслуживающим пер-
соналом.
В больших установках во-
дяного газа применяют кла-
паны с гидравлическим упра-
влением. Конструкция клапана
(фиг. 41) предусматривает двой-
ное уплотнение. Внутреннее
пространство клапана при за-
крытых дисках вентилируется,
благодаря чему исключается
возможность просачивания га-
за. Гидропривод расположен
на верхнем конце штока. Па-
раллельно рабочему штоку
имеется вспомогательный шток,
на котором устанавливаются
•Щ
Фиг. 41. Клапан с двухдисковым уплот-
нением: / — цилиндр; 2—шток; 3—на-
ружный шток; 4 — электрические
предельные выключатели; 5—вспомо-
гательный клапан.
пальцы, включающие концевые выключатели,
служащие для сигнализации на световой па-
нели автомата положения клапана.
Клапаны подвергаются действию горячих
сернистых газов и истиранию пылью и по-
этому изготовляются из хромоникелевой
стали. Для включения и отключения пара и
дымовых газов применяют клапаны тарель-
чатого типа. Нормальное время перекрытия
клапанов 5—7 сек. Если оно длится свыше
10 сек., автомат переводит установку в без-
опасное положение.
ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ
СТАНЦИЙ
Технологическая схема производства газа
определяется свойствами применяемого то-
плива, требованиями потребителей к генера-
торному газу и условиями транспортировки
газа. Выбор рода топлива диктуется преиму-
щественно технико-экономическими сообра-
жениями. Состав газа и его теплотворная
способность зависят от рода топлива и тех-
нологической схемы и могут колебаться
в широких пределах. Требования по давлению
газа, содержанию пыли и смолы также влияют
на выбор технологической схемы. Жёсткие
требования по содержанию сернистых соеди-
нений в газе вызывают необходимость уста-
новки специальной аппаратуры для очистки
газа. Условия транспортировки газа могут
определить требования по давлению, .содер-
жанию пыли, смолы и т. п. в газе.
424
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. 1 V
Схема станции для получения горячего
газа представлена на фиг. 42, а. Она наи-
более проста и требует минимума оборудо-
вания.
По капитальным затратам и стоимости
эксплоатации станции горячего газа наиболее
экономичны. Область применения: в производ-
стве воздушного или паровоздушного газа,
при длине газопровода к потребителю не
более 50—100 м, в отсутствии особых требо-
ваний как по давлению газа (не свыше
25—50 мм вод. ст. у потребителя), так и по
очистке газа от пыли, смолы и серы. Уста-
транспортировкой подвергают охлаждению.
При равных требованиях со стороны потреби-
телей то или иное усложнение технологической
схемы зависит от рода топлива.
В случае не выделяющих смолы топлив —
антрацита и кокса (фиг. 42, б) — содержание
пыли в газе при очистке и попутном охла-
ждении его в стояках и скрубберах можно-
доводить до 0,5 — 1,0 г\мъ, что позволяет
транспортировать его без значительного за-
сорения газопроводов. При применении то-
плив, обусловливающих высокое содержание
пыли в газе, может оказаться целесообразно»
Фиг. 42. Схемы газогенераторных станций: 1—бункер; 2 — газогенератор; 3 — стояк; 4 — гидравлика;
5—коллектор; 6— смолоуловитель; 7 — каплеуловитель; 8 — скруббер; 9— газопровод к потребителю;
10 — воздухопровод; 11 — воздушный вентилятор; 12— пылеуловитель: 13 — соединительный газопровод;
14 — клапан; 15— газовый вентилятор; 16 — электрофильтр; 17 — нейтрализатор; 18 — котёл с регенеративной
топкой и пароперегревателем.
новки горячего газа не применимы при раз-
ветвлённой разводке газа по потребителям,
автоматической регулировке и замере коли-
чества газа, необходимости в более тонкой
очистке от пыли газа, чем достигаемая сухими
пылеуловителями, а также при очистке газа
от сернистых соединений и осушке газа.
Характерные особенности станций горя-
чего газа следующие: засорение газопроводов
к потребителям, трудность и в отдельных
случаях невозможность повысить давление
газа путём установки вентиляторов для газа
высокой температуры D00—600° С), не очи-
щенного от пыли и смолы. Преимущества
станций горячего газа: повышение к. п. д. за
счёт использования теплоты нагрева газа
(в особенности для нерегенеративных печей)
и смол, а также меньшие капитальные затраты
и эксплуатационные расходы.
При получении холодного газа его перед
установка сухого пылеуловителя до стояка
охладителя.
Станции холодного газа применяются при
газификации тощих топлив для любого задан-
ного давления газа. При охлаждении газа
в стояках и скрубберах происходит частичная
очистка газа от сероводорода. Однако при
жёстких требованиях потребителя к содер-
жанию сернистых соединений в газе необхо-
димо устанавливать специальную очистную
аппаратуру. Технологическая схема станции
для получения холодного газа из тощих
топлив отличается сравнительной простотой
оборудования для охлаждения и очистки газа.
Значительная потребность в воде (до
10—12 л/м$ газа) обусловливает, как правило,
организацию при станции замкнутого водного
цикла для многократного использования воды.
Путь следования воды в цикле: охлаждающий
газ аппарат (стояк, скруббер) — отстойник
ГЛ. IX]
ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ СТАНЦИЙ
425
для шлама — насосы первого подъёма — гра-
дирня (или брызгальный бассейн)—насосы
второго подъёма—охлаждающий газ аппарат.
Шлам из отстойников убирается вручную или
откачивается насосом.
При применении топлив, выделяющих смолу
(бурые и каменные угли, торф, древесина),
технологическая схема усложняется за счёт
установки смолоуловителей - дезинтеграторов
(фиг. 42, г) или электрофильтров (фиг. 42, в).
Дезинтегратор в данном случае заменяет
газодувку, повышая давление газа. Недоста-
ток схемы фиг. 42, в по сравнению со схемой
фиг. 42, г заключается в том, что газ проходит
скруббер до газодувки. Во избежание значи-
тельного повышения давления на выходе газа
из газогенератора (или создания отрицатель-
ного давления на пути газа) конструкция
скруббера не должна представлять значитель-
ных сопротивлений. В зависимости от вида
топлива в схемах могут быть предусмотрены
дополнительно сухие пылеуловители, скруб-
беры специального назначения и т. п. (фиг.
42, а).
Характерной особенностью станций холод-
ного газа из битуминозных топлив является
неизбежность сильного загрязнения охлажда-
ющей газ воды фенолами и их гомологами,
цианистыми и роданистыми соединениями и др.,
что обусловливает высокую ядовитость этих
вод, препятствующую сбросу их в речные
водоёмы. Подсмольные воды газогенератор-
ных станций из топлив, выделяющих смолу,
должны подвергаться обезвреживанию в спе-
циальных установках. Методы обезвреживания
до настоящего времени недостаточно разра-
ботаны. Наибольший интерес представляют
метод адсорбции активированным углём
(для буроугольных станций), метод извест-
кования для вод, получаемых при газифи-
кации торфа [27] и использование специальных
поглотителей фенолов, как-то фенолсольвана,
трикрезилфосфата и др. Для уменьшения сброса ¦
фенольных подсмольных вод и использования
теплоты нагрева газа с успехом применяется
увлажнение воздушного дутья отходящей от
скрубберов нагретой водой в нижней ступени
трёхступенчатых скрубберов (фиг. 42,5).
Схема смоловодяного хозяйства газогене-
раторной станции, работающей на битуминоз-
ных топливах, чрезвычайно сложна и состоит
изнескольких самостоятельных водных циклов.
3 ряде отстойников происходит отстаивание
шлама, лёгких и тяжёлых смол. Вода охла-
ждается на градирне и перекачивается специ-
альными насосами. Смола имеет самостоятель-
ный цикл, состоящий из ряда отстойников,
откуда она подаётся в смолохранилище. При
необходимости в тонкой очистке газа в схемах
холодного газа предусматривают дополнитель-
ные дезинтеграторы или электрофильтры.
В установках для получения водяного газа
обычно газифицируют кокс и антрацит. В за-
висимости от мощности в них предусматривают
установку индивидуальных или групповых
котлов-утилизаторов. В установках малой
мощности котлы-утилизаторы отсутствуют.
Оборудование установки состоит из газогене- .
ратора, регенератора, пароперегревателя,
котла, стояка и скруббера.
Путь газов (фиг. 42, ё) при воздушном
дутье: газогенератор—топка—регенератор (для
выравнивания температуры газа), пароперегре-
ватель—котел. Продукты горения обогревают
пароперегреватель и котёл и удаляются
в атмосферу. Путь газов при паровом дутье
снизу: газогенератор — регенератор — паро-
перегреватель — котел — гидравлический за-
твор—скруббер—коллектор низкого давления
(газгольдер) — газодувка — коллектор высо-
кого давления — потребитель. Путь газов при
паровом дутье сверху: газогенератор—стояк—
гидравлический затвор — скруббер и т. д.
Установка для получения водяного газа
требует весьма сложной аппаратуры для
автоматического управления переключением
клапанов [8, 9].
АППАРАТУРА ДЛЯ ОЧИСТКИ ГАЗА
Для очистки генераторного газа применяют
сухие пылеуловители, скрубберы, смолоулови-
тели [8, 14, 28, 29].
Сухие пылеуловители предназначаются для
грубой очистки газа от взвешенных частиц.
В этих аппаратах газ не подвергается искус-
ственному охлаждению. С целью использовать
теплоту нагрева газа в печных устройствах
и по возможности не допустить выпадения,
смол эти аппараты обычно футеруют огне-
упорным кирпичом.
Конструктивно сухие пылеуловители вы-
полняют: а) в виде камер осаждения круглой-
или прямоугольной формы в плане, рассчитан-
ных на резкое снижение скорости газа при
прохождении через аппарат; б) в виде цилин-
дрических корпусов с тангенциальным подво-
дом газа и центральным отводом (циклон).
Эффективность работы пылеуловителей зави-
сит от правильного соотношения размеров
аппарата. В наилучших образцах она не пре-
вышает 60—70%, значительная часть пыли
удерживается в газовом потоке и является
препятствием для транспортировки газа на
большие расстояния.
Сухие пылеуловители применяют преиму-
щественно в установках для получения горя-
чего газа, так как необходимость сохранения
теплоты нагрева газа для предотвращения
выпадения смол обусловливает невозможность
применения иных способов очистки.
Конструктивно сухие пылеуловители чрез-
вычайно просты и представляют собой сварные
кожухи из листового железа толщиной до-
10 мм с крышкой на болтах, футерованные
в х/г или lU огнеупорного кирпича. В них
предусматриваются лазы для проникновения
внутрь и иногда два-три шуровочных отвер-
стия с паровой завесой для возможности
шуровать настыли. В нижней части реко-
мендуется устройство оросительного кольце-
вого водопровода для смачивания пыли в мо-
мент её выгрузки через нижний затвор.
Последний осуществляется в виде конуса,
прижимаемого к седлу рычагом с противо-
весом. Предпочтительно устройство двух
конических затворов с промежуточной камерой
для уменьшения пропусков газа снизу аппа-
рата при уборке пыли. Использование более
совершенных конструкций сухих пылеулови-
телей, например, мультициклонов, связано,
как правило, со значительной потерей напора.
Скрубберы предназначаются в основном
для охлаждения газа. Одновременно в них
426
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
происходит очистка газа от взвешенных
частиц пыли и смолы. Для топлив, не выделя-
ющих смолы (антрацита и коксика), обычно
можно ограничиться установкой скрубберов
для первичного и окончательного охлаждения
газа. Содержание пыли в очищенном газе
составляет 0,5 — 1,0 г\м%.
Обычно процесс охлаждения и очистки
газа по конструктивным соображениям ведут
в двух аппаратах: стояке-охладителе и скруб-
бере. В стояке-охладителе газ охлаждается
до температуры 150—2иО° С и попутно отмы-
вается значительная часть пыли. Стояк-охла-
дитель представляет собой полый стальной
цилиндр, в верхнюю часть которого подаётся
вода с помощью разбрызгивающих форсунок;
нижняя часть погружена в водяной затвор,
снабжённый устройством для уборки шлама.
Движение газа в стояке-охладителе в боль-
шинстве случаев происходит сверху вниз, т. е.
параллельное потоку воды. Непосредственно
за стояком-охладителем устанавливается скруб-
бер, в котором производится окончательная
очистка газа, и температура его снижается
до 30—35° С. При очистке смолистого газа во
избежание получения обводнённой смолы, а
также быстрого засорения насадки скрубберы
устанавливают как до, так и после специальных
смолоулавливающих устройств.
Установка скрубберов до смолоуловителей
имеет целью охладить газ до 80—90° С для
обеспечения эффективной работы смолоуло-
вителей или оросить газ (без охлаждения его)
водой или водным раствором для извлечения
определённых примесей. Обычно одновременно
преследуют обе цели. Установка скрубберов
после смолоулавливающих устройств имеет
целью охладить газ до конечной температуры
после извлечения основной массы смол всмоло-
уловителе. Конструктивно эти скрубберы не
отличаются от применяемых для очистки газа
из топлив, не выделяющих смолы.
Расход охлаждающей воды при понижении
температуры газа ниже точки росы без учёта
потерь в окружающую среду определяется при-
ближенно по формуле:
кг\час
где Q\ и Q% — теплосодержание входящего и
выходящего газа в ккал/час; t\n t2 — темпера-
туры входящей и выходящей воды в °С.
Если температура охлаждённого газа выше
точки росы, необходимо учитывать, что часть
охлаждающей воды испаряется и насыщает
газ.
Поверхность насадки скрубберов опреде-
ляется из выражения.
где Q — количество тепла, отнимаемого от
газа при его охлаждении, в ккал/час; М —
средняя разность температур в СС; k — коэ-
ккал
фициент теплоотдачи в — ъ ^.
^ л&-час С
Поверхность (или объём) рассчитывается
отдельно для частей скруббера, где происходит
испарение воды до момента насыщения газа,
и части, где охлаждается насыщенный газ.
Общая поверхность насадки или объём скруб-
бера определяется суммированием.
Для безнасадочных скрубберов объём,
необходимый для охлаждения газа до темпе-
ратуры насыщения, определяется по формуле
где / — поверхность в м2 капель воды, содер-
жащихся в 1 л8 скруббера, определяемая по
времени падения капель.
Объём для части скруббера, где происходит
охлаждение насыщенного газа,
где Gen— количество водяного пара, конденси-
рующегося при охлаждении газа, в кг; Др —
средняя разность давлений водяного пара при
соответствующих температурах над водой и
в газе в мм рт. ст.; kg — коэфициент диффузии
кг
водяного пара в —^— ПРИ разности давле-
ний в 1 мм рт. ст.
Основные размеры скруббера определяют,
исходя из скорости газа, которая обычно
принимается в пределах 0,5—0,75 м/сек (от-
несена к нормальным условиям), и объёма или
поверхности насадки в скруббере.
При частичном охлаждении время пребыва-
ния газа в скруббере ~ 2,5 сек.; при полном
охлаждении и очистке бессмольного газа
25—35 сек., а в случае наличия смол в газе
или сильной запылённости 45 сек. Расход
воды на охлаждение газа колеблется в пре-
делах 8—15 л\мг в зависимости от вида гази-
фицируемого топлива.
Сопротивление скрубберов с насадкой по
мере зарастания насадки пылью увеличивается
и приводит к необходимости смены или чистки
насадки. В безнасадочных скрубберах сопроти-
вление ничтожно и составляет 3—Ьмм вод. ст.
Наряду с обычными применяются скруб-
беры, в отдельных ступенях которых ведутся
раздельные процессы (изотермическое ороше-
ние газа, частичное охлаждение и т. п.).
На фиг. 43 представлен трёхступенчатый
скруббер, широко применяющийся на станциях,
газифицирующих торф. Две ступени этого
скруббера — газовые, одна—воздушная. В ней
происходит теплообмен между воздухом, по-
даваемым для газификации, и водой, отходя-
щей от газовой ступени; воздух подогревается
и увлажняется фенольной водой, вследствие
чего уменьшается расход пара на процесс
газификации и содержание фенолов в водах
оборотного цикла (фиг. 42, д).
В каскадном скруббере (фиг. 44) созданы
несколько улучшенные условия теплообмена ме-
жду газом и охлаждающей водой благодаря на-
правляющим коническим насадкам—конусам,
расположенным у кожуха и по оси аппарата.
Кожух скрубберов выполняется из листо-
вой стали толщиной 6 — 10 мм в зависимости
от размеров аппаратов. Листы свариваются
встык, крышка присоединяется на болтах. При
конструировании подводящих и отводящих
газопроводов особое внимание должно быть
ГЛ. IX]
ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ СТАНЦИЙ
427
?<Ур.площадки %9.000 газ°
Штуцер показан g
уСЛОвнО cs]
Фиг. 43. Трёхступенчатый скруббер: / — воздушная (нижняя) ступень; 2 — газовая (средняя) ступень —
ступень горячей воды; 3 — газовая (верхняя) ступень — ступень холодной воды; 4 — трубы для отвода газа
из средней в верхнюю ступень; 5 — подвод воды в верхнюю ступень; 6 — отвод воды из верхней сту»
пени; 7 — подвод воды в среднюю ступень; 8 — переливные трубы для воды, поступающей из средне!
в нижнюю ступень; 9 — отвод горячей воды из нижней ступени.
428
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Подача
воды
обращено на создание условий равномерного
движения газового потока по сечению скруб-
бера для наилучшего использования его объёма.
Предпочтение сле-
дует отдать цен-
тральному отводу
газа. У места под-
вода газа иногда
предусматривают
направляющие на-
садки для цен-
трального напра-
вления потока.
В насадочных
скрубберах от-
дельные ярусы на-
садки отделяются
друг от друга по
высоте A,0—1,5.м).
Для доступа внутрь
скруббера в этих
местах предусма-
триваются люки с
крышками на бол-
тах. Число люков
зависит от диаме-
тра скруббера и
обычно составляет
2—4 по окруж-
ности. Для доступа
к люкам должны
быть предусмотре-
ны площадки и
лестницы. Равномерная подача охлаждающей
воды по сечению — одно из основных усло-
вий рациональной конструкции скруббера.
Это достигается соответствующим расположе-
нием брызгал или форсунок. Должна преду-
сматриваться возможность очистки их сна-
ружи скруббера.
13
\
Слив воды
Фиг. 44. Каскадный скруббер.
Из многочисленных конструкций смоло-
уловителей наибольшее распространение имеют
дезинтеграторы и электрофильтры. Они слу-
жат для выделения из газа безводной или
малообводнённой смолы. Газ, подаваемый к
смолоуловителям этого типа, должен иметь
температуру на 10—15° С выше точки росы
водяных паров, содержащихся в газе, во избе-
жание значительного обводнения смолы, оса-
ждаемой в смолоуловителе. Дальнейшее по-
вышение температуры приводит к недоста-
точно полному извлечению смол из газа. Опти-
мальная температура газа, поступающего
в смолоуловитель, составляет 80—90" С.
Дезинтегратор/изображённый на фиг. 45.
представляет центробежный нагнетающий вен-
тилятор специальной конструкции. Ротор дез-
интегратора, кроме нагнетающих лопаток,
снабжён специальными лопатками, которые
при вращении его описывают концентриче-
ские окружности в промежутках между
рядами неподвижных лопаток, прикреплён-
ных к неподвижному корпусу. Газ и промы-
вающая жидкость (обычно смола, реже вода)
поступают в центральную часть дезинтегратора
идействием центробежной силы отбрасываются
к периферии аппарата. Пузырьки смолы раз-
биваются, перемешиваются с капельками про-
мывающей жидкости, оседают на кожухе и
стекают в нижнюю часть аппарата и частично
улавливаются в каплеуловителе.
Корпус дезинтегратора представляет собой
чугунную отливку из двух сболчиваемых между
собой частей. Ротор приводится в движение от
мотора, непосредственно с ним соединённого.
При очистке газа, содержащего кислоты (газ
из древесины и торфа), лопатки ротора быстро
разрушаются, во избежание чего их нужно
изготовлять из нержавеющей стали. Подшип-
ники ротора выполняют на шариковых опорах
Фиг. 45. Установка дезинтегратора и каплеуловителя.1 1 — вал ротора; 2 — вращающиеся диски; 3—лопатки, при-
креплённые к диску; 4 — ввод газа; 5 — подвод промывной жидкости; 6 — сетчатый конус; 7 — неподвижные ло-
патки, прикреплённые к кожуху; 8 — кожух; 9 — нагнетательные лопатки; 10 — каплеуловитель; // — опорная ре-
шётка для колец Рашига; 12 — труба с паровой рубашкой для отвода смолы из дезинтегратора в каплеуловитель;
13—паропровод; 14—ввод газа из дезинтегратора в каплеуловитель; 15—отвод газа из капле уловителя;
16 — предохранительный клапан; 17— смотровые отверстия; 18 — нагревательные устройства для смолы; 19— труба
для слива смолы; 20 — водопровод для охлаждения подшипников; 21 — мотор.
ГЛ. IX]
ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ СТАНЦИЙ
429
с лабиринтовым уплотнением и водяным охла-
ждением/Часть смолы механически увлекается
вместе с газом из аппарата. Вследствие
этого задезинтегратором всегда устанавливают
каплеуловители с насадкой из колец Рашига,
где задерживается увлечённая газом смола.
Каплеуловители при очистке газа, содержащего
кислоты, желательно выполнять чугунными,
литыми; в остальных случаях они могут быть
стальные, сварные. Смола из каплеуловителей
и дезинтеграторов стекает в приямок, откуда
отводится в смолохранилище и частично пере
качивается специальным насосом для подачи
вновь к дезинтеграторам.
Степень очистки газа от смолы в дезинте-
граторах достигает 90—95%. Они очень надёжны
в эксплоатации, но расходуют много энергии —
до 4,5—5 квт-ч на 1000 л& газа, включая рас-
ход на повышение давления газа (фиг. 46).
В СССР применяются дезинтеграторы про-
изводительностью от 3000 до 34000 м^/час
газа (при действительных условиях).
А,
мм
бодал
600'
? 500
«о
| too
%
300
1С
200
Ю0
I
615
~шш~
20 30
Количество газа
Ь0*Ю00
0 5 Ю 15 20 мУ
Количество смолы/* N
Фиг. 46. Характеристические показатели дезинтегратора
(л — 1450 об/мин).
Электрофильтры представляют собой аппа-
раты, в которых под действием выпрямленного
тока высокого напряжения с помощью системы
осадительных и коронирующих электродов на
пути движения газа создаётся электрическое
поле. Взвешенные в газе капельки смол и ча-
стицы пыли приобретают электрический заряд
и движутся в основном к осадительным элек-
тродам, по которым смола стекает в приёмник
в нижней части аппарата.
Электрофильтр для улавливания смолы из
генераторного газа (фиг. 47) конструкции треста
.Газоочистка" представляет собой цилиндри-
ческую камеру с подводом газа снизу. Подни-
маясь, газ проходит через распределительную
хордовую вдсадку и осадительную систему,
состоящую из ряда вертикально расположен-
ных, труб, по оси которых натянуты проволоки,
служащие коронирующими электродами. Трубы
диаметром 250 мм, длиной 4000 мм в коли-
честве 124 шт. крепятся к трубной решётке,
которая заземлена вместе с кожухом аппа-
Фиг. 47. Электрофильтр для улавливания смолы из ге-
нераторного газа: / — ввод газа; 2 — трубчатые (осади-
тельные) электроды; 3 — отвод газа; 4 — распредели-
тельная насадка для газа; 5—трубная решётка;
6—коронирующие электроды; 7 — верхняя рама коро-
нирующих электродов; (У—нижняя рама коронирую-
щих электродов; 9 — грузы для натягивания коронирую-
щих электродов; 10 — подвески нижней рамы; Л — изо-
ляторы для подвески коронирующей системы; 12 — ко«
жух электрофильтра; 13 — предохранительный клапан;
14 — нагревательное устройство для смолы.
рата. Коронирующие электроды из железной
проволоки диаметром 2 мм вверху прикре-
пляются к изолированной раме, а внизу натя-
гиваются подвешенными грузами. Подвод
тока высокого напряжения 50 000—70 000 в осу-
ществляется через изоляторы, помещённые
в изоляторные коробки. Аппарат диаметром
4300мм имеет производительность 22000и<з/час
(при рабочей температуре 80—90°С).
При очистке газа, содержащего уксусную
кислоту, принимают меры к предотвращению
быстрой коррозии отдельных частей конструк-
430
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
ции. Для этого осадительные трубы выполняют
из цельнотянутых труб с толстой стенкой
(~8лл), железные коронирующие проволоки
заменяют нихромовыми, а металлический кожух
футеруют изнутри просмолённым войлоком и
обшивают деревянными досками. Степень
очистки газа от смолы в электрофильтрах
составляет 96—98% при расходе электроэнер-
гии 0,5 квт-ч на 1000 м? газа.
Наряду с трубчатыми аппаратами приме-
няют пластинчатые электрофильтры, в которых
осадительными электродами являются листы
или сетки. Они проще в изготовлении, но рас-
пределение газа в них менее равномерно.
Для питания электрофильтров выпрямлен-
ным током высокого напряжения в отдельном
помещении устанавливают повысительно-вьг-
прямительные агрегаты, представляющие собой
установку из трансформатора, выпрямителя
(обычно механический выпрямитель с крестом
и синхронным двигателем) и щита управления
с аппаратурой контроля и управления. Мощ-
ность повысительно-выпрямительного агре-
гата до 18 ква.
Преимущества электрофильтров по сравне-
нию с дезинтеграторами — значительно более
низкий расход энергии, простота оборудования
(отсутствие движущихся частей) и компакт-
ность. По величине капитальных затрат элек-
трофильтры несколько уступают дезинтегра-
торам, хотя это в значительной мере опреде-
ляется мощностью установки и условиями по-
ставки оборудования. Дезинтеграторы имеют
бесспорные преимущества перед электрофиль-
трами только для очень малых установок,
а также если смола очень вязкая и есть опас-
ность забивания осадительной системы элек-
трофильтров.
В случае предъявления очень жёстких
требований по содержанию взвешенных частиц
пыли к газу из топлив, не выделяющих смол
(газ для газовых двигателей), иногда приме-
няют механические смолоуловители или элек-
трофильтры для тонкой очистки газа от пыли.
Конструкция этих аппаратов отличается от
описанных только в деталях. Для этой цели
могут быть использованы аналогичные кон-
струкции, применяемые для очистки доменного
газа и отличающиеся большой производитель-
ностью.
ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ СТАНЦИЙ
Склады топлива делятся на открытые и
закрытые. Последние представляют собой под-
земные бункеры с затворами или питателями,
передающими топливо на ленточные транспор-
тёры или вагонетки.В большинстве случаев при-
меняются открытые склады (см., ЭСМ т. ]4,
стр. 448). В зависимости от мощности стан-
ции, вида топлива, территориального распо-
ложения станции и местных условий откры-
тые склады оборудуют ручными вагонет-
ками— коппелевскими или видоизменёнными,
электрическим тельфером с грейфером, же-
лезнодорожными или мостовыми кранами
с грейферами. При очень прочных топливах
могут применяться скреперные установки.
В качестве основного подъёмного устрой-
ства, передающего топливо со склада в над-
бункерное помещение газогенераторной стан-
ции, применяют вертикальные грузовые подъ-
ёмники, наклонные бремсберги, скиповые
подъёмники, наклонные ленточные транспор-
тёры. При больших грузооборотах и непроч-
ных топливах (торф) применяют фунику-
лёры.
В надбункерном помещении подача топлива
к бункерам производится ручными вагонетками
или транспортёрами в зависимости от приме-
няемого подъёмного устройства. При приме-
нении фуникулёра или подъёме вагонеток по
эстакаде лебёдкой в надбункерном помещении
топливо транспортируется теми же вагонет
ками» в которых оно поступает на станцию.
Передача топлива со склада непосред-
ственно в кюбелях по подвесной дороге по-
зволяет не сооружать другого подъёмного
устройства.
Подготовка топлива при газогенераторных
станциях сводится к измельчению дровяного
топлива, дроблению угля при поступлении его
в кусках больших размеров и отсеву мелочи,
ухудшающей процесс газификации. Измельче-
ние дровяного топлива производится пилами,
колунами и ручной разработкой; при работе
станции на щепе для измельчения дров при-
меняются чиперы. Они представляют собой
вращающиеся барабаны, снабжённые несколь-
кими ножами, установленными под углом друг
к другу. Чиперы имеют обычно электрический
привод с маховиком. Для дробления угля или
антрацита применяют дробилки различных
конструкций (одно- и двухвалковые, молотко
вые и др.) с электроприводом. Для отсева
мелочи устанавливают грохоты.
Транспорт золы из газогенераторных стан-
ций, как правило, осуществляется ручными
вагонетками или электрическим тельфером
с опрокидывающимся кюбелем для передачи
на ж.-д. платформы. Ленточные транспортёры
и скреперы применяются в единичных случаях.
Имеются указания на затруднительность ги-
дравлического золоудаления при древесном
топливе [9].
Наибольшее распространение для подачи
воздуха имеют центробежные вентиляторы
с непосредственным электроприводом. Требуе-
мое давление воздуха обычно не превышает
400— 500мм вод.ст.Реже применяются поршне-
вые воздуходувки.
Инжекторы вышли из употребления и
иногда применяются в качестве резерва при
получении горячего газа. На отводах воздуха
к газогенераторам устанавливают отключаю-
щие задвижки и обратные клапаны для пре-
дотвращения проникания газа из газогенератора
в воздухопровод при прекращении подачи
дутья. Обратные клапаны могут быть механи-
ческие (конические или плоские затворы с
контргрузами) либо гидравлические. На воз-
духопроводах, кроме того, предусматривают
устройство для перевода газогенератора на
естественную тягу, которое иногда комбини-
руют с обратным клапаном.
Газодувки для транспортировки газа пред-
ставляют собой центробежные вентиляторы со
специальным уплотнением сальников во избе-
жание проникания газа в машинное помещение.
При больших давлениях устанавливают рота-
ционные вентиляторы и поршневые и турбо-
компрессоры.
Газопроводы оборудуют отключающимися
задвижками, гидравлическими затворами, ком-
ГЛ. IX]
ОБОРУДОВАНИЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ГАЗОГЕНЕРАТОРНЫХ СТАНЦИЙ
431
яенсаторами, атмосферными трубами и водо-
отводчиками. На газопроводах горячего газа
обычно устанавливают тарельчатые клапаны,
которые, однако, не гарантируют полной гер-
метичности. Для установок водяного газа тре-
буются клапаны специальных конструкций
различного назначения. Оборудование смоло-
водяного хозяйства состоит из насосов различ-
ного назначения (для чистой и загрязнённой
воды со шламом, для смолы, для шлама) и
устройств для механизации уборки шлама из
отстойников (тельферы с грейфером, специаль-
ные вычерпывающие машины и т. п.).
К оборудованию для получения пара от-
носятся котлы-утилизаторы, чаще всего при-
меняемые в установках водяного газа, паро-
перегреватели и паро-водяные рубашки газо-
генераторов (с котелками-паросборниками).
Получаемый пар применяется для добавки
к дутью или подаётся для внешних потреби-
телей.
Газогольдеры являются обычным элементом
в установках водяного газа. При получении
паро-воздушного газа необходимость установки
газгольдеров диктуется требованиями потре-
бителей, а не условиями производства газа.
Применяют газгольдеры мокрого и сухого
типа.
В табл. 8 приведены данные о весе основ-
ного технологического оборудования газогене-
раторных станций по данным Газмонтаж-
проекта и Гипромеза.
Таблица 8
Вес основного технологического оборудования
газогенераторных станций
Наименование
оборудования
i Газогенера-
тор 0 3000 мм
(для получения
паро-воздуш-
ного газа)
То же
Газогенера-
тор 0 2000 мм
(для получе-
ния паровоз-
душного газа)
Газогенера-
тор 0 3600 мм
(для пол) че-
ния водяного
газа)
Смолоулови-
тель-дезинте-
гратор
Каплеулови-
тель к нему
(чугунный)
Смолоулови-
тель-электро-
фильтр (С-124)
0 4300 мм
Характеристика
оборудования
С ручной загрузочной
коробкой, паро-водяной
рубашкой, центральной
колосниковой решёткой
и индивидуальным при-
водом чаши
С автоматическим за-
грузочным аппаратом, шу-
ровочной мешалкой, па-
ро-водяной рубашкой,
колосниковой централь -
ной решёткой и индиви-
дуальным приводом чаши
Круглый с неподвиж-
ной центральной ре-
шёткой, ручной загру-
зочной коробкой без
паро-водяной рубашки
С механическим загру-
зочным аппаратом с па-
ро-водяной рубашкой с
вращающейся решёткой
и индивидульным приво-
дом
Пропускная способ-
ность 34 000 м*/час, на-
пор—400—450 мм вод. ст.
Диаметр 2500 мм, вы-
сота 45(i0 мм (для газа,
содержащего пары кис-
лот)
Пропускная способ-
ность И000 м*\час (Трест
.Газоочистка")
Вес в т
обший
4°
43
20
15.5
13
34
литья
15
зо
1.5
4о
13
и
1.4
футеровки
IO
ю
ПРИЕМКА И ИСПЫТАНИЕ
ОБОРУДОВАНИЯ
Помимо общих требований по приёмке и
испытанию, качеству сварных швов, отливок
и поковок, условий окраски, маркировки, упа-
ковки и отправки, ниже приводятся некоторые
специфические требования к газогенератор-
ному оборудованию.
Повышенные требования в отношении плот-
ности вследствие большой ядовитости генера-
торного газа предъявляют к газовой аппара-
туре, в особенности при размещении её внутри
зданий. Испытания воздухопроводов и обору-
дования для них производятся воздухом при
удвоенном рабочем давлении,но не ниже 400мм
вод. ст., причём все швы тщательно промазы-
ваются мыльной водой. Испытания аппаратов,
работающих под газом, ведутся, как правило,
в два этапа. Непосредственно после изготовле-
ния производится испытание воздухом при
удвоенном рабочем давлении, но не ниже
500 мм вод. ст. с промазыванием швов мыль-
ной водой для обнаружения дефектов и их
устранения. Вторичное испытание перед вво-
дом в эксплоатацию производится при том же
давлении, но с прекращением подачи воздуха
и проверкой падения давления через опре-
делённый промежуток времени. Допускаемая
потеря давления в течение 1 часа с учётом
изменения температуры за время испытания
проверяется по соответствующим нормам Го-
сударственной газовой инспекции.
Паро-водяные рубашки газогенераторов и
котелки-паросборники подвергаются при при-
ёмке гидравлическому испытанию при давлении
3 ати в течение 5 мин.; при отсутствии про-
пусков воды давление снижают до 0,7—0,8 ати
и производят тщательный осмотр. При изго-
товлении паро-водяных рубашек и котелков-
паросборников должны соблюдаться правила
Котлонадзора. Испытаниям на плотность давле-
нием воздуха до 200 мм вод. ст. с промазкой
всех уплотнений и соединений мыльной водой
подвергают, кроме того, загрузочные ручные
коробки и автоматические питатели газогене-
раторов. Плотность прижатия конуса коробки
испытывают наливом керосина.
Требования по жароупорности предъ-
являются к отдельным деталям, работающим
в зоне высоких температур (колосникам, юбке
и некоторым деталям загрузочного аппарата).
Стяжной болт, крепящий чепец к основанию
решётки, выполняется из жароупорной стали
или алитированной Ст. 3. Шары для шаровой
опоры должны изготовляться из Ст. 5 и под-
вергаться закалке в воде. Твёрдость их по
Бринелю должна составлять 200—255. Пре-
дельные отклонения по размеру диаметров для
одного комплекта шаров не должны превы-
шать 0,050 мм при кустарном изготовлении
и 0,006 мм при изготовлении на специализи-
рованном заводе.
До установки привода чаша должна про-
ворачиваться усилием одного человека. Плот-
ность всех фланцевых соединений чаши про-
веряется наливом воды до уровня краёв чаши.
Привод решётки подвергают тщательному на-
ружному осмотру и при пробном пуске на
различных скоростях проверяют плавность вра-
щения, отсутствие перекосов, заедания, стука
и нагрева трущихся поверхностей.
432
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Перед вводом в эксплоатацию привод дол-
жен быть испытан при непрерывной работе
в течение по крайней мере 100 час. Ручные
загрузочные коробки проверяют на плотность,
центрировку конуса и эффективность пароот-
бойных устройств. Автоматические питатели
проверяют при работе вхолостую в течение
8 час. и при подаче топлива в течение 8 час,
наблюдают температуру подшипников, наличие
стука, плавность вращения. Одновременно про-
веряется работа парового отбойного устрой-
ства.
В случае установки шуровочной мешалки
дополнительно проверяют все детали с водяным
охлаждением опрессовкой под давлением не
менее 3 ати. Работа мешалки в слое топлива
проверяется в течение 8 час.
Предварительное испытание дезинтегратора
(фиг. 45) производится без подачи воды или
смолы путём нескольких запусков ротора с не-
медленным выключением. Проверяется пра-
вильность направления вращения ротора и
отсутствие стуков и шума. Затем дезинтегра-
тор испытывается в работе без подачи воды
в течение по крайней мере 8 час. К подшип-
никам подача охлаждающей воды обяза-
тельна.
Аналогичная проверка должна быть произ-
ведена при работе дезинтегратора вхолостую,
но с подачей воды или смолы.
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
Для обеспечения бесперебойной и равно-
мерной работы двигателей и возможности ре-
гулирования их работы в широких пределах
силовые газогенераторы и вспомогательные
устройства должны надёжно работать и до-
пускать значительное изменение нагрузки. Все
элементы установки должны быть просты, до-
ступны для осмотра, регулирования и очистки.
Почти все установки силового газа рабо-
тают под разрежением, создаваемым всасы-
вающим действием поршня двигателя. Работа
под давлением ведётся при комбинированном
получении отопительного и силового газа и
при газификации топлива с большим сопро-
тивлением слоя (мелкий антрацит) во избежа-
ние создания большого разрежения в очисти-
тельной аппаратуре. Работа под разрежением
имеет следующие преимущества: в помещении
цеха отсутствует выделение газа из аппара-
туры; удаление золы из газогенераторов с про-
тивоточным движением и загрузка газогенера-
торов с прямоточным движением газа и топлива
может производиться на ходу без опасения
присоса воздуха к газу.
Генераторный газ для двигателей не должен
содержать пыли и смолы во избежание за-
сорения клапанов двигателя и заедания поршня.
Степень очистки силового газа должна быть
высокой. Имеются указания на максимально
допустимое содержание смолы и пыли в газе
до 0,02 г/м3, иногда до 0,5 г/м?. Пределы ко-
лебания определяются в основном характе-
ром смол, остающихся в газе после очистки,
конструкцией газовых клапанов двигателя, про-
должительностью работы двигателя без оста-
новок и т. д.
Особое распространение в качестве то-
плива для силовых газогенераторов получили
антрацит, кокс и древесный уголь, газ из ко-
торых требует минимальной очистки. Из смо-
листых топлив наибольшее применение имеет
древесина. Использование торфа, бурого и ка-
менного углей представляет большие труд-
ности.
Силовые газогенераторы делятся на сле-
дующие группы: 1) стационарные, 2) судовые,
3) мотовозные, 4) устанавливаемые на подвиж-
ных машинах (экскаваторах, двигателях для
буровых машин, землечерпалках и т. д.) и
5) автотракторные (см. стр. 445). Газогенера-
торы могут работать как на бессмольном, так
и смолистом топливе. Для стационарных уста-
новок допустимы наибольшие габариты; для
очистки и охлаждения получаемого в них газа
всегда может быть подведена вода. Поэтому
они являются наиболее простыми.
Для уменьшения размеров и веса судовых
установок прибегают к следующим мерам:
интенсифицируют процесс газификации, для
чего механизируют удаление золы и работают
на большом разрежении; облегчают вес ша-
мотной футеровки или отказываются от неё;
уменьшают вес и размер газоохладителя за счёт
интенсивного перемешивания газа с охлаждаю-
щей водой. Уменьшение габаритов мотовозных
установок достигается облегчением шамотной
футеровки G4 кирпича и только для огневой
части). Механизация золоудаления в этих газо-
генераторах применяется редко ввиду непро-
должительности работы маневровых мотовозов
и возможности чистки на стоянках. Вследствие
отсутствия воды для промывки и охлаждения
газа очистительный аппарат имеет развитую
поверхность для охлаждения ветром при дви-
жении мотовоза и располагается на месте бал-
ластных ящиков. Внутреннее устройство его
приспособлено для удаления пыли и сажи в су-
хом виде при минимальном смачивании соб-
ственным конденсатом.
Частые стоянки маневровых мотовозов и
. связанное с этим остывание слоя топлива пре-
пятствуют хорошему разложению смолы. По-
этому вся аппаратура должна быть приспо-
соблена для быстрой смены засмаливающихся
частей. На тяжёлых мотовозах дальнего сле-
дования устанавливают механизированные
газогенераторы с вращающейся колоснико-
вой решёткой. Газогенераторы для передвиж-
ных машин, во время работы находящихся на
одном и том же месте (экскаваторы, передвиж-
ные электростанции, двигатели торфодобываю-
щих агрегатов, землечерпалки и т. д.), в части
предъявляемых к ним требований занимают
промежуточное положение между судовыми и
мотовозными газогенераторами.
СТАЦИОНАРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
Наиболее распространены схемы установок
с противоточным и с прямоточным движением
газа и топлива (последние обычно для топлив,
выделяющих смолу). Установка газогенератора
с противоточным направлением газа и топлива
ГЛ. IX)
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
433
для бессмольного топлива (кокса, антрацита)
представлена на фиг. 48.
Пар для дутья @,1—0,5 ати) можно полу-
чать в испарителе установки. При малой про-
изводительности установки — до
100 мЦчас газа (до 45 л. с.) — ис-
паритель является частью газоге-
нератора, образуя рубашку в его
верхней части (фиг. 48). В испа-
рителе, расположенном в верхней
части газогенератора, обычно об-
разуется мало пара.
В более крупных
установках —до 1000
мЦчас газа (до 500
л.с.) испаритель пред-
ставляет собой от-
дельный аппарат, рас-
положенный за газоге-
¦8
служит для розжига газогенератора и продувки
всей аппаратуры от взрывчатой смеси, обра-
зующейся при пуске и остановке.
Газогенераторы с противоточным движе-
нием газа и топлива по принципу устройства
и работы не отличаются от предназначенных
для получения отопительного газа. Работают
они преимущественно под разрежением, вслед-
ствие чего к их плотности предъявляются
повышенные требования.
На фиг. 52 представлен газогенератор
Восточного научно-исследовательского инсти-
тута топливоиспользования (ВНИИТ), снабжён-
ный вращающейся колоснико-
вой решёткой для механическо-
го золоудаления. Другие типы
газогенераторов представлены
на фиг. 48—54, Все конструкции
имеют прямую шахту. Золоуда-
Фиг. 43. Схема установки с противоточным движением газа и топлива для двигателей мощностью до 45 л. с:
1 — газогенератор с поворачивающейся загрузочной коробкой; 2 — гидравлический затвор-пылеуло-
витель; 3 — скруббер; 4 — каплеуловитель; 5—газовый горшок (буфер); 6 — вентилятор; 7 — крышкз-
испаритель; 8 — пусковая труба.
нератором, — обычно противоточный трубчатый
теплообменник (фиг. 49). В больших современ-
ных газогенераторах испаритель выполняют в
виде паро-водяной рубашки, окружающей ниж-
нюю часть шахты. Это даёт возможность устра-
нить кирпичную футеровку в зоне высоких тем-
ператур и уменьшить шлакообразование. Испа-
ритель в нижней части газогенератора даёт из-
быток пара и сильно охлаждает зону газифи-
кации. Вследствие охлаждения топлива и прога-
ров у стен получается газ худшего качества
(„рантовый газ"). Эта конструкция хороша лишь
при высокой интенсивности работы. Установка
газогенератора с противоточным движением
газа и топлива для топлив, выделяющих смолу
(фиг. 50), снабжается смолоотделителем. Ввиду
опасности засмаливания трубчатый испаритель
не ставят. При необходимости в паре для дутья
(например, при каменном или буром угле) уста-
навливают самостоятельный испаритель.
Установка газогенератора с прямоточным
движением газа и топлива, представленная на
фиг. 51, применяется для топлив, выделяющих
смолу. Установки могут иметь дополнительные
элементы — малый буферный газгольдер и
малый вентилятор. Буферный газгольдер (га-
зовый горшок) устанавливается между сухим
очистителем и двигателем для смягчения коле-
баний давления в аппаратуре при движении
поршня двигателя. Объём его должен быть ра-
вен примерно десятикратному объёму цилиндра
двигателя и зависит также от числа цилиндров,
числа оборотов и тактности двигателя; малый
вентилятор с приводом от руки или от мотора
28 Том 11
ление и загрузка топлива в газогенераторах
небольшой производительности производятся
вручную. В газогенераторах с прямоточным
движением газа и топлива подвод холодного
воздуха производится через фурмы, располо-
женные по бокам газогенератора на уровне
i/g—!/•> его высоты. Устраивают два-три и реже
четыре ряда фурм по высоте. Находящееся
выше пространство шахты представляет собой
бункер с запасом топлива. Топливо частично
подсушивается и обугливается, нагреваясь за
счёт тепла циркулирующего газа (при умень-
шении нагрузки двигателя). В некоторых кон-
струкциях для этой же цели отводят горячий ге-
нераторный газ через кольцевое пространство,
окружающее бункер и шахту. В этом случае
топливо подходит к фурмам подсушенным,
а воздух — подогретым.
Для повышения интенсивности газификации,
возможно более полного разложения смол и
устранения нагаров на клапанах двигателя
вводят воздух также по оси газогенератора
(фиг. 53) или сужают шахту в области фурм
и ниже. Так делается в автотракторных газо-
генераторах, а также в большинстве советских
конструкций газогенераторов (Оргкоммун-
энерго, Промзернопроекта Сибирского авто-
дорожного института). Однако и газогенера-
торы Г-2 (фиг. 53) и АГ-65 (фиг 55) с прямой
шахтой обеспечивают разложение смол, вполне
достаточное для длительной бесперебойной
работы двигателя. Сужение шахты в стацио-
нарных газогенераторах, в отличие от авто-
тракторных, приводит к застреванию топлива
434
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 49. Схема установки с противоточным движением газа и топлива для двигателей
мощностью свыше 45 л. с: / — газогенератор с поворачивающейся загрузочной коробкой;
2 — трубчатый испаритель; 3 — скруббер; 4 — сухой очиститель; 5—пусковая труба;
6—продувочная труба.
Фиг. 50. Схема установки с противоточным движением газа и топлива для топлив, выделяющих смолу:
/ — газогенератор с питателем; 2—стояк-охладитель; 3—скруббер; 4 — центробежный смолоотделятель;
5 — сухой очиститель; 6 — пусконая труба; 7 — водоподводящая труба.
ГЛ. IXJ
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
435
Фиг. 51. Установка с прямоточным движением газа и топлива типа Г-2 завода „Двигатель революции":
/ — газогенератор; 2—охладитель; 3—скруббер; 4 — сухой очиститель; 5 — газовый горшок (буфер);
6 — пусковая труба; 7 — продувочная труба; 8 — газоотвод.
Фиг. 53. Газогенератор Г-2: / — загрузочная коробка с
двойным затвором; 2— кожух; 3—крышка; 4— газоот-
водная труба; 5— фурмы; 6 — качающиеся колосники;
7 — центральная ноздухоподводящая труба; 8 — жаро-
упорный наконечник; 9 — топочная дверца; 10 — зольный
гидравлический затвор.
Фиг. 52. Газогенератор ВНИИТ.
436
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
— I6U
ДберцО уо/юбно паНазанв
в разрезе
//Л//////////////777,
i
по й В
i—! I flgp unu сжатый
оозоул
Фиг. 54. Газогенератор Т-5 для коксика и древесного угля производительностью 160 мЧчас:
1 - загрузочная коробка с двойным затвором; 2 - кожух; 3 - крышка; 4 - стержневые колос-
ники (решётка); 5 — топочная и поддувальная дверцы; б — шуровочное отверстие; 7 - огне-
упорная кладка; * — пылеотделите,,ь.
ГЛ. IX]
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
437
к uvw
I
Фиг. 55. Газогенератор АГ-65 для двигателя мощностью 65 л. с: 1 — загрузочная коробка; 2 — поворотное
днище барабана; 3 — конденсационная рубашка; 4 — аоздушная рубашка с фурмами; 5 — трубка для
прочистки; 6 — горизонтальные поворотные колосники; 7 — топочно-поддувальная дверца.
438
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
1РАЗД. IV
в суженной части шахты. Рекомендуется устра-
ивать прямую шахту.
Колосниковая решётка отделяет простран-
ство, заполненное топливом,от зольника, через
который обычно отводится газ.
При отборе газа из зольника про-
цесс газификации в горизонталь-
ном сечении протекает равномерно
{конструкции Г-2, АГ-65, Оргком-
мунэнерго и т. д.).
площадь, усложнение обслуживания и необ-
ходимость применения дефицитного кокса.
Показатели работы газогенераторов при
противоточном движении газа и топлива анало-
гичны таковым для газогенераторов
отопительного газа. Отличие заклю-
чается в несколько повышенном со-
держании О2 в газе и значительном
отрицательном давлении в системе.
Фиг. 56. Схема установки двухзонного газогенератора: 1 — газогенератор с двойным
отъёмом газа; 2—гидравлический затвор; 3 — скруббер; 4 — сухой очиститель; 5 — вен-
тилятор; 6 — пусковая труба.
Отбор газа выше колосниковой решётки
производится в двух и даже четырёх участ-
ках. Это приводит к усложнению конструкции,
ослаблению футеровки и увеличению длины
горизонтальных каналов для сбора газов, за-
грязняющихся сажей и остатками неразложён-
ных смол. К жароустойчивости колосниковой
решётки предъявляют высокие требования.
Целесообразно делать её поворотной или ка-
чающейся, что даёт возможность шевелить
слой топлива для ликвидации прогара. Зольник
рекомендуется снабжать гидравлическим за-
твором.
Газификацию очень зольных топлив (много-
зольный торф, бурые угли) целесообразно произ-
водить в двухзонном газогенераторе (фиг. 56).
Газ отбирается в середине слоя; в части слоя,
расположенной ниже, газифицируется опускаю-
щийся углеродистый остаток. В пространство
под колосниками подаётся воздух, смешанный
с водяным паром. Работа с двумя зонами тре-
бует тщательной регулировки.
Применяются также конструкции (фиг. 57)
с двумя шахтами. За первой шахтой 1 для
газификации топлива, выделяющего смолу,
устанавливается вторая шахта 2, заполненная
коксом и соединённая с первой каналом. Газ
из первой шахты поступает во вторую, куда
засасывается воздух. Часть газа и смол сго-
рает, нагревая остальную массу таза и раска-
ляя слой кокса. Неразложившиеся в первой
шахте остатки смол, СО2 и влаги, проходя
через слой раскалённого кокса, нацело раз-
лагаются. Такие конструкции применяются
сравнительно редко. Недостатки двухшахт-
ных газогенераторов — большая занимаемая
Показатели работы газогенераторов с прямо-
точным движением газа и топлива приведены
ниже [17J.
Фиг. 57. Двухшахтная установка: / — шахта для смо-
листого топлива; 2—шахта с коксовой насадкой; 3 — со-
единительный канал; 4 — подача вторичного воздуха.
ГЛ. IX]
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
439
Средний состав сухого газа из дров при
влажности порядка 30% следующий: 8—12%
СО2;16-22%СО;0,5-2<>/0 СН4; 8—12Р/0 Н2;0,2—
0,5°/0О2; N2 — остальное. Интенсивность гази-
фикации 350—500 кг/м* нас. Разрежение в си-
стеме (в мм вод. ст.) за газогенератором 30—50;
за скруббером 150—170; за сухим очистителем
200—250.Расход воды на скруббер (в л/л. с.ч.)—
летом 20—25, зимой 15—20.
В табл. 9 приведены данные о работе газо-
генераторов при изменении влажности дров.
Эксплоатационные показатели для газогене-
раторов Оргкоммунэнерго приведены в табл. 10
A7].
ПЕРЕДВИЖНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
Конструкции передвижных газогенераторов
аналогичны стационарным. Различия обусло-
влены условиями эксплоатации. При работе
на антраците или коксике применяют газогене-
раторы с противоточным, а при смолистом
топливе — с прямоточным движением газа и
топлива (одно- и двухзонные). Передвижные
газогенераторы должны допускать возможность
работы на различных сортах топлива. Кон-
струкция их должна быть более универсальной.
Установка должна иметь небольшие габариты
и допускать быструю форсировку при увели-
чении нагрузки двигателя.
Установленные на речных судах СССР газо-
генераторы ЦНИИВТ-7 и МСВ-84, предназна-
ченные для газификации древесных чурок и
швырка, имеют суживающуюся шахту. При
движении судна застревание топлива в сужен-
ной части сказывается незначительно, однако
целесообразнее устраивать прямую шахту. На
речных судах устанавливают также антрацито-
вые газогенераторы МССЗ-1 (фиг. 58), „Крас-
ный Дон" и ДКУРП. Отличительные их осо-
бенности — металлическая шахта, двойной за-
твор загрузочной коробки крыльчатого или
колокольного типа; качающиеся ножевые
колосники, испаритель, расположенный в верх-
ней части шахты с проведением через него
первичного воздуха, тонкая шамотная футе-
ровка.
Мотовозный газогенератор конструкции
ЦНИИ МПС с прямоточным движением газа,
нашедший также широкое применение на не-
больших ж.-д. электростанциях, представлен
на фиг. 59. Он отличается от судовых меньшим
весом и габаритами, а также деталями кон-
струкции. Газогенератор, предназначенный для
газификации дров, имеет холодильную рубашку
для конденсации водяных паров, выделяющихся
при разогреве дров в шахте, и воздушную
рубашку для подогрева воздуха за счёт тепла
генераторного газа. Одна из конструкций имеет
также чугунный топливник с местным суже-
нием — горловиной. Антрацитовые газогенера-
торы для мотовозов весьма похожи на судо-
вые, но отличаются меньшим весом и габари-
тами.
Производительность мотовозных газогене-
раторов ЦНИИ МПС 60—150 м3/час газа, что
соответствует мощности двигателей от 30 до
75 л. с.
Таблица 9
Показатели работы газогенераторов при различной влажности дров
Показатели
Теплотворная способность дров в ккал\кг
Выход сухого газа в л3//сг . .
Расход сухого газа в м*{л. с. ч. в зависимости от состояния
двигателя
Расход дров в кг/л. с. ч
Влажность дров в
15
3500—3600
1.9
1,7—а,а
30
2800—2900
2 —2,5
1,2 — 1,5
45
2000—2100
i»4—1.5
2.5-3-2
1,7—2,2
Показатели работы газогенераторов Оргкоммувэнерго *
Таблица 10
Показатели
Производительность газогенератора в м*\час
Мощность двигателя., обеспечиваемая генератором в л. с
Часовой расход дров с влажностью не выше ЗОХ при полной
нагрузке:
в кг
в м*
Сечение шахты в зоне фурм в м?
Напряжение сечения шахты в зоне фурм в кгм2 час
Ёмкость бункера шахты в м?
Время пребывания топлива в бункере в час
ОКЭГД-50
IOO—I2O
5О—6о
6о-75
о, 15
O.2I5
D00X540 мм)
280-350
о. 7
ОКЭ-ГД-100
2ОО—240
IOO—I2O
120—150
°3
°.3
E5°Х5о° мм)
400—500
1,6
6-7
ОКЭ-ГД-150
300—360
150—180
i8o—220
0,4—0,5
о,57
G50X760 мм)
320—380
1.9
4-5
* С прямоточным движением газов и топлива.
440
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
(РАЗД. IV
I
Фиг. 58. Судовой газогенератор МССЗ-1 с противоточным движением газа и топлива для антрацита: / — загру-
зочный бункер с колокольным затвором; 2 — верх, ий исп ритель; 3 — отбор газа; 4 — топочная поддуваль-
ная дверца; 5 — поворотные колосники; 6 — шамотная набойка по металлическим рёбрам.
ГЛ. IX)
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
44!
Таблица Л
Состав газа, получаемого в газогенераторах с прямоточным движением газа и топлива
Тип
газогенератора
МСВ-90
МСВ84
МСВ-84
МСВ-86
ЛС-2
цниивт-з
цниивт-з
переделанный
ЦНЩ1ВТ-6
ЦНИИВТ-7
Топливо
Швырок
Чурка
Швырок
„
Чурка
„
Швырок
Состав газа в %
СО3
12,4
14.6
Ц.97
".5
п,4
12,6
12,9
13. °4
13
СН<
2,3
4
1.47
—
3
a
2i3
1.47
2,5
СО
i6
14,01
14,5
18,4
19
16,2
16,77
16,2
12
".за
15.17
—
i6,i
16
17.6
16.45
15
о3
57.3
56,07
56.23
—
—
5°-4
51
5«.27
53.3
в ккал\мг
1156
—
—
IOOO—IIOO
1Об2
3
1056
IO93
Тип
и мощность
двигателя
в в. л. с.
2О—3°
ЧТЗ; 48-55
ЧТЗ; 48-55
ЧТЗ; 48-55
ЧТЗ; 48-55
ЧТЗ; 48-0.5
I2O
Для обслуживания землечерпалок, буровых
машин и т. п. используют судовые, мотовозные
и автотракторные газогенераторы с некоторыми
конструктивными изменениями.
Состав генераторного газа, получаемого
в судовых газогенераторах из древесного то-
плива, приведён в табл. 11 [35J.
Эксплоатационные показатели газогенера-
торов ЦНИИ МПС [1] приведены в табл. 12.
Тепловые балансы судовых газогенераторов
приведены в табл. 13 [35].
Таблица 12
Показатели работы газогенераторов
ЦНИИ МПС
Таблица 18
Тепловые балансы судовых газогенераторов
Показатели
Топливо ....
Влажность то-
плива WP в % . .
Производитель-
ность газогенера-
тора В Msj4UC . .
Максимальная
форсировка
в кг>м'л час, считая
на условное то-
Состав газа в %;
СО2
со
н„
сн
Теплотворная
спосо ность газа
Q2 в ккил/м" . . .
Вес металличе-
ской части 1азо-
генератора в кг .
Расчётный рас-
ход условнее то-
плива без учёта
розжига в кг/л.с.ч.
там
Бурый
уголь,
дрова,
торф
До 35
До too
До 335
До 8
До i
2О—25
15—ю
2—I
1IOO—ПдО
198,2
о,б5
Т20-2*
Антрацит,
шлако-
отсев
Не огра-
ничена
До 75
IbO
До 7
До i
2О —25
15
1,5—1
IIOO I2OO
212,8
0,65
БГ-6
Бурый
уголь,
дрова,
Торф
До 35
До 75
ДО 2дО
До 8
До г
2О—25
15 — ю
2 —I
поо -1150
152
о,б5
Тип
газогенератора
С прямоточным
движением газа и
На антраците, с
паро-воздушным
Топливо
Древесина
Антрацит
Потери в %
с провалом
и уносом
3
2.5
в окружаю-
щую среду
9
7<5
с теплотой на-
грева газа
15
12
К. П. Д.
73
78
* С противоточным движением газа и топлива.
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
Применяют загрузочные устройства перио-
дического действия с одинарным и двойным
затвором и непрерывного действия. Одинар-
ный затвор применяется исключительно при
прямоточном движении газа и топлива. Ов
должен быть герметичен, так как во время
стоянки двигателя газ скапливается под крыш-
кой газогенератора. Затвор состоит из откид-
ной крышки, плотно прижимающейся к кольцу,
приваренному к верхнему днищу газогенера-
тора (фиг. 59). Плотность достигается обра-
боткой поверхностей или закладкой уплотняю-
щего шнура в специально предусматриваемую
канавку. Двойной затвор применяется в основ-
ном при противоточном движении газа и то-
плива. Устройство двойного затвора (фиг. 58)
аналогично устройствам, описанным на стр. 415.
В некоторых питателях колокол заменяет-
ся тарелкой выгнутой формы, поворачиваю-
щейся вокруг оси, закреплённой на краю
воронки. Тарелку можно применять главным
образом при крупнокусковом топливе во из-
бежание застревания его в узком отверстии
гнезда колокола. Однако при такой конструк-
ции распределение топлива по сечению шахты
менее равномерно. Иногда применяют сколь-
зящий поворотный затвор вполне герметич-
442
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД.-I V
ный — загрузочную коробку (фиг. 48) без дна,
становящуюся на место крышки.
В конструкции Г-2, применяемой для за-
сыпки чурок в газогенератор с прямоточным
движением газа и топлива, нижний затвор со-
стоит из двух створок, сходящихся в середине
.коробки. Герметичность затвора невысока,
Расположение патрцока
Вгрыдной шайбь'
<г>518
Фиг. 59. Газогенератор мотовозного типа конструкции
ЦНИИ МПС с прямоточным движением газа и топлива,
производительностью 1<Х> м^/час: 1 — загрузочный бункер
с рубашкой для конденсации влаги; 2— шахта-топливник
с шамотной футеровкой; 3 — качающаяся (ножовая) ко-
лосниковая решётка; 4 — газовая рубашка; 5 — воздуш-
ная рубашка с фурмами; 6 — патрубок для подвода
воздуха; 7 — штуцер для отвода газа; 8 — топочный и
поддувальный люки.
особенно при засмаливании, поэтому приме-
нять его не рекомендуется.
Непрерывно действующие загрузочные ап-
параты применяются в новейших конструк-
циях для мелкокускового топлива. Они пред-
ставляют собой барабаны с приводом от
электродвигателя или от основного привода
(через эксцентриковую тягу), помещённые
внутри питателя (см. стр. 415).
Во избежание подсоса воздуха или выделе-
лня газа требуется тщательная пригонка частей
загрузочного устройства и применение уплот-
няющего приспособления.
Шахта
Кожух шахты одинаков почти во всех кон-
струкциях; он представляет собой стальной
цилиндр сварной или клёпаный — с дном или
без дна. В первом случае он ставится непо-
средственно на фундамент; при наличии гидра-
влического затвора кожух подвешивается на
специальных лапах (колонках), а края его
опускаются в металлическую или бетонную
чашу с водой. Толщина металла кожуха ста-
ционарных газогенераторов 5—8 мм; в пере-
движных газогенераторах толщина соответ-
ственно уменьшается и для автотракторных
доходит до И/а — 2 мм. Форма кожуха почти
всегда круглая: квадратная применяется
редко — в основном при газификации дров.
Высота и диаметр кожуха определяются про-
изводительностью газогенератора и размером
кусков топлива; отношение высоты шахты
к диаметру колеблется от 1,5 (для мелкого
топлива) до 3,0 (для крупного кускового).
Кожух имеет отверстия для топочной и подду-
вальной дверок, которые на нём монтируются.
Внутри кожуха обычно имеется кольцо, на
которое кладётся футеровка. Между футе-
ровкой и кожухом прокладывается слой тепло-
вой изоляции (асбест и т. п.).
Футеровку газогенераторов выполняют из
клинового огнеупорного кирпича или приме-
няют набивную футеровку из глины с шамо-
том. Набивную футеровку обжигают в самой
шахте. Для малых газогенераторов исполь-
зуют также шамотные кольца толщиной до
40 мм. Толщина футеровки зависит от диа-
метра шахты: 65 мм для мотовозных газоге-
нераторов и до 230 мм для газогенераторов
с шахтой диаметром 1000 мм. В новейших
конструкциях футеровка заменена паро-водя-
ной рубашкой.
При прямоточном движении газа и топлива
кожух имеет отверстия для фурм, гляделок и
шуровки счоя. В некоторых конструкциях
вокруг нижней части кожуха (зоны газифика-
ции) имеется второй кольцевой кожух, обра-
зующий паро-водяную рубашку („Красный
Дон", МСВ и т. д.), в которой получается
пар, увлажняется и подогревается воздух для
дутья. Воздух при прямоточном движении газа
и топлива хорошо распределяется с помощью
закрепляемого внутри кожуха стального
кольца. К верхнему краю кожуха привари-
вается (приклёпывается) кольцевой угольник
для фланцевого соединения с крышкой.
Крышка газогенератора во многих кон-
струкциях представляет собой стальной лист,
в большинстве случаев с рёбрами жёсткости.
В центре её обычно находится загрузочное
отверстие. Крышка соединяется с фланцем
кожуха болтами и предохраняется от пере-
грева кирпичным сводом. При работе под
давлением и под небольшим разрежением
в крышке и футеровке устраивают шуровоч-
ные отверстия диаметром 25—50 мм. При
недостатке пара применяют крышки-испари-
тели. Испаритель представлен на фиг. 48.
Вследствие трудности очистки испарителя от
накипи следует пользоваться умягчённой во-
дой. Испарители снабжают водомерным стек-
лом, сливной трубкой с сифонным затвором
и патрубками для подвода и отвода первич-
ного воздуха, который увлажняется при дви-
гл. ixi
СИЛОВЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
443
Колосниковая решётка
женин над поверхностью зеркала горячей
^оды.
Иногда применяют кожух в виде паро- Простейшая колосниковая решётка пред-
водяных рубашек (фиг. 50) с периодической, ставляет собой чугунные бруски разной длины,
или же с непрерывной подачей воды. закладываемые в углубления в чугунном
Этот же принцип используется в кон- кольце, расположенном на выступе футеровки.
струкциях газогенераторов для речного и
морского флота СССР. Зеркало испарения
находится на уровне зоны газификации.
Чтобы предохранить в этом месте металл
кожуха от перегрева, его защищают фу-
теровкой. Давление пара обычно соста-
вляет доли ати. Оно может быть ниже
атмосферного, поскольку паровое простран-
ство соединено с всасывающим патруб-
ком газогенератора. Паро-водяная рубашка
снабжается предохранительной трубкой с
клапаном.
Фиг. 60. Колосниковая решётка с ручным покачива-
нием: / — неподвижный колосник; 2 — пальцы по-
движного колосника (ведомого); 3 — пальцы подвиж-
ного колосника (ведущего); 4 — валик ведущего ко-
лосника; 5—валик ведомого колосника; 6 — тяга
привода; 7—поводок привода; 8 — рукоятка веду-
щего колосника; 9 — рамка подшипников.
При круглой решётке крайние колосники
представляют собой чугунные сегменты. При
малых размерах решётку делают цельнолитой
или из двух половин. В ножовых решётках
конструкции ЦНИИ МПС между неподвиж-
ными чугунными колосниками находятся
чугунные ножи, поворачивающиеся вокруг
горизонтальной оси, закреплённой в цапфах
в стенках кожуха. Врезаясь в шлак, они раз-
рыхляют его. Поворот ножей производится
с помощью рукоятки, насаженной на гори-
зонтальной оси.
444
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Поворачивающиеся рукояткой вокруг гори-
зонтальной оси колосники (фиг. 60) имеют
зубчатый профиль. Зубья одного колосника
входят во впадины между зубьями соседнего
колосника, и происходит разламывание и
разрыхление шлака. По краям решётки распо-
лагаются неподвижные зубчатые колосники.
Недостаток конструкции — перегорание рыча-
гов и поводков, передающих движение цен-
трального колосника боковым. Эта конструк-
ция надёжно испытана только на древе-
сине [17].
Решётка типа ЧТЗ, испытанная на Челя-
бинском угле, состоит из плиток, поворачи-
вающихся вокруг горизонтальной оси [11].
Плиты связаны общей системой рычагов и
поворачиваются все вместе в одном напра-
влении. Поводки защищены от действия огня
и потому служат долго.
В конструкции Оргкоммунэнерго [17] вся
решётка вручную поворачивается вокруг гори-
зонтальной оси. Поворачивать её тяжелее,
чем отдельные колосники, и поэтому для силь-
но шлакующегося топлива её нельзя реко
мендовать. На дровах работает удовлетвори-
тельно.
Топочную и поддувальную дверцы делают
чугунными или сварными. Края их обрабаты-
вают для плотности или применяют уплотняю-
щие прокладки; затвор выполняется в виде
засова или накидной скобы, обеспечивающих
хороший прижим. Размеры дверок должны
допускать удобную чистку шлака, выемку
колосников и осмотр газогенератора изнутри.
Топочная дверца служит также для закладки
дпов или щепок при растопке. Специальных
лазов в небольших газогенераторах обычно
не делают.
Фурмы
Фурмы, служащие для засасывания воздуха
в шахту при противоточном движении газа и
топлива, представляют собой отверстия вкладке
и в кожухе, сообщающиеся с атмосферой и
закрываемые пробками, или отверстия в кладке
и во внутреннем кожухе, сообщающиеся
с внутренней полостью воздушной рубашки.
Воздушная рубашка имеет одно воздухоприем-
ное отверстие с откидной крышкой — клапа-
ном, открывающимся внутрь под действием
разрежения в воздушной рубашке. В наруж-
ном кожухе против фурм предусматривают
отверстия для чистки, закрываемые крышками.
Фурмы бывают скошенные в горизонтальной
плоскости с уклоном вниз (конструкция Г-2,
фиг. 61) или круглые горизонтальные.
Очистка и охлаждение газа
Аппаратура для очистки и охлаждения газа
показана на фиг. 48—51.
Трубчатый испаритель, являющийся в то же
время охладителем газа (фиг. 49), представляет
собой теплообменник, в котором вода дви-
жется снизу вверх между трубками, а газ —
сверху вниз по трубкам. Паровое простран-
ство находится в кольцевом пространстве
между кожухом и внутренним газораспреде-
лительным цилиндром и снабжено сливной
сифонной трубкой, пароотводным патрубком
и водомерным стеклом. Питание водой про-
изводится из водопровода напорной трубой
с воронкой. При значительном давлении пи-
тание производится от насоса. Спускная труба
устроена в самом низу трубчатки.
Основные части испарителя: крышка, на-
ружный кожух из трёх частей, внутренний
кожух, трубчатка. Трубчатка состоит из двух
днищ с отверстиями, в которых развальцованы
двухдюймовые трубки. Днища трубчатки скре-
пляются анкерными болтами. Слабое место
Фиг. 61. Фурма: / — шпилька; 2—гайка; 3 — ручка;
4 — крышка; 5 -— бобышка; 6 — фланец.
испарителя—внутренние фланцевые соединения
трубчатки с кожухом, труднодоступные при
необходимости выемки из кожуха. Поэтому
верхнее (внутреннее) соединение делают без
болтов с тщательно приточенными поверхно-
стями для удобства выемки. При работе на
топливе, не выделяющем смол, испаритель
работает по нескольку лет без смены трубок.
Чистка трубок производится без выемки труб-
чатки. Скрубберы, показанные на фиг. 48—50,
представляют собой стальные цилиндры с на-
садкой.
Если нельзя рассчитывать на возможность
подачи воды, очистительную аппаратуру кон-
струируют для сухой очистки и охлаждения
газа, предусматривая искусственное обдувание
газогенератора и охладительной аппаратуры
с помощью вентилятора, соединённого с основ-
ным двигателем (раздувочный вентилятор для
розжига слишком мал).
Сухой очиститель-каплеуловитель поме-
щают в верхней части скруббера или устана-
вливают отдельно. Насадкой очистителя слу-
жат кокс, металлические винтовые стружки,
древесные стружки, древесная шерсть (опилки
менее желательны, так как легко уносятся пото-
ком газов в газопровод). Насадка засыпается.
ГЛ. IX)
АВТОТРАКТОРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
445
на деревянные бруски или решётку или же
помещается в выемные корзины. Насадку
очистителя меняют через 15—25 дней. Для
отвода конденсата предусматривается сифон-
ная водоспускная трубка. Для достижения
хорошей очистки скорость газа в сухом очи-
стителе не должна превышать 0,1 м/сек, счи-
тая на полное сечение очистителя.
При заполнении сухого очистителя болот-
ной рудой (гидратом окиси железа) или акти-
вированным древесным углем газ может быть
очищен и от сернистых соединений.
АВТОТРАКТОРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
Газогенераторные установки для автомо-
билей и тракторов по размерам и весу должны
быть минимальными. Переменный режим ра-
боты автотракторного двигателя требует от
газогенератора гибкой и устойчивой работы
на всех нагрузках. Перед поступлением в дви-
гатель генераторный газ должен быть макси-
мально охлаждён и очищен от вредных приме-
сей (золы, сажи, смолы и влаги). В качестве
топлива для транспортных газогенераторных
установок применяют древесную чурку, торф,
бурый уголь, древесный уголь, кокс и антра-
цит. Влажность топлив не должна превышать
20—25%, а содержание серы — 10/0. В табл. 14
дана характеристика этих топлив и указаны
соответствующие им типы газогенераторов.
Исследованиями работы газогенераторов
различных систем 122, 23] установлено, что со-
став генераторного газа при правильно вы-
бранных параметрах камеры газификации за-
висит исключительно от свойств топлива и
от количества водяных паров, поступающих
в камеру газификации. Составы газа из раз-
личных топлив приведены в табл. 15 [29].
Типы газогенераторов в зависимости от сорта топлива
Таблица 14
\
Наименование топлива
Не выделяющие
смолы:
кокс, полукокс, ан-
трацит
древесный уголь, тор-
фяной кокс
Выделяющие
смолу:
торф, бурый уголь
древесная чурка,
малозольный торф
Группа
топли-
ва
1
11
1
II
Характеристи-
ка топлива
Лету-
чие
В °/0
5-J5
15-30
30—70
70-85
Зола
в«/.
Ас
До 8*
До 4
До 8 ¦
До 4
Типы газогенераторов
с противоточ-
ным движе-
нием газа и
топлива
Применяется
То же
—
-
с поперечно-
точным движе-
нием газа
и топлива
Применяется
То же
—
-
с прямоточным движением
газа и топлива
без горловины
Применяется
То же
-
с горловиной
: -
__
Применяется
* Для газогенераторов с поперечноточным движением газа и топлива зольность не более 4°0
Состав генераторного газа нз различных топлив
Таблица 15
Наименование топлива
Древесина, торф, бу-
Древесный уголь:
летучие 8°/0 ....
летучие 24°/0 ....
Торфяной кокс (пода-
ча воды 0,35 кг/кг) . . .
'Аур некий полукокс
(подача воды 0,4 кг-кг) .
Антрацит:
„сухой процесс" . .
подача воды 0,4 кг\кг . .
СО,
8—12
1,7
2,5
1,8
3,1
2,8
3.9
о,
q I О 2
0,2
0,2
о,5
0,2
0,2
°,3
Состав
СО
l8—21
З1,0
31-8
32,5
3°,2
29.4
з°,°
газа в %
н,
12—17
3,5
6,3
*5,2
8,7
2,7
II,О
СН4
)О О >О
2,0
2.2 -
1.7
2.6
о,9
2.0
N,
5°.5-55.5
6i,6
57.о
48,3
55.2
64,0
52.8
в ккал м1
газа
1067—1375
поз
1315
1518
1364
Ю39
136о
смеси
550-615
55°
626
670
630
5б5
635
Расход
воздуха
В М3/М3
0,64—0,70
о,77
°,72
o,6i
0,70
0,81
0,67
1
Выход
сухого
газа
в ма'кг
1 07—2.33
,У1 10О
4,°4
3,48
4.15
4.3°
4,75
4,38
446
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
(РАЗД. IV,
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ ДЛЯ ТОПЛИВ,
НЕ ВЫДЕЛЯЮЩИХ СМОЛ
, Для газификации топлив, не выделяющих
смол, и особенно для содержащих повышен-
ное количество золы, применяют газогенера-
торы с противоточным движением газа и
топлива (прямой процесс). В газогенераторе
этого типа влага топлива не попадает в зону
газификации, и воду подводят, специально
испаряя её и смешивая с поступающим в газо-
генератор воздухом. Водяные пары реагируют
с углеродом топлива и образуют водяной газ.
В результате повышаются мощность и эконо-
мичность работы двигателя, а также пони-,
жается температура в зоне газификации
(фиг. 62). Последнее обстоятельство умень-
шает шлакообразование и увеличивает срок
службы деталей топливника.
На фиг. 63 показан газогенератор, пред-
назначенный для работы на древесном угле,
малозольном полукоксе, коксе или антраците
Д'0/)
<5/0).
Газогенератор состоит из бункера (листо-
вая 2-мм сталь), где хранится запас топлива,
%
ПС.
13
22
Нг
СО,
11
10
9
В
7
6
5
4
3
г
1
Ik
•
а
и
?
—
У
г—*
— -
—.
"г-
со?
>
t
} ^
у
ги
\-
^*
S
А
/
со%
32
31
30
29
23
U°C
МО
1500
то
1300
1200
Г 2 3 4
Расход водяного пара
О
0,1
02 0,3
Фиг. 62. Влияние подачи поды на состав газа и мощ-
ность двигателя. Интенсивность газификации 250 кг/мгчас.
Топливо—антрацит AC; Ga — расход воды (пара) в кг/час;
О — to же в кг/кг топлива; t —температура зоны га-
в з
зификации; Ng — эффективная мощность.
и корпуса (листовая Ъ-мм стал^), футерован-
ного изнутри и образующего камеру газифи-
кации (тдпливник). Паро-воздушная смесь под-
водится через неподвижную стальную колос-
никовую! решётку. Корпус вентилятора и
крышки ! люков i газогенератора — чугунные
литые. Для фУтеР°вки газогенераторов при-,
меняют жароупорный цемент C0% глинозе-
мистого цемента и 7ДО/0 хромомагнезита),
корундовые или шамотные массы. Футеровка
из жароупорного цемента формуется непо-
средственно в. камере газификации и обжи-^
гается в процессе работы газогенератора.
Фиг. 63. Газогенератор дл* работы на древесном угле,
коксе или антраците: / — бункер; 2—камера газифи-
кации; 3 — футеровка; 4,— колосниковая решётка;
5—¦ люк для чистки; 6 — зольник; 7 — смесительная:
камера; Я — бак для воды; 9 — капельница; 10 —.воздухо-'
подогреватель^ // — вентилятор для розжига. !
¦ .-•¦'¦ I ' i .i-:.\-
Корундовые и шамотйые футеровки выпол-
няют из обожжённых фасонных кирпичей
толщиной в 35е—50 мм\ Эти Материалы имеют
высокую огнеупорность (до 1750—1850°С),
нр недостаточно шлакоустойчивы. Срок их
службы не превышает 15—20 тыс. км пробега
при работе на древесном угле и 8—10 тыс. км
,при работе ца антраците.
В зависимости от сорта применяемого
топлива, реакционной способности, зольности!
и т. д. для заданной производительности газо-
генератора выбираются диаметр DK и вы-|
сота На камеры [газификации. |
Диаметр камеры газификации подсчиты-;
вают по формуле ; ¦
D= 113
см,
(9I
где Gm — часовой расход топлива в кг; q —j
j. кг \
интенсивность газификации в —= . ;
^ м?час i
В табл. 16 приведены основные расчётные
параметры камер газификации для различных
видов топлив [29].
I Я, IXI
АВТОТРАКТОРНЫЕ. ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
447
i .-. . ;. i Таблица 16
Основные расчётные параметры камер газификации
Наименование
топлива
Антрацит
. многозольный
Антрацит
малозольный
Древесный
уголь
Бурый
уголь
Многозоль-
ный торф
Малозоль-
ный торф
Древесная
чурка
Зольность
Ас
09
8—ю
3-6
1.5—3
1
IO—12 1
7—ю 1
3-4
0,8—1,2 )
газй-
л *
¦ S
CJ
о •¦* •
X Ш
ш —
S §
х а
си се
1- X
Я S
к -е-
)
2ОО —35° 1
Зоо—35O J
4оо—47°
4оо— боо
500-900
2 «
= 2
се ?
се О
н н
° t* ^
3 ° ^
Мот
4ро—боо
180 — 300
3°°-35о
200—300
S СУ
ю s,
* s.
3 се Ч
II"
>> s^.
0,6—1,4
0,4—0,6
0,4—0,6
0,16—0,4
Высоту На определяют по формуле
12,7 • V • N,
Di
см,
A0)
где VK — удельный объём камеры в л/л. с;
Ne — мощность двигателя в л. с; D — диа-
метр камеры в дм.
При благоприятных свойствах топлив чем
выше интенсивность газификации, тем лучше
качество газа (фит. 64). Однако при этом уве-
личивается скорость прохождения газа в слое
1350
1300
125Q
со%
30
29,
28
27
5 b\ I 1—4—1^1 ->—t—1—h-+—t—t—\26
I
100 M 180 220 260 300 340%^.
Интенсивность газификации
Фиг. 64. Изменение состава и теплотворной спо-
собности газа в зависимости от интенсивности
газификации. Топливо—антрацит АС, подача пара
40°/0 от расхода топлива.
топлива и сопротивление газогенератора, а сле-
довательно, уменьшается коэфициент наполне-
ния двигателя. При работе на многозольных
топливах повышение интенсивности газифика-
ции ограничено интенсивностью шлаконако-
//
ю
9
О
7
6
5
3
2
1
*-<
---
Qh
¦
***
V^
со2
СНь
|
-г;
»-~
пления в камере и нарушением вследствие
этого нормальной работы газогенератора и,
двигателя.
Газогенератор АГ-1 (фиг. 65) с противо-
точным движением газа и топлива работает,
с высокой интенсивностью газификации (до
кг \
1500 — ,.
м2час/
достаточная ёмкость.
Для накопления шлака имеете»
Охлаждение камеры
Фиг. 65. Газогенератор АГ-1 с противоточным дви-
жением газа и топлива (конструкция инж. То-
карева): 1 — бункер; 2—бак для воды; 3 — из-
меритель уровня воды; 4 — камера газифика-
ции; 5 — испарительная рубашка; 6—поплавок
запорного водяного клапана; 7 — запорный кран;
S — патрубок для шуровки (ломом); 9 — поворот-
ная плита; 10 — смесительная камера; // — золь-
ник; 12 — зольный люк, 13 — газоотборный кол-
|! пак (с решёткой).
водой и отдалённость боковых стенок от
активной зоны позволяет обойтись без футе-
ровки. Газогенератор снабжён автоматической
подачей воды (в зависимости от теплового
режима, т. е. от расхода топлива) и шуро-
вочными приспособлениями для удаления
шла^а.
Газогенератор вполне устойчиво работает
на топливах с зольностью до 8%.
Для газификации топлив, не выделяющих
смол, с содержанием золы до 3—4% (древес-
ный уголь, торфяной кокс) наибольшее при-
менение имеют однофурменные газогенераторы
с поперечноточным движением газа в топливе
(горизонтальный процесс).
Газогенератор с поперечноточным движе-
нием газа и топлива УГ-1 (фиг.66) представляет
448
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
собой цилиндрический бункер, нижняя часть
которого, образующая камеру газификации,
выполняется из углеродистой листовой стали
толщиной 6—8 мм. Воздухопроводящая
фурма, снабжённая воздушным или водяным
охлаждением, располагается на некотором рас-
стоянии от днища. Фурма с водяным охла-
ждением (фиг. 67) включается в систему охла-
ждения двигателя или питается от отдельного
бачка ёмкостью в 20—40 л.
Зона газификации локализована в центре
камеры в пространстве между фурмой и газо-
огборной решёткой. Топливо, лежащее на
периферии, почти не принимает участия в про-
цессе газификации и выполняет роль тепловой
изоляции.
Длину 13 активной зоны (расстояние от
фурмы до решётки — фиг. 66) определяют по
формуле
/8 = 5,3 У Опсм, A1)
где Gm — часовой расход топлива в кг.
Фиг. 66. Газогенератор с поперечноточным движением
газа и топлива УГ-1: 1~ бункер; 2 — камера газифи-
кации; 3 — воздухоподводящчя фурма с воздушным
охлаждением (чугунное литьё); 4 — газоотборная ре-
шётка; 5 — газоотборный патрубок.
Диаметр камеры (корпуса) DK и высота
камеры Нк соответственно равны:
DK = A,75-2,0) /3 см, A2)
Нк = @,8 — 1,0) DK см. A3)
Газоотборную решётку штампуют из угле-
родистой или легированной стали толщиной
8—12 мм. Площадь решётки определяют по
формуле
где /^ — площадь решётки в м2; Gm — часо-
вой расход топлива в кг; qp — интенсив-
ность газификации по решётке, равная
300—900
К2.
—- (верхний предел для древес-
ного угля с содержанием летучих'до 25—30°/0).
Площадь отверстий для прохода газа должна
Фиг. 67. Фурмя газогенератора НАТИ ГАЗ-Г21-А2:
1 — корпус фурмы (чугунное литьё1; 2 — сопло фурмы
с охлаждающей рубашкой; 3 — трубка для подвода
воды; 4 — гайка сальника; 5 — обратный клапан; б — за-
слонка отверстия для розжига; 7 — воздухоподводяшая
труба; 8 — корпус газогенератора.
составлять не менее */з всей рабочей площади
решётки.
В табл. 17 даны основные параметры газо-
генераторов с поперечноточным движением
газа и топлива [30].
Таблица 17
Основные параметры газогенераторов с поперечно-
точным движением газа и топлива
Марка
газогенера-
тора
НАТИ-Г-21
НАТИ-Г-23
НАТИ-Г-34
Тип машины
ГАЗ-АА
ЗИС-5
ЧТЗ
Максимальная произ-
водительность Gm
в кг!нас
i8
26
35
Размеры
в мм
3
о.
о
а
40о
45O
55°
зоны /
3
225
26О
ЗЮ
3
а.
>,
•е-
го
=5
28
la
1,78
1.73
1.77
G,
. Яр
м?,
A4)
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ ДЛЯ ТОПЛИВ,
ВЫДЕЛЯЮЩИХ СМОЛЫ
Для топлив, содержащих смолы (древесная
чурка, торф, бурый уголь), применяют исклю-
чительно газогенераторы с прямоточным дви-
жением газа и топлива — „обращенный про-
цесс" (фиг. 68). Продукты сухой перегонки,
выделяющиеся при нагревании топлива в бун-
кере, проходят зону газификации. При этом
значительная часть смолистых веществ его-
ГЛ. IX]
АВТОТРАКТОРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
449
рает, частично подвергаясь крекингу. Влага
топлива, взаимодействуя с раскалённым угле-
родом, образует водяной газ.
Подавляющее большинство газогенераторов
с прямоточным движением газа и топлива
имеет верхний отбор, при котором теплота
газа используется для подогрева топлива
в бункере. Это устройство, хотя и усложняет
конструкцию, но повышает к. п. д. газогене-
ратора и увеличивает мощность двигателя на
8—10%. Реже применяются бункеры с отбо-
ром конденсата (для работы на влажном
топливе).
На фиг. 63 показан газогенератор, который
предназначен для газификации древесных
чурок >и малозольного торфа (Лс-<3—4%).
Фиг. 68 Газогенератор с прямоточным движением газа
и топлива ГАЗ-42, для древесных чурок: / — корпус
газогенератора; 2 — бункер; 3 — камера газификации;
4 — клапанная коробка; 5 — обратный клапан; б—фу-
терка; 7—загрузочный люк; 8 — газоотборный патрубок;
9 — направляющая; 10 — зольниковый люк.
Он имеет цельнолитую стальную камеру с пери-
ферийным подводом воздуха.
Для обеспечения более полного разложения
смол при малых нагрузках газогенератора
в камере газификации предусмотрено местное
сужение — горловина, что повышает темпера-
туру в центральной части камеры. Для этой же
иели пространство вокруг камеры (в уровень
с горловиной) заполняют древесным углём.
Эта камера подвержена большим термиче-
еким напряжениям в результате неравномер-
ного нагрева стенок. Появление трещин —
основная причина выхода камер из строя.
Пятифурменная камера с индивидуальным
лодводом воздуха (фиг. 69) более совершенна,
так как не имеет жёсткого фурменного пояса.
Интенсивный подогрев воздуха в трубках за
счёт тепла отводимого газа несколько улуч-
29 Том 11
шает процесс газификации. Цельнолитые ка-
меры выполняются из жароупорной стали
или из простой углеродистой стали с после-
дующим алитированием. В камерах второго
Фиг. 69. Бункер с камерой газификации:/—кла-
Лпанная коробка; 2—юбка камеры; 3—сварочный
шов; 4—трубка подвода воздуха к фурми,
5 — бункер.
типа из жароупорной стали изготовляются
только горловина и фурмы. Срок службы ка-
мер 20—30 тыс. км пробега.
В целях упрощения конструкции камер
газификации и увеличения срока их службы
применяют центральный подвод воздуха с по-
мощью специального сопла (фиг. 70). Камера
газификации в этом случае нагрета меньше и
Фиг. 70. Схемы газогенераторов с прямоточным
движением газа и топлива и с центральным под-
водом воздуха, а) 7—камера газификации; 2 —
воздухоподводяшее сопло; 3 — рубашка для от-
бора конденсата; 4 — патрубок для слива конден-
сата; 5— коробка подвода воздуха; 6—газоот-
борный патрубок. 6) 1 — камера газификации;
2—воздухоподводящее сопло; 3 — крышка гор-
ловины фурмы; 4—обратный клапан; 5—люки
для чистки и засыпки угля в восстановительную
зону; 6—загрузочный люк; 7—газоотборныи
патрубок.
более равномерно. Сменной деталью является
воздухоподводящее сопло, которое изгито-
вляется из жароупорной стали (фиг. 71). Круп-
ный недостаток газогенераторов с централь-
ным подводом воздуха — возможность зависа-
450
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
ния топлива. Поэтому такие газогенераторы
применяют только для больших мощностей
A00—120 м*/час), т. е. с большим поперечным
сечением шахты.
Для газификации зольных сортов смоли-
стых топлив (торф, бурый уголь) применяют
только камеры с пери-
ферийным подводом
воздуха и без горло-
вины. Наличие колос-
никовой решётки и
приспособлений для
шуровки обязательно.
На фиг. 72 показан
газогенератор НАТИ-
Г59-01 для газифика-
ции бурого угля и
торфа. Камера гази-
фикации — сварная из
листовой углероди-
стой стали. Наличие
шлака и высо-
котемператур-
ного режима
в активной зоне
вызывает более
быстрое разру-
шение камеры,
чем в древесно-
чурочных газо-
генераторах.
В ряде загра-
ничных кон-
струкций буро-
угольных газо-
Фиг. 71. Фурма для цен-
трального подвода возду-
ха: /—сопло; 2— крышка;
3— гайки; 4 — клапанная
камера; 5— обратный кла-
пан.
генераторов камеры газификации футеро-
ваны.
Для определения диаметра камер газогене-
раторов с прямоточным движением газа и
топлива следует пользоваться формулой (9) и
данными табл. 16.
В камерах газификации с горловиной диа-
метр горловины выбирается в зависимости от
интенсивности газификации и от количества
фурм. Чем ниже интенсивность газификации
и чем меньше количество фурм, тем больше
неразложившихся смол пройдёт через камеру,
а следовательно, тем меньше должен быть
диаметр горловины для получения бессмоль-
ного газа.
При достаточном количестве фурм
(т =7—12) (фиг. 69) произведение величины
интенсивности газификации q на величину
отношения
постоянной:
можно считать величиной
D,
-= 1450.
A5)
Задавшись величиной q и определив диа-
метр камеры по формуле (9), подсчитывают
диаметр горловины dt.
Расстояние h от оси фурменного пояса до
горловины берётся в пределах 90—140 мм
(в зависимости от производительности газоге-
нератрра). Высота камеры На берётся по
тарл. 16. Для газогенераторов большей про-
изводительности или при работе на более
крупных кусках топлива следует брать верх-
ний предел значения На.
В табл. 18 приведены основные^ размеры
камер газификации с периферийной подачей
воздуха [22].
Для получения газа с высокой теплотвор-
ной способностью на всех режимах (включая
и холостой ход) и для обеспечения гибкой
работы газогенератора расчётная скорость
дутья должна быть не ниже 20 м/сек. Вслед-
ствие опасности загрязнения газа смолой не
ю-
Фиг. 72. Газогенератор НАТИ-Г59-01 с прямоточным'дви-
жением газа и топлива, для бурого угля и торфа:
/ — корпус газогенератора; 2—бункер; 3 — камера гази-
фикации; 4 — воздухоподводяшая труба; 5—фурмы;
6—загрузочный люк; 7—коробка обратного клапана;
8—качающаяся колосниковая решётка; 9—рычаг для
шуровки; 10 — зольниковый люк; И — люк для засыпк«
угля.
следует применять менее пяти фурм. Диаметр
фурм определяется по формуле
A6)
с1ф = 1,88 у ^
где Vg ¦— расход воздуха на газификацию в
м^/час; т — число фурм; v — скорость дутьй
в м/'сек B0—30 м/сек при прямоточном на-
правлении и 30-45 м/сек при поперечно-
точном направлении движения газа и то-
плива).
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
ГАЗОГЕНЕРАТОРОВ
В газогенераторах для смолистых топлив,
выделяющих жирные кислоты, внутреннюю
поверхность бункера покрывают эмалью или
защитной медной рубашкой (толщиной 0,5 мм).
В газогенераторах с отбором конденсата вну~
ГЛ. IX]
АВТОТРАКТОРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
451
Таблица 18
Основные размеры камер газификации с периферийной подачей воздуха, с горловиной
Параметры
Обо-
значе-
ние *
Раз-
мер-
ность
Автомобили
ГАЗ-42
ГАЗ-42
28
зоо
I2O
27O
400
8р
174
7о
IOO
12
Углероди-
стая сталь
алитиро-
ванная
893
ЗИС-13
ЗИС-13
4О
3°°
15°
33°
495
Я15
85
9°
8
Сталь
хромо-
нике-
левая
567
Тракторы
ХТЗ-Т2Г СТ-65
СГ-60
Тип установки
Максимальная производительность
Диаметр по фурменному поясу
2 Диаметр горловины
« * Диаметр юбки
« я Диаметр верхнего конуса . . .
3 s Расстояние от фурм до горло-
О.-& вины
| п Высота активной зоны
S u Высота фурменного пояса . . .
°* Высота верхнего конуса . . . .
Толщина стенки корпуса . . . .
Число и диаметр фурм
Материал камеры
Интенсивность газификации по
фурменному поясу
кг/нас
мм
h
Я_
ЗИС-21
37.6
34°
15°
324
495
2O5
Ю5
75
Т2Г
4а
334
но
3=4
476
з°5
но
6о
Г-25
68
34O
455
644
136
Зоо
IOO
16
Углеродистая сталь
алитированная
ЛС-1-3
54,5
3*5
1бО
385
66о
135
»55
IOO
i88
Х9
Углероди-
стая сталь
457
480
748
* См. фиг. 68.
тренний перфорированный бункер изготовляют
из листовой меди A,5—2 мм).
В табл. 19 даны вес газогенераторных уста-
новок и расход металла на их изготовление
[22, 23]. Вес неметаллических деталей (дерево,
асбест, резиновые шланги) составляет 1—2%
от веса металла.
Диаметр обогреваемых газом бункеров бе-
рётся на 40—60 мм меньше диаметра корпуса.
В газогенераторах с противоточным или поие-
речноточным движением газа и топлива диа-
метр бункера обычно равен диаметру корпуса.
Высоту бункера выбирают, исходя из габа-
ритных условий монтажа газогенератора на
машине. При заданном диаметре она опреде-
ляет продолжительность работы газогенера-
тора до загрузки:
*з г, час'' О7)
где t3 — время между загрузками бункера в
часах; Vg — объём бункера в л.\ Gm— часовой
расход топлива в кг; ^т — насыпной вес то-
плива (в кг/л), равный для древесной чурки и
торфа 0,28-0,30; древесного угля 0,18—0,22;
Таблица 19
Вес газогенераторных установок, их элементов и потребных материалов
Тип и вес установок
Тип установки
(для древесной
чурки)
ГАЗ-42 D0 г.) *
ГАЗ-42 D4 г.)
ЗИС-21 C9 г.) *
ЗИС-21 D4 г.)
ХТЗ-2Г *
НАТИ-Г25 *
СХТЗ-ГБ8у **
Производи
тельность
в мя1час
65
«5
Ю5
1О5
i°5
15°
65
Общий вес
в кг
45°
15°
495
2ОО
5оо
8оо
-
Вес агрегатов
Наименование
агрегата или узла
Газогенератор
Грубые очистители
или охладители
Тонкий очиститель
Газопроводы
Крепление
Вентилятор
Итого
в кг
Тип установки
Г-59у для
древесной
чурки
121,7
7O.4
97-5
25
ю
б
325,6
УГ-1 для
древесно-
го угля
64
14,1
41
5
7.5
6
137.6
Вес потребных материалов
Наименование
материалов
Сталь листовая
Сталь полосовая и
прочий прокат
Сталь круглая
Трубы
Стальные поковки
Чугунное литьё
Итого
в кг
Тип установки
Г-59у для
древесной
чурки
332,8
21
2О
25
5.2
48
352
УГ-1 для
древесно-
го угля
79
2,6
22
24 .а
—
2б,1
154.5
* Тип газогенератора фиг. 68.
** Тип газогенератвра фиг. 72.
452
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
бурого угля 0,35—0,45; полукокса 0,4—0,5 и
антрацита 1,0—1,05.
Высота зольника, диаметр которого обычно
равен диаметру корпуса, определяется по фор-
муле
111 — —
Ю/v?
A8)
где t3 — продолжительность работы до чистки
в часах; F3—поперечное сечение зольника в дм2;
7 — насыпной вес провала в кг/л @,2 — 0,3 для
древесного угля и торфа и 0,7—1,0 для полу-
кокса и антрацита); Ап — потери в провале
от веса израсходованного топлива, равные для:
древесной чурки и древесного угля 1—2°/0; бу-
рого угля и многозольного торфа 3—4°/0; полу-
кокса и антрацита 5—6% и выше.
На фиг. 65 и 68 показаны конструкции за-
грузочных и зольниковых люков. Загрузочный
люк для газогенераторов с поперечноточным
и противоточным движением газов и топлива
должен обязательно иметь жёсткий затвор.
Прокладку загрузочного люка изготовляют из
прографиченного асбестового шнура в оплётке.
Наиболее простой и надёжной конструкцией
является резьбовой зольниковый люк с чугун-
ной литой крышкой и плоской прокладкой
(фиг. 65).
Газогенераторы после сборки и проверки
на герметичность (под избыточным давлением
0,5 am) снаружи окрашивают жаростойким ла-
ком.
ОХЛАЖДЕНИЕ И ОЧИСТКА ГАЗА
В газогенераторных установках трактор-
ного типа (и в некоторых автомобильных уста-
новках) для охлаждения газа применяют ра-
диаторы трубчатого типа, которые обычно
устанавливают перед радиатором водяного
охлаждения двигателя (фиг. 73). Газ предвари-
тельно очищают от крупных частиц пыли в
очистителях для грубой очистки — циклонах
(фиг. 74). В автомобильных установках наибо-
Таблица 20
Температуры и разрежения в газогенераторных
установках
Место
замера
За газоге-
нератором . .
После охла-
дителя и гру-
бых очисти-
телей ....
Перед сме-
сителем . . .
1'од
топлива
Лревесная
чурка
Дречесный
уголь
Древесная
чурка
Древесный
уголь
Древесная
чурка
Древесный
уголь
Температура
ивном
(автомо-
тановки)
CJ w
я s >,
Ь Я 4»
а « 3
S п X
S &Ч
схю s
с о о
150 — i8o
280—300
60-70
70- 90
25- 35
35— 40
полуста-
работы
е уста-
0 С1" ^ ^~*
5?Ǥ
240—280
45O-55O
8о—ioo
100-140
35— 45
4О— 5°
:снте-
и
QJ О
в М
а* >?
о."
а,«
aoo - goo
аоо—з°°
400—600
300-500
500—8оо
боо— looo
Выпадение крупных частиц пыли в грубых
очистителях-охладителях достигается измене-
нием направления движения газа (с помощью
перфорированных пластин из листовой стали
толщиной 1,5—2 мм) и уменьшением скорости
газа. Одновременно происходит охлаждение
газа. Наличие достаточных объёмов в системе
очистки и охлаждения газа облегчает пуск дви-
гателя на газе после остановок. На фиг. 75
К смесителю
Фиг. 73. Схема древесночурочной газогенераторной установки Т2Г для гусеничного трактора ХТЗ: / — газо-
генератор; 2—циклонный очиститель; 3—охладитель; 4—фильтр; 5—отстойник.
лее часто применяется комбинированная си-
стема грубой очистки и охлаждения газа.
В табл. 20, 21 приведены данные по темпе-
ратурам, разрежениям, содержанию в газе
пыли и смолы для различных газогенератор-
ных установок [22, 23, 29].
показана батарея грубых очистителей-охлади-
телей для легкового автомобиля, а в табл. 22
даны размеры секций перфорированных
пластин очистителей-охладителей для грубой
очистки древесночурочных газогенераторных
установок ГАЗ-42 и ЗИС-21 [25].
ГЛ. IX]
АВТОТРАКТОРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
453
Таблица 21
Содержание пыли и смолы в генераторном газе
Род топлива
Древесная чурка
Древесный уголь
То же
Антрацит
Тип Л *
газогенератора
Прямоточный
Поперечноточный
Противоточный
То же
Тип фильтра
Кольца Рашига
Матерчатый
Барботажный очи-
ститель
То же
Содержание пыли в г/л8
за газо-
генерато-
ром
а.5—3.5
3.°—3.5
2.O-2.5
1,5—2,о
после гру-
бого очи-
стителя
0.3-0.4
о,4—о,7
перед
смесителем
0,10—0,15
о,оа—0,03
о,оз—о,О4
0,04—0,06
Содержа-
ние смол
в г[ма
о.5
0,2
0,О
Для определения размеров агрегатов грубой
очистки и охлаждения газа пользуются опыт-
ными коэфициентами.
Удельные объёмы грубых очистителей-охла-
дителей для большинства газогенераторных
установок берутся в пределах 3—4 л/л. с.
(в установках облегчённого типа удельные объ-
ёмы уменьшены до 2—3 л/л. с). Удельная по-
верхность охлаждения грубых очистителей со-
ставляет около 0,07—0,08 мЦл.с. (то же и для
радиаторных охладителей тракторного типа).
Фиг. 74. Циклон для грубой очистки газа:
/—входной патрубок; 2—камера циклона;
3—газоотводящая труба; 4 — отбойные
лопатки; 5 — конус с успокоителем;
6 — пылесборник; 7—¦ люк для чистки.
Для радиаторных охладителей автомобильного
типа, работающих в условиях надёжного обдува
и при повышенных скоростях прохода газа
(до 10—15 м\сек), эта норма может быть сни-
жена до величины 0,03 — 0,04 мЩл.с. Расход
газа на 1 л. с. составляет 2,0—2,2 мК
Тонкая очистка влажного газа (содержание
водяных паров более 80—90 г/-и3) произво-
дится в очистителях с кольцами Рашига за
Фиг. 75. Грубые очистители-охладители газогенератор-
ной установки для легкового автомобиля: / — корпус
очистителя; 2 — секция перфорированных пластин;
3—крышка; 4 — скоба; 5—болт скобы; 6—^входной
патрубок; 7—выходной патрубок.
счёт соприкосновения газа с влажной поверх-
ностью колец (фиг. 76). Конденсирующиеся
водяные пары смачивают кольца и находя-
щуюся в газе тончайшую пыль, обеспечивая
этим лучшее прилипание её к поверхности
колец. Чем больше водяных паров сконденси-
руется в очистителе, тем выше степень очи-
стки газа т)оч (фиг. 77).
Основные конструктивные параметры ко-
лец Рашига приведены в табл. 23 [22]. Мате-
риал колец — сталь (толщина 0,3- 0,5 ми) или
фарфор (толщина 2,5—3 мм).
Диаметр очистителя определяют по фор-
муле
Dr
= 1,88 1/
см,
A9)
где Уг — производительность газогенератора
в мР/час (сухого газа); v0H—скорость газа в
очистителе (в пределах 0,15—0,5 м/сек, счи-
тая на полное сечение).
454
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
Таблица 22
Размеры секций перфорированных пластин
очистителей-охладителей •
Газогенераторная
установка
ЗИС-21
производитель-
ностыо
НО лР(ча€
ГАЗ-42
производитель-
ностью
60 ма/час
к
а>
№ очистит
I
л
III
1
И
Секция
i
a
г
а
i
я
i
i
Количество
пластин
аб
41
41
71
7i
5°
юр
s
. ж
Расстояние
между пла
стинами в .
3°
18
18
18
то
IO
23
IO
Q.
Число отве
стий в пла-
стине
53
I2O
I2O
I2O
2OI
2OI
6з
140
Диаметр от
верстий в л
15
ю
ю
IO
8
8
15
ю,5
* Для грубой очистки поперечные размеры очистите-
лей (а — высота, Ь — ширина):
ЗИС-21 — 0 204 мм; ГАЗ-42 — й=140 мм\ * = 26О мм.
Для тонкой очистки сухого газа в ряде
случаев применяют матерчатые фильтры, со-1
стоящие из двух слоев материи (байки и
сатина), натянутой на жёсткие или гибкие
(пружинные) каркасы.
Для топлив с содержанием золы выше
3—4% величину удельной поверхности надо
брать больше.
Ю 20 30 Ы) 50 60 70 80 % г/*г>
Аоличрство пара, сконденсировавщ в очистителе
Фиг. 77. Зависимость степени очистки -цоц древесночу-
рочного газа и количества конденсирующих водяных
паров (/ г<мъ) от высоты слоя колец (кольца металли-
ческие 1БХ15 мм).
Принцип работы барботажкых очистите-
лей заключается в том, что газ в виде мелких
иузырьков проходит через слой воды и очи-
Фиг- 76. Схема древесночурочной газогенераторной установки автомобиля ГАЗ-42: ;—газогене-
ратор; 2—грубые очистители-охладители; 3—фильтр с кольцами; 4 — электрический вентилятор
для розжига; 5—смеситель; б— всасывающий коллектор.
Схема древесноугольной газогенераторной
установки НАТИ-Г23 для автомобиля ЗИС-5
с матерчатым фильтром изображена на фиг. 78.
В очистителях с матерчатым фильтром не-
обходимо поддерживать температуру газа в
пределах 60—80° С. При более низкой темпе-
ратуре или повышенной влажности топлива
выпадает конденсат, и фильтр намокает. При
слишком высокой температуре газа (выше
150° С) ткань быстро разрушается.
Поверхность очистки матерчатых фильтров
подсчитывается по следующей эмпирической
формуле:
F = 0,05 NeM*.
где Ne — мощность двигателя в л. с.
B0)
Таблица 23
Данные по кольцам Рашига
Размер ко-
лец в мм
гоХю
15X15
25X25
Толщина
стенки в мм
о.55
о,6о
Количегтво
колец в 1 л
IOOO
230
5°
X
Вес 100 шту
колец в г
52
2бО
757
Свободный
объём, не
занятый кол
цами, в %
86
89
93
и
о
¦ С х в
6 28
35о
2ОО
ГЛ. IX]
АВТОТРАКТОРНЫЕ ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
455
щается от пыли. Происходящее при этом увлаж- личением расхода газа (глубокий барбо-
нение сухого газа позволяет использовать таж).
для его окончательной очистки кольца Ра- Очистители изготовляют из холоднокатан-
шига. ной листовой стали толщиной 1,5—2,0 мм.
Барботажные очистители 'менее чувстви- Наружная поверхность очистителей покры-
тельны к качеству топлива. Их сопротивление вается нитрокраской или лаком.
Фиг. 78. Схема древесноугол»ной газогенераторной установки НАТИ-Г23: / — газогенератор;
2—фурма; 3—газоотборная решётка; 4 — охладитель; 5 — сменная труба; 6—очиститель; 7—матер-
чатые фильтры; 8 — контрольная сетка.
Уробень засыпки
по ДЙ
350-
Отоерстая для прохода газа при
работе под нагрузкой
Фиг. 79. Водяной очиститель газогенераторной установки ГАЗ-УГ-1: /—первый отсек; 2—второй
отсек; 3 - входной патрубок; 4—выходной патрубок; 5—люк для засыпки колец; 6—спускная пробка.
(в пределах пробега до чистки) почти не изме- Для соединения газопроводов на горячей
няется. линии применяются подвижные фланцы. На
На фиг. 79 изображён барботажный очи- холодной линии газопроводы соединяют дюри-
ститель УГ-1, в котором высота барботаж- товыми шлангами, которые стягиваются хо-
ного слоя в первом отсеке повышается с уве- мутами.
456
ГАЗОГЕНЕРАТОРЫ
[РАЗД. IV
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Альбом рабочих чертежей газогенераторных устано-
вок для мотовозов и алектросиловых двигателей на
ж.-д. транспорте, мощностью от SO до 170 л. с. Транс-
желдориздат, 1943-
% Ал ь т ш у л л е р В. С., Методы интенсификации ра-
боты промышленных газогенераторов, Изв. АН СССР,
Отд. техн. наук, № 11—12. 1943.
3. А. П., Современные судовые газогенераторные уста-
новки, .Речной Транспорт" № 5, 1944.
4. Артамонов М. Д. и Тизенгаузен П. Э.,
Учебное пособие по газогенераторным автотракторным
автомобилям, Гослестехиздат, 1941.
5. Введенский А. А., Караган А. П., Авто-
тракторные газогенераторы, Гостехиздат НКТП, 1932.
6. Газогенераторные авт<.мобили, Сб. статей. Нарком
хоз РСФСР, 1943.
7. Г е н и н А. Б., Новый тип газогенераторной уста-
новки на швырке, „Водяной транспорт" № 7, 1939.
8. Г и н з б у р г Д. Б., Газификация топлива и газоге-
нераторное установки, ч. 1, I излегпром, 1937.
9. Гинзбург Д. Б., Газогенераторные установки,
ч. 2, Гизлегпром, 1G36.
10. Гинзбург Д. Б., Березовский С. И., При-
способление новой и реконструкция существующей
торфяной газогенераторной станции для газификации
различных видов топлива, .Сталь" № 7—8, 1943.
11. Гипросредмаш НКСМ СССР, чертеж № 618-ч.
12. Г ю л ь д н е р, Газовые двигатели, Гостехиздат, 1932.
13. Д о л ь х П., Водяной газ, пер. с нем. под ред.
А. Б. Чернышева, ГОНТИ, 1938.
14. Жаворонков Н. М., Гидравлические основы
скрубберного процесса и теплопередача в скрубберах,
Сов. Наука, 1944.
15. И г н а т о в А- В., Альбом чертежей по переводу
двигателей внутреннего сгорания на газ, Наркомхоз
РСФСР, 1945.
16. Инструктивные материалы по переводу предприя-
тий чёрной металлургии на твёрдые и местные виды
топлива, Металлургиздат, Свердловск, 1943.
17. Инструкция по устройству и эксплоатации силовых
газогенераторных установок, Оргкоммунэнерго
НКХоза РСФСР, 1943.
18. К о с с о в С. Г., Автотракторные газогенераторные
установки, ГНТИ, 1941.
19. Крендель А. С, Интенсификация газогенератор-
ного процесса в газогенераторах силовых машин, „Ди-
зелестроеаие" № 1, 1940.
20. Лебедев М. В., Газогенераторы для стационар-
ных двигателей внутреннего сгорания. Наркомхоз
РСФСР, 1946. ¦ ^
.21. М е з и н И. С, Влияние диаметра и высоты камеры
газификации на химический состав газа. Труды ЬАТИ,
Мапггйз, вып. 40, 1941.
22. Отчёты НАТИ, 1937—1940 гг.
23. Отчёты ЦНИИАТ, 1943-1945 гг.
24. Павловский Н. П., О р л о в С. Ф., Автомобиль-
но-тракторные газогенераторные установки. Гослес-
техиздат, 1939.
25. П а н ю т и н к. А., Газогенераторные автомобили.
Сб. статей, Наркомхоз РСФСР, 1942.
26. П е т р о в Я. П., Судовая газогенераторная уста-
новка на швырке, „Водный транспорт" № 7, 1939.
27. Проектная записка Гипрсмеза № 183540.
28. Р а м б у ш Н. Э., Газогенераторы. Пер. с англий-
ского, переработка и дополнения А.С.Синельникова,
ГОНТИ, 1939.
29. Справочник по газогенераторным и газобаллонным
автомобилям. Сельхозгиз, 1943.
30. Т о к а р е в Г. Г., Исследование работы газогенера-
тора горизонтального процесса горения. Сб; трудов
ЦНИИАТ, Вопросы автомобильного транспорта, Нар-
комхоз РСФСР, 1945.
31. Треиклер Г. Р., Газогенераторы, пер. с нем. и
переработка Н. Н. Лазарева, Госэнергоиздат, 1933.
32. Труды I и II конференции ВНИТОЭ по переводу дви-
гателей внутреннего сгорания на газ, Энергоиздат,
1945.
33. Труды Уральского научно-исследовательского лесо-
промышленного института. Испытание газогенератора
„Берлие" на древесном топливе, Наркомлес СССР, 1932
34. Фролов С. П., Судовые газогенераторные уста-
новки, Речиздат, 1941.
35. Ч е р н ы ш е в А. Б., Проблема газоснабжения го-
родов, „Вестник инженеров и техников", № 1, 1946.
Сб. Ч л е н о в А. Г. Газогенераторы для стационарных
силовых установок, „Дизелестроение" № 7, 1939.
37. Ш и ш а к о в Н. В. Газификация мелкозернистого
топлива во взвешенном состоянии, ВНИТОЭ, Вопросы
газификации, сб. 4, 1941.
38. Ш и ш а к о в Н. В., Основы хорошей газификации
советских топлив, Материалы Всесоюзного совещания
по эксплоатации газогенераторных станций, 1940.
39. Э й л е р В. А., Очистка доменного газа, пер. с нем.,
Металлургиздат, 1933.
Замеченные опечатки
Стр.
Строка
Напечатано
Должно быть
6
27
27
49
49
209
270
334
344
368
371
371
408
Левая колонка, 19-я снизу
Левая колонка, 35-я снизу
Левая колонка, 34-я снизу
Правая колонка, 2-я снизу
Левая колонка, 2-я сверху
Правая колонка, 13-я сверху
Заголовок таблицы
Правая колонка, 1-я сверху
Табл. 20, гр. 1-я справа, стр. 1-я
снизу
Правая колонка, 1-я снизу
Табл. 31, гр. 2-я справа, стр. 10-я
снизу
Табл. 31, гр. 2-я справа, стр. 8-я
снизу
Табл. 5, гр. 2-я справа, стр. 2-я
снизу
@,3 кг/см")
4X4» 6X4, 6X6
фиг. 25
С-65 170-400, у С-60
26
аз
4оо—loo
9,8i
оценивают
ч
Рп —
@,14 кг/см3)
4X4, 6X4
фиг. 21
С-60 170-400, у С-65
Зб
за.
4оо—iooo
Энциклопедический справочник .Машиностроение", том 11. Зак. № 2307.